Червячно-цилиндрический редуктор

Пояснительная записка моя.doc

Министерство образования и науки РФ
Пермский Государственный Технический Университет
Кафедра Механика Композиционных Материалов и Конструкций
Курсовой проект по дисциплине
«Детали машин и основы конструирования»
Проектирование привода ленточного конвейера
Пояснительная записка
Проектировал студент гр. СДМ 06-1 Катаев И.А.
Руководитель Ташкинова Е.В.
Техническое задание на курсовое проектирование4
Кинематический расчет привда5
2 Определение передаточного числа привода и его ступеней5
3 Определение действительного передаточного отношения двигателя6
4 Определение силовых кинематических параметров привода6
5 Частота вращения nобмин и угловые скорости с -1: двигателя:6
6 Вращающий момент Т Н·м двигателя:7
Расчет открытой цепной передачи8
Проектный расчет цепной передачи8
2 Проверочный расчет цепной передачи9
Расчет червячной передачи редуктора11
1 Выбор материала червяка и червячного колеса11
2 Расчет допускаемых контактных и изгибных напряжений червячной передачи12
2 Проектный расчет червячной передачи12
3 Силы в зацеплении червячной передачи14
4 Проверочный расчет червячной передачи14
Расчет цилиндрической прямозубой передачи16
1 Выбор материала зубчатых колес16
2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений зубчатой передачи17
3 Проектный расчет зубчатой передачи18
4 Силы в зацеплении зубчатой передачи19
5 Проверочный расчет зубчатой передачи19
Разработка эскизного проекта22
1 Проектный расчет и конструирование валов22
2. Предварительный выбор подшипников23
Проверочный расчет валов23
1 Расчет быстроходного вала23
2 Расчет промежуточного вала28
3 Расчет тихоходного вала32
Проверочный расчет подшипников36
1 Быстроходный вал36
2 Промежуточный вал38
Расчет соединений вал-втулка40
1 Проверочный расчет шпонок40
Список используемой литературы41
Привод ленточного конвейера включает в себя червячно-цилиндрический редуктор с нижним расположением вала-червяка. Для приведения редуктора в действие используется асинхронный двигатель серии АИР с синхронной частотой вращения 3000 обмин. Двигатель с редуктором соединён при помощи муфты. Выходной вал редуктора соединен с валом рабочей машины цепной передачей.
В редукторе использованы следующие виды и схемы установки подшипников: на тихоходном валу установлены шариковые радиальные однорядные подшипники «подшипник 212 ГОСТ 8338-75» по схеме "враспор". На промежуточном валу установлены конические роликовые подшипники «подшипник 7207 ГОСТ 27365-87» по схеме враспор. Для опор быстроходного вала-червяка использованы конические роликовые подшипники с большим углом конуса «подшипник 27306 ГОСТ 27365-87» установленные враспор. Такие подшипники обладают большой грузоподъемностью при сравнительно малых габаритных размерах.
Для смазывания передач применена картерная система смазки. С целью уменьшения тепловыделения и потерь мощности уровень масла понижен.
Техническое задание на курсовое проектирование
Спроектировать привод ленточного конвейера.
Привод ленточного конвейера включает в себя:
редуктор червячно-цилиндрический двухступенчатый;
приводной вал конвейера.
- окружная сила на тяговой звездочке;
- скорость тяговой цепи;
р =160 мм-шаг тяговой цепи;
z =9 - число зубьев ведущей тяговой звездочки;
Срок службы - 5 лет;
Кинематический расчет привда
Определение мощности и частоты вращения двигателя
а) определяем требуемую мощность рабочей машины кВт
б) определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:
- КПД цепной передачи
- КПД червячной передачи
- КПД цилиндрической зубчатой передачи
в) определяем требуемую мощность двигателя кВт
г) выбираем тип двигателя
АМ80А2У3 - ;- номинальная частота вращения двигателя.
2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
а) определяем частоту вращения выходного вала рабочей машины обмин
б) определяем передаточное число ступеней привода
иmin=ицеп min*ичерв min*ицил min=72
иmax=ицеп max*ичерв max*ицил max=750
в)определяем максимальную и минимальную частоту вращения приводного вала рабочей машины
nдв min=nвых*umin=8.2*72 = 590 обмин
nдв max=nвых*umax=8.2*750 = 6150 обмин
По каталогу выбираем двигатель с мощностью
3 Определение действительного передаточного отношения двигателя
