Проектирование механического привода, состоящего из электродвигателя, открытой клиноременной передачи и цилиндрического одноступенчатого редуктора

• Введение
• Исходные данные
• 1. Кинематический и силовой расчет привода
• 2. Расчет зубчатой передачи редуктора
• 3. Проектировочный расчет валов, колес, корпуса редуктора
• 4. Проверочный расчет валов
• 5. Проверка подшипников на долговечность
• 6. Выбор шпонок и проверка их на прочность
• Заключение
• Литература
• Введение
• Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Назначение редуктора — понижение угловой скорости и повышение вращательного момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи — зубчатые колёса, валы, подшипники и т. д.
• Чаще всего используют цилиндрические и конические передачи с прямыми и косыми зубьями. Кроме этих передач используют винтовые, и передачи с шевронными и криволинейными зубьями.
• Преимущества зубчатых передач.
• Постоянство передаточного числа
• Высокая нагрузочная способность
• Высокий КПД (0.960.99)
• Малые габариты
• 5. Большая долговечность, прочность, надёжность, простота в обслуживании.
• В данном курсовом проекте необходимо спроектировать механический привод, состоящий из электродвигателя, открытой клиноременной передачи и цилиндрического одноступенчатого редуктора. Проектирование привода осуществляется на основании технического задания. Нужно разработать чертеж общего вида привода, спецификацию к нему, а также оформить комплект технологической документации.

Исходные данные

Тип двигателя: 4А180М4УЗ (кВт, n=1460 мин);

Передаточное число передачи: ;

Рекомендуемый вид термообработки: нормализация;

Вид передачи: косозубая;

Степень точности передачи: 8;

Срок службы передачи: LH=10 000 часов.

Рисунок 1 — Кинематическая схема привода с цилиндрическим одноступенчатым редуктором: 1 — электродвигатель; 2 — упругая муфта; 3 — шестерня; 4 — колесо.

1. Кинематический и силовой расчет привода

Принимаем КПД муфты, соединяющей вал двигателя с быстроходным валом редуктора, цилиндрической передачи, а также двух пар подшипников.

— КПД соединительной муфты [1, табл.1.1],

— КПД закрытой цилиндрической передачи [1, табл.1.1],

— КПД одной пары подшипников [1, табл.1.1].

Частоты вращения на валах.

Быстроходный вал редуктора n= n=1460 мин.

Тихоходный вал редуктора n= n/=1460/5=292 мин.

Угловые скорости на валах привода.

с.

с.

Мощности на валах:

кВт.

кВт.

кВт.

Крутящие моменты на валах.

Нм.

Нм.

Нм.

2. Расчет зубчатой передачи редуктора

Определение допускаемых напряжений.

Принимаем по условию задания косозубую передачу, материал колеса и шестерни — cталь 40Х с термообработкой — нормализация. Твердости колеса HB и шестерни HB.

Допускаемые контактные напряжения.

где — предел контактной выносливости для шестерни и колеса.

МПа.

МПа.

Коэффициент запаса прочности S=1,1 (для нормализованных передач).

Коэффициент долговечности

.

Здесь — число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.

.

.

— ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений.

60=876 000 000.

60=175 200 000.

Так как, принимаем.

Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев (для чистового точения с Ra=1,25…2,5).

Коэффициент учитывает влияние окружной скорости на контактную выносливость.

МПа.

МПа.

Расчетное допускаемое напряжение для цилиндрических передач с косыми зубьями можно повысить до значения:

МПа.

Поскольку, то принимаем МПа Определение допускаемых напряжений изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба.

Предел изгибной выносливости для шестерни и колеса.

МПа.

МПа.

Коэффициент запаса прочности S=1,7 (для нормализованных передач).

Коэффициент долговечности

.

Здесь q=6 для нормализованных зубчатых колес.

.

Так как, принимаем.

Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев (для зубофрезерования и шлифования).

Коэффициент учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки. Для одностороннего приложения нагрузки .

МПа.

МПа.

Расчет основных параметров передачи.

Определение межосевого расстояния.

где К=10 зависит от поверхностной твердости зубьев шестерни и колеса.

мм.

Окружная скорость:

м/с.

По [1, табл.2.5] назначаем 8-ю степень точности, что совпадает с условием задания.

Уточняем значение межосевого расстояния.

