Проектирование привода общего назначения с цилиндрическим редуктором

Разработка проекта привода общего назначения с цилиндрическим редуктором. Оригинальные и стандартные детали. Достоинства и недостатки передачи. Расчет мощностей и выбор двигателя, элементов корпуса редуктора. Подбор подшипников и шпоночных соединений.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 10.10.2012
Размер файла 1,1 M

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

"САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ"

Кафедра "Механики"

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Тема: Проектирование привода общего назначения с цилиндрическим редуктором.

Выполнил студент:

II-ЭТ-3 Герасимчук И.Г.

Проверил преподаватель:

Лашманова Е.В.

Самара 2012

Содержание

  • Техническое задание
  • Введение
  • 1. Расчет мощностей и выбор двигателя
  • 2. Кинематический и силовой анализ
  • 3. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений
  • 4. Расчет прямозубой цилиндрической передачи
  • 5. Проектный расчет валов. Подбор подшипников
  • 5.1 Входной вал
  • 5.2 Выходной вал
  • 6. Расчет элементов корпуса редуктора
  • 7. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений
  • 7.1 Входной вал
  • 7.2 Выходной вал
  • 8. Проверочный расчет выходного вала
  • 8.1 Расчет и построение эпюр изгибающих моментов
  • 8.2 Расчет коэффициента запаса усталостной прочности
  • 9. Проверочный расчет подшипников выходного вала
  • 10. Подбор соединительной муфты
  • Список литературы

Техническое задание

Частота вращения вала двигателя

nдв=1500 об/мин

Частота вращения выходного вала

nвых=250 об/мин

Вращающийся момент на выходном валу

Tвых=80 Н•м

Срок службы редуктора (в годах)

L=3

Тип редуктора: цилиндрический (ЦР)

Коэффициент загрузки Кгод=0,5; Ксут=0,2

редуктор цилиндрический подшипник привод

Введение

Электромеханический привод состоит из двигателя и редуктора, соединенных между собой муфтой. Привод в виде единой установки размещается на литой плите или сварной раме.

Редуктор-это механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающегося момента. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором размещены зубчатые или червячные передачи, закрепленные на валах. Передача движется от колес к валам и наоборот производится с помощью шпонок. Валы опираются на подшипники качения, размещенные в гнездах корпуса. Подшипники удерживаются от осевого смещения крышками, которые с двух сторон привертываются винтами к корпусу редуктора.

Для уменьшения потерь на трение детали передач смазываются маслом. Уровень масла контролируется маслоуказателем. Масло заливается через смотровое окно. Это окно закрывается крышкой с пробкой-отдушиной через которую из редуктора улетучиваются пары разогретого масла. Загрязненное масло удаляется через сливное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой. Для предотвращения выбросов масла из редуктора на входном и выходном валах устанавливаются уплотнения в виде резиновых манжет.

Все детали редуктора разделяются на оригинальные и стандартные. Оригинальные - это детали передач (шестерни, колеса, червяк), валы корпус редуктора. Размеры валов и колес находят из проектных и проверочных расчетов. Остальные детали (крышки, маслоуказатель, пробки уплотнения и т.д.) не воспринимают нагрузку и их размеры назначают конструктивно.

Достоинства передачи:

высокий КПД редуктора.

простота в изготовлении и сборке.

высокая нагрузочная способность. Цилиндрические редукторы соответствующих габаритов способны передавать почти без потерь большую мощность.

Недостатки передачи:

низкое передаточное число на одной ступени

уровень шума.

Цилиндрические редукторы - более шумные по сравнению с червячными.