Зададим тогда получим:
4 Определение силовых кинематических параметров привода
Быстроходного вала:
Промежуточного вала:
5 Частота вращения nобмин и угловые скорости с -1: двигателя:
6 Вращающий момент Т Н·м двигателя:
промежуточного вала:
Силовые и кинематические параметры привода
Тип двигателя 4АМ80В2У3 РНОМ=22кВт; nНОМ=2850обмин
Расчет открытой цепной передачи
Проектный расчет цепной передачи
а) Определение шага цепи
Коэффициент эксплуатации можно определить по формуле:
Поправочные коэффициенты принимаем:
- динамичность нагрузки равномерная
- способ смазывания периодический
- наклон линий центров звёздочек к горизонту
- передача нерегулируемая
- режим работы – односменный
- число зубьев ведущей звёздочки
- допускаемое давление в шарнирах цепи
б) Определяем число зубьев ведомой звездочки
в) Определяем фактическое передаточное число
г) Определяем оптимальное межосевое расстояние из условия долговечности
межосевое расстояние в шагах
д) Определяем число звеньев цепи
е) Уточним межосевое расстояние в шагах
ж) Определяем фактическое межосевое расстояние
Монтажное межосевое расстояние
з) Определяем длину цепи
и) Определяем диаметры звездочек
Диаметр делительной окружности
Диаметр окружности выступов
- коэффициент высоты зуба
- коэффициент числа зубьев
- геометрическая характеристика зацепления
Диаметр окружности впадин
2 Проверочный расчет цепной передачи
а) Проверим частоту вращения меньшей звездочки
б) Проверим число ударов цепи о зубья звездочки
в) Определим фактическую скорость цепи
г) Определим окружную силу передаваемую цепью
д) Проверим давление в шарнирах цепи
- диаметр валика цепи
- ширина внутреннего звена цепи
- площадь проекции опорной поверхности шарнира
е) Проверим прочность цепи
Определим расчетный коэффициент запаса прочности
- разрушающая нагрузка цепи зависит от шага цепи
- предварительное напряжение цепи от провисания ведомой ветви (от ее силы тяжести)
- коэффициент провисания для горизонтальных передач
- масса одного метра цепи
- межосевое расстояние
- ускорение свободного падения
- натяжение цепи от центробежных сил
ж) Определим силу давления цепи на вал
- коэффициент нагрузки вала
Параметры цепной передачи
Диаметр делительной окружности звездочек мм
Межосевое расстояние а мм
Диаметр окружности выступов звездочек мм
Число зубьев звездочки
Диаметр окружности впадин звездочек мм
Сила давления цепи на вал Fоп Н
Допускаемее значение
Частота вращения ведущей звездочки n1 обмин
Коэффициент запаса прочности S
Давление в шарнирах цепи рц Нмм2
Расчет червячной передачи редуктора
1 Выбор материала червяка и червячного колеса
Для червяка при Р=2134 кВт выбираем сталь 40Х термообработка-закалка ТВЧ до твердости 45HRCэ шлифование и полирование витков с целью повышения КПД. Твердость 45HRCэ=425НВ
Определяем скорость скольжения:
Материал для червячного колеса выбираем из I группы – Бр05Ц5С5;
полученную способом литья в кокиль;
2 Расчет допускаемых контактных и изгибных напряжений червячной передачи
Допускаемые напряжения для I группы и для червяка подвергнутого закалке ТВЧ с твердостью 45HRCэ рассчитывают по формулам:
- коэффициент учитывающий износ материала
- коэффициент долговечности при расчёте на контактную прочность
- коэффициент долговечности при расчёте на изгиб
2 Проектный расчет червячной передачи
Ориентировочное значение межосевого расстояния.
TП - вращающий момент на валу червячного колеса Нм.
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного:
По известному значению передаточного числа определяем число витков (заходов) червяка и число зубьев колеса
Выбираем число витков червяка т.к.
Предварительное значение модуля мм.
Значение модуля и коэффициента диаметра согласуется по рекомендации ГОСТ 2144-76 с целью уменьшения номенклатуры зуборезного инструмента. Принимаем m = 6.25мм
Коэффициент диаметра червяка:
; округляем до стандартного:
Коэффициент смещения инструмента.
Определяем фактическое передаточное число.
Геометрический расчет передачи.
Основные геометрические размеры червяка и червячного колеса определяем по формулам
Диаметры делительных окружностей
d1 = m×q = 63×10 = 63(мм)
d2 = m×Z2 = 63×43 = 2709 (мм)
начальный диаметр червяка
