Проектирование привода к специальной установке

Московский Государственный Авиационный Технологический
университет им. К.Э.Циолковского

Кафедра “Детали машин и ТММ”

Расчетно — Пояснительная
записка к курсовому проекту
по теме “ Проектирование привода к специальной
установке”

Вариант
Студент
Группа
Преподаватель Панова И.V.

Москва 1995 г.

Задание на курсовое проектирование
по курсу Детали машин»

Выдано студенту———ф-та N 1 группы—-
Содержание задания Спроектировать привод к специальной установке.

Кинематическая схема привода

1-Электродвигатель, 2-Муфта, 3-Редуктор, 4-Муфта, 5- Исполнитель ное
устройство, 6-Рама .
Разработать
1. Сборочный чертеж редуктора.
2. Сборочный чертеж муфты.
3.

Сборочный чертеж привода
.
4.

Сборочный чертеж корпусной детали.

5. Сборочный чертеж детали.

Данные для проектирования
1. Мощность, потребляемая устройством 2,24 кВт.
2. Частота вращения вала исполнительного устройства 85 об/мин.
Проектирование привода
к специальной установке
Оглавление

1. Введение
2. Выбор электродвигателя
3. Кинематический расчет редуктора
4. Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений
5. Расчет быстроходной ступени
6. Расчет цилиндрической прямозубой тихоходной ступени редуктора
7. Ориентировочный расчет валов и предварительный выбор
подшипников
8. Расчет валов на выносливость (тихоходный и промежу-
точный) и проверочный расчет подшипников
9. Расчет шпоночных соединений
10. Конструирование зубчатых колес и шестеренок
11. Конструирование корпуса редуктора
12. Конструирование крышек подшипника
13. Конструирование муфты
14. Список литературы
15. Миллиметровка

1.Введение

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или
червячных передач, выполненного в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя рабочей машине с понижением угловой скорости и повышение вращающегося момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
Применение соосной схемы позволяет получить меньшие габариты по длине, что и является ее основным достоинством.
К числу недостатков соосных редукторов относятся
а) Затруднительность смазки подшипников, находящихся в
средней части корпуса.
б) Большое расстояние между порами промежуточного вала,
что требует увеличение его диаметра для обеспечения
достаточной прочности и жесткости.

Очевидно, применение соосных редукторов ограничивается случаями, когда нет необходимости иметь два конца вала быс-
троходного и тихоходного, а совпадение геометрически осей входного и выходного валов удобно при намеченной общей компоновке привода.

2.Выбор электродвигателя

В качестве источника механической энергии в данном редукторе используют трехфазовый электродвигатель переменного тока.
Электродвигатель характеризуется номинальной частотой вращения Uф и номинальной мощностью Pдв. Для определения потребляемой мощности необходимо учитывать потери механической энергии при передаче ее от двигателя к исполнительному устройству. Эти потери обусловлены потерей энергии в зацеплении зубчатых колес, подшипниках и муфтах и оцениваются КПД. Из задания на проекцию известно, что мощ-ность, потребляемая исполнительным устройством (Ри) равна у=1,95квт, а частота вращения вала и устройства n=70 оборотов.
Определяем требуемую мощность электродвигателя

1.2 Потребляемая мощность исполнительным устройством .

Выбираем электродвигатель, подходящий по мощности
Электродвигатель серии 4а /ГОСТ 19523-7А/

Синхронная частота вращения 1500

4А100S4
3,0
1435
28
60

3. Кинематический расчет редуктора.

1.3 Передаточное отношение соосного редуктора и распре- деление его по ступеням.

Передаточное отношение редуктора

Передаточное отношение ступеней

1.4 Угловые скорости шестерни и колеса.

1.5 Крутящие моменты шестеренок.

4.Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений.

Выбор материалов и терм обработку следует решать с учетом назначения и характера эксплуатации конкретной конструкции, а также экономической целесообразности использования данной марки стали. Для изготовления зубчатых колес используют нормализуемые улученные стали с твердостью рабочей поверхности 180…350 HB, если к габаритам и массе редуктора не предъявляются строгие требования.
К недостаткам улучшенных и нормализованных зубьев следует отнести их сравнительно не высокую прочность.
Если твердость рабочей поверхности зубьев колеса не более
350 HB, то Н1=Н2+(10..20)
Твердость колеса — 210 Нв (H2)
Твердость шестерни — 221 Нв (H1)

2.1 Расчет допускаемых напряжений на контактную прочность

2.2 Расчет допускаемых напряжений на изгиб

5. Расчет цилиндрической прямозубой тихоходной ступени
редуктора.

5.1 Определение приближенного значения начального диаметра.

5.2 Окружная скорость вращения зубчатых колес.

Степень точности — 9

5.3 Определение коэффициентов нагрузки KH для тихоходной ступени.

5.4 Уточненное значение начального диаметра шестерни.

5.5 Предварительное значение рабочей ширины зубчатого венца.

Принятое значение по ГОСТу 6636-69 идентифицируется как BW2=53,0
5.6 Межосевое расстояние.

