Проектирование электромеханического привода с коническим редуктором

Размещено на http://www.allbest.ru

КУРСОВАЯ РАБОТА

“Проектирование электромеханического привода с коническим редуктором”

 Содержание

Введение

1. Кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет потребной мощности и выбор электродвигателя

3. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

4. Расчет конической передачи

5. Ориентировочный расчет валов и предварительный подбор подшипников

6. Конструктивные размеры шестерни и колеса

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

8. Расчет выходного вала на усталостную прочность

9. Расчет долговечности подшипников

10. Расчет шпоночных соединений

11. Выбор смазки редуктора

Заключение

Литература

привод электродвигатель редуктор



Введение

Редуктор - механизм, который состоит из червячных или зубчатых передач. Редуктор служит для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передач - валы, подшипники, зубчатые колеса и т.д.

Редукторы классифицируют по признаку: типу передач, числу ступеней, типу зубчатых колес, относительному расположению валов редуктора в пространстве, особенностям кинематической схемы.

Цилиндрические передачи могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Передаточное число U=2…8.

Конические передачи передают движение между валами, оси которых пересекаются под углом (обычно 900). Передаточное число U=2…5. Конические передачи могут иметь прямые, косые или криволинейные зубья.

Червячные передачи применяются для передачи между валами, оси которых перекрещиваются. Передаточное число U=10…60. С увеличением передаточного числа - уменьшается КПД.

1. Кинематический и силовой расчет

Общее передаточное отношение редуктора определяется по зависимости

Частота вращения первого (входного) вала

Частота вращения второго (выходного) вала

Определим числа зубьев шестерни и колеса

Z1 = 22 - 9lgU

принимаем, Z1 = , тогда

Z2 = Z1 • U

принимаем, Z2 =

Фактическое передаточное отношение



Определим вращающие моменты на валах редуктора:

на выходном

- на входном

2. Расчет потребной мощности и выбор электродвигателя

Мощность на выходном валу редуктора

Расчетная мощность электродвигателя

По заданной частоте вращения nдвиг. и расчетной мощности выбираем двигатель

Э с к и з д в и г а т е л я

Габаритные размеры выбранного двигателя:

3. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Зубчатые колеса цилиндрических передач изготавливают из стали и подвергают термическому упрочнению. Марку стали выбирают в зависимости от назначаемой твердости НВ.

Твердость стали определим по зависимости

Принимаем Сталь , термообработка твердость - НВ

Допускаемые контактные и изгибные напряжения определяются по зависимостям: ; ;

где - предел контактной и изгибной выносливости, МПа;

2 HB + 70, МПа

= 1,8 HB , МПа

SH, SF - коэффициенты запаса контактной и изгибной выносливости;

SH = 1,1; SF =1,75

KHL, KFL - коэффициент долговечности.

где NHO, NFO - базовое число циклов

NHO = 30 (HB)2.4 циклов

NFO = 4 • 106 циклов

N- фактическое число циклов нагружения ведущей шестерни за весь период эксплуатации

суммарное время работы передачи в час.

= 365 • L• Kгод • Ксут час.

N = 60 • цикл

KHL= 1 ? KHL ? 2,4

KFL = 1 ? KFL ? 2,0

Принимаем KHL = 1; KFL = 1

МПа;

4. Расчет конической передачи

Расчет конической передачи начинаем с определения предварительного внешнего делительного диаметра шестерни:

 мм

где КН = 1,2 - коэффициент нагрузки.

Предварительный модуль зацепления равен

мм

Принимаем по ГОСТ mе = мм

Диаметры внешней делительной окружности шестерни и колеса:

de1 = me z1 = мм

de2 = me z2 = мм

Углы делительного конуса равны:

для колеса;

2 =аrctgU =

для шестерни:

1 = 900 - 2 =

Внешние диаметры выступов шестерни и колеса:

dae1 = de1+2mcos1 = мм

dae2 = de2+2mcos2 = мм

Внешнее конусное расстояние:

мм

Расчетная ширина зацепления колес

b = 0,285Re = мм, принимаем b = мм

Внешняя высота зуба: he = 2,2mе = мм

Высота головки зуба: hae = me = мм

Проверочный расчет передачи

Рабочие напряжение на контактную выносливость:

Мпа

Н = МПа < []H = МПа

Условие контактной выносливости выполняется.

