Конструктивный расчет червячного редуктора

Конструктивный расчет червячного редуктора

Курсовая работа

Конструктивный расчет червячного редуктора

Содержание

1. Кинематическая схема привода

. Энергетический и кинематический расчет привода

.1 Выбор электродвигателя

.2 Уточнение передаточных чисел привода

.3 Проверка электродвигателя на пусковой момент

.4 Определение скоростей и моментов на каждом валу.

. Силовой и прочностной расчет зубчатых колес редуктора, определение их основных параметров

.1 Выбор материала колес редуктора

.2 Выбор допускаемых напряжений

.3 Расчет тихоходной ступени

.4 Расчет быстроходной ступени

. Предварительный расчет валов

. Конструктивные размеры шестерни и колеса

. Конструктивные размеры корпуса редуктора

. Первый этап компоновки редуктора

. Проверка долговечности подшипников

. Второй этап компоновки

. Проверка прочности шпоночных соединений.

. Уточненный расчет промежуточного вала

. Посадки деталей редуктора.

. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников.

. Сборка редуктора

. Проектирование муфт

.1 Проектирование компенсирующей муфты

.2 Проектирование упругой втулочно-пальцевой муфты (МУВП)

Список литературы

1. Кинематическая схема привода

Исходные данные:

t=5 лет - срок службы редуктора;_год =0.3 - коэффициент годового использования;_сут =0.29 - коэффициент суточного использования;

Р=S₁-S₂=330 кг - усилие, передаваемое лентой конвейера;=1.2 м/сек - скорость ленты;

Д=250 мм - диаметр приводного барабана;

В=400 мм - длина приводного барабана.

2. Энергетический и кинематический расчет привода

2.1 Выбор электродвигателя

Чтобы подобрать электродвигатель необходимо знать:

·   тип;

·   частоту вращения;

·   мощность.

Тип двигателя:

асинхронный трехфазный с короткозамкнутым ротором.

Требуемую мощность электродвигателя определяют на основании исходных данных:

, где /1, с.5/

Р - тяговое усилие, Н: Р=330 кг=3300 Н;- скорость ленты конвейера, м/сек: V=1.2 м/сек;

h_общ - коэффициент полезного действия привода.

Общее КПД привода определяется как:

h_общ=h_ред.×h_м²_.×h_подш³ , где /5,с.68/

h_ред.-КПД редуктора,

h_м.-КПД муфты,

h_подш - КПД подшипников.

Принимаем следующие значения КПД:

h_м.=0.97,

h_ред=0.95, /4,с.74,табл.5.4/

h_подш.=0.99

Тогда h_общ=0.95×0.97²×0.99³=0.88.

Требуемая мощность электродвигателя:

Определим требуемую частоту вращения вала электродвигателя:

n_э.тр.= u_т×u_б×n_T, где /1, с.8/

u_т и u_б- передаточные числа тихоходной и быстроходной

ступеней цилиндрического двухступенчатого редуктора;_T - частота вращения приводного вала, об/мин:

n_T =6×10⁴×V/(pД), где /1, с.6/

V- скорость ленты, м/сек: V=1.2 м/сек;

Д - диаметр приводного барабана, мм: Д=250 мм.

Тогда n_Т=6×10⁴×1.2/(3.14×250)=91.7 мин^-1.

По табл. 24.9 /1, с.417/ выбираем электродвигатель АИР112М4/1432: Р=5.5 кВт, n=1500 об/мин.

2.2 Уточнение передаточных чисел привода

, где

n_ЭД- частота вращения вала электродвигателя,₄- частота вращения вала исполнительного органа n₄=n_б

Тогда u_общ=1500/91.7=16.4.

Передаточное редуктора u_ред.= u_общ.= 16.4.

По формулам из табл. 1.3 /1, с.8/ имеем:

.

2.3 Проверка электродвигателя на пусковой момент

Выбранный двигатель должен обеспечивать пуск установки под нагрузкой. Это условие выполняется, если пусковой момент двигателя больше требуемого расчетного пускового момента, т.е.

Т_пуск. ³ Т’_пуск.

Значения пусковых моментов определяют с помощью выражений

Т_пуск.=к_п×Т_д,

Т’_пуск.=к’_п×Т’_д.

