Московский Государственный Открытый Университет
Курсовая работа.
по предмету:
Детали машин.
Проектированиедвухступенчатого цилиндрическо-червячного редуктора
Выполнил: АлиевЗ.М.
Проверил:
NewYorkCity2005г
Содержание
1.Кинематический расчёт:
1)подбор электродвигателя.
2)Расчётпередаточного числа.
3)Расчётвращающих моментов на валах редуктора
2.Расчёт цилиндрической передачи.
3.Расчёт червячной передачи.
4.Предварительный расчёт валов.
5.Конструитивные размеры корпусаредуктора.
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-червячныйредуктор с нижним расположением червяка для привода ленточного конвейера.
Исходныеданные:
P=5 kH; V=0,6 м/c; D=250 мм (рис.1)
Рис.1
D
1.Кинематический расчёт:
1) Определяем общий КПД привода:
ŋобщ=n21·n32·n3·n4·n5
ŋ1=0,99 — КПД муфты (стр.5 (r) )
ŋ2=0,99 — КПД одной пары подшипников (стр.5 (r) )
ŋ3=0,75 — КПД червячной передачи (стр.5 (r) )
ŋ4=0,975 — КПД цилиндрическойпередачи (стр.5 (r) )
ŋ5=0,99 – КПД смазки (стр.5 (r) )
ŋобщ=0,992 · 0,993 ·0,75·0,975·0,99=0,688
1.Подбор электродвигателя:
Nтреб·V=5 · 0,6=3кВт
Требуемая мощность электродвигателя: Nэл=Nтр/ ŋ=3/0,688=4,36кВт
Принимаемэлектродвигатель 112МУ с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, спараметрами Pдв=5,5 кВти скольжением 3,7%. Номинальная частота вращения nвр=1500-0,037·1500=1440 обмин. Угловая скорость ωдв=π·nдв/30=
=3,14·1440/30=151,5радс.
Угловая скорость барабана ωб=2V1/Dб=2·0,6/0,25=4,6радс.
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.Расчётпередаточного числа
Частные передаточные числа можнопринять и для цилиндрической передачи (cтр.36) : Uц=4-длячервячной передачи; Uчастн.=33/4=8,25.
Частоты вращения, угловые скоростивалов редуктора и приводного барабана:
Вал 1
n=nдв=1440 обмин
ω1=ωдв=151,5 радс
Вал 2
n2=n1/Uц=1440/4=360 обмин
ω2= ω1/Uц=151,5/4=37,9 радс
Вал 3
n3=44обмин
ωб=4,6 радс
3.Вращающиймомент:
На валу шестерни — Т1=N1/ ω1=Nтреб/ ω1=3·103/151,5=19,8н·м=19,8 н·мм
На промежуточном валу – Т2= Т1· Uц=19,8·103·4=79,2·103н·мм
Навалу барабана-Т3= Т2· Uчастн.=79,2·103 ·8,25=653,4·103 н·мм.
2.Расчётпрямозубой цилиндрической передачи.
Межосевое расстояние из условийконтактной 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-юстепень точности. Материал зубчатого колеса и шестерни принимаем такой — же каку конической передачи.Для шестерни сталь 40х улучшенную, с твёрдостью НВ270, дляколеса сталь 40х улучшенную, с твёрдостью НВ245. Допускаемые контактныенапряжения: [σн]=σнlimß·KHL/[SH]=
=560·1/1,15=485Па. Дляколеса по т.32 σнlimß=2НВ+70=2·245+70=560 мПа.
αw1=107мм, принимаемпо ГОСТ 2185-66 αw1=112мм.Модуль зацепления принимаем по рекомендации m=(0,01...0,02) · ·αw=(0,01...0,02)112=1,12...2,24mm, принимаем по ГОСТ 9563-60 m=
=2 mm.
ha=m=2иhf=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=48mm da2=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
Диаметрпромежуточного 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, принимаемdcm1=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.Расчётчервячной передачи.
