265

Расчет цилиндрически-червячного редуктора

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Определение общего передаточного отношения механизма от двигателя до выходного вала. Предварительный выбор электродвигателя. Построение кинематической схемы механизма. Расчет геометрии цилиндрического прямозубого колеса.

Русский

2012-11-14

261 KB

59 чел.

Задание на курсовой проект

Шифр 100103

Вариант 03

Нагрузочный момент на выходном валу, Мвых (Н·м)

0,35

Тип передач в редукторе

Червячная, цилиндрическая прямозубая

Критерий оптимизации кинематической схемы

минимум габаритов

Частота вращения выходного вала,  nвых (об/мин)

2


Аннотация

Данным курсовым проектом является расчет и конструирование редуктора приборного механизма. В процессе которого ведется разработка кинематической схемы по критерию оптимизации габаритов, а так же непосредственное проектирование шести ступенчатого редуктора с червячной и цилиндрическими передачами на основе индивидуального задания.

Пояснительная записка состоит из:

№№ - страниц печатного текста;

№№ - таблиц;

№№ - рисунков.

Графическая часть выполнена листе формата А1 и 2 листах формата А3 и содержит:

  1.  Общий вид редуктора (сборочный чертеж) – 1 лист формата А1;
  2.  Чертеж цилиндрического колеса – 1 лист формата А3;
  3.  Чертеж выходного вала – 1 лист формата А3.


Содержание

  1.  Кинематический расчет механизма
  •  Предварительный выбор электродвигателя
  •  Построение кинематической схемы механизма
  •  Назначение числа зубьев колес
  1.  Силовой расчет механизма
  2.  Расчет передач на прочность
  •  Выбор материала
  •  Проектировочный расчет зубчатых колес на изгибную прочность
  •  Расчет на контактную прочность
  1.  Расчет геометрии цилиндрического прямозубого колеса
  2.  Размеры конструкции зубчатого колеса
  3.  Расчет и конструирование вала
  4.  Расчет подшипников качения


Кинематический расчет механизма

Определение общего передаточного отношения механизма от двигателя до выходного вала:

                                                                                                              (1) где: nвых - частота вращения выходного вала механизма, об/мин;                     nдв – частота вращения вала электродвигателя, об/мин.

Предварительный выбор электродвигателя

В случае работы электропривода при неизменной или малоизменяющейся нагрузке двигатель выбирается по номинальной мощности:

 (Вт)                                           (2) где:

       минимально необходимая мощность двигателя, Вт;                               Мвых – нагрузочный момент сил на выходном валу, Н·м;                                  nвых. – частота вращения выходного вала, об/мин;                                            общ. – общий к.п.д. передач от двигателя до выходного вала;                               - коэффициент запаса, учитывающий влияние динамических нагрузок в механизме.                                                                                                                    = 1,05…1,5; общ. =0,5…0,7; принимаем = 1,05 и общ. =0,7.                       По найденной мощности выбрали тип двигателя из каталога: СЛ-521, частота вращения 13000 об/мин.

Тогда .

Разбивку общего передаточного отношения по ступеням производят в зависимости от условий предъявляемых к механизму и заданного типа передач:

,                                                                                                            (3)

где: Ui – передаточное отношение одной ступени;                                          Uобщ – общее передаточное отношение механизма;
iопт – оптимальное число ступеней, определяемое по формуле:
при условии минимизации габаритов механизма:

iопт = 1,85 · lg Uобщ = 1,85·lg6500=7,0539                                                             (4)

Если в механизм входят червячные передачи, то учитывая возможность воспринимать ими большие нагрузки, iопт  можно уменьшить.
В связи с этим примем
iопт =6.

Величины передаточных отношений принимаются следующими:

Uцил. = 1…8  (10);                                                                                                   (6)

Uчерв. = 8…80.                                                                                                         (8)

Разбивка общего передаточного отношения механизма осуществляется в  соответствии с уравнением (9):

                                                                                                    (9)

Uцил, Uчерв - передаточные отношения цилиндрической и червячной передач в механизме;

k,m, - число цилиндрических и червячных передач в механизме.

