Расчет привода с цилиндрическим трёхступенчатым редуктором

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.

Государством перед машиностроением поставлена задача значительного повышения эксплуатационных и качественных показателей при непрерывном росте объема ее выпуска.

Одним из направлений решения этой задачи является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших учебных заведений.

Выполнением курсового проекта по «Деталям машин» завершается общетехнический цикл подготовки студентов. При выполнении моей работы активно используется знания из ряда пройденных предметов: механики, сопротивления материалов, технологий металлов и др.

Объектом курсового проекта является привод с цилиндрическим трёхступенчатым редуктором с раздвоенной промежуточной ступенью, использующие большинство деталей и узлов общего назначения.

ГЛАВА 1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И РАСЧЕТ КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА

1.1 Расчет требуемой мощности

Требуемая мощность электродвигателя

Pтр = ,

где P - мощность на валу исполнительного механизма, P =4 кВт;

з0 - общий КПД привода,

з0 = з1*з2*з34

здесь - КПД зубчатой передачи, - КПД ремённой передачи, - КПД одной пары подшипников качения, примем= 0,98, =0.96, =0.99, [1, табл. П.2]

Тогда:

Pтр=4/(0,98*0.96*0.99)=4,34 (кВт)

По требуемой мощности из табл. П.1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель 4А 90L2 с ближайшей большей стандартной мощностью Pэ = 5,5 кВт, синхронной частотой вращения nс= 3000 мин-1 и скольжением S = 3,4 %.

Частота вращения вала электродвигателя

n1= nс (1 - )

n1=

1.2 Общее передаточное число и передаточные числа ступеней

2.1 Выбор материалов зубчатых колес

Определим размеры характерных сечений заготовок

Выбираем материалы зубчатых колес. Принимаем для шестерни - сталь 40Х, термообработку - улучшение + закалка (ТВЧ), твердость поверхности зуба шестерни 269…302 НB, количество циклов NHO=23.5*106, предел прочности 900 МПа.

Принимаем для колеса - сталь 40Х, термообработку - улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 235…262 НB, количество циклов NHO=16.8*106, предел прочности 790 МПа.

Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса:

Расчет выполняется как проверочный на смятие по формуле

=[]

где T - крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом, Нм;

h - высота шпонки; t1 - глубина паза на валу; lр - рабочая длина шпонки, для шпонок со скругленными торцами lр =l - b, здесь l - длина шпонки; b - ширина шпонки, [] - допускаемое напряжение смятия. Для стальных ступиц при нереверсивном приводе []=150 МПа. Результаты расчета шпонок представлены в виде таблицы.

Шпонка хвостовика быстроходного вала

Шпонка хвостовика конца тихоходного вала

Шпонка ступицы зубчатого колеса тихоходного вала

ГЛАВА 6. СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ

Рис. 1

Определение опорных реакций

Горизонтальная плоскость

R1Г = 0,33кН

R2Г = 0,34 кН

Вертикальная плоскость

R1В =2,028 кН

R2В = 0,23 кН

Наибольшая радиальная опорная реакция:

R1 == 2,05 кН

Расчет вала на усталостную прочность

Расчет вала в опасном сечении №1

Моменты и силы в опасном сечении: суммарный изгибающий момент М= 41,69 Н*м; крутящий момент Т=189,77 Н*м;

Геометрические характеристики опасного сечения

Площадь поперечного сечения: A =,

Осевой момент сопротивления: =,

Полярный момент сопротивления: =,

Определение напряжений

Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой

== 4,66 Мпа

Средние нормальные напряжения

==0 Мпа

Касательные напряжения меняются по отнулевому циклу

=== 5,3 МПа

Коэффициент влияния шероховатости поверхности

Примем, что поверхность вала под подшипник получена чистовым шлифованием с R= 0,8 мкм. По величине R найдём K=1,11

Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла

= 0.02(1+0.01)= 0,178

= 0.5=0,089

Коэффициент влияния упрочнения

Примем, что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует. Тогда =1.

Расчет вала в опасном сечении №2

Моменты и силы в опасном сечении: суммарный изгибающий момент M == 12 Н*м; крутящий момент Т=189,77 Н*м.

Геометрические характеристики опасного сечения

Площадь поперечного сечения: A =,

Осевой момент сопротивления: =,

Полярный момент сопротивления: =

Определение напряжений

Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой == 0,98 Мпа

Средние нормальные напряжения ==0 Мпа

Касательные напряжения меняются по отнулевому циклу ===4 МПа

Пределы выносливости

Пределы выносливости углеродистых сталей при симметричном цикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам:

= 0.43=339,7 МПа

= 0.58=197 Мпа

Коэффициент влияния шероховатости поверхности

Примем, что поверхность вала под подшипник получена чистовым шлифованием с R= 0,8 мкм. По величине R найдём K=1,2

Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла

= 0.02(1+0.01)= 0,178

= 0.5=0,089

Коэффициент влияния упрочнения

Примем, что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует. Тогда =1.

Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали

= (+KF -1)/KV = 4,3

= (+KF -1)/KV = 3,024

Суммарный коэффициент запаса прочности

S =

==5,57

==11,4

S =

Условие прочности вала имеет вид

S[S]

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности. [S] =2

ГЛАВА 8. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

1. Расчет подшипников тихоходного вала

Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Подшипник радиальный однорядный лёгкой серии № 207

Динамическая грузоподъёмность C = 25,5 кН

Эквивалентная динамическая нагрузка

P = Kб KТ (XVFr + YFa),

где X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

Kб= 1,3 - коэффициент безопасности ;

KТ - температурный коэффициент, KТ=1 при температуре подшипникового узла T <105;

V - коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.

X =0,56 Y = 0,23 P =0,523 кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

Lh== 804915 ч

Расчет подшипника по статической грузоподъемности

ГЛАВА 9. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Крышки подшипников:

Быстрохоный вал:

Глухая:

Рис. 2

Эскиз глухой крышки.

- диаметр крепежного болта

- количество болтов

- диаметр отверстия болта

Сквозная:

Рис. 3

Эскиз сквозной крышки.

- диаметр крепежного болта

- количество болтов

- диаметр отверстия болта

- наружный диаметр манжетного кольца;

- ширина гнезда под манжетное кольцо;

Тихоходный вал:

Глухая:

- диаметр крепежного болта

- количество болтов

- диаметр отверстия болта

Сквозная:

- диаметр крепежного болта

- количество болтов

- диаметр отверстия болта

- наружный диаметр манжетного кольца;

- ширина гнезда под манжетное кольцо;

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В конструкторской части проекта рассчитана цилиндрическая зубчатая передача с межосевым расстоянием 160 мм, передаточным числом 35,5.

Расчеты передач, валов, шпонок удовлетворяют условиям прочности, чем подтверждается работоспособность конструкции.

В проектной части выполнены чертежи общего вида редуктора, рабочие чертежи тихоходного вала, колеса и крышки подшипникового узла.

Для сборочных чертежей редуктора и привода составлены спецификации.

Данный проект является учебным. Полученные знания по расчету проектирования будут использованы при изучении специальных дисциплин и выполнении выпускной квалификационной работы.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