Проектирование червячно-цилиндрического редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

МИНОБРНАУКИ РФ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Саратовский государственный технический университет

имени Гагарина Ю.А.»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

на тему:

«Проектирование червячно-цилиндрического редуктора»

по предмету:

Детали машин

Выполнил: студент группы

сНТС - 31 Жуков А.И.

Принял: преподаватель

Боровских В.Е.

Саратов - 2014



Нормативные документы

ГОСТ 16532-70 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет геометрии.

ГОСТ 19672-74 Передачи червячные. Расчет геометрии.

ГОСТ 3385-89 Подшипники качения шариковые и роликовые . Типы и конструктивные разновидности.

ГОСТ 1284.1-89 Ремни приводные клиновые нормальных сечений. Основные размеры и методы контроля.

ГОСТ 5006-94 Муфты зубчатые.

ГОСТ 8752-79 Манжеты резиновые армированные для уплотнения валов.

ГОСТ 3385-89 Подшипники качения шариковые и роликовые . Типы и конструктивные разновидности.

ГОСТ 15589-70 Болты с шестигранной головкой класса точности С.

ГОСТ 15521-70 Гайки шестигранные с уменьшенным размером "под ключ" класса точностиВ.

ГОСТ13943-86 Кольца пружинные упорные плоские внутренние эксцентрические и канавки для них. Конструкция и размеры.

ГОСТ 8752-79 Манжеты резиновые армированные для валов.

ГОСТ 6402-70 Шайбы пружинные. Технические условия.

ГОСТ 24071-97 Сегментные шпонки и шпоночные пазы.

ГОСТ 8926-68 Щупы цилиндрические для станочных приспособлений.

ГОСТ 20799-75 Масла индустриальные общего назначения.



Кинематический расчёт привода

Определим требуемую мощность электродвигателя:

Рэ.тр=,

где - общий КПД привода, Рвых- мощность на выходном валу.

Общий КПД привода определяется, как произведение КПД отдельных звеньев кинематической цепи:

Для данного редуктора общ=рп*чп*2зп*3ппгде рп=0,95- КПД ременной передачи, чп=0,75- КПД червячной передачи, зп=0,96- КПД зубчатой передачи, пп=0,99- КПД пары подшипников.

общ= 0,95*0,75*0,962*0,993=0,636

Рэ.дв=кВт.

Определяем ориентировочные значения передаточного отношения привода:

Uпр1=Uрп* Uчп* Uцп=2*12*3.37=80.8;

Uпр2=Uрп* Uчп* Uцп=2*12*5.05=121.2;

где Uрп- передаточное отношение ремённой передачи, Uчп- передаточное отношение червячной передачи, Uцп- передаточное отношение цилиндрической передачи.

Определяем ориентировочную частоту вращения вала двигателя:

nдв= nвыхUпр=12*121.2=1455 об/мин.

На основе требуемой мощности и частоты вращения вала двигателя по каталогу выбираем электродвигатель с номинальной мощностьюРэ.двРэ.тр,

Рэ.дв=11 кВт, выбранный двигатель 4А132М4У3, для которого nдв=1460 об/мин.

L30=480, h31=350, d30=302/247, L1=80, L10=178, L31=89, d1=38, d10=12,

B10=216, h=132.

Определяем действительное передаточное отношение привода:

Uд1=

Uд2=

Разбиваем передаточные отношения по ступеням:

Uзп=5,

Uред1=Uд/ Uрп= 121,6/2=60,8,

Uред1=Uд/ Uрп= 81,1/2=40,5,

Uзп=3.

Рассчитываем частоты вращения, угловые скорости и моменты для всех валов привода.

n1=nдв=1460 об/мин;

n2= n1/Uрп=1460/2=730об/мин;

n3= n1/Uрп *Uчп=1460/2*12=60,8 об/мин;

n4.1=n1/Uрп*Uчп*Х=28 об/мин,

n4.1=2900/2*14*X=28 об/мин,

X1=3,7;

n4.2=n1/Uрп*Uчп*Х=35 об/мин,

n4.2=2900/2*14*X=35 об/мин,

Х2=2,96.

