Червячно-цилиндрический редуктор

эпюра быстроходного вала.cdw

Курсовой по ДМ.doc

1РАСЧЕТ ПРИВОДА. ЭСКИЗНЫЙ ПРОЕКТ
1Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
1.1Срок службы приводного устройства
Срок службы (ресурс) Lh ч определить по формуле:
гдеLг = 5 года – срок службы привода лет;
Кг = 06 – коэффициент годового использования;
Кс = 04– коэффициент сменного использования.
1.2Определение мощности и частоты вращения двигателя
1.2.1Определение требуемой мощности рабочей машины Ррм Вт:
1.2.2Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:
= цп . пк . чп . м = 080 . 0993 . 098. 098 = 075 (3)
гдецп – коэффициент полезного действия закрытой
цилиндрической передачи (цп = 098);
м – коэффициент полезного действия муфты (м = 098);
пк – коэффициент полезного действия подшипников качения
чп – коэффициент полезного действия червячной передачи (чп=080)
1.2.3Определение требуемой мощности двигателя Рдв Вт
Выбираем тип двигателя (Таблица К.9 [1])
Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Рном=3 кВт применив для расчета два варианта типа двигателя
Таблица 1.1 - Типы двигателя
Номинальная мощность Рном кВт
Частота вращения обмин
при номинальном режиме nном
1.2.4Определяем частоту вращения тяговой звездочки
1.2.5Находим общее передаточное число для каждого варианта
Принимаем двигатель с nном = 1435 обмин
1.2.6Производим разбивку общего передаточного числа:
2Определение силовых и кинематических параметров привода
Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах из требуемой (расчетной) мощности двигателя Рдв и его номинальной частоты вращения nном при установившемся режиме (Таблица 1.2):
Таблица 1.2 - Силовые и кинематические параметры привода
Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме:
дв – м – зп – м – рм
Частота вращения n обмин
Вращающий момент Н.м
3Выбор материалов зубчатых колес
3.1Выбор материала шестерни
По таблице 3.2 [1] выбираем материал сталь 40ХН термообработка – улучшение и закалка ТВЧ до твердости HRC 48 53 средняя твердость HRCср=505 или HBср=490
3.2Выбор материала колеса
Выбираем материал сталь 40Х термообработка - улучшение и закалка ТВЧ до твердости HRC 45 50 средняя твердость HRCср=475 или HBср=455
находим базовое число циклов перемены напряжений для шестерни и для колеса .
Число циклов нагружения зубьев:
- шестерни 573×21×10512=1265×106; (8)
Определяем коэффициент долговечности КHL
3.3 Определение допускаемых контактных напряжений
По таблице 3.1 определяем допускаемые контактные напряжения.
Расчетное допускаемое контактное напряжение при прямозубых колесах принимаем как наименьшее из двух значений: для 2 ступеней принимаем
Определяем коэффициент долговечности КFL
Так как N4>4·106 и N3>4·106 то КFL принимаем КFL=1
По таблице 3.1 определяем допускаемые напряжения изгиба
Таблица 1.3 – Механические характеристики материалов цилиндрической передачи
3Выбор материалов червячной передачи
3.1Выбор материала червяка
Для червяка принимаем сталь 40Х термообработка – улучшение и закалка ТВЧ до твердости 45 50; шлифовка и полировка витков червяка; В = 900 Нмм2 Т = 750 Нмм2.
Определение скорости скольжения:
3.2Выбор материала червячного колеса
В соответствии со скоростью скольжения по таблице 3.5 [1] из группы II принимаем БрА10Ж4Н4 полученный способом центробежным литьем
В = 700 Нмм2 т = 460 Нмм2.
3.3Определение допускаемых напряжений
По таблице 3.6 [1] определяем допускаемые контактные []Н и изгибные []F напряжения.
При твердости витков червяка ≥45HRC
Так-так червяк находится вне масляной ванны уменьшаем []Н на 15%. Тогда []Н = 1726 Нмм2
Коэффициент долговечности:
где наработка циклов
Для нереверсивной передачи:
Таблица 1.4 – Механические характеристики материалов червячной передачи
3Расчет цилиндрической ступени редуктора
3.3Определение главного параметра – межосевого расстояние а мм:
При несимметричном расположении шестерни относительно опор принимаем ya=0315. Коэффициент для прирабатывающихся колес.
Принимаем а = 160 мм.
Определяем модуль зацепления