da1 = d1 + 2×m = 63 + 126 = 756 (мм)
da2 = d2 + 2×m(1 + x) = 2709 + 126(1+048) = 2896 (мм)
Диаметр впадин для червяка:
df1 = d1 – 2.4m = 63 – 2463 = 4788 (мм)
df2 = d2 - 2×m×(1.2 -x) = 2709 – 126×(1.2-048 ) = 2618 (мм)
Угол подъема витка червяка на делительном цилиндре
Длина нарезанной части червяка
Наибольший диаметр червячного колеса:
- червяк эвольвентный
Ширина венца червячного колеса:
b2 =0.355 aw =0.355170=60мм
Радиус выемки поверхности вершин зубьев червячного колеса:
Ra= 0.5×d1 – m = 0.5×63 – 63 = 252 (мм)
Rf=0.5d1+1.2m=315+12*63 = 3906(мм)
Условный угол обхвата червяка венцом колеса
3 Силы в зацеплении червячной передачи
Окружная сила червячного колеса (Ft2) и осевая сила червяка (Fa1).
Окружная сила червяка (Ft1) и осевая сила червячного колеса (Fa2).
Радиальная сила червяка (Fr1) и червячного колеса (Fr2).
4 Проверочный расчет червячной передачи
Проверим контактные напряжения
K – коэффициент нагрузки
- окружная скорость колеса
9 1115 – условие выполнено
Определяем КПД передачи
Скорость скольжения
- делительный угол подъёма линии витков
Проверим зубья на напряжения изгиба
В зависимости от выбираем коэффициент формы зуба колеса
Делительный угол подъема витков червяка
Межосевое расстояние мм
Модуль зацепления m мм
Ширина зубчатого венца колеса b2 мм
Длина нарезаемой части червяка b1 мм
Коэф. диаметра червяка q
Угол обхвата червяка венцом 2
Число витков червяка
Диаметры червяка мм:
Число зубьев колеса z2
Диаметры колеса мм:
Коэф. полезного действия
Расчет цилиндрической прямозубой передачи
1 Выбор материала зубчатых колес
Так как не предъявляется требований к габаритам передачи выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 40Х термообработка-улучшение твердость HB 269 302 при диаметре заготовки до 200 мм. для колеса сталь 40Х термообработка-улучшение твердость НВ 235 262 при любом диаметре заготовки.
Определим среднюю твердость для шестерни HRCэср1 и колеса НВср2 как среднее арифметическое предельных твердостей выбранного материала.
Механические характеристики стали 40Х
2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений зубчатой передачи
Коэффициент долговечности:
NH0 – число циклов перемены напряжений соответствующее пределу контактной выносливости;
Кгод =08; Ксут =066; t=5
где ti- общее время работы передачи
По приведенным в главе 3 формулам вычисляем эквивалентное число циклов
Число циклов NH0 определяем по таблице в зависимости от твердости материала.
Для шестерни циклов.
Значение напряжений [s]H0 и [s]F0 принимаем по таблице в зависимости от марки стали и термообработки.
Для стали 40Х с термообработкой улучшение
Допускаемое контактное напряжение.
Согласно рекомендации в качестве расчетного принимаем меньшее допускаемое контактное напряжение:
Определение допускаемых напряжений изгиба.
Коэффициент долговечности при расчете по напряжениям изгиба
где m - показатель степени в уравнении кривой усталости (для т.о – улучшение)
Допускаемые напряжения изгиба.
Механические характеристики материалов зубчатой передачи
3 Проектный расчет зубчатой передачи
Определяем главный параметр - межосевое расстояние мм:
Uзп - передаточное число зубчатой передачи; Т - вращающий момент
на тихоходном валу; - коэффициент ширины венца равный 03; - вспомогательный коэффициент равный 495 по рекомендации для прямозубых передач;
-коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба =1;
Полученное межосевое расстояние округляем до ближайшего числа по
Определяем модуль зацепления m мм:
КТ=68- вспомогательный коэффициент
Т2- момент на тихоходном валу Т2= 448Н·м
d2- делительный диаметр колеса мм
b2- ширина венца колеса мм
- допускаемое напряжение изгиба материала Нмм2
Полученное значение m округляю в большую сторону m=2
Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса.
Определим число зубьев шестерни и колеса
Шестерня: Округлим до 47
Определяем фактическое передаточное число Uф :
Определяем фактическое межосевое расстояние:
Определяем фактические основные геометрические параметры передачи
а) делительный диаметр шестерни d1 и колеса d2 :
б) диаметр вершин зубьев шестерни dа1 и колеса dа2 :
в) диаметр впадин зубьев шестерни df1 и колеса df2 :
г) ширина венца шестерни b1 и колеса b2 :
4 Силы в зацеплении зубчатой передачи
