Конструирование привода с двухступенчатым редуктором (червячно-цилиндрический)

Сборочный чертёж червячно-цилиндрического редуктора.cdw

червячно-цилиндрический.
Внутреннюю поверхность основания и крышки красить красной
маслобензостойкой краской
наружную - серой эмалью ПФ-115 ГОСТ
Перед установкой крышки корпуса поверхность стыка покрыть
Течь масла по плоскости разъема и по контурам крышек не
Сборку и регулировку червячной пары
регулировку подшипников для
создания осевого зазора
контроль сборки цилиндрической пары
производить по заводским техническим требованиям.
Редуктор обкатать в соответствии с заводскими техническими
Неравномерный шум и чрезмерный нагрев при работе редуктора не

Спецификация.doc

Пояснительная записка
Крышка люка смотровая с отдушиной
Колесо цилиндрическое
Кольцо разделительное
Прокладка регулировочная
Редуктор червячно-цилиндрический
Прокладка уплотнительная
Шариковый радиально-упорный
Шариковый радиальный
Болт М6-gx20.58 ГОСТ 7798-70
Болт М8-gx20.58 ГОСТ 7798-70
Болт М10-gx45.58 ГОСТ 7798-70
Болт М10-gx20.58 ГОСТ 7798-70
Болт М612-gx170.58 ГОСТ 7798-70
Гайка М10 ГОСТ 5915-70
Гайка М12 ГОСТ 5915-70
Гайка М24х15 ГОСТ 11871-88
Кольцо А30 ГОСТ 13942-86
Манжета 1-24х45-3 ГОСТ 8752-79
Манжета 1-65х120-3 ГОСТ 8752-79
Пробка М20х15 ГОСТ 481-80
Шайба 10 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба Н.30.03.019 ГОСТ 11872-89
Шпонка 6х6х35 ГОСТ 23360-78
Шпонка 14х9х50 ГОСТ 23360-78
Шпонка 18х11х125 ГОСТ 23360-78
Шпонка 20х12х96 ГОСТ 23360-78
Шпонка 14х9х98 ГОСТ 23360-78
Рым-болт М12 ГОСТ 4751-73

Крышка.cdw

Неуказанные радиусы 2 мм max.
Общие допуски п ГОСТ 30893.1 - m.

Червячное колесо.cdw

Направление линии зуба
Коэффициент смещения червяка
Исходный производящий червяк
Межосевое расстояние
Вид сопряженного червяка
Число витков сопряженного червяка
Обозначение чертежа
сопряженного червяка
Неуказанные радиусы 5 мм max.
Формовочные уклоны 1
Общие допуски п ГОСТ 30893.1 - m.

Червячный вал.cdw

Делительный угол подъема
Направление линии витка
Делительный диаметр червяка
Обозначение чертежа
Сталь 15Х ГОСТ 4543-2016
Общие допуски по ГОСТ 30893.1 - m.

