Разработка привода, состоящего из электродвигателя, упругой муфты, двухступенчатого цилиндрического соосного редуктора, цепной передачи и вала приводного барабана

Размещено на http://www.allbest.ru//

Размещено на http://www.allbest.ru//

Введение

Задачей данного курсового проекта является разработка привода, состоящего из электродвигателя, упругой муфты, двухступенчатого цилиндрического соосного редуктора, цепной передачи и вала приводного барабана (см. рис. 1). привод вал муфта подшипник

Электродвигатель (1) передает крутящий момент на входной вал редуктора через муфту (2). Далее - через цилиндрические передачи (3 и 4) - вращение передается выходному валу редуктора. Через жестко-компенсирующую муфту (5) крутящий момент передается валу рабочего барабана (6).

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для понижения частоты вращения выходного вала по сравнению со входным.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые (червячные) колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Корпус чаще всего выполняют литым чугунным, реже сварным стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения. Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания. Конструкции многих узлов и деталей учитывают особенности серийного производства. В работе широко применялась стандартизация и унификация.

Исходные данные к проекту: кН, v=2,95 м/с, D=350 мм.

Рис. 1. Схема проектируемого привода.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Исходные данные: кН, v=2,95 м/с, D=350 мм.

Определение требуемой мощности электродвигателя:

, где - общий КПД,

кВт - мощность на выходе.

По [5, с. 6, табл. 1.1] выбираем ориентировочные значения КПД для передач.

Таким образом:

.

Тогда

Требуемая частота вращения вала приводного барабана: .

По [5, с. 7, табл. 1.2] принимаем рекомендуемые передаточные числа передач привода: , .

Тогда общее передаточное число привода составит: .

Тогда рекомендуемая частота вращения вала электродвигателя составит: .

По [5, с. 417, табл. 24.9] принимаем двигатель АИР132М4 ТУ 16-525.564-84 с асинхронной частотой вращения вала 1447 об./мин, номинальной мощностью 11,0 кВт и диаметром вала 38 мм. Такой двигатель был принят для того, чтобы не принимать крайние значения передаточных чисел.

Перегрузка электродвигателя составит: , что допустимо [5, с. 7].

Передаточное число привода: .

По рекомендации [5, стр. 8, табл. 1.3] определяем предварительно передаточное число тихоходной ступени: .

Тогда передаточное число быстроходной ступени составит: .

Принимаем (по ГОСТ 2185-66). Тогда: .

Определение частот вращения валов.

Вал электродвигателя: .

Быстроходный вал: .

Промежуточный вал редуктора: .

Тихоходный вал редуктора: .

Вал рабочего органа: .

2. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов

Определение мощностей на валах.

Вал электродвигателя: кВт.

Быстроходный вал редуктора: кВт.

Промежуточный вал редуктора: кВт.

Тихоходный вал редуктора: кВт.

Вал рабочего органа: кВт.

Определение крутящих моментов на валах привода .

Вал электродвигателя: Нм.

Быстроходный вал редуктора: Нм.

Промежуточный вал редуктора: Нм.

Тихоходный вал редуктора: Нм.

Вал рабочего органа: Нм.

Табл. 2.1 Сводная таблица кинематических характеристик привода.

Вал	n	P кВт	T Нм	u
I	1447	11,725	77,383
				-
II	1447	11,376	75,08
				3,15
III	459,4	10,924	227,088
				2,85
IV	161	10,49	622,233
				-
V	161	10,178	603,726

3. Предварительный расчет диаметров валов

Предварительное определение диаметров валов следует произвести по формуле: , где МПа - для всех валов, кроме червяков [2, стр. 12]. Для быстроходных валов следует принимать меньшие значения МПа.

Быстроходный вал редуктора: мм.

Быстроходный вал соединен муфтой с валом электродвигателя. Диаметр вала электродвигателя равен 38 мм. Для обеспечения требуемого минимального диаметра под муфту, принимаем диаметр консольного участка быстроходного вала равным 32 мм (короткий конический конец вала по ГОСТ 12081-72). Более подробное обоснование выбора диаметра - см. п. 5.1.

Принимаем предварительно диаметр вала под полумуфту 32 мм (короткий конический конец вала по ГОСТ 12081), под манжету - 32 мм, под подшипники - 35 мм, под шестерней первой ступени - 38 мм.

Промежуточный вал редуктора: мм. Принимаем под подшипники 40 мм. Под шестернями - 42 мм.

