Проектирование привода с цилиндрическим редуктором

 
 

Содержание

 

Введение……………………………………………………………………………..5

1 Выбор электродвигателя. Кинематический  расчет привода……………………6

2 Расчет закрытой передачи. Выбор  редуктора…………………………………..11

3 Предварительный расчет валов  редуктора……………………………………..20

4 Проверочный расчет подшипниковых узлов……………………….…………..22

5 Расчет открытой передачи……………………………………………………….27

6 Первый этап эскизной компоновки  привода……………………………..…….32

7 Конструктивные размеры зубчатых  колес……………………………………...33

8 Проверка прочности шпоночных  соединений…………………………….……34

9 Выбор муфты………………………………………………………………….….35

10 Второй этап компоновки привода……………………………………………...36

11 Выбор основных посадок………………………………………………………37

12 Выбор сорта масла в редукторе………………………………………………..38

13 Схема сборки редуктора………………………………………………………..39

Список использованной литературы…………………………………..………….40

Приложение……………………………………………………………………...….41

 

Введение

 

Развитие современной науки  и техники неразрывно связано  с созданием новых машин, повышающих производительность и облегчающих труд людей, а также обеспечивающих средства исследования законов природы и жизни человека.

Целью создания машины является увеличение производительности и облегчения физического труда человека путем замены человека машиной. В некоторых случаях машина может заменять человека не только в его физическом, но и в умственном труде. Так, например, счетно-решающие машины заменяют человека или помогают ему в проведении необходимых математических операций, информационные машины обрабатывают большое количество заложенных в них человеком сведений и дают ему требуемую информацию и т.д. Созданные человеком машины могут управлять производственными и другими процессами по определенным, заранее составленным программам и в некоторых случаях автоматически обеспечивать процессы с оптимальными результатами.

Наконец, машины могут в некоторых  случаях заменять отдельные органы человека, такие, например, как конечности (механизмы манипуляторов, протезы), сердце (искусственное сердце) и т.д.

Курс по основам конструирования  машин является одним из первых расчетно-конструкторских курсов, в котором изучают основы проектирования машин и механизмов.

Задача курса «Основы конструирования  и детали машин» как научной дисциплины состоит в освещении методов, правил и норм проектирования деталей исходя из заданных условий их работы в машине, обеспечивающих придания деталям наивыгоднейших форм, размеров, выбор необходимых материалов, степени точности, качества поверхностей и назначение технических условий изготовления деталей.

Дисциплина «Детали машин и основы конструирования» использует преимущественно законы и положения Теоретической механики, как основы общемеханической подготовки. В совокупности с дисциплинами «Сопротивление материалов», «Метрология, стандартизация и сертификация», «Технология конструкционных материалов», «Детали машин и основы конструирования» является теоретическим фундаментом, на котором строится современное машиностроение.

Знания и навыки, получаемые студентами в результате изучения дисциплины, необходимы для подготовки высококвалифицированных специалистов.

 

1 Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода

 

Выбор электродвигателя

 

Определим коэффициент полезного  действия (КПД) привода:

 

,    (1)

 

где - КПД подшипников качения;

- КПД цепной передачи;

- КПД закрытой в корпусе  зубчатой передачи;

- КПД муфты.

 

Значения коэффициентов приведены  в [1], табл. 1.1. Значения КПД механических передач.

 

.

 

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле:

 

,      (2)

 

где - мощность на валу рабочей машины, кВт.

 

 кВт.

 

Согласно [1] мощность электродвигателя, подбираемого для проектируемого привода, должна быть не ниже той, которая определена по формуле (2). Из существующих типов двигателей выбираем асинхронный электродвигатель трехфазного тока единой серии 4А. Перечень электродвигателей приведен в [1], П1. Ближайшие по мощности двигатели и их характеристики занесем в таблицу 1. В соответствии с рекомендациями, при курсовом проектировании выбираем двигатель с синхронной частотой вращения от 1000 об/мин.

 

Таблица 1

Асинхронные электродвигатели серии 4А

Типоразмер	Мощность, кВт	Синхронная частота вращения , об/мин	Скольжение s, %
132 М6	7,5	1000	3,2	2,0

 

Определим номинальную частоту  вращения вала двигателя  для двигателя:

 

,      (3)

 

об/мин.

 

Определим общее передаточное число привода :

 

,      (4)

 

где - частота вращения вала рабочей машины, об/мин.

 

.

 

Принимая передаточное число зубчатой передачи = 2,5. Определим передаточное отношение ременной передачи:

 

,      (5)

 

.

 

Кинематический расчет привода

 

Уточним передаточное число цепной передачи. Из ряда по ГОСТ 2185-66 принимаем ближайшее значение . Следовательно, общее передаточное отношение:

 

.