Записка.docx

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования
Кафедра «Теоретическая и прикладная механика»
КОНСТРУИРОВАНИЕ ПРИВОДА С ДВУХСТУПЕНЧАТЫМ РЕДУКТОРОМ
(ЧЕРВЯЧНО-ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ)
Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине
«Детали машин и основы конструирования» ИНМВ.3142600.000 ПЗ
(подпись И.О. Фамилия)
канд. техн. наук доцент профессор кафедры ТПМ
Курсовой проект содержит 33 страниц 3 источника 4 листа графического материала.
Редуктор входной вал червячное колесо крышка проходная выходного вала.
Объектом проектирования является механический привод состоящий из электродвигателя ременной передачи и червячно-цилиндрического редуктора.
Цель работы – закрепление знаний в области прочностных расчетов деталей машин и приобретение опыта конструирования.
Выполненные расчеты позволили определить геометрические и конструктивные размеры деталей проверить их на прочность выполнить эскиз компоновочной схемы сборочный чертеж редуктора рабочие чертежи деталей.
Выбор электродвигателя
Расчет клиноременной передачи
Расчет и конструирование червячно-цилиндрического редуктора .. .
Библиографический список .
Приложение 1. Компоновочная схема редуктора Приложение 2. Сборочный чертеж редуктора Приложение 3. Спецификация
Приложение 4. Рабочий чертеж детали «Вал входной» Приложение 5. Рабочий чертеж детали «Колесо червячное» Приложение 6. Рабочий чертеж детали «Крышка проходная»
Целью выполнения проекта является закрепление знаний и их использование при проектировании механического привода.
Задачей работы является подбор электродвигателя выполнение кинематического расчета расчет ременной передачи и редуктора определение геометрических и контурных размеров деталей и проверок их на прочность.
При выполнении графической части проекта использованы результаты проведенных расчетов.
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Коэффициент полезного действия (КПД) привода
Потребная мощность электродвигателя для привода
По потребной мощности электродвигателя Рп и синхронной частоте враще- ния вала из [1 табл. 24.9; 2 табл. П.1] выбирается тип электродвигателя так что-
бы соблюдалось условие:
Рэ Рп где Рэ – номинальная мощность электродвига-
теля указанная в каталоге кВт и затем выписываются номинальная мощность Рэ и рабочая частота вращения вала nэ обмин.
Тип электродвигателя – 4А1004.
Номинальная мощность электродвигателя Рэ = 30 кВт. Рабочая частота вращения вала nэ = 1435 обмин.
РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
Проектирование клиноременной передачи начинают с выбора сечения рем- ня по номограмме (рис. 2.3) в зависимости от мощности Рп на ведущем валу и ча-
стоты nэ вращения вала.
Р1 = Рп = 291 кВт; nэ = 1435 обмин.
Для выбранного сечения ремня из [4 табл. П.7] выписываются технические данные из [4 табл. П.8] подбирается требуемый шкив. С целью повышения ресурса работы передачи рекомендуется устанавливать шкивы с углом профиля канавок 36.
Тип сечения – А; b0 = 13 мм; h = 8 мм; bр = 11 мм; A = 81 мм2; длина ремня – в интервале 560-4000 мм.
Параметры ведущего шкива:
c = 35 мм; e = 125 мм; t = 16 мм; f = 10 мм; K = 6 мм; расчетный диаметр: d1 = 125-160 мм.
Принимаем d1 = 140 мм.
Из условия рационального соотношения размеров диаметра ведомого шкива ременной передачи и редуктора рекомендуется в расчетах принять следующее пе- редаточное число ременной передачи: 1 Uр 2.
Диаметр ведомого шкива мм
Рассчитанное значение диаметра d2 округляется до ближайшего стандартно- го ([4 табл. П.8]).
Межосевое расстояние (предварительное) мм:
amin 055 (140 200) 8 195
Расчетная длина ремня мм
Уточненное межосевое расстояние мм
W 05 314 (140 200) 5338
Угол обхвата ремнем малого шкива гр.
С СL Ср – коэффициенты учитывающие влияние угла обхвата ([4 табл. П.9]) влияние длины ремня ([4 табл. П.10]) режим работы передачи ([4 табл. П.11]) соответственно;
С = 085; СL = 0965; Cр = 1.
Ро – номинальная мощность передаваемая одним ремнем ([4 табл. П.12]).
Требуемое число ремней
Сила предварительного натяжения ремня Н
Коэффициент учитывающий влияние центробежных сил принимается в зависимости от сечения ремня (табл. П.14).
Сила действующая на вал Н
Рабочий ресурс (долговечность) клиноременной передачи ч
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ЧЕРВЯЧНО-ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА
Кинематический расчет
Общее передаточное число привода
где nэ – рабочая частота вращения вала электродвигателя обмин; n3 – частота вращения выходного вала редуктора обмин.
Общее передаточное число привода можно представить и как произведение:
где Uр Uб Uт – передаточные числа ременной передачи быстроходной и тихо- ходной ступеней редуктора соответственно.