Тихоходный вал редуктора: мм. Принимаем диаметр вала под полумуфту - 48 мм (короткий цилиндрический конец вала по ГОСТ 12080), под манжету - 55 мм, под подшипники - 55 мм, под зубчатое колесо - 60 мм.

4. Подбор и проверочный расчет муфт

4.1 Выбор упругой муфты, соединяющей вал электродвигателя с быстроходным валом редуктора

Для соединения вала электродвигателя и входного вала редуктора, следует выбрать упругую муфту.

Номинальный крутящий момент на валу составляет 75,08 Нм. Расчетный крутящий момент рассчитывается [4, стр. 364, формула 17.1]: Нм, где - по табл. 17.1 [4].

Диаметр вала электродвигателя равен 38 мм. Расчетный диаметр входного вала редуктора равен 26,6 мм. Диаметр 38 мм предусмотрен только для муфты типоразмера 250 Нм. Минимальный диаметр втулки такой муфты равен 32 мм. Выбираем муфту 250-38-1-32-4 ГОСТ 21424-93. Одна втулка на длинный цилиндрический конец вала 38 мм (на вал электродвигателя). Вторая втулка на короткий конический конец вала диаметра 32 мм.

Неуравновешенная составляющая силы, передаваемой муфтой, равна: Н, где d=100 мм - диаметр посадки пальцев в полумуфтах.

4.2 Выбор жестко-компенсирующей муфты. Соединяющей тихоходный вал редуктора с валом рабочего органа

Для соединения тихоходного вала редуктора с валом рабочего органа необходимо выбрать жестко-компенсирующую муфту.

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора равен 622,233 Нм. По [4, с. 364, формула 17.1, 381, табл. 17.1], расчетный крутящий момент на валу равен Нм.

Диаметр вала под полумуфту равен 48 мм.

По [ГОСТ 50895-96, с. 6, табл. 1] принимаем зубчатую муфту 1-1600-48-1 У2 ГОСТ Р 50895-96 (см. рис. 5.2.1).

Далее следует определить неуравновешенную составляющую силы, передаваемой муфтой: Н. Здесь d=mz=2,5х38=95 мм - некий диаметр муфты, по которому передается крутящий момент. Для зубчатой муфты таким диаметром является диаметр зацепления полумуфты с обоймой.

Условие износостойкости зубьев муфты по [4, с. 370, формула 17.6]: МПа, что допустимо.

Рис. 5.2.1 Муфта 1-1600-48-1 У2 ГОСТ Р 50895-96

5. Предварительный выбор подшипников

Диаметры валов под подшипники равны 35, 40 и 55 мм для быстроходного, промежуточного и тихоходного валов соответственно.

Предварительно для всех валов были выбраны шариковые радиальные подшипники легкой серии: 207, 208 и 211 ГОСТ 8338-75.

Принимаем для подшипников нулевой класс точности.

Табл. 6.1 Характеристики выбранных подшипников.

типоразмер	d, мм	D, мм	B, мм	r, мм	C, кН	C0, кН
207	35	75	17	2	25,5	13,7
208	40	80	18	2	32,0	17,8
211	55	100	23	2	71,5	41,5

6. Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников

Компоновка редуктора выполняется для:

- размещения внутри зубчатых колес всех ступеней так, чтобы получить минимальные внутренние размеры редуктора;

- определения расстояния между опорами валов и длин консольных участков;

- определение точек приложения сил, нагружающих валы.

Через середину листа формата А1 миллиметровой бумаги проводи вертикальные параллельные линии на расстоянии 140 мм друг от друга (оси валов редуктора).

В нижней части рисунка рисуем прямоугольник размером 67,41х60 мм (зубчатая шестерня первой ступени - см. п. 3.2). Этот прямоугольник должен быть симметричен относительно левой вертикальной линии. Напротив этого прямоугольника следует нарисовать еще один прямоугольник размером 212,59х56 мм (зубчатое колесо первой ступени - см. п. 3.2), который следует расположить симметрично относительно правой вертикальной линии.

Теперь следует нарисовать контуры подшипников быстроходного вала. Они должны располагаться на расстоянии 14 мм выше и ниже быстроходной шестерни. Размеры подшипников принимаются по справочникам [4, стр. 338, табл. 16.3].

Далее - выше верхнего подшипники на расстоянии 10 мм следует нарисовать очертания подшипника тихоходного вала. По размерам, взятым из п. 3.2 необходимо прямоугольниками обозначить колеса второй ступени, после чего - подшипники промежуточного и тихоходного валов.

