Расчет и конструирование редуктора - Курсовая работа

На основании опыта создания подобных устройств и действующих стандартов приведены рекомендации по определению передаточных чисел каждой передачи, подбору материалов для зубчатых колес и валов, проверке деталей на прочность, разработке эскизной компоновки редуктора, конструированию корпуса, зубчатых колес, валов, крышек подшипников, выбору подшипников, шпонок и муфт. Гибкое колесо 4 редуктора - неподвижно и соединено с корпусом. Определим требуемую частоту вращения электродвигателя по формуле: nдв = nвых•Uволн nдв = 30*100 = 3000 об/мин Определим действительные числа оборотов валов привода. введем нумерацию валов привода: вал дв. Определим внутренний диаметр гибкого колеса: d = 105 где K? - коэффициент концентрации напряжений: K? = 1,5 0,0015u = 1,5 0,0015*96,5 = 1,64475 [S]F =1,6…1,7 - коэффициент безопасности, принимаем [S]F = 1,65.В объеме курсового проекта проведен расчет привода, состоящего из волнового редуктора и электропривода.

Расчет и конструирование редуктора предполагает определение геометрических и конструктивных размеров отдельных деталей, разработку их конструкций. На основании опыта создания подобных устройств и действующих стандартов приведены рекомендации по определению передаточных чисел каждой передачи, подбору материалов для зубчатых колес и валов, проверке деталей на прочность, разработке эскизной компоновки редуктора, конструированию корпуса, зубчатых колес, валов, крышек подшипников, выбору подшипников, шпонок и муфт.

1. Схема привода

Рис. 1 - схема привода.

В механический привод (рис. 1) входят электродвигатель 1 и редуктор 3. Электродвигатель соединяется с редуктором через муфту 2. Редуктор - волновой. Гибкое колесо 4 редуктора - неподвижно и соединено с корпусом. Подвижное колесо 5 соединено с выходным валом. Редуктор 3 и двигатель 1 установлены на сварной раме 6.

2. Исходные данные

Мощность на выходном валу редуктора Рвых = 5 КВТ

Частота оборотов выходного вала nвых = 30 об/мин

Срок службы 5 лет.

Суточный коэффициент Ксут = 0,8

Годовой коэффициент Кгод = 0,9

Нагрузка постоянная.. Кинематический расчет привода

Подберем требуемый электродвигатель, для чего определим его потребную мощность.

Рпотр = где

Рвых - мощность на выходном валу редуктора;

?общ - КПД привода.

КПД привода в данном случае можно определить по формуле: ?общ = ?4подш • ?волн • ?муф где ?подш = 0,99 - КПД пары подшипников;

?волн = 0,75 - КПД волновой передачи;

?муф = 0,98 - КПД муфты;

?общ = 0,994*0,75*0,98 = 0,706

Тогда потребная мощность составит

Рпотр = 5 / 0,706 = 7,1 КВТ.

Определим передаточное отношение привода, Uволн: Uволн = 70…320 - рекомендованные значения для волновой передачи

Для предварительного расчета принимаем Uволн = 100.

Определим требуемую частоту вращения электродвигателя по формуле: nдв = nвых•Uволн nдв = 30*100 = 3000 об/мин

По источнику [1; табл. 24.9], исходя из рассчитанных значений требуемой мощности и частоты вращения, подберем электродвигатель. Выбираем электродвигатель “АИР112М2 ТУ 16-525564-84” с параметрами: Рдв= 7,5 КВТ, синхронной частотой вращения 3000 об/мин (асинхронная частота вращения 2895 об/мин).

Уточним передаточное отношение редуктора: Uволн= nдв / nвых = 2895 / 30 = 96,5.

Определим действительные числа оборотов валов привода. введем нумерацию валов привода: вал дв. - вал двигателя;

вал 1 - входной вал редуктора (вал генератора волн);

вал 2 - выходной вал редуктора.

Тогда получим: nдв = 2895 об/мин n1 = nдв = 2895 об/мин n2 = n1 / Uволн = 2895 / 96,5 = 30 об/мин

Определим крутящие моменты на валах привода: Крутящий момент на двигателе: Тдв = 9550 = 9550*7,5 / 2895 = 24,7 Нм.

Крутящий момент на входном валу редуктора: T1 = Тдв*?подш*?муф = 24,7*0,99*0,98 = 24 Нм.

Крутящий момент на выходном валу редуктора: T2 = T1*Uволн*?волн*?подш = 24*96,5*0,75*0,99 = 1720 Нм.

