Проектирование двухступенчатого цилиндрическо-червячного редуктора
| Примечание | от автора: чертеж был сделан вручную, так что извините |
| Загрузить архив: | |
| Файл: ref-22507.zip (69kb [zip], Скачиваний: 123) скачать |
Московский Государственный Открытый Университет
Курсовая работа.
по предмету:
Детали машин.
Проектирование двухступенчатого цилиндрическо-червячного редуктора
Выполнил: Алиев З.М.
Проверил:
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 параметрамиPдв=5,5 кВт и скольжением 3,7%. Номинальная частота вращения nвр=1500- 0,037·1500=1440 обмин. Угловая скорость ωдв=π·nдв/30=
=3,14·1440/30=151,5 радс.
Угловая скорость барабана ωб=2V1/Dб=2·0,6/0,25=4,6 радс.
Частота вращения барабана nб=30 ωб/ π = 30·4,6/3,14=44 обмин.
Общее придаточное число ί= ωдв/ ωб=151,5/4,6=33
2.Расчёт передаточного числа
Частные передаточные числа можно принять и дляцилиндрической 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 обмин |
ω1=ωдв=151,5 радс |
|
Вал 2 |
n 2=n1/Uц=1440/4=360 обмин |
ω2= ω1/Uц=151,5/4=37,9 радс |
|
Вал 3 |
n3=44обмин |
ωб=4,6 радс |
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]=σнlimß·KHL/[SH]=
=560 ·1/1,15=485Па . Для колеса по т.32σнlimß=2НВ+70=2·245+70=560 мПа.
αw1=107мм,принимаем по ГОСТ 2185-66αw1=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=48mmda2=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=
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 колесапринимаем
бронзу БрА9ЖЗЛ, предварительно примем скорость скольжения в зацеплении Vs=5
of]=Kfl[σof]' · 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=(
· 
· 
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;
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+
+10=350mm
Ширина венца при z3=4: b4=0,67·d3=0,67·80=53,6mmпринимаем 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=
H;
Ft4-окружная сила на червячном колесе, численно равная осевой силе на червяке Fa1
Ft4= Fa3=
=
=2042 H;
Радиальная
сила на червяке численно равна радиальной силе на червячном колесе: Fr3=Fr4=Ft4·tg
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 
mm
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=
mm.
Так как вал редуктора соединён муфтой с электродвигателем , то необходимо согласовать dgbи 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=
mm.
Диаметр под подшипниками примем dn2=50mm, под зубчатым колесом dk2=55mm.
ВЕДОМЫЙ ВАЛ
db2=
mm; 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 
mm; принимаем 
mm.
Толщина стенки крышки:
0,9·
7,2 mm; принимаем mm.
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.
Диаметрштифтов: 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 обмин- 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=
H.
В плоскости yz: Ry3
+Fr4
-Fa4
=0. Ry3=
;
Ry4-Fr4
- Fa2=0. Ry4=
1114 H.
Проверка: Ry3- Ry4+ Fr4=371-1114+743=0.
Суммарные реакции:P3=Pr3=
P4=Pr4=
Находим осевые составляющие радиальных
реакций конических подшипников: S3=0,83ePr3=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
Для правого(с индексом«3») подшипника
отношение 
=0,34 Эквивалентная нагрузка Pa3=Pr3VKб 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 Находим расчётную долговечность, млн.
об. : L= 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 поформуле : Допустимые напряжения смятия при
стальной ступице: ВЕДУЩИЙ
ВАЛ: d=30mm,bxh=10 x ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ ВАЛ:d=55mm,bxh=16 x ВЕДОМЫЙ
ВАЛ: d=55mm,bxh=16 x 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 307 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 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 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 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, предварительнонагрев 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 ,затемнадевают 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» 
e; мы должны
учитывать осевые силы и определить эквивалентную нагрузку. Примем V=1, Кб=1,3; Кт=1, для
подшипников 46312 при коэффициенты X=0,4 и Y=1,459; Pэ4=(0,4·1511·1+1,459·2350) ·1,3·1≈3780 Н=3,78 кН.
млн.
об.; расчётная долговечность,ч: Ln=
6 ч; что больше допустимой долговечности
подшипника 46312 т.е. приемлемо
mm; 
mm; 
mm; 
по ГОСТ 25347-82.
и скорости v=3,38 мс рекомендуемая вязкость масла должна быть
примерно равна 28·10-6 м2с. Принимаем масло
индустриальное U-30A(по ГОСТ 20799-75).