Проектирование волнового редуктора

редуктор_волновой.dwg

Шайба 12 ГОСТ 6402-70
Расчетно-пояснительная записка
Двигатель АИР112M2 ТУ 16-525.564-84
Гайка М12 ГОСТ 2524-81
Болт М16x50 ГОСТ 7796-70
Болт М12x40 ГОСТ 7796-70
Гайка М16 ГОСТ 2524-81
Шайба 16 ГОСТ 6402-70
Технические требования: 1. *Размеры для справок. 2. Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очистить и покрыть маслостойкой краской. 3. После сборки проверить проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников. 4. Заливку масла проводить по уровню. 5. Собранный редуктор обкатать без нагрузки и подвергнуть испытанию.
Технические характеристики: 1. Передаточное число: 99 2. Вращающий момент на выходном валу
Н*м 1720 3. Частота вращения выходного вала
обмин 30 4. Степень точности изготовления колес 9
d8x52f7x60a11x10d11 ГОСТ 1139-80
Маслоуказатель жезловый
Подшипник 214 ГОСТ 8338-75
Шайба Н.14 ГОСТ 11872-89
Гайка М14 ГОСТ 11871-88
Масло индустриальное И-Г-А-68
Подшипник 305 ГОСТ 8338-75
Подшипник 204 ГОСТ 8338-75
Болт М8x20 ГОСТ 7805-70
Болт М8x12 ГОСТ 7805-70
Шпонка 10х8х25 ГОСТ 23360-80
Манжета 20x40x7 ГОСТ 8752-80
Манжета 65x90x10 ГОСТ 8752-80
Шайба 8 ГОСТ 6402-70
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Шпонка 6х6х30 ГОСТ 23360-80
Болт М10x25 ГОСТ 7805-70
Рым-болт М16 ГОСТ 4751-73
*Размер обеспечивается инструментом. 2. НВ 240 250 3. H14
±t2 4. Острые кромки и заусенцы не допускаются.
Сталь 40 ГОСТ 1050-74
*Размеры для справок. 2. H14
±t2 3. Острые кромки притупить радиусом 0
Коэффициент смещения
*Размеры для справок. 2. НВ 260 300 3. H14
Сталь 40Х ГОСТ 4543-81
d8x72f7x82a11x12d11 ГОСТ 1139-80
* Размеры для справок. 2. H14
±t2. 3. Неуказанные радиусы - 5 мм.
Технические характеристики: 1. Электродвигатель 1.1 Тип АИР112М2 ТУ 16-525564-84 1.2 Мощность
1.3 Частота вращения
обмин 2900 2. Редуктор 2.1 Тип волновой 2.2 Передаточное число 99 2.3 Вращающий момент на выходном валу
Н*м 1720 2.4 Частота вращения выходного вала
Шпонка 10х8х50 ГОСТ 23360-80
Технические требования: 1. *Размеры для справок. 2. H14
±t2. 3. Сварка ручная дуговая ГОСТ5264-80 электродами Э42 по контуру прилегания деталей.
Кольцо А82 ГОСТ 13942-86
Болт М6x20 ГОСТ 7796-70
Гайка M6 ГОСТ 2524-81
Шайба 6 ГОСТ 6402-70

редуктор_волновой.doc

Исходные данные . ..
Кинематический расчет . . ..
Расчет волновой передачи
Предварительный расчет валов . .
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Расчет валов редуктора . .. ..
Проверка подшипников на долговечность .
Проверка прочности шпоночных соединений ..
Посадка деталей редуктора. ..
Выбор сорта масла ..
Сборка редуктора . .. ..
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.
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.
Мощность на выходном валу редуктора Pвых = 5 кВт
Частота оборотов выходного вала nвых = 30 обмин
Суточный коэффициент Ксут = 08
Годовой коэффициент Кгод = 09
Нагрузка постоянная.
Кинематический расчет привода
Подберем требуемый электродвигатель для чего определим его потребную мощность.
Pвых - мощность на выходном валу редуктора;
КПД привода в данном случае можно определить по формуле:
общ = 4подш волн муф
подш = 099 - КПД пары подшипников;
волн = 075 - КПД волновой передачи;
муф = 098 – КПД муфты;
общ = 0994*075*098 = 0706
Тогда потребная мощность составит
Pпотр = 5 0706 = 71 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 = 30*100 = 3000 обмин
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: Pдв= 75 кВт синхронной частотой вращения 3000обмин (асинхронная частота вращения 2895 обмин).
Уточним передаточное отношение редуктора:
Uволн= nдв nвых = 2895 30 = 965.