После построения упрощенной компоновки необходимо замерить расстояния между характерными точками всех валов.

Далее следует произвести проверочные расчеты валов на выносливость и подшипников на динамическую грузоподъемность. После того, как валы и подшипники проверены, следует дорисовать на компоновке корпус, крышки, распорные кольца, уточнить подшипники и т.д.



Рис. 7.1 Компоновка спроектированного редуктора.

Теперь следует определить параметры смазки передач и подшипников редуктора.

По табл. 11.1 [5] выбираем кинематическую вязкость масла 22 и 60 , что соответствует скоростям передачи 5,11 и 1,73 м/с и контактным напряжениям 384,5 и 777,5 МПа.

По табл. 11.2 [5] принимаем масло И-Г-А-68 ГОСТ 17479.4-87.

Объем масла: л. Тогда глубина масляной ванны (исходя из того, что ее длина составляет 376 мм, а ширина - 214 мм) будет примерно равной: мм. Принимаем 55 мм. Тогда объем масла составит: л.

Подшипники всех валов смазываются вследствие разбрызгивания масла колесами зацепления. Для того, что бы избежать заливания подшипников быстроходного вала, следует установить маслоотбойные шайбы.

7. Расчет валов в опасных сечениях (по эквивалентному моменту)

Общие параметры.

Силы на зубьях передачи первой ступени: Н, Н, Н; диаметры колес равны: 67,41 и 212,59 мм (см. п. 3.2).

Силы на зубьях передачи второй ступени: Н, Н (см. п. 3.1).

Неуравновешенные составляющие сил, передаваемые муфтами: Н, (см. п. 5).

Табл. 8.1 Кинематические характеристики валов редуктора

Вал	n	P кВт	T Нм	u
II	1447	11,376	75,08
				3,15
III	459,4	10,924	227,088
				2,85
IV	161	10,49	622,233

Наиболее нагруженным сечением вала является точка В - место посадки зубчатой шестерни первой ступени.

Для этого сечения следует рассчитать минимально допустимый расчетный диаметр вала.

мм, где МПа, s = 4 (данные взяты в соответствии с рекомендациями на стр. 66 [2]).

Вал изготовлен из стали 45, МПа.

МПа.

МПа.

мм, что допустимо.

Наиболее нагруженным сечением вала является точка С - место нарезки зубьев шестерни. Проверять это сечение на выносливость смысла не имеет.

Наиболее нагруженным сечением вала является точка С - посадка подшипника на вал.

Для этого сечения следует рассчитать минимально допустимый расчетный диаметр вала.

мм, где МПа, s = 4 (данные взяты в соответствии с рекомендациями на стр. 66 [2]).

Вал изготовлен из стали 45, МПа.

МПа.

МПа.

мм, что допустимо.

9. Подбор и проверочный расчет шпоночных и шлицевых соединений

Расчет будет произведен по рекомендациям из [4].

Рассчитываем шпонки на смятие.

Рис. 10. Эскиз шпонки ГОСТ 23360-78.

а) б)

Должно выполняться условие: МПа, где = 200…400 МПа [4, стр. 48].

МПа, где Т Нмм - крутящий момент на валу, d мм - диаметр вала, h мм - высота шпонки, мм - расчетная длина шпонки, b мм - ширина шпонки, мм - глубина паза вала.

Быстроходный вал.

Крутящий момент: T = 75,08 Нм.

Шпонка под полумуфтой на входе (bxhxL=6х6х32, d=30,2 мм - по ГОСТ 12081-72): МПа.

Шпонка под шестерней (bxhxL=6х6х40, d=36 мм): МПа.

Промежуточный вал.

Крутящий момент: T = 227,088 Нм.

Шпонки под колесом (bxhxL=12х8х50, d=42 мм): МПа.

Тихоходный вал.

Крутящий момент: T = 622,233 Нм;

Шпонка под полумуфтой (bxhxL=14х9х70, d=48 мм): МПа.

Шпонка под зубчатым колесом (bxhxL=14х9х56, d=60 мм): МПа.

Т.о. МПа для всех случаев. Прочность шпоночных соединений обеспечена.

Следует отметить, что для упрощения изготовления валов, ширины всех шпонок на каждом из них были приняты одинаковыми по минимальному диаметру вала.

10. Расчет валов на выносливость

10.1 Быстроходный вал

Наиболее нагруженное сечение вала - т. В - посадка шестерни на вал.

Это сечение следует проверить вал на выносливость.