 

Тогда, погрешность общего передаточного  отношения привода :

 

,

 

Что допустимо при проектировании.

Уточним частоту рабочей машины, преобразовав формулу (4):

 

 об/мин.

 

Определим мощности на валах привода:

 

,           (6)

 

где - мощность на предыдущем элементе привода, кВт,

- КПД элемента, находящегося между предыдущим валом и валом для которого ведется расчет.

 

кВт,

кВт,

кВт,

кВт.

 

Определим частоты вращения валов  привода:

 

,       (7)

 

где - частота вращения предыдущего вала элемента привода, об/мин,

- передаточное число элемента, находящегося между предыдущим валом и валом для которого ведется расчет.

 

 об/мин,

об/мин,

об/мин,

об/мин.

 

Определим угловую скорость валов  привода:

 

.       (8)

 

рад/с,

рад/с,

рад/с,

рад/с.

 

Определим вращающие моменты на валах привода:

 

.      (9)

 

Нм,

Нм,

Нм,

Нм.

 

Значения кинематических и силовых параметров приведены на рисунке 1.

 

 

2 Расчет закрытой передачи. Выбор  редуктора

 

Так как в задании на курсовой проект нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками, [1], табл. 3.3:

Материал  для шестерни – сталь 45, термическая  обработка – улучшение, твердость – HB 230;

Материал  для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость – HB  200.

Расчетные допускаемые контактные напряжения определяются следующим  соотношением:

 

,    (10)

 

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 [1] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 и термической обработкой (улучшением)

 

,    (11)

 

где - твердость соответствующего материала для колеса и шестерни по шкале Бринелля;

- коэффициент долговечности,  в рамках данного курсового  проекта равен единице. ( =1);

- коэффициент безопасности (для колес из нормализованной и улучшенной стали = 1,1).

После определения  проверяется соответствие условию:

 

.     (12)

 

Определим расчетные допускаемые  контактные напряжения по формуле (10), (для прямозубой передачи рассчитываем для колеса, т.к. у него меньше твердость):

 МПа.

 

Далее проверим выполнение условия (12):

 

,

Требуемое условие выполняется.

Определим межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

 

,    (13)

 

где - расчетный коэффициент, для прямозубых передач = 49,5;

- коэффициент, учитывающий неравномерность  распределения нагрузки по ширине венца;

- коэффициент ширины венца.

 

Коэффициент , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно согласно [1], табл. 3.1, как в случае несимметричного расположения колес, значение =1,25.

Коэффициент ширины венца  выбираем из ряда по ГОСТ 2185-66 и диапазона значений, для прямозубых передач . Принимаем .

Рассчитаем межосевое расстояние по формуле (13):

 

 мм.

 

Полученное значение округлим до ближайшего, из ряда по ГОСТ 2185-66:

 

 мм.

 

Модуль зацепления принимаем из диапазона значений: и стандартного ряда по ГОСТ 9563-66*. В дальнейших расчетах принимаем:

мм.

 

Для определения числа зубьев шестерни воспользуемся следующей формулой:

 

,      (14)

 

 

.

 

Округлим полученное значение до и найдем число зубьев колеса , зависимость выразим из формулы (4):

 

.

 

После всех округлений необходимо проверить  межосевое расстояние:

 

,     (15)

 мм.

 

Определим основные размеры колеса и шестерни:

Делительные диаметры :

 

,         (16)

мм,

мм.

 

Проверка: мм.

 

Диаметр вершин зубьев :

 

,         (17)

мм,

мм.

 

Ширина колеса :

 

,        (18)

мм.

 

Ширина шестерни :

 

мм,          (19)

мм.

 

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру :

 

 ,     (20)

.

 

Определим окружную скорость колес :

 

,       (21)

м/с.

 

Исходя из полученных значений скорости, и, согласно рекомендациям, принимаем 8-ю степень точности для косозубых колес.

Проверка контактных напряжений осуществляется по следующему условию:

 

,        (22)

 

где - коэффициент нагрузки.

 

Коэффициент нагрузки определяется по формуле:

 

.     (23)

 

Значения  выбираем по [1], табл. 3.5, =1,04. Значение коэффициент для прямозубых передач равен 1,0 ; по [1] табл. 3.6 для прямозубых передач равно 1,0. С учетом выбранных коэффициентов определим по формуле (23):

 

.

 

Проверим выполнение условия контактных напряжений по формуле (22):

 

МПа,

.

 

Условие выполнено.

Определим силы, действующие в зацеплении. Окружная сила :

 

,      (24)

 Н;

 

Н.

 

Радиальная сила :

 

,          (25)

Н;

Н.