Обозначим: m=1; а значит k=5;
Тогда по формуле (9): ;
С учетом (6) и (8) получим, что
Uцил=3; Uчерв=26,75.

Построение кинематической схемы механизма

Уточнение К.П.Д. редуктора:

общ.  = пер. ∙ подш.,                                                                                              (10)
причем:      
пер. = ацил.пр. · dчерв.  ,                                                                     (11)
где:
пер – К.П.Д. всех передач, имеющихся в механизме;
a,d, - число одноименных передач;

Можно принять:

цил. = 0,95…0,99;
черв. = 0,68…0,92;
подш. = lп.п. – к.п.д. подшипников;  
п.п.  = 0,99 – для одной пары шарикоподшипников;
lчисло пар подшипников;

При l=7, цил. = 0,99, черв. = 0,79; подш. = 0,997=0,9321,
пер. = 0,995·0,79=0,7513, общ. =0,9321·0,7513=0,7003 .

Подставляем полученное значение К.П.Д. в формулу (2):

(Вт)

Выбранный предварительно электродвигатель пригоден для проектируемого механизма.

Рис.1 Кинематическая схема рассчитываемого механизма

Назначение числа зубьев колес

1) Цилиндрическая передача:

Примем
Z1 = 17, тогда из формулы написанной выше при Uцил =3, получаем Z2 = 51.

Uчерв.

Z1

Z2

7 – 13

4

28 –52

14 – 27

2

28 - 54

28 – 40

2 – 1

28 - 80

40 и более

1

40 и более

2) Червячная передача:
Для червячной передачи число заходов червяка
Z1 и число зубьев на червячном колесе Z2 выбираем с помощью таблицы:

При Uчерв=26,75; Z1 = 2(червяк), Z2 = 54(колесо).

Силовой расчет механизма

    (Н∙м)                                                                           (15)
где:
Мвых-1 искомый крутящий момент;
Мвых – известный крутящий момент на последующем валу;
Uпер. – передаточное отношение между валами;
подш. – К.П.Д. подшипников на валу;
пер. – К.П.Д. передачи между валами.

1) Крутящий момент на 5 валу:
      
2) Крутящий момент на 4 валу:

3) Крутящий момент на 3 валу:

4) Крутящий момент на 2 валу:

5) Крутящий момент на входе:

Расчет передач на прочность

1)Выбор материала для рассчитываемых элементов и определение допускаемых значений.

На данный механизм оказывается нагрузка в постоянном направлении, значит [δ]0 = [δ]F.

С помощью таблицы определили материалы и допускаемые напряжения на контактную прочность и на изгиб:

Вид передачи

Шестерня, червяк

Колесо

Материал

(марка стали)

Напряжение;

106 Па

Материал

Напряжение;

106 Па

Е

[δ]0

[δ]k

Е

[δ]0

[δ]k

Цилиндрическая прямозубая

45

2,1·105

180

460

Сталь 35

2,1·105

160

390

Червячная

40Х

2,1·105

300

715

БрАЖ9-4

105

80

180

2)Проектировочный расчет зубчатых колес на изгибную прочность.

Модуль зацеплений определяется:
а) для цилиндрических прямозубых колес
                                                                                          (16)
М – момент на рассчитываемом колесе;
К
к – коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса;
К
g - коэффициент динамической нагрузки зубчатых передач;
YF - коэффициент прочности зубьев;
Z - число зубьев на рассчитываемом колесе;
bm – коэффициент, равный отношению зубчатого венца к модулю.

На выходе, шестой вал (колесо цилиндрической передачи):
   (мм)
где приняли К
к=1,5; Кg=1,1; YF=3,73; Ψbm=6; [σ]F=160 Па.

б) для червячного колеса

                        (20)

М – момент на рассчитываемом колесе;
К
к – коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса;
К
g - коэффициент динамической нагрузки зубчатых передач;
YH - коэффициент прочности зубьев;
Z - число зубьев на рассчитываемом колесе;
g- коэффициент диаметра червяка;
- угол подъема линии витка червяка.