Передаточное число ременной передачи Uр определено в п. 2.
Передаточное число тихоходной (цилиндрической) ступени редуктора при- нимаем исходя из условия получения компактной передачи: Uт (3 5) .
Тогда передаточное число быстроходной (червячной) ступени редуктора рассчитывается по формуле:
Число заходов Z1 червяка уточняем по данным [5 с. 21; 5 табл. П.1] в зави-
симости от передаточного числа
Уточняем КПД червячной передачи: б = 075.
Пересчитаем КПД редуктора:
Частота и угловая скорость вращения валов редуктора
Частота вращения входного промежуточного и выходного валов обмин:
Угловая скорость входного промежуточного и выходного валов с-1:
Мощность и вращающие моменты на валах редуктора
Мощность входного промежуточного и выходного валов редуктора кВт:
P2 2.76 08 099 2.19 ;
P3 2.19 098 099 2.12.
Моменты входного промежуточного и выходного валов редуктора Нм:
Т3 2.12 103 1014.35 Нм.
Материалы червяка и червячного колеса
Червяки для силовых передач изготавливают из углеродистой или легиро- ванной стали марок 15Х 20Х 12ХН2 18ХГТ 20ХФ и подвергают цементации и закалке до твердости HRC 58 63 а из стали марок Ст6 40 45 40Х 40ХН зака- ляют до HRC 45 55. Червяки шлифуют и полируют.
Для изготовления червячного колеса используют бронзу латунь чугун. Выбор материала зависит от скорости скольжения витков резьбы червяка по зубьям колеса.
Материалы зубчатых венцов червячных колес в зависимости от антизадир- ных и антифрикционных свойств подразделяют на три группы. К первой группе относятся оловянные бронзы (БрОФ10-1 БрОНФ БрОЦС5-5-5) используемые при скорости скольжения Vск 5 мс ко второй – безоловянные бронзы и латуни применяемые при Vск = 2 5 мс к третьей группе – мягкие серые чугуны ис- пользуемые при Vск 2 мс ([5табл. П.2]).
Значения допускаемых напряжений на контактную выносливость НР и из- гиб FP для материалов червячных колес в зависимости от скорости скольжения приведены в [5 табл. П.3].
Ожидаемое значение скорости скольжения определяем по формуле:
45 103 79991196 275 мс.
Предел прочно- сти в
Предел текуче- сти т
Допускаемое контактное напряжение
Допускае- мое напря- жение изги-
Т а б л и ц а 3.1 – Материалы червяка и червячного колеса
Определение геометрических и кинематических параметров быстроходной (червячной) ступени редуктора
Поверхностное разрушение зубьев зависит от контактных напряжений а их поломка – от напряжений изгиба поэтому зубья червячных колес рассчитывают на прочность по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. При проектировочном расчете червячных передач межосевое расстояние требуемое по усло вию контактной прочности
df 1 = 50 – 24·4 = 40.4
Так как Z1 = 4 то b1 = (12.5 + 009 · 48) · 4 = 67.28 70 мм.
da 2 = 192 + 2·4 = 200;
df2 =192 – 24·4 = 182.4
b2 = 0.67*58 = 38.86 40
arcsin (40(58 05 4) 456
Vск (314 12.5 4 95667)(60 1000 cos18.435) 264
V2 (314 192 7999)(60 1000) = 804
Определение геометрических и кинематических параметров тихоходной ступени редуктора (колеса прямозубые)
Выбираем модуль равный 2 мм.
Ориентировочный расчет и конструирование валов
Выбор подшипников качения
Из таблицы «Подшипники шариковые радиально-упорные однорядные (из ГОСТ 831-75)» по диаметру вала в месте посадки подшипника который равен 35 мм для быстроходного вала выбираем подшипник 36206. Его параметры следующие:
Из таблицы «Подшипники шариковые радиально-упорные однорядные (из ГОСТ 831-75)» по диаметру вала в месте посадки подшипника который равен 35 мм для промежуточного вала выбираем подшипник 46207. Его параметры следующие:
Из таблицы «Подшипники шариковые радиальные однорядные (из ГОСТ 8338-75)» по диаметру вала в месте посадки подшипника который равен 65 мм для выходного вала (цилиндрические прямозубые колеса) выбираем подшипник 213. Его параметры следующие:
Конструирование зубчатых колес
lст = 12*42 = 576 мм
S1 = (1.2-1.3)*5 = 6
C = (1.2-1.3)*6 = 7.5
a = (71-48)2 – 2.8 = 8.7
Dотв = 05*(287+112) = 199 мм
D0 = 303 – 2·8 = 287 мм
C = (0.2-0.3)*96 = 19.2-28.8 20
Конструирование корпуса редуктора
Т.к. в результате расчетов получилось что то принимаем следующее значение:
Диаметр фундаментных болтов мм находим по формуле:
Диаметр болтов у подшипников мм находим по формуле:
Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой мм находим по формуле:
Диаметр винтов крепящих смотровую крышку мм находим по формуле:
Расстояния от наружной поверхности стенки корпуса до оси болтов мм выбираем из таблицы «Размеры лап и фланцев редукторов» в зависимости от диаметров болтов:
Ширины фланцев корпуса мм выбираем из таблицы «Размеры лап и фланцев редукторов» в зависимости от диаметров болтов:
Диаметры отверстий под болты принимаем на 1 мм больше диаметров болтов.
