Проектирование индивидуального привода с планетарным редуктором и компенсирующей муфтой на выходном валу

Целью курсового проекта является проектирование индивидуального привода с планетарным редуктором и компенсирующей муфтой на выходном валу.

Составными частями привода являются электродвигатель, планетарный редуктор, упругая муфта, компенсирующая муфта и сварная рама для их крепления.

Устройство привода следующее: вращающий момент передается с электродвигателя на входной вал редуктора через упругую муфту; с выходного вала редуктора через компенсирующую муфту на вал устройства, присоединяемого к приводу.

Требуется выполнить необходимые расчеты, выбрать наилучшие параметры схемы и разработать конструкторскую документацию, предназначенную для изготовления привода:

— сборочный чертеж планетарного редуктора;

— рабочие чертежи деталей редуктора;

— сборочный чертеж компенсирующей муфты;

— сборочный чертеж рамы;

— чертеж общего вида индивидуального привода;

— расчетно-пояснительную записку и спецификации;

1. Кинематический расчет привода

1.1 Подбор электродвигателя

По заданной мощности и частоте вращения выбран электродвигатель АИР90L4 ТУ 16−525.564−84 ().

1.2 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

Частота вращения тихоходного вала:

КПД механизма:

Вращающий момент на тихоходном валу:

Результаты расчета на ЭВМ (приложение А):

Передаточное отношение механизма…23.156

Вращающий момент на:

быстроходном валу, …14,0

тихоходном валу, …316,3

Частота вращения:

быстроходного вала, …1389,4

тихоходного вала, …60,0

Характеристики ступени Тихоходная Быстроходная Солнце Эпицикл Солнце Эпицикл Передаточное число 4,750 4,875

Вращающий момент, 67,2 249,0 14,0 53,3

привод кинематический редуктор муфта чертеж

2. Расчет планетарной передачи

Для расчета использовалась специальная программа, результаты которой приведены в приложении А.

Было проанализировано влияние способа термообработки и относительной ширины колес на массу зубчатых колес, массу редуктора, межосевое расстояние, диаметры зубчатых колес. На основании анализа был выбран наиболее рациональный вариант с меньшей массой, минимальным отличием межосевых расстояний тихоходной и быстроходной ступеней, но с возможностью размещения подшипников в сателлите, соразмерностью солнечной шестерни и входного вала, соразмерностью эпицикла детали, устанавливаемой на конце выходного вала.

3. Эскизное проектирование

3.1 Проектный расчет валов

Вращающие моменты на валах:

Быстроходном:

Тихоходном :

Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора:

Для быстроходного:

Для промежуточного (вал-шестерня):

Для тихоходного:

3.2 Выбор типа и схемы установки подшипников

Для быстроходного вала были выбраны шариковые радиальные однорядные подшипники с канавкой под упорное пружинное кольцо: Подшипник 500 206 ГОСТ 2893–82. Схема установки «врастяжку».

Для водила на тихоходном валу выбраны шариковые радиальные однорядные подшипники: Подшипник 1 000 917 ГОСТ 8338–75. Схема установки «враспор».

Для сателлитов быстроходной ступени выбраны шариковые радиальные однорядные подшипники: Подшипник 204 ГОСТ 8338–75.

Для сателлитов тихоходной ступени выбраны шариковые радиальные однорядные подшипники: Подшипник 204 ГОСТ 8338–75.

4. Конструирование зубчатых колес

4.1 Параметры зубчатых колес быстроходной ступени:

Модуль зацепления: ;

а) солнца

Материал колеса — Сталь 40Х (твердость поверхности зубьев 28,5HRC)

Ширина зубчатого венца: ;

Фаски на торцах зубчатого венца: выполняют фаски под углом ;

б) сателлита

Материал колеса — Сталь 40Х (твердость поверхности зубьев 24,8HRC)

Ширина зубчатого венца: ;

Фаски на торцах зубчатого венца: выполняют фаски под углом ;

в) эпицикла

Материал колеса — Сталь 40Х (твердость поверхности зубьев 28,5HRC)

Ширина зубчатого венца: ;

Фаски на торцах зубчатого венца: выполняют фаски под углом .

