Проектирование двухступенчатого цилиндрическо-червячного редуктора

Проектирование двухступенчатого цилиндрическо-червячного редуктора

Московский Государственный Открытый Университет

Курсовая работа.

по предмету:

Детали машин.

Проектирование двухступенчатого цилиндрическо-червячного редуктора

Выполнил: Алиев З.М.

Проверил:  

New York City 2005г

Содержание

1.Кинематический расчёт:

1) подбор электродвигателя.

2)Расчёт передаточного числа.

3)Расчёт вращающих моментов на валах редуктора

2.Расчёт цилиндрической передачи.

3.Расчёт червячной передачи.

4.Предварительный расчёт валов.

5.Конструитивные размеры корпуса редуктора.

6.Проверка долговечности подшипников.

7.Подбор и расчёт шпоночных соединений.

8.Компоновка редуктора.

9.Насадка зубчатых колёс и подшипников.

10.Выбор сорта масла.

11.Сборка редуктора.

12.Литература.              

Задание на проектирование:

Спроектировать двухступенчатый цилиндрическо-червячный редуктор с нижним расположением червяка для привода ленточного конвейера.

       Исходные данные:                         

P=5 kH; V=0,6 м/c; D=250 мм (рис.1)

 Рис.1

                                                                        D

1.Кинематический расчёт:

1) Определяем общий КПД привода:

ŋ _общ=n²₁·n³₂·n₃·n₄·n₅

ŋ ₁=0,99  - КПД муфты (стр.5 (r) )

ŋ ₂=0,99  - КПД одной пары подшипников (стр.5 (r) )

ŋ ₃=0,75 -  КПД червячной передачи (стр.5 (r) )

ŋ ₄=0,975 - КПД цилиндрической передачи (стр.5 (r) )

ŋ ₅=0,99 – КПД смазки (стр.5 (r) )

ŋ _общ=0,99² · 0,99³ ·0,75·0,975·0,99=0,688

      1.Подбор электродвигателя:

N_треб·V=5 · 0,6=3 кВт

Требуемая мощность электродвигателя: N_эл=N_тр/ ŋ=3/0,688=4,36 кВт

      Принимаем электродвигатель 112МУ с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с параметрами  P_дв=5,5 кВт и скольжением 3,7%. Номинальная частота вращения n_вр=1500- 0,037·1500=1440 об\мин. Угловая скорость ω_дв=π·n_дв/30=

Угловая скорость барабана ω_б=2V₁/D_б=2·0,6/0,25=4,6 рад\с.

Частота вращения барабана n_б=30 ω_б/ π = 30·4,6/3,14=44 об\мин.

Общее придаточное число ί= ω_дв/ ω_б=151,5/4,6=33

2.Расчёт передаточного числа

Частные передаточные числа можно принять и для  цилиндрической передачи (cтр.36) :  U_ц=4-для червячной передачи; U_частн.=33/4=8,25.

Частоты вращения ,угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

3.Вращающий момент:

На валу шестерни - Т₁=N₁/ ω₁=N_треб/ ω₁=3·10³/151,5=19,8 н·м=19,8 н·мм

   На промежуточном валу – Т₂= Т₁· U_ц=19,8·10³·4=79,2·10³ н·мм

 На валу барабана-Т₃= Т₂· U_частн.=79,2 ·10³ ·8,25=653,4·10³ н·мм.

2.Расчёт прямозубой цилиндрической передачи.

Межосевое расстояние из условий контактной выносливости активной поверхности зубьев находим по формуле                                                      α_w1=K_a(U+1)³·; для прямозубых колёс К_а=49,5; ψ_ва=0,125...0,25.

Для прямозубых колёс принимаем 8-ю степень точности. Материал зубчатого колеса и шестерни принимаем такой - же как у конической передачи.Для шестерни сталь 40х улучшенную,с твёрдостью НВ270,для колеса сталь 40х улучшенную ,с твёрдостью НВ245. Допускаемые контактные напряжения: [σ_н]=σ_н limß·K_HL/[S_H]=

=560 ·1/1,15=485Па . Для колеса по т.32  σ_н limß=2НВ+70=2·245+70=560 мПа.