Где Кm=68 для прямозубых передач
-делительный диаметр колеса
Суммарное число зубьев
Числа зубьев шестерни и колеса:
Фактическое передаточное число
Основные геометрические размеры передачи:
- диаметры делительных окружностей:
- фактическое межосевое расстояние:
(57+261)2 =159 мм; (25)
- диаметры окружностей вершин:
11 Окружная скорость зубчатых колёс:
Принимаем 9-ю степень точности изготовления зубчатых колёс.
13 Принимаем коэффициенты динамической нагрузки:
- при расчёте на контактную прочность ;
- при расчёте на изгибную прочность .
14 Расчётное контактное напряжение:
[]H =73667 МПа []H = 930 МПа.
Недогрузка составляет 20%>15% уменьшаем ширину венца колеса принимаем а=025
Расчётное контактное напряжение:
[]H =909МПа []H = 930 МПа.
Недогрузка составляет 226%15% контактная прочность зубьев обеспечена.
15 Коэффициенты формы зуба по табл. 6.8[2 интерполированием]:
для шестерниz3=19 YF3 =407
для колесаz4=87 YF4 = 360.
Сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб:
шестерни245379=6464 МПа; (32)
колеса=20536=57 МПа. (33)
Проверочный расчёт передачи на прочность необходимо вести по колесу зубья которого менее прочны на изгиб.
Расчётное напряжение изгиба
То есть прочность зубьев на изгиб обеспечена.
Таблица 1.5 - Параметры червячной передачи мм
Межосевое расстояние а
Диаметр делительной окружности:
Диаметр окружности вершин зубьев
Ширина зубчатого венца шестерни b3
Диаметр окружности впадин зубьев
Допускаемые значения
Контактные напряжения н Нмм2
4Расчет червячной передачи редуктора
4.3Определение главного параметра – межосевого расстояние а мм:
гдеТ2 – вращающий момент на переходном валу редуктора;
[]Н – допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса.
Принимаем а = 110 мм.
4.4Выбираем число витков червяка Z1:
Z1 зависит от передаточного числа редуктора uр так как up = 16 тогда Z1 = 2
4.5Определение числа зубьев червячного колеса:
Z2 = Z1 . uзп = 2 . 16 = 32 (37)
4.6Определение модуля зацепления m мм:
4.7Определение коэффициента диаметра червяка q:
4.8Определение коэффициента смещения инструмента х:
Так как по условию не подрезания и не заострения зубьев колеса значение х допускается до - 1 ≤ х ≥ +1. Условие не подрезания и не заострения не выполняется.
Принимаем z2=31 q=71 тогда
Условие не подрезания и не заострения выполняется.
4.9Определение фактического передаточного числа uф и проверяем его отклонение u от заданного u:
4.10Определение основных геометрических размеров передачи мм:
А)основные размеры червяка:
- делительный диаметр: d1 = d1 = q . m = 71 . 6 = 43 (43)
- начальный диаметр: d1 = m . (q + 2 . x) = 6 .(71-2·(-07)) =51(44)
- диаметр вершин витков: da1 = d1 + 2 . m = 43 + 2 . 6 = 55 (45)
- диаметр впадин витков: df1 = d1 – 24 . m = 43 – 24 . 6 = 29 (46)
- делительный угол подъема линии витков:
- длина нарезаемой части червяка:
Б)основные размеры венца червячного колеса:
- делительный диаметр: d2 = d2 =Z2 . m = 31 . 6= 186 (49)
- диаметр вершин зубьев: da2 = d2 +2m.(1+х)=186+2.6·03=190 (50)
- наибольший диаметр колеса:
- диаметр впадин зубьев: df2 =d2–2m.(12–х)=186–2.6·19=163 (52)
- ширина венца: b2 = 0355 . a = 0355 . 110= 3905 (53)
- радиусы закругления зубьев: Ra = 05 . d1 – m = 05 . 43 – 6 = 16 (54)
Rf = 05.d1+12 m = 05.43+12. 6=29 (55)
6.10Определение коэффициента полезного действия червячной передачи:
гдеγ – делительный угол подъема линии витков червяка;
φ – угол трения. Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения по таблице 4.9 [1] принимаем φ = 140'.
Так-так червяк находится вне масляной ванны уменьшаем []Н на 15%. Тогда []Н = 1849 Нмм2
6.11Проверяем контактные напряжения зубьев колеса н Нмм2:
гдеН - окружная сила на колесе;
К = 1 – коэффициент нагрузки зависящий от окружной скорости колеса:
Перегрузка составила 16% что не превышает допустимой 5%
6.12Проверяем напряжение изгиба зубьев колеса F Нмм2:
гдеYF2 – коэффициент формы зуба колеса. Определяется по таблице 4.10 [1] в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:
Z2 = Z2cos3γ=348 тогда YF2 = 164