Число витков червяка Z3принимаемв зависимости от передаточного числа: при U2=8,25 принимаем Z3=4(стр55). Число зубьев червячного колеса Z4=Z3· U2=4·8,25=33, принимаем Z4=32(табл.4.1.), при этом U=
Выбираем материал червяка и венцачервячного колеса. Принимаем для червяка сталь-45 с закалкой до твёрдости неменее НВ45 и последующим шлифованием. Для венца червячного колеса принимаем бронзу БрА9ЖЗЛ, предварительно примем скорость скольжения в зацеплении Vs=5of]=Kfl[σof]' · Kfl=0,543;of] ' = 98мПа (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.
Основныегеометрические 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;
Основныегеометрические размеры червячного колеса:
Делительный диаметр:d4=m2·z4=10·32=320
Диаметрвершин зубьев: da4=m(z4+2)=10(32+2)=340mm
Наибольшийдиаметр червячного колеса: dam4=da4+
+10=350mm
Ширинавенца при z3=4: b4=0,67·d3=0,67·80=53,6mmпринимаем b4=55mm
Определяем действующие силы взацеплении:
Фактическаяскорость скольжения:
===1,635м/c.
Силы,действующие в зацеплении:
В зацеплении действуют три силы:
Fb1-окружнаясила на червяке, численно равна осевой силе на червячном колесе Fa2 ;
Fb3= Fa4=H;
Ft4-окружнаясила на червячном колесе, численно равная осевой силе на червяке Fa1
Ft4= Fa3===2042 H;
Радиальнаясила на червяке численно равна радиальной силе на червячном колесе: Fr3=Fr4=Ft4·tg Fr3=Fr4=2042·0,364=743,3H.
Конструктивные размеры зубчатогочервячного колеса:
Червячноеколесо:
b3=0,75·100=75mm; d4=320mm;da4=340mm; daн4=350mm; dba=60mm
Диаметрступицы:dст=1,6· dк2=1,6·65=104mm, принимаем dст=105mm.
Длинаступицы: lст2=(1,2÷1,5) dк2=(1,2÷1,5)·65=78...98mm, принимаем lст2=90mm.
Толщинаобода: ; принимаем mm
Толщинадиска: с=0,3b2=0,3·75=25.
4.Предварительный расчёт валов:
Предварительныйрасчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
ВЕДУЩИЙ ВАЛ
Диаметр выходного конца при допускаемомнапряжении вычисляем по формуле db1=mm.
Так как вал редуктора соединён муфтой сэлектродвигателем, то необходимо согласовать dgbиdb1. Уподобранного двигателя dgb=32mm.Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточкамиполумуфт под dgb=32mmи db1=30mm. Примем подподшипниками 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 зубчатымколесом dк4=65mm, под подшипником dn=60mm.
5.Расчётконструктивных размеров корпуса и крышки редуктора.
Корпус и крышку редуктора выполняемчугунными 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.Проверкадолговечности подшипников (рис.2).
Расчетная долговечность, ч: Lh==≈28800 ч; где n=1444 обмин- частота вращения червяка.
Ведомыйвал:Расстояние между опорами( точнеемежду 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 Fa2обозначим 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 радиальныхреакций конических подшипников: S3=0,83ePr3=0,83·0,41·1086=370H; S4=0,83e· ·Pr4=0,83·0,41·1571=514H; где для подшипников 7211 коэф. влияния осевогонагружения e=0,41.
Осевые нагрузки подшипников в нашем случае S3 S4 — S3; тогда Pa3= S3=370 Н; Pa4= S3+ Fa=370+1980=2350H.
Для правого(с индексом«3») подшипникаотношение
=0,34
Эквивалентная нагрузка Pa3=Pr3VKб Кт=1086·1,3=1412Н.
В качестве опор ведомого вала примененыодинаковые подшипники 7211. Долговечность определим для левогоподшипника(«четвёртого»), для которого эквивалентная нагрузка больше.