1. Расчет мощностей и выбор двигателя

Мощность на выходном валу редуктора

Расчетная мощность двигателя

где з=0,98 - КПД цилиндрического редуктора

По каталогу выбираем двигатель тип двигателя 4А90L c Рдв=2,2 кВт; диаметр вала двигателя dдв=24 мм

2. Кинематический и силовой анализ

Передаточное отношение редуктора

Частота вращения валов

n1=nдв=1500 об/мин

n2=nвых=250 об/мин

Момент на выходном (1-ом) валу

Суммарное время работы редуктора

tУ= L•365•Kгод•24•Ксут=3•365•0,5•24•0,2=2628 час

Здесь L - срок службы в годах

Кинематическая схема

3. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Расчетная твердость стали

По величине выбираем сталь 45, термообработанную на твердость НВ=219

Предел контактной выносливости

МПа

Базовое число циклов

Число циклов нагружения зуба шестерни

Коэффициент долговечности

Принимаем КHL=1 (если КHL<1). Допускаемые контактные напряжения

Где SH=1,1 - коэффициент безопасности

Придел изгибной выносливости

МПа

Базовое число циклов NFO=4•106

Коэффициент долговечности

Принимаем КFL=1 (если КFL<1, принять КFL=1)

Допускаемые напряжения изгиба

где SF=1.75 - коэффициент безопасности.

4. Расчет прямозубой цилиндрической передачи

Расчетное число зубьев шестерни

Принимаем Z1=23 (округлить до целого числа)

Число зубьев колеса

Принимаем Z2=138

Расчетный делительный диаметр шестерни

где КН=1,2 - коэффициент нагрузки;

Шbd=0.8 - коэффициент ширины шестерни;

Расчетный модуль зацепления

Принимаем m=2 мм (округлить в большую сторону по ряду: 0,8 1 1,25 1,5 2 2,5 3). Межосевое расстояние

мм

Диаметр делительной окружности шестерни

мм

Диаметр делительной окружности колеса

мм

Диаметр окружности вершин зубьев

мм

Диаметр окружности впадин зубьев

Ширина зацепления

Принимаем b=37 мм. Ширина шестерни b1= b+4= 37+4= 41 мм. Ширина колеса b2= b= 37 мм

Проверочный расчет

Рабочее контактное напряжение

192,36 МПа ? 282,318 МПа

Коэффициент формы зуба шестерни

Расчетные напряжения изгиба в зубьях шестерни

21,28 МПа ? 225,25 МПа

где KF= 1,3 - коэффициент нагрузки.

Силы в зацеплении (на колесе)

Окружная

Радиальная

5. Проектный расчет валов. Подбор подшипников

5.1 Входной вал

Предварительный диаметр выходного участка

Где [ф] =20 МПА - допускаемое напряжение кручения.

Принимаем dв1=dдв=24 мм

Диаметр ступени под уплотнение

dу1=dв1+ (3ч5) =24+3=28 мм

(значение диаметра dу1 принять по ряду: 20 22 24 25 28 30 32 35 36 38 40 42)

Диаметр ступени под подшипники

dп1 =dу1+ (1ч4) =28+2=30 мм

(значение диаметра dп1 принять по ряду: 20 25 30 35 40 45)

Диаметр упорного буртика

dб1=dп1+6= 30+6=36 мм

В опорах волов устанавливаем радиальные шарикоподшипники легкой серии. Габаритные размеры подшипников:

d=dп1= 30 мм, D=62 мм, В=16 мм

5.2 Выходной вал

Предварительный диаметр выходного участка

Принимаем dв2=dв1+6= 24+6=30 мм

Диаметр ступени под уплотнение

dy2=dв2+ (3ч5) = 30+5=35 мм

Принимаем dy2=35 мм

(значение диаметра dу2 принять по ряду: 20 22 24 25 28 30 32 35 36 38 40 42 44 46 48)

Диаметр ступени под подшипники

dп2=dy2+ (1ч4) = 35+4=39 мм

Принимаем dп2= 50 мм

(значение диаметра dп2 принять по ряду: 20 25 30 35 40 45 50 55)

Диаметр ступени под цилиндрическое колесо

dк2= dп2+5=40+5=45 мм

Диаметр упорного буртика

dб2=dк2+10= 45+10=55 мм

В опорах волов устанавливаем радиальные шарикоподшипники легкой серии

Габаритные размеры подшипников: d=dп2= 40 мм, D= 62 мм, В=16 мм

Динамическая грузоподъемность подшипников Cr=19500 H

6. Расчет элементов корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса

Принимаем д=6 мм (округлить в большую сторону по ряду: 6 8 10)

Диаметр стяжных болтов

Принимаем dБ=80 мм (значение округлить в большую сторону по ряду: 8 10 12)