 

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

 

,    (26)

 

где - коэффициент нагрузки;

- коэффициент, учитывающий форму  зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев ;

- коэффициент компенсации погрешности;

- коэффициент неравномерности  распределения нагрузки между  зубьями.

 

Определим коэффициент нагрузки :

 

,           (27)

 

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба,

- коэффициент учитывающий динамическое  действие нагрузки.

 

Значение  и выбираем из [1], табл 3.7, табл 3.8 соответственно. = 1,04, = 1,45. По формуле (27) определим значение коэффициент нагрузки:

 

.

 

Коэффициент выбирается из ряда по ГОСТ 21354-75. Для выбора используются эквивалентные числа зубьев :

 

,         (28)

,

.

 

Тогда значения коэффициента для шестерни и колеса соответственно равно и .

Допускаемое напряжение :

 

,      (29)

 

где - предел выносливости, соответствующий базовому числу циклов;

- коэффициент безопасности.

 

Значение предела выносливости из [1], табл. 3.9 для стали 45:

 

,      (30)

МПа,

МПа.

 

Значение коэффициента согласно [1], табл. 3.9 .

По формуле (30) определим допускаемые напряжения для шестерни и колеса:

МПа,

МПа.

 

Для выбора колеса, зубья которого будут подвергаться проверке, найдем отношение  :

МПа,

МПа.

 

По результатам вычислений, дальнейшие расчеты будем вести для зубьев колеса.

Определим коэффициент компенсации  погрешности  :

 

,        (31)

.

 

Определим коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями . В соответствии с рекомендациями для курсового проектирования коэффициент принимают равным 0,92.

По  формуле (26) проверим прочность зуба колеса:

 

МПа,

94,1 МПа < 205,71 МПа.

 

Условие прочности выполнено.

 

Подбор редуктора выполняем из каталога готовых изделий. Редуктор выбираем по следующим критериям: число ступеней передачи, форма зубчатых колес, характер исполнения зубьев зубчатых колес, межосевое расстояние, т.е. требуется редуктор с одной ступенью, для цилиндрических прямозубых колес с межосевым расстоянием мм.

Все вышеперечисленные условия удовлетворяют  редукторы серии ЦУ.

Редуктор 1ЦУ-200 – 4 – 21К. Одноступенчатый косозубый цилиндрический редуктор с межосевым расстоянием 200 мм, номинальным передаточным числом 4, вариантом сборки 21. Схема вариантов сборки приведена на рисунке 2.

 

 

 

Рисунок 2 – Варианты сборки одноступенчатых  цилиндрических редукторов типа 1ЦУ (утолщенной линией обозначен ведущий вал)

 

 

Технические характеристики редуктора  приведены в таблице 2

 

Таблица 2

Технические характеристики редуктора 1ЦУ-200-4-21К

Номинальный вращающий момент на выходном валу, Hм	Допускаемая радиальная нагрузка, Н		Объем заливаемого масла, л	Масса, кг
	На входном валу	На выходном валу
2000	2000	5600	4	135

 

Схема простановки габаритных и  присоединительных размеров редуктора и валов приведена на рисунках 3 и 4. Значения габаритных и присоединительных размеров приведены в таблице 3.

 

 

Рисунок 3 – схема простановки  габаритных и присоединительных размеров редуктора

 

Рисунок 4 – схема простановки  габаритных и присоединительных  размеров валов редуктора (на схеме  представлено коническое исполнение вала)

 

 

 

 

 

 Таблица 3

Габаритные и присоединительные  размеры редуктора 1ЦУ-200-5-21Ц и его валов

200	437	136	200	212	212	425	36	230	265	580	236	165	160	500

 

16	20	55	70			24		75	100	10	12

 

82	105	110	70	140	6,0	7,5

 

Корпус редуктора и крышка литые  чугунные, соединены болтами в  горизонтальной плоскости. Вал (входной вал) вращается на двух конических роликоподшипниках средней серии. Вал находится в зацеплении с зубчатым колесом, который вращается на двух конических роликоподшипниках средней серии. Зубчатое зацепление эвольвентное прямозубое.

Регулировка подшипников осуществляется набором  регулировочных колец и, устанавливаемых  между торцом наружного кольца подшипника и закладными крышками. Неподвижные соединения уплотняются прокладками, а выходные концы валов – манжетами.

Для залива масла в редуктор в  крышке имеется отверстие, закрытое пробкой. Сливается масло через отверстие в нижней части корпуса, закрытое пробкой. Для контроля за уровнем масла служит контрольная пробка.

Смазка осуществляется из общей  масляной ванны: деталей зацепления –окунанием, подшипников – разбрызгиванием.

 

3 Предварительный расчет  валов редуктора

 

Предварительный расчет валов редуктора  проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Рассчитаем диаметры выходных концов валов по формуле:

 

,      (32)

 

где - допускаемое напряжение на кручение, МПа.