α_w1=107мм,принимаем по ГОСТ 2185-66  α_w1=112мм. Модуль зацепления принимаем по рекомендации     m=(0,01...0,02) ·        ·α_w=(0,01...0,02)112=1,12...2,24 mm ,принимаем по ГОСТ 9563-60 m=

=2 mm.

h_a=m=2 и h_f=1,25m=1,25·2=2,5mm.

h= h_a+ h_f=m+1,25m=4,5mm.

Окружности выступов: d_a1=d₁+2h_a     d_a2=d₂+2h₂    d₁=mZ , Z₁=

=Z· α_w/m(U+1)=22,4; принимаем Z₁=22.

Z₂= U· Z₁=88          d₁=m Z₁=44mm         d₂= m Z₂=180

d_a1=44+2·2=48mm            d_a2=180+2·2=184.

Окружности впадин : d_f1=44-1,25m=41,5mm        

                                      d_f2=176-1,25m=173,5mm

Ширина венца: b=(8...10)m=16...20, принимаем b=20mm

Толщина обода венца: l₁=l₂=h=4,5mm

Толщина диска:k₁=k₂=b/3=7mm

Диаметр промежуточного вала:

d_b2===21mm, принимаем d_b3=50mm,

d_n2=50mm.

Диаметр: d_b3 ===54mm, принимаем d_b3=55mm,

под колесом d_kн=65mm,       d_n3=60mm, шестерню выполняем заодно с валом d_cm1=1,6·d=1,6·32=50mm, принимаем d_cm1=40mm.

d_cm2=1,6 ·d_b2=1,6·50=80mm.

Длина ступицы: l_cm1=(1,2...1,5)d₁=38...48mm, принимаем l_cm1=45mm.

l_cm2=(1,2...1,5)d_b=(1,2...1,5) ·50=60...75 mm, принимаем l_cm2=70mm.

Толщина обода δ₀=(3...4)m=6...8 mm, принимаем 7mm.

Толщина диска k===7mm

3.Расчёт червячной передачи.

Число витков червяка Z₃ принимаем в зависимости от передаточного числа: при U₂=8,25 принимаем Z₃=4(стр 55). Число зубьев червячного колеса Z₄=Z₃· U₂=4·8,25=33, принимаем Z₄=32(табл. 4.1.),при этом U==8. Отличие от заданного  ·100%=3% .По ГОСТ 2144-76 допустимо отклонение ≤ 4%.

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь-45 с закалкой до твёрдости не менее НВ45 и последующим шлифованием. Для венца червячного колеса  принимаем  бронзу БрА9ЖЗЛ, предварительно примем скорость скольжения в зацеплении V_s=5. Тогда допускаемое контактное напряжение [σ_of]=K_fl[σ_of]' · K_fl=0,543; [σ_of] ' = 98 мПа (табл. 4.8). [σ_of]= =0,543·98=53,3мПа. Примем коэффициент диаметра червяка q=8. Определяем межосевое расстояние  a_w2=(+1) · = =(+1) · =190mm.  Модуль  m===

=9,9mm, принимаем по ГОСТ 2144-76 m=10mm, тогда a_w2=200mm.

Основные геометрические размеры червячной передачи:

Делительный диаметр червяка: d₁=q·m=8·10=80mm

Диаметр вершин витков: d_a3=m(q+2)=100mm

Диаметр впадин:d_L3=m(q-2,4)=56mm

Длина передаточной части при z₃=4:  b₃=m(12,5+0,9 · z₂)=153,8mm; принимаем b₃=155mm

Делительный угол подъёма: d_a =z₃/q=4/8=0,5; =22º

Основные геометрические размеры червячного колеса:

Делительный диаметр:d₄=m₂·z₄=10·32=320

Диаметр вершин зубьев: d_a4=m(z₄+2)=10(32+2)=340mm

Наибольший диаметр червячного колеса: d_am4=d_a4+=340+

+10=350mm

Ширина венца при z₃=4: b₄=0,67·d₃=0,67·80=53,6mm принимаем b₄=55mm

Определяем действующие силы в зацеплении:

Фактическая скорость скольжения:

===1,635м/c.