Таблица 1.6 - Параметры червячной передачи мм
Ширина зубчатого венца колеса
Длина нарезаемой части червяка
Коэффициент диаметра червяка q
Делительный подъем витка червяка γ
Число витков червяка
Коэффициент полезного действия
Напряжения изгиба F Нмм2
7Нагрузки валов редуктора
7.1Определение сил в зацеплении закрытых передач (Таблица 1.7)
Таблица 1.7 - Силы в зацеплении закрытых передач
Цилиндрическая 2 ст.
7.2Определение консольных сил
Таблица 1.8 - Консольные силы
Вид открытой передачи
Характер силы по направлению
Муфта на быстроходном валу
Муфта на тихоходном валу
7.3Проектный расчет валов
7.3.1Выбор материала валов
В проектируемом редукторе применяем термически обработанную сталь 45.
7.3.2Выбор допускаемых напряжений на кручение
Допускаемые напряжения на кручение принимаем по рекомендациям [1]: []к = 10 20 Нмм2
7.4Определение геометрических параметров ступеней валов
Геометрические параметры ступеней валов сведены в таблицах 1.9 1.10 1.11
Таблица 1.9 - Определение размеров ступеней быстроходного вала мм
Ступень вала и ее параметры d; l
dдв=24; d1=(0.8-1.2)dдв = 08dдв = 20
под уплотнение и подшипник
определяем графически на эскизной компоновке
определяем по таблице К28 [1]
Таблица 1.10 - Определение размеров ступеней промежуточного вала мм
под червячное колесо
Определяем графически
Таблица 1.11 - Определение размеров ступеней тихоходного вала мм
7.5Предварительный выбор подшипников качения
Для быстроходного вала подбираем роликовые конические однорядные подшипники 7305;
Для промежуточного вала подбираем роликовые конические однорядные подшипники 7209;
Для тихоходного вала подбираем шариковые однорядные подшипники 214.
Параметры подшипников представлены в таблице 1.12
Таблица 1.12 - Параметры подшипников
динамическая грузоподъемность Cr кН
статическая грузоподъемно-сть Сr0
8Расчетная схема валов редуктора
8.1 Расчетная схема быстроходного вала см. приложение 1
Построение эпюр изгибающих моментов
Fа1 = 24409НFм= 212Н
Вертикальная плоскость
а) определяем опорные реакции Н:
-839*Fr1+1678*RBу + Fa*d2=0
Меняем направление реакции на противоположное
-839*Fr1 + 1678*RAу + Fa*d2=0RAу=7567 Н
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси х в характерных сечениях 1 4 Н*м:
Слева М3 = - RAy*00839 = - 7567*00839 = - 635 Н*м
Справа М3 = RBy*00839 = 1312*00839 = 11 Н*м.
Горизонтальная плоскость
-839*Ft1 +1678*RBх + FМ*601=0
9*Ft1 – 1678*RAх + FМ*2279=0
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1 4 Н*м:
М2 = FМ*00601 =212*00601 = 127 Н*м.
RA = = 1035НRB = = 3669 Н
8.2 Расчетная схема промежуточного вала см. приложение 2
Ft2=24409 НFt3 = 7747Н Fr2 = 888 Н
Fr3 = 2820НFа2 = 837 Н
14*Fr2+1829*RBу + Fa2*d22 -49*Ft3=0
-415*Fr2+1829*RАу + Fa2*d22 +1339*Ft3=0
Слева М2 = -RAу*0049 = -58956*0049 = - 2889 Н*м;
Справа М2 = RВу*01339 - Fa2*d22 –Fr2*00924= 963*01339– 837*0093-2820*00924 = -2095 Н*м;
Справа М3 = RBу*00415= 963*00415 =40Н*м;
Слева М3 = -RAу*0049– Fa2*d22 +Ft2*00924= 3491 Н*м.
14*Ft2 –1829*RBх -49*Fr3 =0
-415*Ft2 – 1829*RAх + 1339*Fr3 =0
М3 = RBx*00415 = 11316*00415 =47 Н*м.
RA = = 60861 Н RB = = 14862 Н
8.3 Расчетная схема тихоходного вала см. приложение 3
Ft4=7747НFr4=2820НFM = 39745H
-164*Fr4 +204*RAу =0
Слева М3 = RAу*0040 = 22671*0040 = 907Н*м;
Справа М3 = RBу*0204 = 5529*0204 = 1128 Н*м.
-40*Ft4 + 204*RBх - 148*Fм =0
4*Ft4 - 204*RAх - 352*Fм =0
М2 = 0148*Fм = 39745*0148 =5882 Н*м;
М3 = RBx*0164= 722Н*м.
RA = = 2353Н;RB = = 44371 Н
9Проверочный расчет подшипников
9.1Проверочный расчет подшипников 7209 быстроходного вала
А)Определение осевых составляющих радиальных реакций:
Б)Определение осевых нагрузок:
RS1>RS2 Fa>RS1-RS2 Ra2=RS2=1096 H (60)
Ra1=RS1+Fa=3093+24409=27499H
B)Определение отношения
Г)Определяем динамическую эквивалентную нагрузку Rе:
Проанализировав отношения Ra1 VRr1 и Ra2 VRr2 ведем расчет далее по Rr1.
Д)Определяем динамическую грузоподъемность по максимальной эквивалентной нагрузке RЕ1:
Д)Определяем долговечность подшипника:
Подшипник 7209 пригоден.