Ширина фланца корпуса

K=3• dБ=3•8=24 мм

Толщина фланца корпуса и крышки корпуса

дфл=1,5•д=1,5•6=9 мм

Толщина фланца основания корпуса

досн=2•д=2•6=12 мм

Толщина ребер жесткости

дж=5 мм

Диаметр фундаментных болтов

dф=dБ+2=8+2=10 мм

Ширина фланца основания корпуса

Кл=3•dф=3•10=30 мм

Диаметр винтов крышек подшипников

dв=6 мм

7. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

7.1 Входной вал

Принимаем lв1=l1=50 мм

По диаметру dв1=24 мм и длине выходного участка L=lв1 выбираем шпонку 8х7х45 мм

Проверочный расчет на смятие:

где t1=4 - глубина паза на валу

[у] =120 МПа - допускаемое напряжение на смятие.

7.2 Выходной вал

Для выходного участка по диаметру dв2=30 мм и длине выходного участка L=2dв2 выбираем шпонку 8х7х50 мм.

Для ступени под колесо сечение шпонки bxh выбираем по диаметру dк2=45 мм, а длину - по длине ступицы колеса L=lст 14х9х56 мм.

8. Проверочный расчет выходного вала

8.1 Расчет и построение эпюр изгибающих моментов

Нагрузка на вал: Ft2=463,7 Н; Fr2=168,7 Н.

Расстояние между опорами: l1=44,38 мм; l2=45,38 мм.

Плоскость Axz - действует сила Ft2

; RBz• (l1+l2) - Ft2•l1=0

RAz=Ft2-RBz=463,7-229,2=234,4 Н

Изгибающий момент на участке x1:

Mz1= RAz •x1; при x1=0Mz1=0;

при x1= l1Mz1= RAz• l1=234,4 •44,38=10402,67 Н•мм

Плоскость Ayx - действует сила Fr2

; RBy• (l1+l2) - Fr2•l1=0

RAy=Fr2-RBy=168,7-85,26=393 Н

Изгибающий момент на участке x1:

My1= RAy •x1; при x1=0My1=0;

при x1= l1My1= RAy• l1=83,44 •44,38=3703 мм

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении

Крутящий момент на валу

T=Tвых•103=80•103=8•104 Н•мм

Рисунок 1.

Эпюра крутящих и изгибающих моментов на выходном валу

8.2 Расчет коэффициента запаса усталостной прочности

Вал изготавливаем из стали 40 (ГОСТ 1054-74) с пределом прочности ув=620 МПА и пределами выносливости на изгиб у-1 и кручение ф-1:

у-1= 0,43•ув=0,43•620=267 МПА

ф-1= 0,58• у-1=0,58•267=155 МПА

Коэффициенты концентрации напряжений

kу=0,9+0,0014• ув=0,9+0,0014•620=1,768

kф=0,6+0,0016• ув=0,6+0,0016•620=1,592

Масштабные факторы

еу=0,984-0,0032•dk2=0,984-0,0032•55=0,808

еф=0,86-0,003•dk2=0,86-0,003•55=0,695

Коэффициент шероховатости: в=0,92

Коэффициенты асимметрии цикла: Шу=0,2; Шф=0,1

Осевой W и полярный Wp моменты сопротивления:

где b, t1 - ширина и глубина шпоночного паза на валу.

Напряжения в опасном сечении

уm=0

Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба:

Коэффициенты запаса прочности по касательным напряжениям кручения:

Общий коэффициент запаса усталостной прочности:

Проверка условия прочностиn? [n] =1,7 8,85?1,7

9. Проверочный расчет подшипников выходного вала

Рисунок 2.

Реакции опор

Raz=234,4 Н

у=83,44 H

Rbz= 229,2 Н

Rby = 85,26 Н

Динамическая грузоподъемность подшипников

Cr=32000 H

Полные реакции опор

Приведенная радиальная нагрузка при отсутствии осевых сил:

где V = 1 - коэффициент вращения; R - большее значение из полных реакций опор RA и RB; Кб = 1,4 - коэффициент безопасности; Кт = 1 - температурный коэффициент. Долговечность подшипников

где tУ=2453 час - суммарное время работы передачи.