Изгибающий момент равен 82320,3 Нмм.

Крутящий момент на валу 75080 Нмм.

Вал изготовлен из стали 45, МПа.

МПа.

МПа.

Следует проверить это сечение на прочность.

Условие прочности: , где:

; .

По табл. 14.2 [4], выбираем коэффициенты: , .

- момент сопротивления изгибу.

- момент сопротивления кручению.

По табл. 14.3 [4], выбираем: ;

По табл. 14.4 [4], выбираем: ; .

Таким образом:

;.

.

; .

.

Прочность вала обеспечена.

10.2 Промежуточный вал

Наиболее нагруженное сечение вала - т. С - место нарезки зубьев шестерни. Проверять это сечение на выносливость смысла не имеет.

10.3 Тихоходный вал

Наиболее нагруженное сечение вала - т. С - посадка подшипника на вал.

Это сечение следует проверить вал на выносливость.

Изгибающий момент равен 396919,9 Нмм.

Крутящий момент на валу 622233 Нмм.

Вал изготовлен из стали 45, МПа.

МПа.

МПа.

Следует проверить это сечение на прочность.

Условие прочности: , где:

; .

По табл. 14.2 [4], выбираем коэффициенты: , .

- момент сопротивления изгибу.

- момент сопротивления кручению.

По табл. 14.3 [4], выбираем: ;

По табл. 14.4 [4], выбираем: ; .

Таким образом:

;.

.

; .

.

Прочность вала обеспечена.

11. Назначение посадок, шероховатости поверхностей, выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей

Назначение квалитетов точности, параметров шероховатости поверхностей, отклонений формы и расположение поверхностей должно сопровождаться анализом служебного назначения деталей и технологических возможностей при обработке. С возрастанием точности стоимость обработки резко повышается. Из экономических соображений нужно назначать квалитеты сравнительно грубые, однако, обеспечивающие необходимое качество деталей, узлов и машин.

При выборе квалитетов точности и назначении посадок будем руководствоваться рекомендациями:

посадки колёса на валы: Н7/р6

посадка глухих крышек в корпус: Н7/h6

посадка сквозных крышек в корпус: Н7/h6

поле допуска ширины шпонки: js9

поле допуска ширины шпоночного паза на валу: P9

поле допуска ширины шпоночного паза в отверстиях: P9

поле допуска диаметра вала под подшипниками: k6

поле допуска диаметра расточек в корпусе под подшипники: H7

Для обеспечения указанных посадок посадочные поверхности деталей необходимо обработать до шероховатости не грубее RA 1.6. При этом торцовые поверхности деталей, контактирующие с другими деталями должны иметь шероховатость не ниже RA 3.2, второстепенные поверхности механически обрабатываемых деталей не ниже RA 12.5, второстепенные механически необрабатываемые поверхности деталей оставляем в состоянии поставки, т.е. со стандартной шероховатостью. Поверхности валов под манжетными уплотнениями должны иметь шероховатость не ниже RA 0.4.

12. Определение размеров корпусных деталей

Расчет будет производиться по [2].

Толщина стенки редуктора: мм.

. Принимаем мм.

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности вращающейся части: мм. Принимаем 8 мм.

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности подшипников качения: мм. Принимаем 4 мм.

Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней поверхности стенки редуктора: мм. Принимаем 10 мм.

Расстояние от боковой поверхности элементов, вращающихся вместе с валами до боковой поверхности неподвижных наружных частей редуктора: мм. Принимаем 10 мм.

Болты, соединяющие крышку корпуса и корпус по периметру редуктора: мм. Принимаем болты М8.

Болты, соединяющие крышку корпуса и корпус у бобышек подшипников: мм. Принимаем болты М12.

Ширина фланцев крышки корпуса и корпуса: мм. Здесь x=2 ( для толщины стенки корпуса 8…10 [2, табл. 12.2.2]), k=24, k=32 и k=40 мм (для болтов М8, М12 и М16 соответственно [2, табл. 12.7.3]).

Таким образом:

ширина фланцев крышки корпуса и корпуса по периметру редуктора: мм;

ширина фланцев крышки корпуса и корпуса у бобышек подшипников: мм.

Следует так же выбрать геометрические параметры крышек подшипниковых узлов.

В зависимости от внешнего диаметра подшипника выбираем: для тихоходного вала - по 6 болтов диаметра 10 мм, для промежуточного и быстроходного валов - по 4 болта диаметром 8 мм [2, табл. 12.1.1].