Силы, действующие в зацеплении:

В зацеплении действуют три силы:

F_b1-окружная сила на червяке, численно равна осевой силе на червячном колесе F_a2  ;

 F_b3= F_a4===1980 H;

F_t4-окружная сила на червячном колесе, численно равная осевой силе на червяке F_a1

Радиальная сила на червяке численно равна радиальной силе на червячном колесе: F_r3=F_r4=F _t4·tg (=20);   F_r3=F_r4=2042·0,364=743,3 H.

Конструктивные размеры зубчатого червячного колеса:

Червячное колесо:

b₃=0,75·100=75mm; d₄=320mm; d_a4=340mm; d_aн4=350mm; d_ba=60mm

Диаметр ступицы:d_ст=1,6· d_к2=1,6·65=104mm, принимаем d_ст=105mm.

Длина ступицы: l_ст2=(1,2÷1,5) d_к2=(1,2÷1,5) ·65=78...98mm, принимаем l_ст2=90mm.

Толщина обода: ; принимаем 35mm

Толщина диска: с=0,3b₂=0,3·75=25.

4.Предварительный расчёт валов:

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

ВЕДУЩИЙ ВАЛ

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении вычисляем по формуле d_b1===15,9mm.

Так как вал редуктора соединён муфтой с электродвигателем , то необходимо согласовать d_gb и d_b1. У подобранного двигателя d_gb=32mm .Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под d_gb=32mm и d_b1=30mm. Примем под подшипниками d_n1=35mm.

ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ ВАЛ

Для расчёта этого вала ; d_b2===27mm.

Диаметр под подшипниками примем d_n2=50mm, под зубчатым колесом d_k2=55mm.

ВЕДОМЫЙ ВАЛ

, d_b2====55mm; под зубчатым колесом d_к4=65mm, под подшипником d_n=60mm.

5.Расчёт конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора.

Корпус и крышку редуктора выполняем чугунными листами. Толщина стенки основания корпуса = =2·2,84=5,8mm; принимаем 8mm.

Толщина стенки крышки:0,9·7,2 mm; принимаем 8mm.

Диаметр болтов (фундаментных): d_ф=(0,03...0,036)a+12=0,033·200+12=18,6mm; принимаем диаметры болтов d₂=16mm, d₃=12mm, d_ф-M20.

Диаметр штифтов: d_шт=(0,7...0,8) d₃=8,4...9,6mm; d_шт=10mm.

Толщина фланца по разъёму: b=1,5=1,5·8=12mm.

Толщина нижнего пояса корпуса: Р₂=2,5=2,5·8=20mm; принимаем Р₂=25mm.

6.Проверка долговечности подшипников (рис.2).

Расчетная долговечность, ч: L_h==≈28800 ч; где n=1444 об\мин- частота вращения червяка.

Ведомый вал: Расстояние между опорами( точнее между точками приложения радиальных реакций Р₃ и Р₄ ) l₃=160mm, диаметр d₂=320 mm, F_t3=F_a4=1980 H, F_t4= F_a3=2042 H.

Реакции опор (левую опору ,воспринимающую внешнюю осевую силу F_a2 обозначим цифрой «4» и при определении осевого нагружения будем считать её «второй»).

В плоскости xz: R_z3= R_z4===1021 H.

В плоскости yz: R_y3+F_r4-F_a4=0. R_y3=H;

R_y4-F_r4- F_a2=0. R_y4=1114 H.

Проверка: R_y3- R_y4+ F_r4=371-1114+743=0.

Суммарные реакции:P₃=P_r3==1086 Н.

P₄=P_r4==1511 Н.

Находим осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников: S₃=0,83e P_r3=0,83·0,41·1086=370 H; S₄=0,83e· ·P_r4=0,83·0,41·1571=514 H; где для подшипников 7211 коэф. влияния осевого нагружения e=0,41.
Осевые нагрузки подшипников в нашем случае S₃<S₄; P_a3=F_a> S₄- S₃; тогда P_a3= S₃=370 Н; P_a4= S₃+ F_a=370+1980=2350 H.

