Проектирование двухступенчатого цилиндрическо-червячного редуктора

  • Вид работы:
    Тип работы
  • Предмет:
    Экономика отраслей
  • Язык:
    Русский
    ,
    Формат файла:
    MS Word
    68,09 kb
  • Опубликовано:
    2008-12-09
Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.
Помощь в написании работы, которую точно примут!

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:

Nтреб·V=5 · 0,6=3 кВт

Требуемая мощность электродвигателя: Nэл=Nтр/ ŋ=3/0,688=4,36 кВт

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

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

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

Общее придаточное число ί= ωдв/ ωб=151,5/4,6=33

2.Расчёт передаточного числа

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

Частоты вращения ,угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вал 1

n=nдв=1440 об\мин

ω1дв=151,5 рад\с

Вал 2

n 2=n1/Uц=1440/4=360 об\мин

ω2= ω1/Uц=151,5/4=37,9 рад\с

Вал 3

n3=44об\мин

ωб=4,6 рад\с


3.Вращающий момент:

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

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

 На валу барабана-Т3= Т2· Uчастн.=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                                                      αw1=Ka(U+1)3·; для прямозубых колёс Ка=49,5; ψва=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: [σн]=σн limß·KHL/[SH]=

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

αw1=107мм,принимаем по ГОСТ 2185-66  αw1=112мм. Модуль зацепления принимаем по рекомендации     m=(0,01...0,02) ·        ·αw=(0,01...0,02)112=1,12...2,24 mm ,принимаем по ГОСТ 9563-60 m=

=2 mm.

ha=m=2 и hf=1,25m=1,25·2=2,5mm.

h= ha+ hf=m+1,25m=4,5mm.

Окружности выступов: da1=d1+2ha     da2=d2+2h2    d1=mZ , Z1=

=Z· αw/m(U+1)=22,4; принимаем Z1=22.

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

da1=44+2·2=48mm            da2=180+2·2=184.

Окружности впадин : df1=44-1,25m=41,5mm        

                                      df2=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:

db2===21mm, принимаем db3=50mm,

dn2=50mm.

Диаметр: db3 ===54mm, принимаем db3=55mm,

под колесом dkн=65mm,       dn3=60mm, шестерню выполняем заодно с валом dcm1=1,6·d=1,6·32=50mm, принимаем dcm1=40mm.

dcm2=1,6 ·db2=1,6·50=80mm.

Длина ступицы: lcm1=(1,2...1,5)d1=38...48mm, принимаем lcm1=45mm.

lcm2=(1,2...1,5)db=(1,2...1,5) ·50=60...75 mm, принимаем lcm2=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 Vs=5. Тогда допускаемое контактное напряжение [σof]=Kflof]' · Kfl=0,543; of] ' = 98 мПа (табл. 4.8). [σof]= =0,543·98=53,3мПа. Примем коэффициент диаметра червяка q=8. Определяем межосевое расстояние  aw2=(+1) · = =(+1) · =190mm.  Модуль  m===

=9,9mm, принимаем по ГОСТ 2144-76 m=10mm, тогда aw2=200mm.

Основные геометрические размеры червячной передачи:

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

Диаметр вершин витков: da3=m(q+2)=100mm

Диаметр впадин:dL3=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: da =z3/q=4/8=0,5; =22º

Основные геометрические размеры червячного колеса:

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

Диаметр вершин зубьев: da4=m(z4+2)=10(32+2)=340mm

Наибольший диаметр червячного колеса: dam4=da4+=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:

Fb1-окружная сила на червяке, численно равна осевой силе на червячном колесе Fa2  ;

 Fb3= Fa4===1980 H;

Ft4-окружная сила на червячном колесе, численно равная осевой силе на червяке Fa1

Радиальная сила на червяке численно равна радиальной силе на червячном колесе: Fr3=Fr4=F t4·tg (=20);   Fr3=Fr4=2042·0,364=743,3 H.

Конструктивные размеры зубчатого червячного колеса:

Червячное колесо:

b3=0,75·100=75mm; d4=320mm; da4=340mm; daн4=350mm; dba=60mm

Диаметр ступицы:dст=1,6· dк2=1,6·65=104mm, принимаем dст=105mm.

Длина ступицы: lст2=(1,2÷1,5) dк2=(1,2÷1,5) ·65=78...98mm, принимаем lст2=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 db1===15,9mm.

Так как вал редуктора соединён муфтой с электродвигателем , то необходимо согласовать dgb и db1. У подобранного двигателя dgb=32mm .Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под dgb=32mm и db1=30mm. Примем под подшипниками dn1=35mm.

ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ ВАЛ

Для расчёта этого вала ; db2===27mm.

Диаметр под подшипниками примем dn2=50mm, под зубчатым колесом dk2=55mm.

ВЕДОМЫЙ ВАЛ

, db2====55mm; под зубчатым колесом dк4=65mm, под подшипником dn=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): dф=(0,03...0,036)a+12=0,033·200+12=18,6mm; принимаем диаметры болтов d2=16mm, d3=12mm, dф-M20.

Диаметр штифтов: dшт=(0,7...0,8) d3=8,4...9,6mm; dшт=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: Lh==≈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, Ft3=Fa4=1980 H, Ft4= Fa3=2042 H.

Реакции опор (левую опору ,воспринимающую внешнюю осевую силу Fa2 обозначим цифрой «4» и при определении осевого нагружения будем считать её «второй»).

В плоскости xz: Rz3= Rz4===1021 H.

В плоскости yz: Ry3+Fr4-Fa4=0. Ry3=H;

Ry4-Fr4- Fa2=0. Ry4=1114 H.

Проверка: Ry3- Ry4+ Fr4=371-1114+743=0.

Суммарные реакции:P3=Pr3==1086 Н.

P4=Pr4==1511 Н.

Находим осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников: S3=0,83e Pr3=0,83·0,41·1086=370 H; S4=0,83e· ·Pr4=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; Pa3=Fa> S4- S3; тогда Pa3= S3=370 Н; Pa4= S3+ Fa=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 Pa3=Pr3V Kб Кт=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, Кб=1,3; Кт=1, для подшипников 46312 при >е  коэффициенты X=0,4 и Y=1,459;  Pэ4=(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: Ln===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 lг=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»

Похожие работы на - Проектирование двухступенчатого цилиндрическо-червячного редуктора

 

Не нашел материал для своей работы?
Поможем написать качественную работу
Без плагиата!