Рабочее напряжение и условие изгибной прочности

где КF - 1,3 - коэффициент нагрузки;

YF - коэффициент формы зуба:

Условие изгибной прочности выполняется

Усилия в зацеплении:

При передаче вращающего момента в зацеплении возникают силы:

- окружная сила

= н

- радиальная и осевая силы равны:

Fr2 = Fa1 = Ft1 tg cos 2 = H

Fa2 = Fr1 = Ft1 tg cos 1 = H

5. Ориентировочный расчет валов и предварительный подбор подшипников

Предварительный диаметр консольных участков входного и выходного валов рассчитываем из условия прочности на кручение по заниженным касательным напряжениям

где [] = 20…30 МПа - допускаемое касательное напряжение.

Ведущий вал:

dдв = мм, принимаем dВ1 = мм

Назначаем диаметр вала под уплотнение: dу = мм

Принимаем уплотнение манжетного типа с размерами

d D h =

Диаметр резьбы под гайку: мм

Диаметр вала под подшипник: dП1 = мм

Подшипники роликовые конические легкой серии №

с размерами

d х D х T

Ведомый вал:

Конструктивно принимаем dв2 > dв1 , dв2 = мм

Диаметр вала под манжетное уплотнение dУ2 = мм

d х D х h =

Диаметр вала под подшипник dП2 = мм

Подшипники роликовые конические №

d х D х Т =

Диаметр вала под колесо dК2 = мм

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки:

= 0,05Re +1 = мм

Принимаем ? 8 мм

Толщина фланца крышки:

1 = 1,5 = мм

Толщина нижнего пояса корпуса:

2 = 2,35 = мм

Принимаем 2 = мм

Диаметр фундаментных болтов:

d1 = 0,072 Re +10= мм

Принимаем болты с резьбой М

Диаметр болтов у подшипников:

d2 = 0,6 d1 = мм

принимаем болты с резьбой М

Диаметр болтов соединяющих крышку и корпус:

d3 = 0,5 d1 = мм

принимаем болты с резьбой М

7. Конструктивные размеры колеса

Основные элементы конического колеса:

- диаметр ступицы

dст = 1,6 dК2 = мм,

- длина ступицы колеса

lст = (0,8 ч 1,5 )dК2 = мм;

- толщина обода колеса

О = (2,5 ч 3)m = мм;

- толщина диска колеса

С = 0,3 b = мм, принимаем С = мм;

- диаметр диска колеса

мм

8. Расчет выходного вала на усталостную прочность

Расчет ведется в наиболее опасном сечении, которое определяется по эпюре моментов. Для их построения определим реакции в опорах для каждой плоскости.

Действующие нагрузки:

Ft2 = H, Fr2 = H, Fa2 = H

l1 = мм; l2 = мм;

Вертикальная плоскость Аху. Действующие нагрузки: Fr2 и Fa2.

Определим реакции в опорах:

;

Проверка:

Рассчитываем изгибающие моменты МZ и строим эпюру:

В сечении Х1 : 0 х1 l1

x1 = 0 MZ1 = 0

x1 = l1

В сечении Х2 : 0 х2 l2

x2 = 0 My = 0

x2 = l2

Горизонтальная плоскость Аxz. Действует сила .

Определим реакции в опорах:

Изгибающие моменты:

В сечении Х1 : 0 х1 l1

x1 = 0 MY1 = 0

x1 = l1

В сечении Х2 : 0 х2 l2

x2 = 0 Mz = 0

x2 = l2

Суммарный изгибающий момент равен:

Плоскость Аух. Действует момент Нмм

Анализ эпюр показывает, что наиболее опасным с точки зрения усталостной прочности является сечение вала под зубчатым колесом, в котором действует наибольший изгибающий момент М = Нмм и крутящий момент Нмм.

Рассчитываем коэффициент запаса усталостной прочности:

где n , n - коэффициент запаса усталостной прочности для нормальных и касательных напряжений;



-1 , -1 - предел выносливости при симметричном цикле для нормальных и касательных напряжений, -1 0,43 в

где в - предел прочности материала (Сталь 35 , в = 570 МПа)

-1 = 0,43 570 = 246 МПа

-1 = -1 0,58 = 246 0,58 = 142 МПа

К , К - эффективный коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений.