На втором валу (колесо червячной передачи):
    (мм)
где приняли К
к=1,5; Кg=1,1; YH=3,73; q=6,3; [σ]F=80 Па;
q = Z1/tgϒ => tgϒ=Z1/q=2/6,3=0,31746 => ϒ≈17o.
Далее выбираем ближайшие большее стандартное значение модуля по СТ СЭВ 310-76:

а) для цилиндрического прямозубого колеса m = 0,4 (мм);

б) для червячного колеса m = 0,1 (мм).

В приборостроении обычно расчет на контактную прочность применяется в качестве проверочного. В этом случае определяются действующие контактные напряжения и сравниваются с допускаемыми.

для цилиндрических прямозубых колес:
                                                             (24)

где:  Еп - приведенный модуль упругости, Па:

   ( Па)                                                    (31)                                                                              

Е1 – модуль упругости материала шестерни, червяка;

Е2 - модуль упругости материала колеса.

М - момент на рассчитываемом колесе, Нм;

а - межосевое расстояние, мм:

 (мм)                                          (28)
cosβ = cos00 =1;

b - ширина зуба колеса (мм):

Ψbm=b/m=6; b= Ψbmm=6∙0,4=2,4 (мм);

α – угол эвольвентного зацепления, α=20о.

                 (Па)

 δк=1,02601 ∙106 Па ≤ [σ]к=390∙106 Па.

Расчет геометрии цилиндрического прямозубого колеса

Делительное межосевое расстояние Q равно:

Q=0,5∙m(Z1+Z2);                                                                                              (32)    где:   Z1 - число зубьев шестерни;
Z2 - число зубьев  колеса.
Q=0,5∙0,4∙(17+51)=13,6 (мм);

Диаметр вершин зубьев d:
d= m(Z+2);                                                                                                        (33)
d= 0,4∙(51+2) = 21,2 (мм);

Диаметр  впадин зубьев d:
d=m∙(Z-2,5);                                                                                                      (34)
d=0,4∙(51-2,5) = 19,4 (мм);

Делительный диаметр d:

d= mZ;                                                                                                                (35)

d= 0,4∙51 = 20,4 (мм);

Толщина зуба по делительной окружности:
;                                                                                                              (36)

   (мм);

Высота зуба h:

h = m(2+C);                                                                                                       (37)

где   C - коэффициент радиального зазора:

C=0,5 при   m0,5 мм;

h = 0,4∙(2+0,5) = 1 (мм);

Высота головки зуба h:

h=m;                                                                                                           (38)

ha = 0,4 (мм);

Высота ножки зуба h:

h= m(1+С);                                                                                                       (39)

h= 0,4(1+0,5) = 0,6 (мм);

параметр

Q

da

df

d

C

h

ha

hf

размер, мм

13,6

21,2

19,4

20,4

0,628

0,5

1

0,4

0,6

Размеры конструкции зубчатого колеса

Рис.2 Конструкция цилиндрического прямозубого колеса.

Размеры конструкции зубчатых колес определяются с помощью следующих соотношений:

Посадочный диаметр колеса:

d≈(12..15)∙m ;                                                                                 (41)

d≈ 12∙0,4 = 4,8 (мм);

Диаметр ступицы колеса:

 d≈ 1,5∙d;                                                                                               (стр 66)

d≈ 1,5∙4,8 = 7,2 (мм);

Ширина зуба колеса:

b ≈ (5..6)∙m;                                                                                                      (42)

b ≈ 6∙0,4 = 2,4 (мм);

Размер стенки между венцом и ступицей:

с = 0,5∙(S+Sст)                                                                                               (стр 66)

где: S = 2,2∙m+0,05∙b = 2,2∙0,4+0,05∙2,4=1

Sст = 0,5∙(dст - db) = 0,5∙(7,2-4,8) = 1,2

с = 0,5∙(1+1,2)=1,1 (мм)

Диаметр поднутрения:

dp ≈ 0,9∙mZ;                                                               (44)

dp ≈ 0,9∙0,4∙51 = 18,36 (мм);

Длина ступицы:

lcm ≈ 1 ∙ d;                                                                                                     (стр66)

lcm ≈ 1 ∙4,8 =4,8  (мм);

Размеры  l и   берут равными

;                                                                                       (46)

(мм);

Максимальный диаметр облегчающих отверстий:

;                                                                                      (47)

(мм);

Размер h  берут постоянным:

h = ;                                                                   (48)

h =  (мм);

Диаметр центров отверстий:

d;                                                                      (49)

d (мм);

Число облегчающих отверстий  выбирают K из соотношения:

;                                                                                               (50)

;

Число облегчающих отверстий К=4.