Для правого(с индексом«3») подшипника отношение ==

=0,34<e, поэтому при подсчёте эквивавлентной нагрузки осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка P_a3=P_r3V K_б К_т=1086·1,3=1412 Н.

В качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7211. Долговечность определим для левого подшипника(«четвёртого»),для которого эквивалентная нагрузка больше.

Для левого(индекс «4») подшипника ==0,610>e; мы должны учитывать осевые силы и определить эквивалентную нагрузку. Примем V=1, К_б=1,3; К_т=1, для подшипников 46312 при >е  коэффициенты X=0,4 и Y=1,459;  P_э4=(0,4·1511·1+1,459·2350) ·1,3·1≈3780 Н=3,78 кН.

Находим расчётную долговечность, млн. об. :

L= млн. об.; расчётная долговечность,ч: L_n===3·10⁶ ч; что больше допустимой долговечности подшипника 46312 т.е. приемлемо

Рис.2. Силы и опорные реакции ,действующие на червячном колесе и его валу.

7.Проверка прочности шпоночных соединений.

Применяем шпонки призматические со скругленными торцами. Размер сечений шпонок , длины шпонок и пазов берём по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок – сталь 45,нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности вычисляем по  формуле :  .

Допустимые напряжения смятия при стальной ступице: ,при чугунной ступице:.

ВЕДУЩИЙ ВАЛ: d=30mm,b x h=10 x 8 mm, t₁=5mm, длина шпонки =70mm; <.

ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ ВАЛ: d=55mm,b x h=16 x 10 mm, t₁=6 mm, длина шпонки =60mm;

<.

ВЕДОМЫЙ ВАЛ: d=55mm,b x h=16 x 10 mm, t₁=6 mm, длина шпонки =80mm; <.

8.Первый этап эскизной компоновки.

Первый этап служит для приближенного определения положений зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипника.

Вычерчиваем упрощенно зубчатые колеса и червяк,очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁=1,2.

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=.

Предварительно намечаем для червячной передачи радиально-упорные подшипники: шариковые, средней серии для червяка и для вала червячного колеса; для вала цилиндрического колеса намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии.

Условное обозначение подшипника

d

D

B

T

Грузоподъемность

mm

C

Co

35

80

21

33,2

24,7

46310

50

110

27

71,8

44,5

46312

60

130

31

100

65,3

Глубина гнезда подшипника l_г=1,5·В=1,5·27=45mm.

Толщину фланца крышки подшипника принимаем равной диаметру отверстия под болт.

9.Насадка зубчатых подшипников.

Насадка зубчатого колеса на вал  по ГОСТ 25347-82.

Шейку вала под подшипники выполняем с отклонением вала по К6. Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца по М7.

10.Смазка редуктора.

ВЫБОР СОРТА МАСЛА:

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня , обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 mm.

Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25дм³ масла на 1кВт передаваемой мощности: V=0,25·12,7≈3,2 дм³.

При контактных напряжениях  и скорости v=3,38 м\с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28·10^-6 м²\с. Принимаем масло индустриальное U-30A(по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

11.Сборка редуктора.

Перед сборкой редуктора внутреннюю полость корпуса тщательно очищаем и покрываем маслостойкой краской. Сборку редуктора производим в соответствии с чертежом общего вида. Начинаем сборку с того ,что на червячный вал надевают зубчатое цилиндрическое колесо и шариковые радиально-упорные

подшипники , а на ведущий вал шариковые подшипники, предварительно  нагрев их в масле до 80-100⁰ С. Собранные валы вставляют в корпус.

В начале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо в буре вала ,затем  надевают распорную втулку и устанавливают шариковые радиально-упорные подшипники, нагретые в масле. Собранный узел устанавливают в крышку, после устанавливают шариковый радиально-упорный подшипник. Затем в подшипниковые сквозные крышки устанавливают резиновые манжеты и крышку с прокладками.

Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказателем. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой.

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде.

ЛИТЕРАТУРА:

С.А. Чернявский, К.Н. Боков «Курсовые проектирования деталей машин»