4. Расчет волновой передачи

Расчет произведем по источнику [1;стр.20;§3]

Выбираем материалы зубчатых колес: Для гибкого колеса - сталь 30ХГСА с улучшением

(твердость 32…37 HRC, предел выносливости ?-1 = 490 МПА).

Для жесткого колеса - сталь 40Х с улучшением.

(твердость 260…300 HB)

Переведем твердость в единицах HRC в единицы HB для выбранной стали: Твердость 310…340 HB.

Среднюю твердость колес определим по формуле: для гибкого колеса

НВСР = 0,5(HBMIN HBMAX) = 0,5*(310 340) = 325. для жесткого колеса

НВСР = 0,5(HBMIN HBMAX) = 0,5*(260 300) = 280.

Введем индексацию для колес: b - жесткое колесо g - гибкое колесо

Определим допускаемые контактные напряжения для колес по общей зависимости: [?]H = ?HLIMZNZRZV/SH

где ?HLIM - предел контактной выносливости;

?HLIM= 2HBСР 70 = 2*280 70 = 630 МПА.

Число циклов, соответствующих перегибу кривой усталости: NHLIM = 30(HBCP)2,4 = 30*2802,4 = 2,24·107.

Действительные числа циклов перемены напряжений: Ng = 60·ng·Lh где ng = 30 - относительная частота вращения гибкого колеса; Lh - время работы передачи, для срока службы 5 лет: Lh = L•365Кгод•24Ксут = 5*365*0,9*24*0,8 = 31536 (ч)

Тогда Ng = 60*30*31536 = 5,68·107.

Коэффициент долговечности ZN определим по формуле: ZN = = = 0,954

Коэффициент шероховатости ZR для шлифованных зубьев принимаем: ZR = 1

Коэффициент ZV учитывает влияние окружной скорости:

для передач работающих при малых окружных скоростях

(v < 5м/с) ZV = 1

Минимальные значения коэффициента запаса прочности SH = 1,2 для зубчатых колес с упрочнением.

Тогда определим: [?]H = 630*0,954*1*1/1,2 = 500,85 МПА.

Определим допускаемые напряжения изгиба: [?]F = ?FLIMYNYRYA/SF где ?FLIM - предел выносливости на изгиб;

?FLIM = 1,75HBСР = 1,75*280 = 490 МПА.

Число циклов, соответствующих перегибу кривой усталости принимаем: NFLIM = 4 ·106.

Так как Ng > NFLIM, то YN = 1

Коэффициент шероховатости YR для шлифованных зубьев принимаем: YR = 1

Коэффициент YA учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки, для колес с улучшением принимаем: YA = 0,65. Значение коэффициента запаса прочности SF для улучшенных колес принимаем: SF = 1,7

Тогда определим: [?]F = 490*1*1*0,65/1,7 = 187,3 МПА.

Определим внутренний диаметр гибкого колеса: d = 105 где K? - коэффициент концентрации напряжений: K? = 1,5 0,0015u = 1,5 0,0015*96,5 = 1,64475 [S]F =1,6…1,7 - коэффициент безопасности, принимаем [S]F = 1,65.

Тогда получим d = 105 = 191,4 мм.

Определим ширину зубчатого венца по формуле: bw = (0,15…0,2)d = 29…38 мм.

Принимаем bw = 30 мм.

Толщину гибкого колеса определим по формуле:

S1 = 10-4(65 2,5u2/3)d = 0,0001*(65 2,5*96,52/3)*191,4 = 2,3 мм.

Диаметр окружности впадин гибкого колеса определим по формуле: dfg = d 2S1 = 191,4 2*2,3 = 196 мм.

Принимаем число зубьев гибкого колеса: zg = 2u-2 = 2*96,5 - 2 = 191

Учитывая, что диаметр dfg близок делительному диаметру гибкого колеса определим модуль передачи: m = dg / zg = 196 / 191 = 1,026

Принимаем стандартный модуль передачи m = 1 мм.

Уточняем число зубьев гибкого колеса: zg = dg / m = 196 / 1 = 196

Из формулы u = определим неизвестное число зубьев жесткого колеса: zb = = 96,5*196 / (96,5-1) = 198.

Определим фактическое передаточное отношение: uф = = 198 / (198-196) = 99.