где для косозубых колес,

для симметричного расположения колес относительно опор,

— коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям.

[1, табл.2.6] - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику зацепления.

— коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

принимаем по [1, табл.2.7] в зависимости от коэффициента, схемы передачи и твердости зубьев.

[1, табл.2.8] - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

.

где. Поскольку, принимаем.

.

.

223,8 мм.

Округляя до ближайшего большего числа из стандартного ряда межосевых расстояний, принимаем 224 мм.

Ширина колеса мм.

Максимально допустимый модуль зацепления

мм.

Минимальное значение модуля:

где для косозубых передач.

— коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба.

[1, табл.2.9] - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику зацепления.

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев.

.

. Из стандартного ряда принимаем мм.

Минимальный угол наклона зубьев:

.

Суммарное число зубьев:

.

Уточнение угла наклона зубьев:

.

Число зубьев шестерни:

.

Число зубьев колеса Фактическое передаточное число

Фактическое значение передаточного числа отличается от предварительного на величину

что допустимо.

Расчет основных геометрических размеров передачи.

Делительный диаметр колеса

мм.

мм.

Диаметр вершин зубьев .

мм.

мм.

Диаметр впадин зубьев

.

мм.

мм.

Ширина колеса мм.

Ширина шестерни

мм.

Рисунок 2 — Геометрические параметры цилиндрической передачи.

Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям.

где — для косозубых колес.

МПа.

Расчетное контактное напряжение превышает допустимое на величину:

что допустимо.

Силы в зацеплении:

Окружная сила

Н.

Радиальная сила

Н.

Осевая сила

Н.

Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба.

В зубьях колеса:

В зубьях шестерни:

.

Здесь — коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений. Приведенные числа зубьев:

.

[1, табл.2.10].

[1, табл.2.10].

— коэффициент, учитывающий угол наклона зуба.

 — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

МПа.

МПа.

Передача проходит проверки на прочность.

3. Проектировочный расчет валов, колес, корпуса редуктора

Диаметр выходного участка мм. Поскольку данный конец вала соединен с помощью муфты с валом электродвигателя (мм), принимаем мм, так как разница между диаметрами валов не должна превышать 20%. Длина выходного участка мм. [1, табл.24.28].

Диаметр вала под уплотнением мм, где t=4 мм — высота заплечика.

Принимаем мм. Выбираем из ГОСТ 8752–79 манжету .

Диаметр участка вала под подшипником

Принимаем мм. Выбираем из ГОСТ 8338–75 два радиальных сферических подшипника 211.

Диаметр подшипникового буртика мм, где r=3 мм — координата фаски подшипника.

Принимаем мм Длина участка вала под уплотнением определяется конструктивно.

Длина подшипникового участка равна ширине подшипника: мм.

Расстояние между стенками корпуса и зубьями вал-шестерни принимаем равным

где мм.

мм.

Тихоходный вал.

Диаметр выходного участка

мм.

Принимаем мм.

Длина выходного участка мм. [1, табл.24.28].

Диаметр вала под уплотнением мм, где t=4,6 мм — высота заплечика.

Принимаем мм. Выбираем из ГОСТ 8752–79 манжету .

Диаметр участка вала под подшипником

Принимаем мм. Выбираем из ГОСТ 8338–75 два радиальных сферических подшипника 214.

Диаметр участка вала под колесом

Принимаем мм Диаметр буртика колеса

мм, где f=2,5 мм — размер фаски колеса.

Принимаем мм.

Длина участка вала под уплотнением определяется из построения.

Длина левого подшипникового участка равна ширине подшипника: мм.

Длина правого подшипникового участка

мм.

Длина участка вала под колесом

мм.

Длина ступицы колеса мм.

Проектирование зубчатого колеса.

Рисунок 5 — Эскиз зубчатого колеса.

Диаметр ступицы

мм.

Длина ступицы мм (рассчитано ранее).

Ширина ободка мм.

На торце зубчатого венца выполняется фаска, равная m=4 мм.

Проектирование элементов корпуса.

Толщина стенки корпуса

мм.

Принимаем мм.

Толщина стенки крышки мм.

Толщина фланца

мм.

Толщина фланца крышки

мм.

Высоту приливов во фланце определяем графически, исходя из условия размещения головки стяжного болта на плоской опорной поверхности.

Толщина лапы

мм.

