Схема привода, исходные данные. Кинематический расчет, параметры волновой передачи. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Проверка подшипников на долговечность. Посадка деталей редуктора. Выбор сорта масла, сборка.
Аннотация к работе
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.
Введение
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.
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)
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 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.
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.
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.
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.
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).
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.
Вывод
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.
Список литературы
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.