Здесь к_п-кратность пускового момента двигателя (приводится в технических данных),

к’_п-расчетная кратность пускового момента (снимается с графика загрузки привода),

Т_д-номинальный момент двигателя,

Т’_д-требуемый расчетный момент двигателя.

к_п=2.2, /1, с.417/

к’_п=1.4,

, где

w- угловая скорость вращения рабочего вала машины;

, где /2, с.5/

n- частота вращения рабочего вала (n=69.5 об/мин).

Тогда

кН×м кН×м

Тогда Т_пуск.=2.2×0.573=1.2606 кН×м;

Т’_пуск.=1.4×0.469=0.6566 кН×м.

Видно, что условие Т_пуск. ³ Т’_пуск. выполняется, следовательно, выбранный двигатель обеспечивает пуск установки под нагрузкой.

2.4 Определение скоростей и моментов на каждом валу

а) Определим скорость и момент на первом валу (соединенного муфтой с валом ротора двигателя):₁=1500 об/мин - частота вращения первого вала

Угловая скорость первого вала /3,с.113/ определится:

 c^-1

Вращающий момент на первом валу:

, где

Р_ЭД- мощность электродвигателя, Вт

w₁- угловая скорость первого вала, с^-1

 Н×м

б) Определим скорость и момент на втором валу:₁=1500 об/мин - частота вращения первого вала,_б.=4.7

об/мин

Угловая скорость на втором валу /3,с.113/ определится:

c^-1

Вращающий момент на втором валу:

, где

u_1-2=u_б - передаточное отношение быстроходной ступени редуктора,

h_1-2=h_б- КПД зубчатой передачи быстроходной ступени редуктора,

Т₁- вращающий момент на первом валу, Н×м

 Н×м

в) Определим скорость и момент на третьем валу:₂=319.15 об/мин - частота вращения третьего вала,_T=3.5.

об/мин

Угловая скорость на третьем валу /3,с.113/ определится:

c^-1

Вращающий момент на третьем валу:

, где

u_T- передаточное отношение тихоходной ступени редуктора,

h_ред.- КПД редуктора,

Т₃- вращающий момент на третьем валу, Н×м

 Н×м.

На этом энергетический и кинематический расчет привода заканчивается. Полученные параметры привода являются исходными данными для проектного расчета всех передач привода.

Таблица 1. Результаты кинематического расчета.

3. Силовой и прочностной расчет зубчатых колес редуктора, определение их основных параметров

t=5 лет - срок службы редуктора;_год =0.3 - коэффициент годового использования;_сут =0.29 - коэффициент суточного использования;

Следовательно, редуктор должен работать 6.96 часов в сутки, 190 дней в году в течении 5 лет.

3.1 Выбор материала колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками.

По табл. 3.3 /7/ принимаем для шестерен сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 200.

3.2 Выбор допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения по формуле /7, с.3.9/ при проектном расчете:

 Н/мм², где

s_{Н limb}- предел контактной выносливости при базовом числе циклов;_HL- коэффициент долговечности;

[n]- коэффициент запаса прочности.

Принимаем по табл. 3.2 следующие значения:

s_{Н limb}=2НВ+70=2×200+70=270 Н/мм²,_HL=1- при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, [n]=1.15.

Принимаем значение коэффициента нагрузки для случая несимметричного расположения колес K_Hb=1.25.

Коэффициенты ширины венцов по межосевому расстоянию для быстроходной ступени Y_ва.Б=0.250 и для тихоходной Y_ва.Т=0.4 (так сделано потому, что тихоходная ступень более нагружена, чем быстроходная).

3.3 Расчет тихоходной ступени

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

_T=i_T=3.5

Принимаем по стандарту a_wт=180 мм.

Нормальный модуль зацепления _n.т=(0.01¸0.02) a_wт=(0.01¸0.02)×180=1.8¸3.6 мм.

Принимаем m_n.т=2.5 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев b=10° и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

.

Принимаем z₃=32.

Тогда z₄=z₃×u_T=32×3.5=112.

Уточняем значение угла b:

Основные диаметры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

Проверка: : (80+280)/2=180 мм (= a_wт).