Диаметр стяжного болта мм. Выбираем болты М12. Стяжные болты располагаем на фланцах примерно на одинаковом расстоянии друг от друга с шагом (10−12).

Фиксирование корпуса относительно крышки осуществляется штифтами с диаметром

мм.

Диаметр фундаментного болта

мм.

Принимаем болты М16. При межосевом расстоянии цилиндрической передачи мм необходимое число фундаментных болтов равно 4.

Рисунок 6 — Эскиз элементов корпуса редуктора.

4. Проверочный расчет валов

Быстроходный вал.

На быстроходный вал действуют окружная, радиальная и осевая силы от цилиндрической передачи, а также окружная сила от муфты, соединяющей вал двигателя с быстроходным валом редуктора.

Сила, действующая на вал от муфты

Н.

Определяем реакции в опорах.

Плоскость :

;

.

.

Плоскость :

;

.

.

Суммарные реакции в опорах.

Н.

Н.

Поскольку принято, что быстроходный вал выполняется в виде вала-шестерни, то материал зубьев цилиндрической шестерни — сталь 40Х, является одновременно и материалом всего вала. Пределы текучести и прочности для стали 40Х, [1, табл.10.2]:

Пределы выносливости стали 40Х при симметричном цикле напряжений для изгиба () и кручения () и коэффициент определим также по [1, табл.10.2]:

, .

Проверим на сопротивление усталости сечение вала посредине нарезанных зубьев шестерни.

Коэффициент запаса прочности по усталости:

где коэффициент запаса прочности по усталости при изгибе

где — коэффициент снижения предела выносливости при изгибе,

.

Здесь [1, табл.10.12] - эффективный коэффициент концентрации напряжений,

[1, табл.10.7] - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,

[1, табл.10.8] - коэффициент влияния качества поверхности,

[1, табл.10.9] - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

.

— напряжение изгиба в опасном сечении.

МПа, где Нм.

.

— коэффициент запаса прочности по усталости при кручении.

Здесь — коэффициент снижения предела выносливости при кручении,

.

Здесь [1, табл.10.12] - эффективный коэффициент концентрации напряжений,

[1, табл.10.7] - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,

[1, табл.10.8] - коэффициент влияния качества поверхности,

[1, табл.10.9] - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

.

МПа — напряжение изгиба в опасном сечении.

Проверим опасное сечение посредине левой подшипниковой шейки.

Коэффициент запаса прочности по усталости:

.

Здесь [1,табл.10.13], [1, табл.10.8], [1, табл.10.9].

.

.

МПа, где Нм.

.

.

.

Здесь [1, табл.10.13], [1, табл.10.8],

[1, табл.10.9].

.

МПа.

.

Быстроходный вал проходит проверку.

Тихоходный вал.

На тихоходный вал действуют окружная, радиальная и осевая силы от цилиндрической передачи.

Определяем реакции в опорах.

Плоскость :

;

.

.

Плоскость :

;

.

.

Суммарные реакции в опорах.

Н.

Н.

Принимаем материал тихоходного вала — сталь 45. Пределы текучести и прочности для стали 45 [1, табл.10.2]:

Пределы выносливости стали 45 при симметричном цикле напряжений для изгиба () и кручения () и коэффициент определим также по [1, табл.10.2]:

, .

Проверим на сопротивление усталости сечение вала посредине участка под зубчатым колесом.

Коэффициент запаса прочности по усталости:

где коэффициент запаса прочности по усталости при изгибе

где — коэффициент снижения предела выносливости при изгибе,

.

Здесь [1, табл.10.12] - эффективный коэффициент концентрации напряжений,

[1, табл.10.7] - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,

[1, табл.10.8] - коэффициент влияния качества поверхности,

[1, табл.10.9] - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

.

— напряжение изгиба в опасном сечении.

.

Здесь b и t1 — размеры шпонок по ГОСТ 23 360–78.

МПа, где Нм.

.

— коэффициент запаса прочности по усталости при кручении.

Здесь — коэффициент снижения предела выносливости при кручении,

.

Здесь [1, табл.10.12] - эффективный коэффициент концентрации напряжений,

[1, табл.10.7] - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,

[1, табл.10.8] - коэффициент влияния качества поверхности,

[1, табл.10.9] - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

.

МПа — напряжение изгиба в опасном сечении.

Проверим опасное сечение посредине выходного участка вала.