Для левого(индекс «4») подшипника e; мы должныучитывать осевые силы и определить эквивалентную нагрузку. Примем V=1, Кб=1,3; Кт=1, дляподшипников 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.
Находим расчётную долговечность, млн.об. :
L= млн.об.; расчётная долговечность, ч: Ln=6 ч; что больше допустимой долговечностиподшипника 46312 т.е. приемлемо
Рис.2. Силы и опорные реакции, действующие на червячном колесе и его валу.
7.Проверкапрочности шпоночных соединений.
Применяем шпонки призматические соскругленными торцами. Размер сечений шпонок, длины шпонок и пазов берём поГОСТ 23360-78. Материал шпонок – сталь 45, нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочностивычисляем по формуле :
Допустимые напряжения смятия пристальной ступице:
ВЕДУЩИЙВАЛ: d=30mm,bxh=10 x8 mm,t1=5mm, длина шпонки mm;
ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ ВАЛ:d=55mm,bxh=16 x10 mm, t1=6 mm, длина шпонкиmm;
ВЕДОМЫЙВАЛ: d=55mm,bxh=16 x10 mm, t1=6 mm, длина шпонкиmm;
8.Первыйэтап эскизной компоновки.
Первый этап служит для приближенногоопределения положений зубчатых колес и звездочки относительно опор дляпоследующего определения опорных реакций и подбора подшипника.
Вычерчиваем упрощенно зубчатые колеса ичервяк, очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а) принимаем зазор между торцомшестерни и внутренней стенкой корпуса А1=1,2
б) принимаем зазор от окружности вершинзубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=
Предварительно намечаем для червячнойпередачи радиально-упорные подшипники: шариковые, средней серии для червяка идля вала червячного колеса; для вала цилиндрического колеса намечаем радиальныешарикоподшипники 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 подшипникапринимаем равной диаметру отверстия под болт.
9.Насадказубчатых подшипников.
Насадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82.
Шейку вала под подшипники выполняем сотклонением вала по К6. Отклонениеотверстий в корпусе под наружные кольца по М7.
10.Смазкаредуктора.
ВЫБОР СОРТА МАСЛА:
Смазывание зубчатого зацепленияпроизводится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса доуровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 mm.
Объем масляной ванны Vопределяем из расчета 0,25дм3 масла на1кВт передаваемой мощности: V=0,25·12,7≈3,2дм3.
При контактных напряжениях и скорости v=3,38 мс рекомендуемая вязкость масла должна бытьпримерно равна 28·10-6 м2с. Принимаем маслоиндустриальное U-30A(по ГОСТ 20799-75).
Камеры подшипников заполняем пластичнымсмазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
11.Сборкаредуктора.
Перед сборкой редуктора внутреннююполость корпуса тщательно очищаем и покрываем маслостойкой краской. Сборкуредуктора производим в соответствии с чертежом общего вида. Начинаем сборку стого, что на червячный вал надевают зубчатое цилиндрическое колесо и шариковыерадиально-упорные
подшипники, а на ведущий вал шариковыеподшипники, предварительно нагрев их вмасле до 80-1000С. Собранные валы вставляют в корпус.
В начале сборки вала червячного колеса закладываютшпонку и напрессовывают колесо в буре вала, затем надевают распорную втулку и устанавливаютшариковые радиально-упорные подшипники, нагретые в масле. Собранный узелустанавливают в крышку, после устанавливают шариковый радиально-упорныйподшипник. Затем в подшипниковые сквозные крышки устанавливают резиновыеманжеты и крышку с прокладками.
Ввертывают пробку маслоспускногоотверстия с прокладкой и маслоуказателем. Заливают в редуктор масло и закрываютсмотровое отверстие крышкой.
Собранный редуктор обкатывают ииспытывают на стенде.
ЛИТЕРАТУРА:
С.А. Чернявский, К.Н. Боков «Курсовыепроектирования деталей машин»