диаметры вершин зубьев:

d_a3=d₃+2m_nT=80+2×2.5=85 мм,

d_a4=d₄+2m_nT=280+2×2.5=285 мм.

Ширина колеса:₄=Y_ва.Т× a_wт=0.4×180=72 мм.

Ширина шестерни:₃=b₄+(5¸10)=72+8=80 мм.

Определяем коэффициенты ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес тихоходной ступени:

м/с.

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

K_H=K_Hb×K_Ha×K_Hv=1.12×1×1.05=1.176.

Здесь по табл. 3.5, 3.6 и 3.9 значения коэффициентов:_Hb=1.12, K_Ha=1, K_Hv=1.05. Проверяем контактные напряжения:

Н/мм².

Условие s_Н £ [s]_Н выполняется.

Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:

окружная

Н;

радиальная

Н;

осевая

.

Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба /см. формулу 3.25/:

.

Определяем коэффициент нагрузки K_F=K_Fb×K_Fv=1.24×1.1=1.37.

Здесь K_Fb=1.24 /табл.3.7/; K_Fv=1.1 /табл. 3.8/.

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям Y_F выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев /см. параграф 3.3/

для шестерни: ; Y_F3=3.80;

для колеса: ; Y_F4=3.60.

Допускаемое напряжение по формуле /3.24/:

.

Для шестерни  Н/мм²;

для колеса  Н/мм².

Коэффициент запаса прочности [n]_F=[n]’_F×[n]”_F.

По табл. 3.9 имеем:

[n]’_F=1.75; [n]”_F=1.

Допускаемые напряжения и отношения :

для шестерен  Н/мм²,

 Н/мм²,

для колеса  Н/мм²,

 Н/мм².

Найденное отношение меньше для колеса.

Следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев колеса.

Проверяем зуб колеса по формуле /3.25/:

 Н/мм²,

что значительно меньше [s]_F4=206 Н/мм².

3.4 Расчет быстроходной ступени

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

 _Б=i_Б=4.7

Принимаем по стандарту a_wт=130 мм.

Допускаемое контактное напряжение для материала колеса такое же, как в тихоходной ступени: [s]_Н=408 Н/мм².

Нормальный модуль m_n для быстроходной ступени в целях увеличения плавности и бесшумности передачи принимают несколько меньше, чем в тихоходной.

Принимаем m_n.Б=1.5 мм.

Предварительно принимаем b=10° и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

.

Принимаем z₃=30.

Тогда z₄=z₃×u_Б=30×4.7=141.

Уточняем значение угла b:

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

Проверка: : (46+214)/2=130 мм (= a_wТ).

диаметры вершин зубьев:_a1=d₁+2m_nБ=46+2×1.5=49 мм,_a2=d₂+2m_nБ=214+2×1.5=217 мм.

Ширина колеса:₂=Y_ва.Б× a_wБ=0.25×130=33 мм.

Ширина шестерни:₁=b₂+(5¸10)=33+5=38 мм.

Коэффициенты ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес быстроходной ступени и степень точности передачи:

м/с.

Назначаем 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки K_H (см. расчет тихоходной ступени):

K_H=K_Hb×K_Ha×K_Hv=1.04×1×1.05=1.09.

Проверяем контактные напряжения:

 Н/мм².

Условие s_Н £ [s]_Н выполняется.

Силы в зацеплении:

Окружная

Н;

радиальная

Н;

осевая

Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3.25):

.

Коэффициент нагрузки (см. расчет тихоходной ступени) _F=K_Fb×K_Fv=1.07×1.3=1.39.

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям Y_F (см. стр. 35) в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

для шестерни: ; Y_F1=3.76;

для колеса: ; Y_F2=3.60.

Допускаемое напряжение:

.

Для стали 45 улучшенной =1.8 НВ.

Для шестерни  Н/мм²;

для колеса  Н/мм².

Коэффициент запаса прочности [n]_F=[n]’_F×[n]”_F=1.75×1=1.75.

Допускаемые напряжения и отношения :

для шестерен  Н/мм²,

 Н/мм²,

для колеса  Н/мм²,

 Н/мм².

Проверяем зуб колеса:

 Н/мм² < [s]_F2=206 Н/мм².