Ширина торцов зубчатого венца:

4.2 Параметры зубчатых колес тихоходной ступени:

Модуль зацепления: ;

а) солнца

Материал колеса — Сталь 40Х (твердость поверхности зубьев 28,5HRC)

Ширина зубчатого венца: ;

Фаски на торцах зубчатого венца: выполняют фаски под углом ;

б) сателлита

Материал колеса — Сталь 40Х (твердость поверхности зубьев 24,8HRC)

Ширина зубчатого венца: ;

Фаски на торцах зубчатого венца: выполняют фаски под углом ;

в) эпицикла

Материал колеса — Сталь 40Х (твердость поверхности зубьев 28,5HRC)

Ширина зубчатого венца: ;

Фаски на торцах зубчатого венца: выполняют фаски под углом .

Ширина торцов зубчатого венца:

5. Расчет соединений

5.1 Шпоночные соединения

5.1.1 Соединение быстроходный вал — полумуфта

Материал вала — Сталь 40Х.

— вращающий момент на быстроходном валу.

— посадочный диаметр.

Для данного диаметра по ГОСТ 12 081;72 ширина и высота шпонки равны:,. Глубина врезания шпонки в ступицу: .

Назначаю, исходя из конструктивных соображений, рабочую длину шпонки .

Тогда условие прочности запишем в виде:

Условие прочности выполняется.

5.1.2 Соединение тихоходный вал — полумуфта

Материал вала — Сталь 40Х.

— вращающий момент на быстроходном валу.

— посадочный диаметр.

Для данного диаметра по ГОСТ 12 081;72 ширина и высота шпонки равны: ,. Глубина врезания шпонки в ступицу: .

Назначаю, исходя из конструктивных соображений, рабочую длину шпонки .

Тогда условие прочности запишем в виде:

Условие прочности выполняется.

5.1.3 Соединение промежуточный вал — водило

Материал вала — Сталь 40Х.

— вращающий момент на промежуточном валу.

— посадочный диаметр.

Для данного диаметра по ГОСТ 12 081;72 ширина и высота шпонки равны: ,. Глубина врезания шпонки в ступицу: .

Назначаю, исходя из конструктивных соображений, рабочую длину шпонки .

Тогда условие прочности запишем в виде:

Условие прочности выполняется.

5.2 Клеевое соединение

Эпицикл тихоходной передачи.

d = 250 мм — посадочный диаметр.

Т = 249 Н· м — вращающий момент на эпицикле.

l = 29 мм — посадочная длина.

Условие прочности для данного соединения имеет вид:

Выбираем эпоксидный клей ЭД-5. Временное сопротивление при сдвиге .

Принимаем коэффициент запаса s = 5. Допускаемое напряжение среза: .

следовательно, условие прочности обеспечено. Посадка сопряжения с корпусом H9/g9.

Эпицикл быстроходной передачи.

d = 210 мм — посадочный диаметр.

Т = 53,3 Н· м — вращающий момент на эпицикле.

l = 20 мм — посадочная длина.

Условие прочности для данного соединения имеет вид:

Выбираем эпоксидный клей ЭД-5. Временное сопротивление при сдвиге .

Принимаем коэффициент запаса s = 5. Допускаемое напряжение среза: .

следовательно, условие прочности обеспечено. Посадка сопряжения с корпусом H9/g9.

6. Подбор подшипников качения для заданного ресурса

При расчете подшипников силы, действующие в зацеплении, взяты из результатов второго этапа расчета зубчатых передач на ЭВМ.

6.1 Расчет подшипников сателлитов

Подшипники быстроходной ступени.

Наиболее нагружены подшипники сателлитов:

Эквивалентная радиальная сила для расчета подшипника при типовом переменном режиме нагружения:

где — коэффициент эквивалентности для III режима нагружения.

Требуемая радиальная динамическая грузоподъёмность:

где — требуемый ресурс подшипника;

и — число зубьев солнца и сателлита.

Эквивалентная радиальная нагрузка:

где — коэффициент динамической нагрузки;

— температурный коэффициент;

— коэффициент вращения кольца.

Относительная частота вращения:

Таким образом, получаем:

Выбранный подшипник 204 обеспечивает требуемый ресурс, т.к.:

Подшипники тихоходной ступени.

Наиболее нагружены подшипники сателлитов:

Эквивалентная радиальная сила для расчета подшипника при типовом переменном режиме нагружения:

где — коэффициент эквивалентности для III режима нагружения.

Требуемая радиальная динамическая грузоподъёмность:

где — требуемый ресурс подшипника;

и — число зубьев солнца и сателлита.

