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

1195. Организационно-экономическая часть создания системы автоматизированного проектирования 185.5 KB
  Технико-экономическое обоснование целесообразости проекта. Использование программно-аппаратных средств. Расчёт договорной цены разработки ячейки. Дополнительная заработная плата научного персонала. Календарный график работ по разработке блока.
1196. Газотурбинные установки. Машины и оборудование. Охрана труда. Строительные конструкции. 368.5 KB
  Устройство камер сгорания и теплообменных аппаратов ГТУ. Назначение, устройство и виды фильтров, используемых в гту. назначение и устройство глушителей, применяемых в компрессорах. Запорная арматура: назначение, устройство, принцип действия, примущества, недостатки, ремонтнопригодность. Устройство и принцип действия центробежного нагнетателя. Требования к проведению инструктажей по охране труда, их виды и сроки проведения.
1197. Приспособление для проведения механических испытаний 74.5 KB
  Схема сборки приспособления для проведения вибрационных испытаний. Универсальная оснастка плита для проведения вибрационных испытаний. Эта оснастка используется для проведения испытаний множества приборов.
1198. Производственный анализ СПК Октябрьский Волотовского района 63.5 KB
  Уставный капитал колхоза составляет 29531 тыс. руб. Учредителями хозяйства являются члены кооператива, которые объединили свои имущественные и земельные доли. Основным видом деятельности является сельское хозяйство, доля выручки от продажи сельскохозяйственной продукции на 2010 год составила 98 %.
1199. Проектирование одноэтажного промышленного здания города Волгограда 38.92 KB
  К промышленным относят здания, в которых размещены цехи, выпускающие готовую продукцию или полуфабрикаты. Технико-экономические показатели объемно-планировочного решения. Оценка полученных результатов. Выполнение промышленного здания из прогрессивных металлических конструкций несущих и ограждающих элементов.
1200. Энергетический расчет оптико-электронного прибора 55 KB
  Для обеспечения работоспособности любого оптико-электронного прибора важно получить определенные энергетические соотношения между полезным сигналом и порогом чувствительности прибора. В качестве материала анализирующей призмы, при заданном диапазоне измерения коэффициента преломления.
1201. Технологический процесс работы пассажирской станции Брянск-Орловский 1 класса 131 KB
  Технико-эксплуатационная характеристика станции Брянск-Орловский. Устройство для обслуживания пассажиров. Обработка пассажирского поезда своего формирования по прибытию. Обработка пассажирского поезда своего формирования по отправлению. Обработка транзитных поездов, подвергающихся таможенному досмотру и пограничному контролю.
1202. Создание и редактирование растровой графики 147.5 KB
  Интерфейс программы AdobePhotoshop, масштабирование. Восстановление интерфейса программы. Также можно использовать ряд сочетаний клавиш. Выделения области изображения. Для создания выделенной области фиксированного размера. Для создания выделенной области с определенным соотношением высоты и ширины. Выделения линии толщиной в один пиксель. Перемещение и дублирование выделенных областей
1203. Вирішення технологічних, конструктивних і дослідницьких проблем в умовах виробництва 161 KB
  Коротка характеристика випускаючих машин. Каток на пневмомашинах Д-551Б (ДУ-16Б). Каток причіпний кулачковий Д-614. Збірно-розбірні пристрої на заводі Жовтнева кузня. Організація заводської служби. Експлуатація компоновок збірно-розбірних пристосувань. Основні напрямки поліпшення організації оплати праці. Продуктивність праці, як економічна категорія. Методи вимірювання та показники рівня продуктивності праці.