Расположение оси отверстия для болта диаметром мм определяется размером :
Для крышки со стороны входного вала :
Для крышки со стороны промежуточного вала :
Для крышки со стороны выходного вала :
Толщина фланца крышки мм находится по формуле:
Со стороны входного вала:
Со стороны промежуточного вала:
Со стороны выходного вала:
Толщина ножки крышки мм находится по формуле:
Диаметр окружности по которой располагаются оси винтов крепления крышки мм находится по формуле:
Диаметр фланца крышки мм находится по формуле:
Расчет валов на совместное действие изгиба и кручение
Валы редуктора нагружены силами действующими в зацеплениях передач и испытывают деформации изгиба и кручения. Для упрощения расчётов принять что силы являются сосредоточенными приложены в серединах венцов зубчатых колёс и направлены по нормалям к профилям зубьев в полюсах зацепления. При расчёте их раскладывают на составляющие действующие вдоль координатных осей. Схема редуктора и усилий действующих в передачах приведена на рисунке 10.
Рисунок 10 - Схема редуктора и усилий действующих в передачах.
Длины участков: 48 мм 84 мм 68 мм.
Окружные усилия Н действующие в передачах находим по формулам:
Радиальные усилия Н действующие в передачах находим по формулам:
Осевые усилия Н действующие в передачах находим по формулам:
Последовательность расчета рассмотрим на примере промежуточного вала подвергающегося действию наибольшего числа зуба.
Расстояния: 48 мм 84 мм 68 мм
Реакции в опорах вала (подшипниках) от сил действующих в плоскости XOZ вдоль оси Z
Реакции в опорах вала от сил действующих в плоскости XOY вдоль осей X и Y:
Изгибающие моменты и эпюры участка вала АВ обусловленные силами действующими в плоскости XOZ:
Изгибающие моменты и эпюры участка вала ВС обусловленные силами действующими в плоскости XOZ:
Изгибающие моменты и эпюры участка вала СД обусловленные силами действующими в плоскости XOZ:
Изгибающие моменты и эпюры участка вала АВ обусловленные силами действующими в плоскости XOY:
Изгибающие моменты и эпюры участка вала ВС обусловленные силами действующими в плоскости XOY:
Изгибающие моменты и эпюры участка вала СД обусловленные силами действующими в плоскости XOY:
Суммарные изгибающие моменты:
Эквивалентный момент по третьей теории прочности ():
Диаметр вала в опасном сечении мм находим по формуле:
Допускаемое напряжение [и] выбирают невысоким чтобы валы имели достаточную жесткость обеспечивающую нормальную работу зацепления и подшипников. Валы рекомендуется изготавливать из сталей 35 40 45 Ст 5 Ст 6 для которых МПа.
Вычисленные значения диаметра вала d в опасном сечении сравниваем с диаметром dк под колесом найденным при ориентировочном расчете . Должно выполняться условие: .
– выбираем равным 60 МПа
Вывод: условие выполняется.
Расчет подшипников качения
В основу расчета подшипников качения положены два критерия: по остаточным деформациям и усталостному выкрашиванию. При частоте вращения кольца n ≤ 10 обмин критерием является остаточная деформация и расчет выполняют по статической грузоподъемности при n>10 обмин критерием является усталостное выкрашивание дорожек качения и расчет выполняют по динамической грузоподъемности Cr. Суждение о пригодности подшипника выносится из сопоставления требуемой и базовой грузоподъемностей (Cтр≤Сr) или долговечностей (L10h≥[L10h]).
Последовательность расчета подшипников качения рассмотрим на примере промежуточного вала.
Частота вращения n2 = 7999 (обмин);
Базовая долговечность подшипника [L10h] = 13000 (ч);
Диаметр посадочных поверхностей вала dп = 40 (мм);
Fr1 = RA = 5577 (H); и Fr2 = RД = 4159 (Н);
Учитывая диаметр посадочных поверхностей вала и характер действующей нагрузки выбираем радиально – упорный шариковый подшипник 36210 для которого величины статической и динамической грузоподъемностей:
Сor = 23200 (Н); Cr = 38900 (Н);
Определим отношение:
По величине отношения из таблицы «Значение коэффициентов Х Y радиально-упорных подшипников качения» находим параметр осевого нагружения :
Осевые составляющие от радиальных нагрузок находим по формулам:
Суммарные осевые нагрузки на подшипник:
т.к. то из таблицы «Осевые силы» следует
Для опоры нагруженной большей осевой силой определяем отношение:
По величине отношения из таблицы «Значение коэффициентов X Y e радиально-упорных подшипников качения» уточняем параметр осевого нагружения :
Определяем отношение для правой более нагруженной опоры:
где – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника равен единице.
Т.к. то из таблицы «Значение коэффициентов X Y e радиально-упорных подшипников качения» выбираем значение коэффициентов радиальной и осевой нагрузки :
Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры Н:
