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,