Определим неизвестные диаметры колес: для гибкого колеса: dg = mzg = 1*196 = 196 мм. dfg = dg - 2,5m = 196-2,5*1 = 193,5 мм. dag = dg 2m = 196 2*1 = 198 мм. для жесткого колеса: db = mzb = 1*198 = 198 мм. dfb = db 2,5m = 198 2,5*1 = 200,5 мм. dab = db 2m = 198-2*1 = 196 мм.

Определим параметры гибкого колеса: l = (0,8…1)d = (0,8…1)191,4 = 153…191

Принимаем l = 160 мм.

S3 = (0,6…0,7)S1 = (0,6…0,7)2,3 = 1,35…1,58

Принимаем S3 = 1,5 мм. a1 = 2S1 = 2*2,3 = 4,6 мм. a4 = 0,5bw = 0,5*30 = 15мм.

R1 = R2 = 3S1 = 3*2,3 = 7мм.

Толщина жесткого колеса b составит: Sb = 0,085db = 0,085*198 = 14,83 принимаем Sb = 15 мм.

Окружную скорость определим по формуле: v = = 2*3,14*220,28*201,94/(60000*(4,042 1)) = 0,92 м/с

По табл. 2.5 [1] выбираем степень точности 9 (ГОСТ 1643-81)

C учетом двухстороннего приложения нагрузки определим силы, действующие на зацепление: Окружная сила: Ft = 103•T2 / db = 2000*1720 / 198 = 8687 Н.

Радиальная сила: Fr = Ft•tg? = 3162*tg(20є) = 8687*0,364 = 3162 Н.

5. Предварительный расчет валов

Предварительно определим диаметр выходного конца ведущего вала по формуле:

dв1 = 6· = 6 · = 17,3 мм.

Принимаем dв1 = 18 мм.

Диаметр шейки вала под уплотнение примем dуп1 = 20 мм.

Диаметры подшипниковых шеек примем dп1 = 25 мм.

Диаметр вала принимаем d1 = 30 мм.

Предварительно определим диаметр выходного конца тихоходного вала по формуле: dв2 = 5· = 5 · = 60 мм.

Диаметр шейки вала под уплотнение примем dуп1 = 65 мм.

Диаметры подшипниковых шеек конструктивно примем dп2 = 70 мм.

Предварительно определим диаметр оси роликов генератора волн: do = 6· = 6 · = 17,3 мм.

Для посадки подшипника на ось конструктивно принимаем do = 20 мм.

6. Конструктивные размеры элементов корпуса редуктора

Расстояние между опорами быстроходного вала предварительно примем равным: L2 ? 5d1 = 5*30 = 150 мм.

Для быстроходного вала предварительно зададимся шириной подшипников B=18 мм.

Расстояние между опорами тихоходного вала предварительно примем равным: L5 ? d2 = 60 мм.

Минимальный зазор от деталей вращения до стенок корпуса определим по формуле: a = 3 где L - расстояние между внешними поверхностями деталей передач: L = dfb Sb = 228 мм.

Тогда a = 3 ? 9 мм.

Определим толщину стенок корпуса: ? ? 1,8 = 1,8 = 9,5 мм.

Принимаем ? = 10 мм.

Определим толщину нижнего пояса корпуса при наличии бобышек: sf0 = 1,5·? = 1,5*10 = 15 мм.

Определим диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом: d = 1,25 = 1,25 = 10,9 мм.

Принимаем d = 10 мм. диаметр фундаментных болтов: Dф 1,5d = 1,5*10 = 15 мм.

Принимаем фундаментные болты с резьбой M16.

Принимаем диаметр болтов крышек подшипников: d0 = 10 мм.

Предварительная компоновка редуктора показана на рис. 2

Рис.2 - предварительная компоновка редуктора

7. Расчет валов редуктора

Проведем расчет ведущего (быстроходного) вала редуктора.

На вал действуют силы Ft и Fr в двух плоскостях от волновой передачи. Расчетная схема для определения реакций опор приведена на рис.3.

Разложим действие сил в плоскостях X0Y и Y0Z.

Так как силы Fr и Ft противоположно направлены, то нагрузка на вала будет только от крутящего момента:

рис.3 - расчетная схема быстроходного вала.

Суммарные реакции в опорах составят: RB = 0

RD = 0

Согласно построенным эпюрам определим эквивалентные моменты для опасного сечения в точке B.

Н·м

Рассчитываем допускаемый диаметр вала, исходя из допускаемого напряжения на кручение для материала ведущего вала [?] = 75 МПА (сталь 40 ГОСТ 1050) по формуле:

Тогда для сечения в точке B имеем: 0,015 м = 15 мм.