4. Предварительный расчет валов

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего М₁=35×10³ Н×мм;

промежуточного М₂=М₃=160.39×10³ Н×мм;

ведомого М₄=547.33×10³ Н×мм.

Диаметр выходного конца ведущего вала при [t]_к=25 Н/мм²:

 мм.

Принимаем d_b1=20 мм.

Диаметры шеек под подшипники d_п1=35 мм, под ведущей шестерней d_к1=30 мм.

У промежуточного вала определяем диаметр опасного сечения (под шестерней z₃) по пониженным допускаемым напряжениям [t]_к=15 Н/мм²:

 мм.

Принимаем диаметр под шестерней d_к3=40 мм; такой же диаметр выполним под зубчатым колесом d_к2=40 мм; под подшипниками d_п2=35 мм.

Ведомый вал рассчитываем при [t]_к=25 Н/мм².

Диаметр выходного конца вала:

 мм.

Принимаем d_в4=50 мм; диаметры под подшипниками d_п4=55 мм; под колесом d_к4=60 мм.

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Быстроходная ступень

Шестерня: ₁=46 мм, _a1=49 мм, ₁=38 мм.

Колесо:₂=214 мм,_a2=217 мм,₂=33 мм.

Шестерню изготовим без ступицы.

Диаметр и длина ступицы колеса:_ст.2 » 1.6× d_к2=1.6×40=64 мм, _ст.2 » (1.2¸1.5) d_к2=(1.2¸1.5)×40=48¸60 мм.

Принимаем l_ст.2=54 мм.

Толщина обода d₀=(2.5¸4)×m_nБ=(2.5¸4)×1.5.

Принимаем d₀=5 мм.

Толщина диска С=0.3×b₂=0.3×33=10 мм.

Тихоходная ступень

Шестерня: ₃=80 мм, _a3=85 мм, ₃=80 мм.

Колесо:₄=280 мм,_a4=285 мм,₄=72 мм.

Шестерню изготовляем без ступицы.

Диаметр ступицы колеса:_ст.4 » 1.6× d_к4=1.6×60=96 мм.

Длина ступицы l_ст.4=b₄=72 мм.

Толщина обода d₀=10 мм.

Толщина диска С=20 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок:

d=0.025×а_т+3мм=0.025×180+3=7.5 мм;

d₁=0.02×а_т+3мм=0.02×180+3=6.6 мм.

Принимаем d=d₁=8 мм.

Толщина фланцев:=1.5×d=1.5×8=12 мм;₁=1.5×d₁=1.5×8=12 мм;

р=2.35×d=2.35×8=18.8 мм.

Размеры остальных элементов корпуса и крышки определяем по данным табл. 8.3 /7, с.157/.

Диаметры болтов:

·        фундаментных: ₁=(0.03¸0.036)×a+12=(0.03¸0.036)×180+12=17.4¸18.5 мм.

Принимаем болты с резьбой М20.

·        болты, крепящие крышку к корпусу у подшипника:₂=(0.7¸0.75)×d₁=(0.7¸0.75)×20=14¸15 мм.

Принимаем болты с резьбой М16.

·        болты, соединяющие крышку с корпусом:₃=(0.5¸0.6)×d₁=(0.5¸0.6)×20=10¸12 мм.

Принимаем болты с резьбой М12.

7. Первый этап компоновки редуктора

Выявляем расстояние между опорами и положение зубчатых колес относительно опор.

Чертеж выполняем в масштабе 1:1.

Выбираем способ смазки: зубчатые зацепления окунанием зубчатых колес в масляную ванну, подшипники - тем же маслом за счет его разбрызгивания.

Последовательность выполнения компоновки такова.

Проводим три вертикальные осевые линии на расстоянии а_wБ=130 мм и а_wТ=180 мм.

Ориентировочно намечаем для валов радиальные шарикоподшипники средней серии, подбирая их по диаметрам посадочных мест:

для ведущего вала: подшипник 307 (d=35 мм, В=21 мм),

для ведомого вала: подшипник 311 (d=55 мм, В=29 мм),

для промежуточного вала: подшипник 307 (d=35 мм, В=21 мм).

Принимаем зазоры между торцами колес, а также между торцами колес и внутренней стенкой корпуса 12 мм.

Вычерчиваем зубчатые колеса в виде прямоугольников и очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.