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.
n1 = nдв = 2895 обмин
n2 = n1 Uволн = 2895 965 = 30 обмин
Определим крутящие моменты на валах привода:
Крутящий момент на двигателе:
Tдв = 9550 = 9550*75 2895 = 247 Нм.
Крутящий момент на входном валу редуктора:
T1 = Tдв*подш*муф = 247*099*098 = 24 Нм.
Крутящий момент на выходном валу редуктора:
T2 = T1*Uволн*волн*подш = 24*965*075*099 = 1720 Нм.
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 HBср = 05(HBmin + HBmax) = 05*(310 + 340) = 325.
для жесткого колеса HBср = 05(HBmin + HBmax) = 05*(260 + 300) = 280.
Введем индексацию для колес:
Определим допускаемые контактные напряжения для колес по общей зависимости:
Hlim= 2HBср + 70 = 2*280 + 70 = 630 МПа.
Число циклов соответствующих перегибу кривой усталости:
NHlim = 30(HBср)24 = 30*28024 = 224·107.
Действительные числа циклов перемены напряжений:
где ng = 30 – относительная частота вращения гибкого колеса;
Lh – время работы передачи для срока службы 5 лет:
Lh = L365Kгод24Kсут = 5*365*09*24*08 = 31536 (ч)
Ng = 60*30*31536 = 568·107.
Коэффициент долговечности ZN определим по формуле:
Коэффициент шероховатости ZR для шлифованных зубьев принимаем:
Коэффициент ZV учитывает влияние окружной скорости:
для передач работающих при малых окружных скоростях (v 5мс) ZV = 1
Минимальные значения коэффициента запаса прочности SH = 12 для зубчатых колес с упрочнением.
[]H = 630*0954*1*112 = 50085 МПа.
Определим допускаемые напряжения изгиба:
Flim = 175HBср = 175*280 = 490 МПа.
Число циклов соответствующих перегибу кривой усталости принимаем:
Так как Ng > NFlim то YN = 1
Коэффициент шероховатости YR для шлифованных зубьев принимаем:
Коэффициент YA учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки для колес с улучшением принимаем: YA = 065.
Значение коэффициента запаса прочности SF для улучшенных колес принимаем: SF = 17
[]F = 490*1*1*06517 = 1873 МПа.
Определим внутренний диаметр гибкого колеса:
где K – коэффициент концентрации напряжений:
K = 15 + 00015u = 15 + 00015*965 = 164475
[S]F =16 17 – коэффициент безопасности принимаем [S]F = 165.
Определим ширину зубчатого венца по формуле:
bw = (015 02)d = 29 38 мм.
Принимаем bw = 30 мм.
Толщину гибкого колеса определим по формуле:
S1 = 10-4(65+25u23)d = 00001*(65+25*96523)*1914 = 23 мм.
Диаметр окружности впадин гибкого колеса определим по формуле:
dfg = d + 2S1 = 1914 + 2*23 = 196 мм.
Принимаем число зубьев гибкого колеса:
zg = 2u-2 = 2*965 – 2 = 191
Учитывая что диаметр dfg близок делительному диаметру гибкого колеса определим модуль передачи:
m = dg zg = 196 191 = 1026
Принимаем стандартный модуль передачи m = 1 мм.
Уточняем число зубьев гибкого колеса:
zg = dg m = 196 1 = 196
определим неизвестное число зубьев жесткого колеса:
zb = = 965*196 (965-1) = 198.
Определим фактическое передаточное отношение:
uф = = 198 (198-196) = 99.
Определим неизвестные диаметры колес:
dg = mzg = 1*196 = 196 мм.
dfg = dg – 25m = 196-25*1 = 1935 мм.
dag = dg + 2m = 196+2*1 = 198 мм.
для жесткого колеса:
db = mzb = 1*198 = 198 мм.
dfb = db + 25m = 198+25*1 = 2005 мм.
dab = db + 2m = 198-2*1 = 196 мм.
Определим параметры гибкого колеса:
l = (08 1)d = (08 1)1914 = 153 191
Принимаем l = 160 мм.
S3 = (06 07)S1 = (06 07)23 = 135 158
Принимаем S3 = 15 мм.
a1 = 2S1 = 2*23 = 46 мм.
a4 = 05bw = 05*30 = 15мм.
R1 = R2 = 3S1 = 3*23 = 7мм.
Толщина жесткого колеса b составит:
Sb = 0085db = 0085*198 = 1483
принимаем Sb = 15 мм.