10. Подбор соединительной муфты

Для соединения электродвигателя и редуктора выбираем муфту упругую со звездочкой по ГОСТ 14084-76.

Проверка на передаваемый момент ТР:

где КH = 2 - коэффициент режима работы;

T1 - момент на входном валу;

[T] =63Н•м - момент, передаваемый стандартной муфтой.

11. Подбор смазки и уплотнений валов

Сорт масла выбирается по кинематической вязкости, которая зависит от величины контактных напряжений в зубьях и окружной скорости колеса .

Для смазки редуктора при расчетном контактном напряжении = 463,4 МПа и окружной скорости

Выбираем масло индустриальное И-30А

Для уплотнения валов выбираем резиновые манжеты по ГОСТ 8752-79.

Основные детали и узлы редуктора.

Подшипники.

В опорах валов установлены радиальные шарикоподшипники легкой серии. Габаритные размеры подшипников d, D и В берутся из каталога на подшипники ГОСТ 8338-75.

Уплотнения.

В качестве уплотнения валов используются резиновые манжеты по ГОСТ 8752-79.

Болты, винты, гайки, шайбы пружинные.

Для соединения отдельных деталей редуктора используются резьбовые соединения - болты, винты, гайки.

Болт, винт ГОСТ 7808-70

Гайка ГОСТ 2524-70

Шайба пружинная ГОСТ 6402-70

Подшипниковые узлы.

Подшипниковый узел воспринимает нагрузку от валов и передает ее на корпус редуктора.

Он состоит из подшипников, крышки подшипника, уплотнения и элементов крепления.

В узле с выходным участком вала устанавливают сквозную крышку подшипника, в противоположном узле - глухую крышку подшипника.

В сквозной крышке для предотвращения выброса масла из редуктора устанавливается уплотнение - резиновая манжета.

Крышки подшипников винтами присоединяются к корпусу редуктора и ограничивают осевое смещение валов и подшипников.

Для регулировки подшипников между крышками и корпусом устанавливаются металлические прокладки.

Основные размеры сквозной и глухой крышек приведены на соответствующих рисунках.

Шпоночное соединение.

Шпоночное соединение служит для передачи вращающегося момента с вала на втулку (зубчатое колесо, полумуфта) и наоборот. ГОСТ 23360-78

Фланцевое соединение основания и крышки корпуса.

Соединение основания и крышки корпуса осуществляется стяжными болтами диаметром dБ.

Для этого на основании и крышке корпуса выполняется фланец шириной К=3dБ, где dБ - диаметр стяжного болта. Толщина фланцев равна дфл=1,5д, где д - толщина стенки корпуса. С целью предотвращения самоотвинчивания гайки болтовое соединение выполняют с пружинной шайбой.

Штифты.

Конические штифты применяются для жесткого соединения и точной установки и основания корпуса при сборке редуктора. Конические штифты имеют конусность 1: 50.

ГОСТ 3129-70

Крышка смотрового люка (окна)

Для заливки масла и осмотра зубчатых колес в крышке корпуса имеется смотровой люк (окно). Люки делают прямоугольной формы и закрывают стальной крышкой. Размер люка должен быть максимально возможным и назначается конструктивно. Чтобы внутрь корпуса не попадала пыль, под крышку ставят прокладку из технического картона.

Маслоуказатель.

Контроль уровня масла, находящегося в редукторе, производится с помощью жезлового маслоуказателя. Маслоуказатель устанавливается в положение, обеспечивающем его свободное извлечение - маслоуказатель не должен упираться во фланец корпуса. Угол наклона маслоуказателя находится в пределах а=. Масло заливается до уровня, обеспечивающего погружение зубчатого колеса на высоту зуба.

Пробка сливная.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа и свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Под пробку ставят уплотняющую прокладку из маслостойкой резины. Маслоспускное отверстие выполняют на уровне дна или несколько ниже его.

Пробка сливная имеет цилиндрический поясок и шестигранник под ключ.

Сборка редуктора.

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С;

в ведомый вал закладывают шпонку 16Ч10Ч70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцевым креплением; винт торцевого крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускового отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Список литературы

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Издание третье стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. М.: ООО ТИД "Альянс", 2005.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Издательский центр "Академия", 2003.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.