где - угол зацепления
5 Проверочный расчет зубчатой передачи
Проверочный расчет межосевого расстояния
Проверяем пригодность заготовок колес.
Диаметр заготовки шестерни Dзаг=dа1+6мм=98+6=104мм;
Диаметр заготовки колеса закрытой передачи Sзаг=b2+4мм=60+4=64мм
Проверяем контактные напряжения sН Н мм 2 ;
К- вспомогательный коэффициент К=436 – для прямозубых передач;
-окружная сила зацепления Н
-коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубых =1
- коэффициент динамической нагрузки зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи
- для прямозубых колес;
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба
Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни sF1 и колеса
YF2 и YF1 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса зависят от числа зубьев шестерни и колеса YF1=366 YF2=362
для прирабатывающихся зубьев колес
Условие прочности выполняется.
Параметры цилиндрической передачи
Межосевое расстояние
Диаметр делительной окружности:
Ширина зубчатого винца
Диаметр окружности вершин:
Контактное напряжение
Разработка эскизного проекта
1 Проектный расчет и конструирование валов
Для валов редуктора выбираем: для быстроходного вала - сталь 40Х с термообработкой закалка ТВЧ для промежуточного – сталь 40Х с термообработкой улучшение для тихоходного вала - сталь 45 с термообработкой улучшение.
Определим геометрические параметры ступеней валов.
- диаметр выходного конца вала ротора двигателя
Диаметр вала под подшипник
В силу конструктивных особенностей вала-червяка принимаем
диаметр буртика под подшипник
Диаметр вала под колесо
диаметр буртика колеса
диаметр буртика колеса для фиксации
2. Предварительный выбор подшипников
Для быстроходного вала в качестве опор возьмем роликовые конические подшипники с большим углом конуса 27306 ГОСТ 27365–87 средней серии. Размеры подшипника d=30 мм D=72 мм Т=21 мм r=2 мм Cr=30000 Н C0r=21000 Н. Схема установки – в распор
Промежуточный вал. В качестве опор для него возьмем роликовые конические подшипники 7207 ГОСТ 27365–87 легкой серии. Размеры подшипников: d=35 мм D=72 мм Т=185 мм r=2 мм Cr=35200 Н C0r=26300 Н. Схема установки – в распор.
Для тихоходного вала редуктора возьмем радиальные шариковые однорядные подшипники 212 ГОСТ 8338–75 легкой серии. Размеры подшипника d=60 мм D=110 мм В=22мм r=2 мм Cr=52000 Н C0r=31000 Н. Схема установки – в распор.
Толщина стенки корпуса
Проверочный расчет валов
1 Расчет быстроходного вала
Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Вертикальная плоскость
Определяем опорные реакции:
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1 4
Горизонтальная плоскость
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1 4
Строим эпюру крутящих моментов
Определяем суммарные радиальные реакции
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях
Проверочный расчет на прочность при совместном действии изгиба и кручения
Наметим опасные сечения вала
Опасные сечения вала определяются наличием концентраторов напряжений. В сравнительно коротких валах как правило намечается два опасных сечения. В нашем случае для быстроходного вала редуктора такими сечениями являются:
). Сечение 3 - опора смежная с консольной силой от муфты
). Сечение 2 – ступенчатый переход с червяка на вал
Определим напряжения в опасных сечениях вала
- нормальные напряжения равные расчетным напряжениям изгиба
- касательные напряжения равные половине расчетных напряжений кручения
- осевой момент сопротивления сплошного сечения вала
- полярный момент инерции сопротивления сплошного сечения вала
- осевой момент сопротивления сплошного сечения вала - полярный момент инерции сопротивления сплошного сечения вала
Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала
Где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений зависящие от размеров сечения механических характеристик материала и выбираются по таблице
- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала
- коэффициент влияния шероховатости
- коэффициент влияния поверхностного упрочнения
- без поверхностного упрочнения
Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала
Где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения
Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям
Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении
Где - допускаемый коэффициент запаса прочности при не точной достоверности расчета
2 Расчет промежуточного вала
Строим эпюру крутящих моментов в характерных сечениях II и III
Опасные сечения вала определяются наличием концентраторов напряжений. В сравнительно коротких валах как правило намечается два опасных сечения. В нашем случае для промежуточного вала редуктора такими сечениями являются:
). Сечение 2 – под шестерней
). Сечение 3 – под червячным колесом
- осевой момент сопротивления сечения вала со шпоночной канавкой
- полярный момент инерции сопротивления сечения вала со шпоночной канавкой
3 Расчет тихоходного вала
Опасные сечения вала определяются наличием концентраторов напряжений. В сравнительно коротких валах как правило намечается два опасных сечения. В нашем случае для тихоходного вала редуктора такими сечениями являются:
). Сечение 3 – под зубчатым колесом
). Сечение 3 – под опорой смежной с консольной силой от звездочки цепной передачи
- осевой момент сопротивления сечения гладкого участка вала - полярный момент инерции сопротивления сечения гладкого участка вала
Проверочный расчет подшипников
При данной схеме каждый подшипник вала испытывает свою осевую нагрузку Ra1 Ra2 зависящую от схемы установки подшипников и соотношения осевой силы в зацеплении редукторной пары Fa и осевых составляющих радиальных нагрузок в подшипниках Rs1 Rs2. Поэтому эквивалентная динамическая нагрузка рассчитывается для каждого подшипника (RE1 RE2) с целью определения наиболее нагруженной опоры.
Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки Rsl Rs2:
Определяем осевые нагрузки подшипников Ral Ra2:
Вычисляем отношения RalVRr1 и Ra2VRr2:
где V = 1 - коэффициент вращения кольца подшипника.
Т.к. (RalVRr1) e и (Ra2VRr2) > e то эквивалентные динамические нагрузки
где коэффициент динамичности нагрузки ; температурный коэффициент равный 1
Т.к. RE1 RE2 то рассчитываем динамическую грузоподъемность Сrp и долговечность L10h по значению эквивалентной нагрузки RE2.
Для данного вала частота вращения n = 2850 обмин. коэффициент надежности для вероятности безотказной работы 90% равен 1; коэффициент учитывающий свойства подшипника равен 0.7 для роликовых подшипников
что меньше базовой Сr грузоподъемности подшипника.
(час.) что больше заданного ресурса . Следовательно подшипник пригоден.
Т.к. (RalVRr1) = e и (Ra2VRr2) > e то эквивалентные динамические нагрузки
Т.к. RE1 > RE2 то рассчитываем динамическую грузоподъемность Сrp и долговечность L10h по значению эквивалентной нагрузки RE1.
Для данного вала частота вращения n = 656 обмин. коэффициент надежности для вероятности безотказной работы 90% равен 1; коэффициент учитывающий свойства подшипника равен 0.7 для роликовых подшипников
В опорах установлены радиальные шариковые подшипники 212 воспринимающие только радиальную нагрузку. В этом случае осевые составляющие радиальных нагрузок Rs1 = Rs2 = 0.
Эквивалентная динамическая нагрузка равна:
Для данного вала частота вращения n = 205 обмин. коэффициент надежности для вероятности безотказной работы 90% равен 1; коэффициент учитывающий свойства подшипника равен 0.7 для шариковых подшипников
(час.) что больше заданного ресурса . Следовательно подшипник пригоден
Расчет соединений вал-втулка
1 Проверочный расчет шпонок
Расчет проводится по отсутствию напряжений смятия где крутящий момент на валу; длина шпонки; высота шпонки; диаметр вала на месте шпонки. Допускаемые напряжения .
На быстроходном валу находится муфта которая крепится к валу за счет шпоночного соединения. Момент на валу диаметр вала длина шпонки высота шпонки . Тогда проверка выполнена.
На промежуточном валу установлено червячное колесо и шестерня. диаметр вала длина шпонки высота шпонки . Тогда проверка выполнена.
На тихоходном валу установлены зубчатое колесо и звездочка цепной передачи. . Для колеса .
Для шпонки под звездочку
Список используемой литературы
Дунаев П.Ф. Леликов О.П Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие для техн. спец. вузов.-6 изд.-М.:Высш.шк.2000.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Изд-е 2.-Калининград: Янтарный сказ1999.