9.2Проверочный расчет подшипников 7209 промежуточного вала
Б)Определение осевых нагрузок:
RS1>RS2 Fa≥0 Ra1=RS1=20711 H Ra2=RS1+Fa=20711+837= 29081Н
Проанализировав отношения Ra1 VRr1 и Ra2 VRr2 ведем расчет далее по Rr2.
Е) Определяем долговечность подшипника:
9.3Проверочный расчет подшипников 214 тихоходного вала
Ведем расчет по более нагруженному подшипнику
Д)Определяем динамическую грузоподъемность по максимальной эквивалентной нагрузке RЕ:
Подшипник 214 пригоден.
1Разработка конструкций деталей и узлов редуктора и открытой передачи
1.1Определение основных параметров червячного колеса 1 ступени (Таблица 2.1)
Таблица 2.1 - Параметры червячного колеса
dв = 09d2 – 25m = 152
S = 005d2=9; S0 = 12S = 11
h = 015b2 = 6; t = 08h =5
C = 05(S + ст) ≥ 025b2 =13
Радиусы закруглений и уклон
Примечания: на торцах зубьев выполняют фаски размером f = 05m = 2 мм с округлением до стандартного значения по Таблице 10.1[1]. Угол фаски αф=45.
1.2Определение основных параметров цилиндрического колеса (Таблица 2.2)
Таблица 2.2 - Параметры цилиндрического колеса
C = 05(S + ст) ≥ 025b4 = 175
Примечания: на торцах зубьев выполняют фаски размером f = 05m = 15 мм с округлением до стандартного значения по Таблице 10.1[1]. Угол фаски αф=45.
1.3 Определение размеров корпуса редуктора
1.3.1 Толщина стенки корпуса
1.3.2 Диаметр фундаментных болтов d1 = M16
1.3.2 Диаметр стяжных болтов подшипниковых узлов d2 = M16
1.3.3 Диаметр стяжных болтов корпуса d3 = M12
1.3.5 Высота фундаментных лап h1 = 235 = 20 мм
1.3.7 Зазор между колесом и дном Δ = 25 = 20 мм
1.3.1Муфта на быстроходном валу
Тр = Кр.Т = 125.18 = 225 Н.м
Принимаем муфту с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-82
Т = 40 Н.м; = 315 радс; d1 = 20 мм; d2 = 24 мм
Допускаемые смещения:
1.3.2 Муфта на тихоходном валу
Тр = Кр.Т = 125.1011 = 1264 Н.м
Т = 3150 Н.м; = 26 радс; d1 = 90 мм; d2 = 90 мм
1Проверочный расчет шпонок
Проверяем шпонки на быстроходном и тихоходном валах.
гдеFt – окружная сила на шестерне или колесе Н;
Асм = (094h – t1) (66)
lp = l – b – рабочая длина шпонки со скругленными торцами мм
[]см – допускаемое напряжение на смятие Нмм2.
1.1Шпонка на быстроходном валу под муфту
Ft = 837 Н;Асм = (094 * 6 – 35) * 22 = 4708 мм2;[]см =110 Нмм2
1.2Шпонка на тихоходном валу под муфту :
Ft = 7747 Н; Асм = (094 * 11 – 7) * 70 = 2338 мм2; []см =110 Нмм2
1.3Шпонка на промежуточном валу под червячное колесо :
Ft =24409 Н;Асм = (094 * 10 – 6) * 50 = 170 мм2; []см =110 Нмм2
1.4 Шпонка на тихоходном валу под цилиндрическое колесо
Ft =7747 Н;Асм = (094 * 14 – 9) * 90 = 3744мм2; []см =110 Нмм2
Условия прочности шпонок выполняются
2Проверочный расчет валов
3.1Проверочный расчет быстроходного вала
3.1.2Определяем напряжения в опасных сечениях вала Нмм2.
гдеМ –суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении Нм;
Wнетто – осевой момент сопротивления сечения вала мм3. Моменты в сечениях:
Анализ эпюр моментов выявить наиболее нагруженное сечение вала – в опоре 2.
Напряжение изгиба в сечение 2 вала:
Напряжение от скручивания вала:
А)Коэффициент запаса прочности в сечении 2 по изгибу:
Б)Общий коэффициент запаса прочности в сечении 2 вала:
3.2Проверочный расчет промежуточном вала
А)Напряжение от скручивания вала:
Коэффициент запаса прочности в сечении 3 по изгибу:
Б)Общий коэффициент запаса прочности в сечении 3 вала:
3.3Проверочный расчет тихоходного вала
Напряжение изгиба в сечение 3 вала:
53.4.1Определяем температур масла в корпусе редуктора при непрерывной работе без искусственного охлаждения:
гдеР1 –мощность на быстроходном валу редуктора Вт;
Кt = 9 17 Втм2град – коэффициент теплопередачи;
А = 067 – площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора м2
1 Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х т. – М.: Машиностроение 1979.
2 Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Машиностроение 1987 – 416 с.
3 Иванов А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высшая школа 2001. – 318 с.
4 Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа 1985 – 416 с.