Эквивалентная радиальная нагрузка:

где — коэффициент динамической нагрузки;

— температурный коэффициент;

— коэффициент вращения кольца.

Относительная частота вращения:

Таким образом, получаем:

Выбранный подшипник 204 обеспечивает требуемый ресурс, т.к.:

6.2 Пара подшипников на быстроходном валу

Предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные 206.

Радиальная сила на валу от упругой муфты:

где радиальная жёсткость муфты; радиальное смещение валов .

Т.о., имеем: .

Учитывая наибольшую возможную неравномерность распределения общего момента по потокам, силу F, действующую на вал со стороны зубчатого зацепления, определим по формуле:

Расчётная схема.

;

Реакция от консольной силы:

.

.

Реакции опор для расчёта подшипников:

Расчёт ведем по наиболее нагруженному подшипнику.

Эквивалентная радиальная сила:

Эквивалентная радиальная нагрузка:

Расчётный скорректированный ресурс:

Проверка выполнения условия: .

.

Подшипники 206 обеспечивают заданный ресурс. При требуемом ресурсе надёжность выше 90%.

6.3 Пара подшипников водила тихоходного вала

Предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные 1 000 917.

Консольную силу на валу найдём по формуле (ГОСТ Р 50 891−96):

Учитывая наибольшую возможную неравномерность распределения общего момента по потокам, силу F, действующую на вал со стороны зубчатого зацепления, определим по формуле:

Расчётная схема.

Реакция от консольной силы:

;

Реакции от силы F:

В силу симметрии

Реакции опор для расчёта подшипников:

Расчёт ведем по наиболее нагруженному подшипнику.

Эквивалентная радиальная сила:

Эквивалентная радиальная нагрузка:

Расчётный скорректированный ресурс:

Проверка выполнения условия: .

.

Подшипники 1 000 917 обеспечивают заданный ресурс. При требуемом ресурсе надёжность выше 90%.

7. Конструирование корпусных деталей и крышек подшипников

7.1 Конструирование крышек подшипников

Материал крышек — СЧ15.

Были выбраны привертные крышки.

Крышка подшипников быстроходного вала.

Определяющим параметром при конструировании крышки является диаметр под подшипник.

Согласно рекомендациям по выбору толщины стенки, диметра и числа винтов крепления крышки в зависимости от D:

;;. Из-за конструктивных особенностей изменяю d = 8 мм, z = 6.

Крышка подшипников тихоходного вала.

Определяющим параметром при конструировании крышки является диаметр D =120 мм под подшипник.

Согласно рекомендациям по выбору толщины стенки, диметра и числа винтов крепления крышки в зависимости от D:

;d = 8 мм; .

7.2 Конструирование корпуса

Общие рекомендации.

Материал корпуса — СЧ15.

Толщина стенки, отвечающая требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса:

В нашем случае имеем:

Принимаем толщину стенки д = 7 мм.

Радиусы дуг, сопрягающих плоские стенки:

; ;

Толщина внутренних ребер: .

Крышка на быстроходном валу.

Определяющим параметром при конструировании крышки является диаметр D = 220 мм отверстия в корпусе.

Согласно рекомендациям по выбору толщины стенки, диметра и числа винтов крепления крышки в зависимости от D:

; d =10 мм; z = 8. Из-за конструктивных особенностей изменяю д = 7 мм.

Крышка на тихоходном валу.

Определяющим параметром при конструировании крышки является диаметр D = 260 мм отверстия в корпусе.

Согласно рекомендациям по выбору толщины стенки, диметра и числа винтов крепления крышки в зависимости от D:

д = 7 мм; d =12 мм; z = 8.

Оформление заливных, сливных отверстий и отверстия для контроля уровня масла.

Для залива масла выбрана заливная цилиндрическая пробка-отдушина с воздушным фильтром с резьбой .

Отверстие для слива масла закрывается пробкой с конической резьбой К½.

Для контроля уровня масла в корпусе предусмотрен пробочный маслоуказатель с конической пробкой (резьба К½):

Размеры конической пробки:;; .

Приспособление для подъема и переноса.

Для подъема и транспортировки корпуса и редуктора в сборе предусмотрены литые проушины, которое отливаются заодно с корпусом d = 21 мм.

8. Расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости

Минимально допустимые запасы прочности по пределу текучести и сопротивлению усталости: и .

8.1 Расчет осей

Материал — Сталь 45. .

Ось тихоходной ступени.

Самым опасным сечением будет сечение I-I.

Момент сопротивления при изгибе для сплошного круглого сечения:

Нормальное напряжение:

где — коэффициент перегрузки.

Коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

Статическая прочность оси обеспечена.

Ось быстроходной ступени.

Самым опасным сечением будет сечение I-I.

Момент сопротивления при изгибе для сплошного круглого сечения:

Нормальное напряжение:

где — коэффициент перегрузки.

Коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

Статическая прочность оси обеспечена.

8.2 Расчет валов

Материал — Сталь 40Х., , .

Быстроходный вал.

, ,, , .

Опасные сечения:

I-I — место установки левого подшипника на вал диаметром 30 мм. Сечение нагружено изгибающим и крутящим моментом. Концентратор напряжений — посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал.

II-II — место установки правого подшипника на вал диаметром 30 мм. Сечение нагружено изгибающим и крутящим моментом. Концентратор напряжений — посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал.

III-III — место установки полумуфты на вал. Сечение нагружено крутящим моментом. Концентратор напряжений — шпоночный паз.

Сечение I-I :

— изгибающий момент;

— крутящий момент.

Сечение II-II:

— изгибающий момент;

— крутящий момент.

Т.к Сечение II-II более нагружено, чем Сечение I-I (), и геометрически аналогично, далее будем рассматривать Сечение II-II.

Сечение III-III:

— крутящий момент.

Геометрические характеристики опасных сечений.

Сечение II-II:

Сечение III-III:

Расчет на статическую прочность.

Сечение II-II:

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

;

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

.

Сечение III-III:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

Статическая прочность вала обеспечена во всех опасных сечениях: .

Расчет вала на сопротивление усталости.

Сечение II-II:

Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

;

;

;

; ;

где и — эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

и — коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

Посадочную поверхность вала под подшипник шлифуют, поэтому:

,

где и — коэффициенты влияния качества поверхности.

Поверхность вала без упрочнения, поэтому: ,

где — коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Коэффициенты снижения предела выносливости:

Пределы выносливости вала:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

где — коэффициент чувствительности материала, а асимметрии цикла напряжений.

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

Сечение III-III:

Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

;

;

;

где — эффективный коэффициент концентрации напряжений;

— коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

где — коэффициент влияния качества поверхности.

Поверхность вала без упрочнения, поэтому: ,

где — коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Коэффициент снижения предела выносливости:

Пределы выносливости вала:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

где — коэффициент чувствительности материала, а асимметрии цикла напряжений.

Коэффициент запаса по касательным напряжениям:

Сопротивление усталости вала обеспечено во всех опасных сечениях: .

Промежуточный вал (валшестерня).

Опасные сечения:

I-I — место установки водила на вал. Сечение нагружено крутящим моментом. Концентратор напряжений — шпоночный паз.

— крутящий момент.

Геометрические характеристики опасных сечений.

Сечение I-I:

Расчет на статическую прочность.

Сечение I-I:

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

.

Статическая прочность вала обеспечена во всех опасных сечениях: .

Расчет вала на сопротивление усталости.

Сечение I-I:

Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

;

;

;

; ;

где и — эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

и — коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

,

где и — коэффициенты влияния качества поверхности.

Поверхность вала без упрочнения, поэтому: ,

где — коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Коэффициенты снижения предела выносливости:

Пределы выносливости вала:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

где — коэффициент чувствительности материала, а асимметрии цикла напряжений.

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

Сопротивление усталости вала обеспечено во всех опасных сечениях: .

Тихоходный вал (вал-водило).

, ,, , .

Опасные сечения:

II-II — место установки левого подшипника на вал диаметром 85 мм. Сечение нагружено изгибающим и крутящим моментом. Концентратор напряжений — посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал.

III-III — место установки полумуфты на вал. Сечение нагружено крутящим моментом. Концентратор напряжений — шпоночный паз.

Сечение II-II:

— изгибающий момент;

— крутящий момент.

Сечение III-III:

— крутящий момент.

Геометрические характеристики опасных сечений.

Сечение II-II:

Сечение III-III:

Расчет на статическую прочность.

Сечение II-II:

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

;

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

.