По ГОСТу 6636-69 назначают (AW)=170 мм
5.7 Модуль m, числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2.

m(MOD1)0,02=3,4

По ГОСТу 9563-60 назначают m(MOD)=2,5 мм

5.8 Суммарное число зубьев..

5.9 Число зубьев шестерни.

По ГОСТу 6636-69 назначают Z1(ZET1)=27

5.10 Число зубьев колеса.

5.11 Реальное передаточное число.

5.12 Геометрические размеры зубчатых колес.

5.13 Проверочный расчет на контактную прочность.

Степень точности передачи — 9

5.14 Определение коэффициентов нагрузки для тихоходной
ступени.

5.15 Удельная расчетная окружная сила.

5.16 Расчетное контактное напряжение.

5.17 Условие прочности на контактную выносливость.

5.18 Недогрузка на контактной прочности.

5.19 Ширина колеса и шестерни.

5.20 Проверочный расчет на изгиб.

5.20.1 Коэффициент формы зубьев шестерни и колеса

5.20.1 Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб.

5.20.2 Расчетные напряжения от изгиба.

6. Расчет цилиндрической прямозубой быстроходной ступени соосного редуктора.

6.1 Расчетная ширина зубчатого венца.

Принятое значение по ГОСТу 6636-69 идентифицируется как
BW0=26,0.

6.2 Определение приближенного значения начального диаметра.

68,00

6.3 Геометрические размеры зубчатых колес.

6.4 Проверочный расчет на контактную прочность.

Степень точности передачи — 9

6.5 Определение коэффициентов нагрузки для быстроходной
ступени.

6.6 Удельная расчетная окружная сила.

6.7 Расчетное контактное напряжение.

6.8 Условие прочности на контактную выносливость.

6.9 Недогрузка на контактной прочности.

6.11 Ширина колеса и шестерни.

6.12 Проверочный расчет на изгиб.

6.12.1 Коэффициент формы зубьев шестерни и колеса

6.12.2 Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб.

612.3 Расчетные напряжения от изгиба.

Даметры ступений под зудчататыми косесами для
промежуточногго и тихоходного валов.

7. Ориентировочный расчет валов и предварительный выбор подшипников.

Проекция двух ступенчатого редуктора позволяет выполнить ориентировочный расчет промежуточного и выходного валов.
Размеры выходного вала назначаются с учетом размеров промежуточного вала и вала электродвигателя.
Ориентировочный расчет валов — один из этапов расчета вала.
При этом из расчета на кручение определяется диаметр той части вала, на который насажено зубчатое колесо.
Снижение прочности вала вследствие действий изгибающих напряжений на кручение. Доля изгибающих напряжений снижается в зависимости от осевых размеров вала, числа зубчатых колес, посажаных на вал и взаимного расположения внешних сил, возникающих в зацеплении зубчатых колес.
Совокупность влияния перечисленных факторов на долю изгибающих напряжений можно учесть выбором различных значений допускаемых напряжений при выполнении ориентировочных расчетов валов различных по типу редуктора.

Коэффициент зависящий от величины допускаемых напряжений кручения и изгиба. СП = 7.0 , СТ = 5.9.

Диаметр шеек валов под подшипник назначают по каталогу на подшипник так, чтобы диаметр отверстия внутри кольца подшипника бал меньше диаметра ступеней вала под зубчатым колесом на 1…5 мм.
При предварительном выборе подшипников качения целесообразно ориентироваться на следующие рекомендации
a) выходной вал устанавливают на шарико-радиальном однородном подшипнике.
б) входной вал устанавливают на аналогичных подшипниках средней серии, как и промежуточный вал.
Ведущий и промежуточный вал N305
Ведомый вал N207
Окончательные размеры валов устанавливаются в ходе эскизного проектирования по результатам расчетов валов на усталость и расчета подшипников по динамической грузоподь-емности.

7.1 Расчет усилий в зацеплении.

Для удобства выполнения расчетов валов и подшипниковых узлов усилия, действующую в зоне контакта зубьев Fn представляют в виде составляющих, в общем случаи действующих по 3-м взаимно перпендикулярным направлениям 1) по касательным к начальным окружностям — окружная сила Ft, 2) по радиусу —
радиальная сила Fr, параллельно по оси зубчатых колес — осевая сила Fa.

8.0 Расчет валов на выносливость (тихоходного и промежуточного) и проверочный расчет подшипников.

8.1 Расчет входного вала

Ft = 487.02, Fr = 177,2.

3,481

XOY

ZOY

83

66

36

30

RXВ

RzВ

RR1

FT1

RTA

RzA

А

В

X

I

I

Для получения расчетной схемы определим усилие в зацеплении (по величине и направлению).

Плоскость ZOY

Проверка

96.7+80,5-177=0

Плоскость XOY

Проверка
-265,65-221,37+487,02=0

Промежуточный вал

Плоскость ZOY

Проверка

Плоскость XOY

Проверка

Выходной вал

Плоскость ZOY

Проверка

Плоскость XOY

Проверка

«