где – коэффициент безопасности равен 13
– температурный коэффициент равен 1
Уточнить коэффициент e1 для левой опоры (табл. П.14):
Эквивалентная динамическая нагрузка левой опоры P1 Н:
Т.к. рассчитанная (требуемая) долговечность больше базовой (44085105>23000) то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.
12 Проверка прочности шпоночных соединений
Шкив зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют их проворачивания призматическими шпонками.
Размеры шпонки из таблицы «Шпонки призматические (ГОСТ 23360-78)» для шкива ():
Размеры шпонки из таблицы «Шпонки призматические (ГОСТ 23360-78)» для шестерни тихоходной ступени и колеса быстроходной ступени на промежуточном валу ():
Размеры шпонки из таблицы «Шпонки призматические (ГОСТ 23360-78)» для муфты ():
Размеры шпонки из таблицы «Шпонки призматические (ГОСТ 23360-78)» под колесом тихоходной ступени ():
Рабочая длина шпонки для шкива мм:
Рабочая длина шпонки для колеса быстроходной ступени на промежуточном валу мм:
Рабочая длина шпонки для шестерни тихоходной ступени на промежуточном валу мм:
Рабочая длина шпонки для колеса тихоходной ступени на выходном валу мм:
Рабочая длина шпонки для муфты мм:
Часть шпонки выступающую из вала проверяют по напряжениям смятия МПа для муфты:
где – допускаемое напряжение смятия равное 100 МПа.
Муфты выбирают из стандартов или нормалей машиностроения в зависимости от расчетного вращающего момента Тр и диаметров соединяемых валов.
При работе муфта испытывает колебания нагрузки обусловленные характером работы приводимой в движение машины.
Расчетный вращающий момент Н·м:
где: Кр = 125 - коэффициент режима работы для привода от электродвигателя;
ТПВ - момент на приводном валу машины Н·м;
Тр = 15 · 101435 = 152153;
При выборе муфты должно соблюдаться условие:
Выбирается упругая втулочно-пальцевая муфта
Условие прочности пальца на изгиб:
= (18–20) МПа – допускаемое напряжение на смятие для резины.
Условие прочности на изгиб и смятие выполняется.
Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников
Ориентировочного значение вязкости масла для смазывания зубчатых передач определяется в зависимости от фактора :
где – твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев шестерни равна 300 МПа для тихоходной и быстроходной ступеней соответственно.
Ориентировочное значение вязкости масла для смазывания зубчатых передач определяется в зависимости от фактора cз.п [6]:
Для тихоходной ступени из формулы (4.135):
Для быстроходной ступени из формулы (4.136):
По значению для тихоходной ступени получаем вязкость равную 20.
По значению для быстроходной ступени получаем вязкость равную 170.
Т.к. редуктор имеет общую масляную ванну то определяем среднее значение вязкости по формуле:
Из таблицы «Нефтяные смазочные масла» выбираем по среднему значению вязкости марку масла И-100А.
На основании произведенных расчетов выбран электродвигатель 4А1004 определены передаточные отношения ременной червячной и зубчатой передач частоты вращения мощности и вращающие моменты на валах редуктора.
Разработана эскизная компоновка редуктора позволившая принять окончательное решение о размерах деталей редуктора с учетом характера действующих в зацеплении сил и размеров валов подобраны и проверены на долговечность подшипники качения
Для соединения редуктора с приёмным валом машины из стандартов выбрана муфта и её отдельные элементы проверены на прочность.
Расчетным путем определена марка масла И-100А для зубчатых колес и подшипников..
По размерам полученным из расчетов выполнены сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей. Результаты проектирования можно использовать для создания опытного образца.
Библиографический список
Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин. 8-е изд. пере- раб. и доп. П. Ф. Дунаев О. П. Леликов. М.: Академия 2004. 496 с.
Проектирование электромеханического привода. Расчет и констру- ирование ременных передач. Часть 1: Методические указания к выполне- нию курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструи- рования». 2-е изд. с измен. Г. П. Здор А. В. Бородин; Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск 2013. 30 с.
ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность. М.: Изд-во стандартов 1988. 128 с.
Иванов М. Н. Детали машин. 10-е изд. испр. М. Н. Иванов В. А. Финогенов. М.: Высшая школа 2006. 408 с.
Проектирование электромеханического привода. Расчет и конструиро- вание червячно-цилиндрического редуктора. Часть 5: Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин и основы кон- струирования». 2-е изд. стереотипное Г. П. Здор А. В. Бородин; Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск 2013. 53 с.