Расчет и конструирование вала

1)Определим силы, возникающие в зубчатых зацеплениях:

- окружная сила цилиндрической шестерни:

Ft =  (Н);                                                                         (51)

где: М – крутящий момент на рассчитываемом валу;

d – диаметр делительной окружности.

- радиальные силы:

Fr = Ft ·tgα = 34,3 ∙ 0,36397 = 12,5 (Н);                                                            (52)

при α = 200, tg α = 0,36397;

2)Определяем реакции в опорах вала:

- для вертикальной плоскости проекций:

отсюда:

   (Н)

отсюда:

   (Н)

- для горизонтальной плоскости проекций:

отсюда:

   (Н)

отсюда:

   (Н)

Знаки минус указывают на то, что реакции должны быть направлены в противоположную сторону по сравнению с тем, как показано на рисунке №3.

Расчет изгибающих моментов выполняется по следующим формулам:

l=3∙2,4+4∙0,5+2,8 =12 (мм);

L=12+6=18 (мм).

- вертикальная плоскость:

Мизг1 = 0;

Мизг2 = Fa = 20∙6 = 120 (Нмм);

Мизг3 = 1,5∙aF - 0,5∙aRав = 1,5∙6∙20 - 0,5∙6∙36,25 = 180 – 108,75 = 71,25 (Нмм);

Мизг4 = 2∙aF-aRав = 2∙6∙20 - 6∙36,25 = 240 – 217,5 = 22,5 (Нмм);

Мизг5 =2,5∙aF-1,5∙aRав+0,5∙а∙Fr =2,5∙6∙20 – 1,5∙6∙36,25+ 0,5∙6∙12,5=

=300 – 326,25 + 37,5 = 11,25 (Нмм);

Мизг6 =3∙aF-2∙aRав+а∙Fr = 3∙6∙20 – 2∙6∙36,25+ 6∙12,5 = 360 – 435 +75 = 0 (Нмм);

- горизонтальная плоскость:

Мизг1 = 0;

Мизг2 = 0,5∙aRаг = 0,5∙6∙17,15 = 51,45 (Нмм);

Мизг3 = aRаг = 6∙17,15 = 102,9 (Нмм);

Мизг4 = 1,5∙а∙ Rаг - 0,5∙а∙Ft = 1,5∙6∙17,15 - 0,5∙6∙34,3 = 154,35 - 102,9 = =51,45(Нмм);

Мизг5 = 2∙а∙ Rаг - а∙Ft =2∙6∙17,15 - 6∙34,3 = 205,8 – 205,8 = 0(Нмм);

Рис.3 Построение эпюр

Крутящий момент определяется:

Мкр = Ftd/2 = 34,3∙20,4/2 ≈350 (Нмм);

Наиболее опасным является изгибающий момент на колесе, поэтому суммарный изгибающий момент рассчитывается по формуле:

(Нмм);

Приведенный расчетный момент:

(Нмм)

Диаметр вала:

(мм)

Расчет подшипников качения

Приведенная нагрузка:

Q = ,                                      (65)

где: - коэффициент при вращении внутреннего кольца подшипника;

=1 – температурный коэффициент при температуре   t < 100ºC.

Коэффициент безопасности   определяется по зависимости:

.                                                            (67)

W = 125 – коэффициент перегрузки при легких ударах;

= 1+0,94∙(125-100)/100 = 1+0,94∙0,25 = 1,235;

где  

   (Н)

     (Н)

  (Н)

Q = 43,8∙1∙1∙1,235 ≈ 54,1 (Нмм).

Расчетная динамическая грузоподъемность подшипника   равна:

Срас =                                                                                                                         (68)

где: n – частота вращения, об/мин;

Lk = 20000 часов – долговечность работы;

Срас =   

Срас ≤ С                                                                                                            (69)
72,4 ≤ 200
Размеры подшипника 1000091:

d = 1 мм;

D = 4 мм;

В = 1,6 мм.