моя спецификация.dwg

червячно-цилиндрический
Пояснительная записка
Крышка подшипника глухая
Крышка подшипника сквозная
Прокладка уплотнительная
Роликовые конические
Шариковые радиальные
Манжета 1.1.-30x52-2
Манжета 1.1.-60x85-2
Шайба 8Л ГОСТ 6402-70
Шайба 10Л ГОСТ 6402-70
Шайба 12Л ГОСТ 6402-70
Шайба 14 ГОСТ 6402-70
Шпонка 8x7x32 ГОСТ23360-78
Шпонка 16x10x45 ГОСТ23360-78
Шпонка 14x9x56 ГОСТ23360-78
Шпонка 20x12x80 ГОСТ23360-78

тихоходн вал.dwg

Размер обеспеч. инстр.
Неуказанные предельные отклонения размеров:

разрез мой.dwg

колес зубчатое.dwg

Обозначение чертежа сопряжен-
ного зубчатого колеса
Радиусы скруглений 2мм max.
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения

промеж вал эпюра.dwg

тихоходн вал эпюра.dwg

червяк эпюры.dwg

главн вид.dwg

червячно-цилиндрический
Техническая характеристика
Передаточное число u=139
Вращающий момент на тихоходном валу Т
Частота вращения быстроходного вала n
Технические требования
В редуктор залить масло И-Т-Д-220 ГОСТ 17479. 4-87. до уровня
достаточного для смазки зацепления
Резьбовое соединение установить на герметик УТ-34 ГОСТ 24285-80
при окончательной сборке
Характеристика зацепления
Цилиндрическая передача