Рис. 13.1 Основные геометрические размеры корпуса на окончательной компоновке

13. Сборка редуктора, регулировка подшипников и зацеплений

Перед сборкой внутреннюю стенку корпуса (12, 13 и 23) тщательно очищают и покрывают мастостойкой краской.

Сборку редуктора производят согласно сборочному чертежу, начиная с узлов валов.

В шпоночный паз быстроходного вала (17) устанавливается шпонка 6х6х40 (54), далее на вал надевается зубчатая шестерня (19), распорное кольцо (3), маслоотбойные шайбы (8) и подшипники 207 (44). На дальний от консоли подшипник надевается стакан (14). Узел быстроходного вала собран.

В шпоночный паз промежуточного вала (22) устанавливается шпонка 12х8х50 (55), после чего, на вал надевается зубчатое колесо первой ступени (20), распорное кольцо (5), подшипники 308 (45). Узел промежуточного вала собран.

В шпоночный паз тихоходного вала (18) устанавливается шпонка 14х9х56 (56), после чего, на вал надевается зубчатое колесо второй ступени (21), распорное кольцо (6) и подшипники 211 (46). Узел тихоходного вала собран.

Теперь следует определить числа регулировочных прокладок каждого комплекта.

Сначала следует отрегулировать подшипники промежуточного вала. Для этого узел вала необходимо вставить в основание корпуса. После этого необходимо прикрутить одну из крышек подшипника (9) к корпусу, вставить распорные кольца (4) и упереть вторую крышку в это кольцо. По образовавшемуся расстоянию от фланца крышки подшипника до внешней торцовой поверхности корпуса следует приблизительно определить число прокладок (26), необходимых для компенсации этого зазора. Прокладки следует установить. А вторую крышку - прикрутить болтами к корпусу. Далее на основание надевается крышка корпуса. Тперь следует проверить «проворачиваемость» промежуточного вала (вращая его пальцами через смотровое отверстие в крышке корпуса). Вал должен вращаться свободно без стуков и заедания. После того, как регулировка подшипников промежуточного вала окончена, необходимо открутить крышку подшипников (9) и крышки корпуса, после чего - достать узел промежуточного вала из основания корпуса. От полученного числа прокладок необходимо отнять 3-5 штук для обеспечения зазора 0,3-0,5 мм, необходимого для компенсации термического удлинения вала. Регулировка подшипников промежуточного вала окончена.

Регулировка подшипников быстроходного и промежуточного валов. Теперь в основание корпуса необходимо установить быстроходный и тихоходный валы. Далее следует упереть внешние кольца крайних подшипников (ближних к входу и выходу редуктора) в распорные кольца (2 и 7), которые упираются в крышки подшипников (10 и 11). По образовавшимся зазорам между фланцами подшипников и торцами корпуса следует приблизительно определить числа прокладок (25 и 27), необходимые для компенсации этих зазоров. Следует закрепить внутреннюю и внешнюю крышки корпуса относительно основания и прикрутить крышки подшипников (10 и 11) вместе с необходимыми числами прокладок. Теперь следует проверить «проворачиваемость» быстроходного и тихоходного валов. Каждый из них должен вращаться легко без стуков, заеданий и видимых усилий.

После того, как необходимые числа прокладок определено, следует снять крышки подшипников и крышки корпуса и установить узел промежуточного вала вместе с необходимыми прокладками.

Регулировка подшипников редуктора окончена.

Цилиндрические зацепления в регулировке не нуждаются.

Далее следует прикрутить маслоуказатель (1), закрутить маслосливное отверстие пробкой (15), после чего - залить 4,4 литра масла, прикрутить крышку люка (24) вместе с прокладкой (28) и пробкой-отдушиной (16).

Собранный редуктор следует обкатать согласно техническим требованиям.

Литература

Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С. А. Чернавский и др. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988.

Скойбеда A. T., Курмаз Л. В. Детали машин. Проектирование. - Мн.: УП «Технопринт», 2004 .

Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. Учеб пособие для техникумов. - Мн.: Высш. шк., 1991.

Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.С. Расчеты деталей машин. Справочное пособие. - Мн.: Высш. шк., 1986.

Дунаев, Лёликов. Конструирование узлов и деталей машин. 1998 г.

ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность.

ГОСТ 2185-66. Пердачи зубчатые цилиндрические. Основные параметры.

Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя в трех томах. Том 2. - М.: «Машиностроение» 2001 г.

.

Размещено на Allbest.ru

...