Принятые ранее диаметры ведущего вала более допускаемых расчетных диаметров, следовательно, условие прочности выполняется.

Проведем расчет осей подшипников генератора волн.

На каждую ось действует нагрузка от сил Fr и Ft. Учитывая специфику работы оси рассчитаем ось на срез: ?ср = F/A < [?] где A - площадь среза: A = ?D2 / 4 = 3,14*20*20/4 = 314 мм2. редуктор привод вал подшипник

[?] - допускаемое напряжение среза, для материала оси - стали 40, [?] = 60 МПА.

F - нагрузка на ось: F = = = 9244,6 Н.

Тогда получим: ?ср = 9244,6 / 314 = 29 МПА.

Так как ?ср < [?], то условие прочности выполняется.

Проведем расчет ведомого (тихоходного) вала редуктора.

На вал действуют силы Ft и Fr от зубчатой волновой передачи и консольная сила Fk.

Расчетная схема для определения реакций опор приведена на рис.4.

Определим величину консольной силы Fk согласно ГОСТ Р 50891-96: Fk = 50 = 50*= 2074 Н.

Так как силы Fr и Ft противоположно направлены, то нагрузка на вала будет только от крутящего момента и силы Fk: Определим реакции в опорах из уравнений статики.

?M(B) = 0.

-Fk·(L5 L6) RC·L5 = 0;

RC = Fk(L5 L6)/L5 = 2074*(60 60)/60 = 4148 H;

?M(C) = 0.

RBL5 - Fk·L6 = 0

RB = Fk·L6/L5 = 2074*60/60 = 2074 Н.

Построим эпюру изгибающего момента действующего в плоскости Y0Z.

MA = MB = 0.

MC = -RB·L5 = -2074*0,06 = -124,44 Нм.

MD = 0 Нм.

Согласно построенным эпюрам определим эквивалентные моменты для опасного сечения в точке C.

Н·м рис.4 - расчетная схема тихоходного вала.

Рассчитываем допускаемый диаметр вала, исходя из допускаемого напряжения на кручение для материала ведомого вала [?] = 75 МПА (сталь 40 ГОСТ 1050) по формуле:

Тогда для сечения в точке C имеем: 0,062 м = 62 мм.

Принятые ранее диаметры ведущего вала более допускаемых расчетных диаметров, следовательно, условие прочности выполняется.

8. Проверка подшипников на долговечность

Расчеты произведем по источнику [1;стр.99;§1]

Произведем проверку подшипников на долговечность.

Расчет подшипников генератора волн.

Предварительно выбираем подшипник шариковый однорядный по ГОСТ 8338-75 №204 (d=20мм, D=47мм, B=14мм, C=12,7KH).

Определим эквивалентную нагрузку: Рэ = Fr•V•K?•KT где

K? = 1 - [1;табл.6.3] соответствует спокойному режиму работы;

KT = 1 - [1;табл.6.4] соответствует работе подшипников при t< .

V=1,2 коэффициент вращения, при вращении наружного кольца.

Рэ = 3162*1,2*1*1 = 3794 Н.

Долговечность определим по формуле: (ч) где a23 = 0,75 - коэффициент, учитывающий качество металла колец (для шарикоподшипников). d = 191,4 мм - внутренний диаметр гибкого колеса n0 = 2895*191,4 / (1,1*47) = 10718 (об/мин)

Тогда L = 0,75*()3 = 43743 (ч)

Расчетная долговечность подшипника больше срока службы редуктора Lh следовательно выбранный подшипник удовлетворяет условиям эксплуатации.

Расчет подшипников тихоходного вала.

Расчет произведем для опоры в точке C (рис.4) как наиболее нагруженной. Предварительно выбираем подшипник шариковый по ГОСТ 8338-75 №214 (d=70мм, D=125мм, B=24мм, C=61,8KH).

Определим эквивалентную нагрузку: Рэ = RC•V•K?•KT = 4148*1*1*1 = 4148 Н.

Долговечность определим по формуле: (ч)

Расчетная долговечность подшипника больше срока службы редуктора Lh следовательно выбранный подшипник удовлетворяет условиям эксплуатации.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Проверку прочности проведем из условия:

, где для материала валов - стали 40.

T - крутящий момент на рассматриваемом валу, Н·мм.