 

Полученные по формуле (32) значения округляются до ближайшего большего значения из ряда [1], стр 162.

Для валов, изготовленных из стали 45, значения выбираем из диапазона МПа.

Для ведущего вала:

 

мм.

 

Полученное значение округлим до 38 мм, чтобы диаметр выбранного электродвигателя совпадал с диаметром вала. Но т.к. изначально мы взяли готовый редуктор с заданными размерами, диаметр вала под подшипники мм.

При расчете ведомого вала принимаем  МПа.

 

мм.

 

Полученное значение округляем до 40 мм. В дальнейших расчетах будем принимать мм. Диаметр вала под подшипники мм.

Проверим валы выбранного редуктора (1ЦУ – 200 – 4 – 21Ц) на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Так как материал исполнения валов редуктора такой же как и в теоретическом расчете валов (сталь 45) принимаем для ведущего вала = 20 МПа, для ведомого  - = 25 МПа.

Для проверки преобразуем формулу (33) следующим образом:

 

,        (33)

 

Ведущий вал:

 

МПа

1,64<20,

 

Условие выполнено.

 

Ведомый вал:

 

МПа,

1,93<25,

 

Условие выполнено.

Размеры под подшипники для ведущего вала -  мм, для ведомого - мм.

Ступень ведомого вала, на которую будет напрессовано колесо принимаем мм.

Предварительно подберем подшипники для валов. Выбираем роликоподшипники конические однорядные средней серии.

 

Таблица 4

Роликоподшипники конические однорядные

Вал	Условное обозначение
Ведущий	7312	60	130	33,5	31
Ведомый	7315	75	160	40	37

 

Схема установки подшипников –  «враспор».

 

4 Проверочный расчет  подшипниковых узлов

 

Проверим, удовлетворяют ли, предварительно намеченные нами подшипники, условия эксплуатации.

Проверка ведется для каждого  из валов редуктора. В соответствии с рекомендациями, приведенными в [2], при расчетах принимается: шестерня имеет «левый зуб», колесо – «правый зуб».

Проверочный расчет ведущего вала.

Вал несет нагрузки возникающие вследствие зубчатого зацепления, а также консольную нагрузку, возникающую вследствие давления клиноременной передачи на выходной конец вала. Направление сил, а так же габаритные размеры вала проставлены на рисунке 5.

 

 

Рисунок 5 – Ведущий вал и силы, возникающие вследствие работы привода.

 

Рассчитаем консольную силу муфты  . Согласно [2], в проверочных расчетах можно принимать:

 

,      (34)

Н.

 

Определим реакции опор:

В плоскости xz.

 

,

,

Н.

 

,

 Н.

 

Для плоскости yz:

 

,

,

Н.

 

,

 Н.

 

Найдем суммарные реакции:

 

      (35)

Н,

Н.

 

Рассмотрим подшипник, расположенный  на опоре «1»:

 

Найдем эквивалентную нагрузку по формуле:

 

,          (36)

 

где - коэффициент, при вращении внутреннего кольца равный 1;

- коэффициент нагрузки, в зависимости  от условий эксплуатации;

- температурный коэффициент.

 

При курсовом проектировании . Согласно [1] табл. 9.19 . С учетом принятых коэффициентов по формуле (36) найдем эквивалентную нагрузку:

 

Н.

 

Расчетная долговечность :

 

,        (37)

 

где - динамическая грузоподъемность в соответствии с ГОСТ, кН;

- эквивалентная нагрузка, кН;

- показатель степени.

 

Для роликовых подшипников  , по каталогу для подшипника конического 7312: кН.

 

Определим по формуле (39) номинальную долговечность подшипника:

 

 млн. об.

 

Расчетная долговечность в часах:

 

,      (38)

 

 ч.

 

Номинальная долговечность подшипника больше рекомендуемой ч.

 

Ведомый вал.

Ведомый вал несет нагрузки, вызванные  зубчатым зацеплением, а так же нагрузку от цепной передачи. Направление сил, а так же габаритные размеры вала проставлены на рисунке 6.

 

Остальные силы равны по величине силам, значения которых использовались в проверочном расчете для ведущего вала.

 

 

Рисунок 6 – Ведомый вал и  силы, возникающие вследствие работы привода.

 

Определим реакции в опорах. В  плоскости xz:

 

,

,

,

Н.

 

,

 Н.

 

В плоскости yz:

 

,

,

,

 Н.

 

,

 Н.

 

По формуле (35) найдем суммарные  реакции:

 

Н,

Н.

 

Эквивалентную нагрузку найдем по формуле (36):

 

 Н.

 

Определим расчетную долговечность  по формуле (37), по каталогу для подшипника конического 7315: кН.