Т1=Рдв/=9,9*103/152,8=65 Н*м

Т2=Рдврп/=9,9*103*0,95/76,4=123 Н*м

Т3=Рдвчп/=9,9*103*0,75/6,36=1160 Н*м

Т4.1=Рвыхзп/=6,3*103*0,96/2,93=2000 Н*м

Т4.2=Рвыхзп/=6,3*103*0,96/3,66=1521 Н*м



Количество цикловых нагружений:

Nцэi=60nitэквa;

tэкв=t1+t2(T2/T1)m/2+t3(T3/T1)m/2;

m=6, a=1

tэкв=0,7*2920+0,2*480(0,8)3+0,1*2920(0,6)3=3955,2

Nцэ1=60*1460*3955,2*1=3,46*108

Nцэ2=60*730*3955,2*1=1,73*108

Nцэ3=60*60,8*3955,2*1=1,44*107

Nцэ4.1=60*28*3955,2*1=6,64*106

Nцэ4.2=60*35*3955,2*1=8,3*106

Расчет зубчатых зацеплений

Расчет червячной передачи

Принимаем для изготовления зубчатых колёс материал Бронза О5Ц5С5. Твердость НВ=588Мпа, предел прочности бв=176 Мпа, предел текучести бт=882Мпа.

Считаем скорость скольжения:

Vs=0,45*10-3*n3*Uчп*=0,45*10-3*60.8*12*=5,6 м/с

N=60n3*Lh=60*60,8*3000=10944000

КHL===0,98

Считаем допускаемые контактные напряжения:

[б]но=(0,75…0,9)бв=0,9*176,2=158,58 Мпа;

[б]н= KHLСv[б]но=0,98*158,6*0,88=136,7 Мпа;

Вычисляем допускаемые напряжения изгиба

KFL===0,98;

[б]F0=0,22*1,5бв=0,22*1,5*176=58,08;

[б]F=KFL[б]F0=0,98*58,08=56,9Мпа;

Найдем межосевое расстояние:

aw=Kа=610=238,7 мм;

U=12 - передаточное отношение червячной пары,

Z1=4- число зубьев червяка

Число зубьев колеса

Z2= Z1U=412=48;

Считаем модуль передачи

m=(1,4…1,7)aw/ Z2

Kнт=(б1в1 +б2в2 +б3в3)/ ?б1=(0,7*1+0,2*0,8+0,1*0,6)/1=0,92;

так как коэффициент 0,92 - нагрузка спокойная, а потому берем минимальное значение для модуля.

m=(1,4238,7)/48=7 мм

Принимаем по ГОСТ 6636-69 значение модуля m=8 мм.

Определяем коэффициент диаметра червяка:

q=2aw/m-z2=478/7-48=11,6

qmin=0,212*z2=0,212*48=10,2

Принимаем q=12 по ГОСТ 6636-69

Определяем фактическое передаточное отношение

Uф=z2/z1=48/4=12

ДU=¦Uф-U¦*100/U? 5%

ДU=¦12-12¦*100/12? 5%

0?5%

Определяем геометрические размеры червяка и колеса:

Диаметр делительный червяка

d1=g*m=12*8=96мм

Диаметр начальный червяка

dw1=m(q+2x)=8(12+2*0,3)=101мм

Диаметр окружности вершин витков

da1= d1+2m=96+2*8=80мм

Диаметр окружности впадин

df1=d1-2,4*m=96-2,4*8=76,8 мм

Длинна нарезной части червяка

b1=(12+0,09z2)m=134,56мм

Принимаем значение b1=140мм по ГОСТ 6636-69

Диаметр делительный колеса

d2=z2*m=48*8=384мм

Диаметр окружности вершин зубьев

da2=d2+2m(1+x)=384+2*8(1+0)=400мм

Диаметр окружности впадин

df2=d2-2m(1,2-x)=384-2*8(1,2-0)=365мм

Диаметр колеса наибольший

daM2=da2+6m/(z1+2)=400+6*8/(4+2)=408 мм

Ширина венца

b2=0,67*da1=80*0,67=53,6 мм

Поверочный расчёт передачи на контактную прочность:

Определяем предварительно окружную скорость на начальном диаметре червяка:

Vw1=р*n2*m(g+2x)/60000=3,14*730*8(12+2*0)/60000=3,7 м/с

Скорость скольжения в зацеплении

Vs=Vw1/cosYw=3,7/cos16,7=4,1м/с

гдеYw=arctg[z2/(g+2x)]=arctg[4/(12+2*0)]=16,7

Определяем окружную скорость на колисе

V2=рd2n3/60000=3,14*60,8*384/60000=1,2 м/с

Коэффициент нагрузки принимаем К=1 т.к. V2?3 м/с.