Сечение III-III:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

Статическая прочность вала обеспечена во всех опасных сечениях: .

Расчет вала на сопротивление усталости.

Сечение II-II:

Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

;

;

;

; ;

где и — эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

и — коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

Посадочную поверхность вала под подшипник шлифуют, поэтому:

,

где и — коэффициенты влияния качества поверхности.

Поверхность вала без упрочнения, поэтому: ,

где — коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Коэффициенты снижения предела выносливости:

Пределы выносливости вала:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

где — коэффициент чувствительности материала, а асимметрии цикла напряжений.

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

Сечение III-III:

Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

;

;

;

где — эффективный коэффициент концентрации напряжений;

— коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

где — коэффициент влияния качества поверхности.

Поверхность вала без упрочнения, поэтому: ,

где — коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Коэффициент снижения предела выносливости:

Пределы выносливости вала:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

где — коэффициент чувствительности материала, а асимметрии цикла напряжений.

Коэффициент запаса по касательным напряжениям:

Сопротивление усталости вала обеспечено во всех опасных сечениях: .

9. Выбор смазочных материалов и системы смазывания

Для смазывания передач используем картерную систему. Уровень масла должен соответствовать середине тела качения подшипника сателлита в его нижнем положении. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Уровень масла: .

Требуемый объем масла:. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Контактные напряжения быстроходной ступени:

Окружная скорость быстроходной ступени:

Контактные напряжения тихоходной ступени:

Окружная скорость тихоходной ступени:

Из таблицы 11.1 кинематическая вязкость масла равна 40 ммІ/с. Такая кинематическая вязкость характерна для масла И-Г-А-46 (Дунаев П.Ф., Леликов О. П. «Конструирование узлов и деталей машин», стр. 173, табл. 11.2).

Выбираем масло И-Т-Д-46 ГОСТ 20 799–88.

Для смазки подшипников используется ЦИАТИМ-201 ГОСТ 6267–74.

10. Расчет муфт

Для соединения входного вала редуктора с валом электродвигателя назначаем упругую муфту с лепестками ГОСТ 50 892–96. .

Для соединения выходного вала редуктора с присоединяемым к приводу устройством используем компенсирующую зубчатую муфту.

10.1 Подбор и проверочный расчёт компенсирующей муфты

Из технического задания необходимо поставить жесткую компенсирующую муфту на выходной вал. Выбираем зубчатую муфту.

Жесткие компенсирующие муфты применяют для соединения тихоходных валов в тех случаях где нужно уменьшить вредное влияние несоосности валов и когда не требуется улучшать динамические характеристики привода вследствие упругих свойств муфты. По сравнению с упругими муфтами они имеют меньшие габариты и вес. Зубчатые муфты отличаются высокой нагрузочной способностью. Зацепление эвольвентное с увеличенными радиальными и боковыми зазорами. В целях увеличения компенсирующих свойств муфты зубьям втулок придают специальную форму. Бочкообразные зубья позволяют увеличить допускаемый перекос валов в 2−3 раза.

Эти муфты компенсируют несовпадение осей валов за счёт перемещений жёстких элементов под нагрузкой. Отсюда, они работают со скольжением и их основной критерий работоспособности — износостойкость.

Линейные размеры:

Высота рабочей поверхности шлицев и средний диаметр:

;

.

Вращающий момент, нагружающий муфту в приводе:

где К — коэффициент режима работы.

При спокойной работе и небольших разгоняемых массах К = 1,1…1,4.

Принимаем К = 1,25, тогда .

Ширина зуба .

Расчетное условие работоспособности соединения:

— расчетное давление на рабочих поверхностях зубьев, МПа; - допускаемое давление; - общий коэффициент неравномерности распределения нагрузки:

Таким образом получим:

.

Условие прочности выполнено.

1. Атлас конструкций узлов и деталей машин под ред. Ряховского О. А.: М.: Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2005.

2. Детали машин под ред. Ряховского О. А.: М.: Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2002.

3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. — Конструирование узлов и деталей машин. М.: «Академия», 2006.

4. Поляков В. С., Барбаш И. Д., Ряховский О. А. Справочник по муфтам, 1979.

5. Фомин М. В. Расчеты опор с подшипниками качения. М.: Изд-в МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2001.

6. Решетов Д. Н. Детали машин, 4-е издание. М.: «Машиностроение», 1989.