Коэффициент запаса прочности по усталости:

(чистое кручение).

.

.

привод редуктор вал подшипник

Здесь [1, табл.10.12], [1, табл.10.7],

[1, табл.10.8], [1, табл.10.9].

.

МПа.

.

Тихоходный вал проходит проверку.

5. Проверка подшипников на долговечность

Вал установлен на роликовых конических подшипниках 7211А ГОСТ 27 365–87: 84,2 кН; 61 кН, е=0,4.

Расчетная долговечность подшипников определяется по формуле:

где [1, табл. 7.5] - коэффициент долговечности в функции необходимой надежности,

— - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла, К=10/3 для роликоподшипников,

— эквивалентная динамическая нагрузка.

Здесь V=1 для вращения внутреннего кольца подшипника,

[1, табл. 7.4] - коэффициент безопасности,

 — температурный коэффициент.

1,21 кН, 3,34 кН — реакции опор, определены ранее.

Определим осевые составляющие сил, воздействующих на подшипники.

;

;

;

0,83?0,4?1,21=0,4 кН.

0,83?0,4?3,34=1,11 кН.

Принимаем 0,94+0,4=1,34 кН.

Найдем соотношения для определения коэффициентов сил в формулах приведенных нагрузок. Для вращения внутреннего кольца V=1.

0,4/(1?1,21)=0,33

1,34/(1?3,34)=0,41>e=0,4. В этом случае X=0,4 ;Y=1,5.

кН.

кН.

Долговечность пары подшипников определяем по наиболее нагруженному из них.

ч. >ч.

Тихоходный вал.

Рисунок 10 — Схема установки подшипников на тихоходном валу.

Вал установлен на роликовых конических подшипниках 7214А ГОСТ 27 365–87: 119 кН; 89 кН, е=0,43.

Расчетная долговечность подшипников определяется по формуле:

где [1, табл. 7.5] - коэффициент долговечности в функции необходимой надежности,

— - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла, К=10/3 для роликоподшипников,

— эквивалентная динамическая нагрузка.

Здесь V=1 для вращения внутреннего кольца подшипника,

[1, табл. 7.4] - коэффициент безопасности,

 — температурный коэффициент.

3,46 кН, 2,53 кН — реакции опор, определены ранее.

Определим осевые составляющие сил, воздействующих на подшипники.

;

;

;

0,83?0,43?3,46=1,23 кН.

0,83?0,43?2,53=0,9 кН.

Принимаем 0,94+0,9=1,84 кН.

Найдем соотношения для определения коэффициентов сил в формулах приведенных нагрузок. Для вращения внутреннего кольца V=1.

1,84/(1?3,46)=0,53>e=0,43. Для этого случая X=0,4; Y=1,4.

0,9/(1?2,53)=0,36

кН.

кН.

Долговечность пары подшипников определяем по наиболее нагруженному из них.

ч. >ч.

Подшипники обоих валов проходят проверку на долговечность.

6. Выбор шпонок и проверка их на прочность

Шпонки выбираются из ГОСТ 23 360–78 в зависимости от диаметра участка вала, на который они устанавливаются. Проверяются шпонки на смятие боковых граней.

Рисунок 7.1 — Эскиз шпонки.

МПа;

Выходной участок быстроходного вала.

d=45 мм, t2=3,8 мм, мм.

МПа;

Выходной участок тихоходного вала.

d=60 мм, t2=4,4 мм, мм.

МПа;

Участок под зубчатым колесом тихоходного вала.

d=75 мм, t2=4,9 мм, мм.

МПа;

Все выбранные шпонки проходят проверку на прочность.

Заключение

В данном курсовом проекте спроектирован привод, состоящий из электродвигателя, соединенного посредством муфты с быстроходным валом одноступенчатого цилиндрического редуктора. Зубчатая редукторная передача выбрана в соответствии с техническим заданием косозубой с термообработкой зубьев шестерни и колеса — нормализация. Произведен кинематический расчет, выбран двигатель, рассчитана цилиндрическая передача, спроектированы валы и корпус редуктора. Проверены на прочность передачи, валы, подшипники и шпонки.

1. П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов Конструирование узлов и деталей машин. — М., Высш. шк., 2000.

2. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. — Калининград: Янтар. сказ, 2002.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. — 2-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1988.

4. Иванов М. Н. Детали машин. М.: Высшая школа, 2000.