Найдём расчётное контактное напряжение

уH===124,12МПа< 137 МПа

уH=(0,8…1,1)*[у]Н

уH=0,8*124,12=99,3 Мпа

уH=1,1*124,12=136,532 Мпа

Считаем КПД передачи

?=tgYw/tg(Yw+P) P-принимаем из таблицы [1]

?=tg16,7/tg(16,7+3,4)=0,68

Определяем силы в зацеплении

Ft2=Fa1=2T2/d2=2*123/384=0,6

Окружная сила на червяке, равна осевой силе на червяке

Ft1=Fa2=2T2/(dw1*Uф*?)=2*123/(96*12*0,5)=0,4



Радиальная сила

Fr=Ft2*tgб/cosYw, для стандартного угла б=20о

Fr=0,6*tg20o/cos16,7=2,67

Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба:

уf=0,7*K*YF2*Ft2/m*b2?1,1[у]F

YF2- коэффициент формы зуба колеса, который для zv2=z2/cos3Yw вычисляется по формуле:

Zv2=48/cos316,7=55,1

YF2=2,21-0,0162*zv2=2,21-0,0162*55,1=1,32округляем до 1,3

уf=0,7*1*1,3*0,6/8*51,45=0,0013

Тепловой расчёт:

P1=0,1*T2*n2/?=0,1*132*730/0,68=13204,41

tраб=(1-?)*P1/[KT*A*(1+ш)]+20o?[t]раб

tраб=(1-0,68)*13204,41/[13*3,5*(1+0,3)]+20o=92°< 95°

Расчет зубчатой цилиндрической передачи

Принимаем для изготовления зубчатых колёс материал Сталь 40Х. Твердость НВ=269…302 Мпа, предел текучести бт=750 Мпа.

Считаем допускаемые напряжения

НВср=0,5(НВmin+HBmax)=0,5(269+302)=285,5 Мпа

Базовые числа Циклов награждений

Расчёт на прочность

NHG=30*HB2,4cp=30*285,52,4=2,35*107

Расчёт на изгиб

NFG=4*106

Действительные числа циклов нагружений

для колеса N2=60*n2*Lh=60*18*3000=3240000

для шестерни

N1=N2*U=3240000*3,7=11988000

Считаем допускаемые контактные напряжения [у]Hи напряжения изгиба [у]F

уHlim=1,8*HBcp+67=1,8*285,5+67=580,9 Мпа

уFlim=1,03*HBcp=1,03*285,5=294 Мпа

[у]H= уHlim*zN=580,9*1=580,9 Мпа

[у]F=уFlim*YF=294*1,3=382,2Мпа

Рассчитываем межосевое расстояние

aw=Ka*(U+1)*=61*(3,7+1)*=379мм

Считаем модуль передачи

m=(0,01…0,02)*aw=0,01*349…0,02*349=3,49…6,98мм

По ГОСТу 6636-69 принимаем значение m=4,5мм

Находим суммарное число зубьев

Zc=2aw/m=2*349/4,5=155,1

Считаем числа зубьев

Шестерни

z1=zc/(U+1)=155/(3,7+1)=33

колеса

z2=zc-z1=155-33=122

Определяем фактическое передаточное отношение

Uд=z2/z1=122/33=3,69

ДU=¦Uд-U¦*100/U=¦3,69-3,7¦*100/3,7=0,27%

Определяем размеры колёс

Шестерни

d1=z1m/cosв=33*4,5/cos0=148мм

колеса внешнего зацепления

d2=2*aw-d1=2*349-148,5=549,5мм

Рассчитываем диаметры окружностей вершин и впадин зубьев шестерни



da1=d1+2*m=148,5+2*4,5=157,5мм

df1=d1-2,5*m=148,5-2,5*4,5=137,25мм

колеса

da2=d2+2*m=549,5+2*4,5=558,5мм

df2=d2-2,5*m=549,5-2,5*4,5=538,25 мм

Находим делительный диаметр колеса

d/2=2aw*U/(U+1)=2*349*3,7/(3,7+1)=549,5мм

Определяем ширину колёс

b1=b2

b2=шba*aw=0,3*349=104,7 мм

По ГОСТу 6636-69 принимаем значение b2=105мм

Пригодность заготовок колёс

Dзаг=da+6=558,5+6=564,5мм

Sзаг=b2+4=105+4=109мм2

Считаем силы в зацеплении

Окружная

Ft=2T4.1/d2=2*1900*103/549,5=6915,4H

Радиальная



Fr=Ft*tgб/cosв=6915,4*tg20°/cos0=2517,2H

Осевая

Fa=Ft*tgв=6915,4*tg0=0

Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба

V=р*d2*n2/60000=3,14*549,5*18/60000=0,517 м/с

Степень точности по ГОСТ 1643-81 9 (передача низкой точности)

Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям

уH=436*=436*=453Мпа

ДуH=¦уHд-уH¦*100/уH=¦453,1-580,9¦*100/580,9=22% Мпа

Расчёт второй зубчатой цилиндрической передачи

Считаем числа зубьев

Шестерни

z1=zc/(U+1)=155/(3,7+1)=38

колеса

z2=zc-z1=155-38=117

Определяем фактическое передаточное отношение



Uд=z2/z1=117/38=3,07

ДU=¦Uд-U¦*100/U=¦3,07-3,7¦*100/3,7=17%

Определяем размеры колёс

Шестерни

d1=z1m/cosв=38*4,5/cos0=171мм

колеса внешнего зацепления

d2=2*aw-d1=2*349-171=527мм

Рассчитываем диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

Шестерни

da1=d1+2*m=171+2*4,5=180мм

df1=d1-2,5*m=171-2,5*4,5=159,75мм

колеса

da2=d2+2*m=527+2*4,5=536мм

df2=d2-2,5*m=527-2,5*4,5=515,75мм

Находим делительный диаметр колеса

d/2=2aw*U/(U+1)=2*349*3,7/(3,7+1)=515,75мм

Определяем ширину колёс

b1=b2

b2=шba*aw=0,3*349=104,7 мм

По ГОСТу 6636-69 принимаем значение b2=105мм

Считаем силы в зацеплении

окружная

Ft=2T4.1/d2=2*1521*103/527=57722,9H

Радиальная

Fr=Ft*tgб/cosв=57722,9*tg20°/cos0=21009,4H

Осевая

Fa=Ft*tgв=57722,9*tg0=0

Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба

V=р*d2*n2/60000=3,14*527*18/60000=0,496 м/с

Расчёт клиноременную передачу [2]

Находим диаметр меньшего шкива

d1=4*=260 мм

По ГОСТу 17383-73 принимаем значение d1=280мм

Находим диаметр большего шкива

d2=d1*U=260*2=560мм



Определяем межосевое расстояние

amin=0,55*(d1+d2)+T0=0,55*(280+560)+13,5=475,5мм

amax=d1+d2=280+560=840мм

Считаем длину ремня

L=2*a+0,5*р*(d1+d2)+=2*840+0,5*3,14*(280+560)+=3022мм

По ГОСТу 1284.1-80 принимаем значение L=3150 мм

Уточняем межосевое расстояние

y=(d2-d1)2=(560-280)2=78400

w=0,5*р*(d1+d2)=0,5*3,14*(280+560)=1318,8

a=0,25*[(Lp-w)+]=0,25*[(3150-1318,8)+]=905мм

Находим угол обхвата

б1=180-57*=180-57*=123°

Определяем число ремней

Z===2,3



Полученное значение округляем до 3

Находим скорость ремня

н===21,4 м/с

Рассчитываем натяжение ветви ремня

Fo=+?*н2=+0,3*30,652=491,92H

Определяем силы действия на вал

Fb=2*Fo*Z*sin=2*491,92*3*sin=2593,8 H

Находим частоту пробегов

=9,84 с-1

Расчёт валов

Для изготовления валов выбираем Сталь 40Х ГОСТ 4543-71 ув=980 Мпа.

Считаем наименьшие диаметры валов

быстроходный вал

==27,3 мм

промежуточный вал

==57,8 мм

тихоходный вал

==68 мм

Подбор подшипников качения

Подбор подшипников производится по предварительной эскизной компоновке редуктора.

Для червячно-цилиндрического редуктора выбираем роликоподшипники конические однорядные по ГОСТ 333-71.



Список литературы

редуктор привод вал подшипник

Дунаев П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование / П.Ф. Дунаев, О.П. Лёликов8-е изд. - М.: Академия, 2004. - 496 с.

Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие / С.А. Чернавский, К.Н.Боков, И.М.Чернин, Г.М.Ицкович, В.П.Козинцов. 3-е издание, стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. -М.:ООО ТИД «Альянс», 2005. -416с.

Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х томах. 9-е издание / В.И. Анурьев - М.: Машиностроение, 2006.

Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Справочное учебно- методическое пособие /Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. - 2-е изд., испр..: М.: Высш. Шк., 2005- 309 с.: ил.

Размещено на Allbest.ru

...