Окружную скорость определим по формуле:
v = = 2*314*22028*20194(60000*(4042+1)) = 092 мс
По табл. 2.5 [1] выбираем степень точности 9 (ГОСТ 1643-81)
C учетом двухстороннего приложения нагрузки определим силы действующие на зацепление:
Ft = 103T2 db = 2000*1720 198 = 8687 Н.
Fr = Fttgα = 3162*tg(20º) = 8687*0364 = 3162 Н.
Предварительный расчет валов.
Предварительно определим диаметр выходного конца ведущего вала по формуле:
dв1 = 6· = 6 · = 173 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:
dо = 6· = 6 · = 173 мм.
Для посадки подшипника на ось конструктивно принимаем dо = 20 мм.
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:
Минимальный зазор от деталей вращения до стенок корпуса определим по формуле:
где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач:
L = dfb + Sb = 228 мм.
Определим толщину стенок корпуса:
Определим толщину нижнего пояса корпуса при наличии бобышек:
sf0 = 15· = 15*10 = 15 мм.
Определим диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом:
d = 125 = 125 = 109 мм.
Принимаем d = 10 мм.
диаметр фундаментных болтов:
Dф 15d = 15*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
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:
Согласно построенным эпюрам определим эквивалентные моменты для опасного сечения в точке B.
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:
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:
где A – площадь среза:
A = D2 4 = 314*20*204 = 314 мм2.
[] – допускаемое напряжение среза для материала оси – стали 40
F – нагрузка на ось:
ср = 92446 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 Fк.
Расчетная схема для определения реакций опор приведена на рис.4.
Определим величину консольной силы Fк согласно ГОСТ Р 50891-96:
Fк = 50 = 50*= 2074 Н.
Так как силы Fr и Ft противоположно направлены то нагрузка на вала будет только от крутящего момента и силы Fк:
Определим реакции в опорах из уравнений статики.
ΣM(B) = 0.-Fк·(L5+L6) + RC·L5 = 0;
RС = Fк(L5+L6)L5 = 2074*(60+60)60 = 4148 H;
RB = Fк·L6L5 = 2074*6060 = 2074 Н.
Построим эпюру изгибающего момента действующего в плоскости Y0Z.
MC = -RB·L5 = -2074*006 = -12444 Нм.
Согласно построенным эпюрам определим эквивалентные моменты для опасного сечения в точке C.
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:
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 ГОСТ8338-75 №204 (d=20мм D=47мм B=14мм C=127кH).
Определим эквивалентную нагрузку:
K = 1 - [1;табл.6.3] соответствует спокойному режиму работы;
KT = 1 - [1;табл.6.4] соответствует работе подшипников при t.
V=12 коэффициент вращения при вращении наружного кольца.
Pэ = 3162*12*1*1 = 3794 Н.
Долговечность определим по формуле:
где a23 = 075 – коэффициент учитывающий качество металла колец (для шарикоподшипников).
n0 = n1*d (11D) – частота вращения подшипника
d = 1914 мм – внутренний диаметр гибкого колеса
n0 = 2895*1914 (11*47) = 10718 (обмин)
L = 075*()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=618кH).
Pэ = RСVKKT = 4148*1*1*1 = 4148 Н.
Проверка прочности шпоночных соединений
Проверку прочности проведем из условия:
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 ширина b = 6 мм; высота h = 6 мм; глубина паза вала t1 = 35 мм
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 ширина b = 10 мм; высота h = 8 мм; глубина паза вала t1 = 5 мм
Расчет шпонки ведомого вала концевой участок:
- диаметр вала в месте установки шпонки d = 60 мм;
- размеры шпонки: длина 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:
Кз – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями принимаем Кз = 15;
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)
= (2000*1720*15)(8*3*56*210) = 1828 мм.
Конструктивно принимаем l = 40 мм.
- диаметр вала в месте сопряжения с фланцем жесткого колеса d = 82 мм;
b = 12 (ширина шлица)
d = 72 мм (внутренний диаметр)
D = 82 мм (наружный диаметр)
dm = (D+d)2 = (72+82)2 = 77 мм (средний диаметр)
= (2000*1720*15)(8*4*77*210) = 99 мм.
Конструктивно принимаем l = 20 мм.
Посадка деталей редуктора
Посадки выбираем из рекомендаций табл. 10.13 (1):
- сопряжение жесткого колеса с фланцем – H9
- 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
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 2мс то необходимая вязкость масла должна не более 100. Такой вязкостью обладает масло индустриальное И-Г-А-68.
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 АИР112М2ТУ16-525564-84 (75 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 30обмин.
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.
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.
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.