Колесо.cdw

Напрвление линии зуба
Исходный производящий червяк
Межосевое рассточние
Делительный диаметр чер. колеса
Вид сопряженного червяка
Число витков сопряженного червяка
Передаточное отношение зацепления
На основание 1 (СЧ-18) напрессовать бронзовый венец 2
(БрА10Ж4Н4). По линии разъема сверлить и нарезать 3 отв. М8
выступающие концы спилить
Неуказанные радиусы скругления 2мм

Сборочный чертеж.cdw

Передаточное число 72
Крутящий момент на тихоходном валу 1011 Н м
Число оборотов на выходном валу 19
Редуктор залить маслом индустральное 30 ГОСТ 1701-51
Допускается эксплуатировать редуктор с отклонением
от горизонтального положения на угол до 5
Посли сборки редуктор красить эмалью МЛ-21
защитив выходные концы валов
отверстия отдушины и маслоуказатель.
При сборке разъем по фланцам корпуса и крышки покрыть герметиком.
Зацепление 1 ступени регулировать установкой прокладок между ступицей
червячного колеса и упорным буртиком вала.
Зазоры в подшипниках регулировать установкой прокладок между торцовой
Техническая характеристика
Технические требования

Спецификация.spw

Крышка.cdw

Неуказанные линейные радиусы 3 5 мм
Класс точности отливки по ГОСТ 1855-55
Формовочные уклоны по ГОСТ 3212-57

Вал тихоходный.cdw

Задание.cdw

Окружное усилие на тяговой звездочке 6кН
Скорость тяговой цепи 20ммин
Шаг тяговой цепи 125мм
Число зубьев звездочки 8
Рабочие чертежи деталей: тихоходный вал
и червячное колесо; крышка корпуса редуктора

эпюра тихоходного вала.cdw

эпюра промежуточного вала.cdw