Расчет шпонки быстроходного вала, концевой участок: - диаметр вала в месте установки шпонки d = 18 мм;

- размеры шпонки: длина l = 30 мм; ширина b = 6 мм; высота h = 6 мм; глубина паза вала t1 = 3,5 мм

МПА.

Расчетное напряжение меньше допускаемого. Условие прочности выполняется.

Расчет шпонки быстроходного вала, посадка генератора волн: - диаметр вала в месте установки шпонки d = 30 мм;

- размеры шпонки: длина l = 25 мм; ширина b = 10 мм; высота h = 8 мм; глубина паза вала t1 = 5 мм

МПА.

Расчетное напряжение меньше допускаемого. Условие прочности выполняется.

Расчет шпонки ведомого вала, концевой участок: - диаметр вала в месте установки шпонки d = 60 мм;

- размеры шпонки: длина l = 50 мм; ширина b = 18 мм; высота h = 11 мм; глубина паза вала t1 = 7 мм;

Расчетное напряжение значительно допускаемого. Условие прочности не выполняется. Назначим шлицевое соединение для концевого участка тихоходного вала.

Определим длину шлицевого участка из формулы:

где

Кз - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, принимаем Кз = 1,5;

Параметры прямобочного шлицевого соединения по ГОСТ 1139-80: b = 10 (ширина шлица) z = 8 (количество шлицев) d = 52 мм (внутренний диаметр)

D = 60 мм (наружный диаметр) dm = (D d)/2 = (60 52)/2 = 56 мм (средний диаметр) h = 3 мм

Тогда = (2000*1720*1,5)/(8*3*56*210) = 18,28 мм.

Конструктивно принимаем l = 40 мм.

- диаметр вала в месте сопряжения с фланцем жесткого колеса d = 82 мм;

Параметры прямобочного шлицевого соединения по ГОСТ 1139-80: b = 12 (ширина шлица) z = 8 (количество шлицев) d = 72 мм (внутренний диаметр)

D = 82 мм (наружный диаметр) dm = (D d)/2 = (72 82)/2 = 77 мм (средний диаметр) h = 4 мм

Тогда = (2000*1720*1,5)/(8*4*77*210) = 9,9 мм.

Конструктивно принимаем l = 20 мм.

10. Посадка деталей редуктора

Посадки выбираем из рекомендаций табл. 10.13 (1): - сопряжение жесткого колеса с фланцем - H9 / g9;

- сопряжение генератора волн с валом - ;

- посадка подшипников на шейки валов - ;

- посадка подшипников в отверстия корпуса - ;

- шлицевой конец тихоходного вала d 8x52f7x60a11x10d11

- посадка фланца жесткого колеса на вал d 8x72x82x12

11. Выбор сорта масла

Смазывание зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла. По табл. 8.2 (1) выбираем вязкость масла. Так как величина контактных напряжений не более 600МПА и скорость скольжения менее 2м/с, то необходимая вязкость масла должна не более 100 . Такой вязкостью обладает масло индустриальное И-Г-А-68.

12. Сборка редуктора

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

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора.

Начинают сборку с того, что на быстроходный вал устанавливают генератор волн в сборе с подшипниками, затем устанавливают подшипники нагретые в масле до 80-100°С и гибкое колесо. На тихоходный вал устанавливают подшипники нагретые в масле до 80-100°С. Жесткое зубчатое колесо соединяют с фланцем при помощи болтов М8, и одевают на тихоходный вал. Затем валы соединяют между собой согласно чертежу. Собранные валы соединяют с корпусной деталью и с крышками. Устанавливают сквозные крышки подшипников с манжетами.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в корпус редуктора масло. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде.

В объеме курсового проекта проведен расчет привода, состоящего из волнового редуктора и электропривода. На основании предварительных расчетов выбран необходимый по мощности электродвигатель АИР 112М2 ТУ 16-525564-84 (7,5 КВТ) и выполнены чертежи на редуктор и детали редуктора. Передаточное отношение редуктора 99, крутящий момент на выходном валу редуктора 1720 Нм, частота вращения выходного вала 30 об/мин.

1. Конструирование узлов и деталей машин: учеб. пособие для студ. высш. учеб. заведений / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - 10-е изд., стер. - М.: Издательский центр ”Академия”, 2007. - 496с.

2. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие для техникумов / С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др. - М.: Машиностроение, 1980. - 351 с., ил.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя в 3-х т, т.2: изд. 8-е перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. - М.: Машиностроение, 2001. - 912с.: ил.

Размещено на .ru