К = 0,9+0,0014в = 0,9 + 0,0014 • 570 = 1,698

К = 0,6+0,0016в = 0,6 + 0,0016 • 570 = 1,512

, - коэффициент, учитывающий масштабный фактор для нормальных и касательных напряжений:

= 0,984 - 0,0032 dk2 =

= 0,86 - 0,003 dk2 =

= 0,2 = 0,1

= 0,9 - коэффициент шероховатости;

а , а - амплитуда нормальных и касательных напряжений.

где WO - осевой момент сопротивления

Wp - полярный момент сопротивления

= ;

Условие усталостной прочности выполнено, т.к n = > [n] = 2.5

9. Расчет долговечности подшипников

В опорах выходного вала установлены роликовые конические подшипники с динамической грузоподъемностью С = Н;

Факторы нагрузки: е = ; У =

Расчетная долговечность подшипников

, час

где - приведенная нагрузка на опоры

= (ХVR+YS)KбКТ , Н

V = 1 - коэффициент вращения кольца;

Кб = 1,4 - коэффициент безопасности;

КТ = 1 - температурный коэффициент;

R - радиальная нагрузка;

S - осевая нагрузка.

Для определения осевой нагрузки определим осевые составляющие радиальных реакций опор

SВ = SrB = Н

SА = SrВ + FA = Н

X, Y - коэффициенты осевой и радиальной нагрузки, которые определяются в зависимости от соотношения: Si / V Ri

Правый подшипник

< е = ; Х = 1; У = 0

РА = Н

Левый подшипник

> е = ; Х = 0,4 ; У = 1,45



= Н;

= Н

Рассчитываем долговечность наиболее нагруженного подшипника:

Lh = > t = час

Расчетная долговечность подшипников удовлетворяет условиям работы, т.к. превышает заданный ресурс привода.

10. Расчет шпоночных соединений

Проверяем шпоночные соединения выходного вала на смятие, принимая допускаемое напряжение на смятие при стальной ступице равным - []см = 120 МПа.

- консольный участок выходного вала мм

шпонка b h l = мм, t1 = мм

участок выходного вала под колесом мм

шпонка b h l = мм. , t1 = мм

Твых = Нм

Напряжение смятия и условие прочности



МПа

МПа

Условие прочности на смятие выполняется.

Напряжение среза и условие прочности

МПа; МПа

Условие прочности на срез выполняется, так как

11. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.

Смазка конического колеса осуществляется окунанием в масло, зали- ваемое внутрь корпуса.

Зубья конического колеса погружают в масло на всю длину.

Объем масляной ванны принимаем из расчета ~ 0,5 - 0,8 л масла на 1 КВт передаваемой мощности.

VМ = (0,5 ч 0,8) Рдв = л.

Сорт масла определим по кинематической вязкости, которую рассчитываем в зависимости от окружной скорости:

м/с

и контактного напряжения, МПа

Рекомендуемая вязкость масла - = • 10-6 м2 /с.

По данной вязкости назначаем масло марки

Заключение

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На ведущий вал устанавливаем мазеудерживающее кольцо, конические роликовые подшипники (предварительно нагретые в масле до 90 - 100О) с распорной втулкой, закрепляют шлицевой гайкой с шайбой. Весь подшипниковый узел устанавливают в стакане.

На ведомый вал одеваем шпонку и колесо, распорную втулку и подшипники и подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100О.

Собранные валы размещаем в основании корпуса и надеваем крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком. Для центровки крышку устанавливаем на корпус с помощью двух конических штифтов и затягиваем болты.

Устанавливаем крышки подшипников и закрепляем их болтами. При этом осуществляем регулировку подшипников и конического зацепления с помощью набора регулировочных прокладок, установленных под фланцы крышек подшипников.

Закрываем пробкой маслоспускное отверстие и вставляем маслоуказатель. Заливаем масло и закрываем крышку смотрового окна, закрепив ее винтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде в течение 3-х часов при частоте вращения входного вала n = 1000 об/ мин без нагрузки.

Литература

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин». М, Высшая школа, 2010, 426 с.

Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. «Расчет и проектирование деталей машин», Харьков, «Основа», 2011, 230 с.

Чернавский С.А., Ицкович Т.М. и др. «Проектирование механических передач». М., Машиностроение, 2008, 460 с.

Размещено на Allbest.ru