Nдв


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

35178. АВТОМАТИЗИРОВАННЫЕ ИНФОРМАЦИОННЫЕ СИСТЕМЫ 6.02 MB
  Определение объекта системы. Отношения внутри диаграмм классов: обобщения ассоциации зависимости Структура АИС: Описание структуры информационной системы включающей в себя понятия: техническое обеспечение математическое обеспечение программное обеспечение информационное обеспечение организационное обеспечение правовое обеспечение. Глобальная сеть Internet как пример открытой информационной системы.
35179. Информация и информационные ресурсы 307.5 KB
  Информационные системы экономические информационные системы. По поддержке видов деятельности: система автоматизированного проектирования автоматизированные ИС автоматизированные системы управления технологическими процессами.Обеспечивающие подсистемы экономих информых систем ЭИС. Организацое обеспие внутреняя органия ИС обеспечая управлие всеми подсистемами ЭИС как единой системы.
35180. Сетевое администрирование на основе Microsoft Windows Server 2003 8.93 MB
  В рамках курса предполагается изучение базовых понятий сетевого администрирования и стека протоколов TCP IP рассмотрение эффективных решений задач управления пользователями и ресурсами сети освоение основных приемов и инструментов мониторинга компьютерной сети овладение базовыми средствами обеспечения безопасности сети. Цель задачи и объекты сетевого администрирования Решение данных задач осуществляется применительно к трем группам объектов: серверы компьютеры предоставляющие доступ к ресурсам сети и посредством которых системный...
35181. ОПЕРАЦИОННЫЕ СИСТЕМЫ И СРЕДЫ 2.18 MB
  Обычный урок В начале урока проверка Д З в виде контрольной работы или устного ответа и конспектов Вопросы для подготовки к экзамену по дисциплине Операционные системы Основные понятия и определения ОС. Ресурсы вычислительной системы их классификация. Управление оперативной памятью вычислительной системы.
35182. Информатика и сетевое администрирование 232 KB
  Узел составной сети имеющий IPадрес называется хост host. Локальный адрес это адрес присвоенный узлу в соответствии с технологией подсети входящей в составную сеть. IPадрес состоит из двух логических частей номера подсети ID подсети и номера узла ID хоста в этой подсети. При передаче пакета из одной подсети в другую используется ID подсети.
35183. Правовые информационные системы. ПИС 174 KB
  В чем состоит официальное опубликование документа Под официальным опубликованием НПА следует понимать помещение полного текста документа в специальных изданиях признанных официальными действующим законодательством. Как получить доступ к правовым документам регионов России Для профессиональной деятельности наряду с федеральным законодательством необходимы и акты субъектов Федерации. Это существенно более простые по сравнению с профессиональными системами продукты позволяющие пользователям Интернет при необходимости ознакомиться с...
35184. Проблема первоначала у представителей идеализма в античности 74 KB
  Изложите учения о первоначале в философии античных атомистов Какое значение имело это учение в истории развития философии и науки 1. В истории философии материализм как правило был мировоззрением передовых классов и слоев общества заинтересованных в правильном познании мира в усилении власти человека над природой. Первые учения материалистов появились вместе с возникновением философии в рабовладельческих обществах древней Индии Китае и Греции за несколько веков до н.Исходной точкой развития античной философии был философский...
35185. Сопоставьте особенности буржуазных революций в США и Японии. Как решался аграрный вопрос в США и почему он оказался не под силу Японии 69 KB
  Процесс огораживания лишал земли английских крестьян которые искали потерянную землю за океаном. Владелец земли не мог уследить за тем кто проживает на его территории так как она была слишком велика и владелец проживал в Англии. 2 В средней группе колоний расположенных в зоне прерий развивается сельское хозяйство фермерского типа так как земли были очень плодородные. Первая группа противоречий касалась земли.
35186. Реформы Александра II и отмена крепостного права 68 KB
  Происходит заметное оживление либерально-оппозиционного движения среди тех слоев дворянства, которые считали необходимым не только отменить крепостное право, но и создать общесословные выборные органы управления, учредить гласный суд, ввести гласность вообще, провести преобразования в сфере просвещения и т. д.