Расчет червячной и зубчатой передач
Определение мощности двигателя, передаточного отношения привода. Расчет допускаемых напряжений. Межосевое расстояние и тепловой расчет червячной передачи. Геометрические размеры червяка и колеса. Материалы зубчатых колес. Проектировочный расчёт валов.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 12.12.2017 |
| Размер файла | 469,4 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
1.1 Определение мощности двигателя
Посчитаем общий КПД привода
где
- КПД муфти,
- КПД открытой цилиндрической зубчатой передачи,
з чпз=0,85- КПД закрытой червячной зубчатой передачи,
- КПД пары подшипников качения.
Потребная мощность привода:
Из ряда стандартных мощностей выбран двигатель с Р = 1,1 кВт.
1.2 Определение передаточного отношения привода
Передаточное отношение привода определяется отношением частоты вращения двигателя к частоте вращения вала исполнительного органа:
.
Частота вращения исполнительного органа:
.
Выбираем двигатель ПБВ_100L
Номинальная частота вращения выбранного двигателя равна:
.
Пересчитаем передаточное отношение редуктора:
Найдем угловую скорость вращения входного вала:
Далее разобьем суммарное передаточное число редуктора на 2 ступени:
Количество заходов червяка Z=2.
Рассчитаем крутящие моменты на валах редуктора, зная момент на выходном валу передачи и КПД ее элементов:
Так же, крутящий момент определяется как зависимость от мощности, которая передается, и угловой скорости:
Учитывая это (здесь и дальше индекс 1 соответствует входному валу, индекс 2 - промежуточному, индекс 3 - выходному):
Определим скорость вращения и частоту вращения промежуточного вала:
Полученные данные сведем в таблицу 1:
Таблица 1 - Кинематические параметры соосного редуктора
|
Параметр |
Вал |
|||
|
Входной |
Промежуточный |
Выходной |
||
|
Крутящий момент, Нм |
Т1=9,4 |
Т2=236,25 |
Т3=980 |
|
|
Угловая скорость, с-1 |
щ1=104,66 |
щ2=3,55 |
щ3=0,79 |
|
|
Частота вращения, об/мин |
n1=1000 |
n2=34 |
n3=7,6 |
2. Расчет червячной передачи
2.1 Выбор материала элементов передачи
Выбор материала связан со скоростью скольжения, предварительно определим ожидаемую скорость скольжения:
Выбираем:
БрА9Ж3Л _ литье в кокиль;
Временное сопротивление ув =490 МПа .
2.2 Расчет допускаемых напряжений
2.3 Межосевое расстояние передачи
Из стандартного ряда принимаем аw=100 мм.
2.4 Подбор основных параметров передачи
Определим модуль:
Из стандартного ряда принимаем m=3,15мм.
Относительный диаметр червяка :
Определим минимальное значение q:
Из стандартного ряда принимаем q=12,5мм.
Рассчитаем коэффициент смещения:
Увеличим межосевое расстояние до 110мм:
Определим фактическое передаточное число передачи:
Погрешность передаточного числа отсутствует.
2.5 Геометрические размеры червяка и колеса
Шаг червяка:
Делительный диаметр червяка:
Диаметр вершин витков:
Диаметр впадин:
Длина нарезанной части червяка:
Примем b1=48мм.
Диаметр делительной окружности колеса:
Диаметр окружности вершин зубьев:
Диаметр колеса наибольший:
Диаметр окружности впадин:
Ширина венца:
Принимаем ширину венца колеса равной 34мм.
2.6 Проверочный расчет передачи на прочность
При заданных z1 и q угол подъема линии витка г=9,1°.
Тогда
Уточним допускаемое напряжение:
Расчетное напряжение в передаче:
2.7 КПД передачи
Коэффициент полезного действия червяка определим как
где с' - приведенный угол трения. Для заданной окружной скорости
с'=2,15°.
2.8 Тепловой расчет передачи
Определим температуру масла в редукторе без принудительного охлаждения, установленном на металлической раме:
Полученное значение не превышает tкр=90°, поэтому дополнительных мер по охлаждению редуктора принимать не следует.
3. Расчет зубчатой передачи
3.1 Выбор материалов зубчатых колес
Таблица 2-Материалы зубчатых колес
|
Наименование параметра |
Значение параметра |
||
|
Заготовка |
поковка |
||
|
Марка стали |
Шестерня |
40Х |
|
|
Колесо |
40Х |
||
|
Термообработка |
Шестерня |
Поверхностная закалка |
|
|
Колесо |
Поверхностная закалка |
||
|
Твердость рабочих поверхностей зубьев, HRC |
Шестерня |
55 |
|
|
Колесо |
55 |
3.2 Расчет по контактным напряжениям
3.2.1 Допускаемые напряжения
Допускаемое контактное напряжение, не вызывающее опасной контактной усталости,
где Hlim - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов, МПа; SH - минимальный коэффициент запаса прочности; ZN - коэффициент долговечности; ZH - коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей; коэффициент, Z - учитывающий влияние окружной скорости; ZL - коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала; ZX - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.
Определим базовое число циклов для выбранного материала.
с=1 число зацеплений за один оборот.
Числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса.
Пределы контактной выносливости:
Коэффициент долговечности:
.
Тогда показатель степени для шестерни и колеса m=6.
При выполнении проектировочного расчёта следует принимать ZR Zv ZL ZХ = 0,9.
Для зубчатых колес с поверхностным упрочнением коэффициент запаса прочности
Окончательно:
Выбираем прямозубые зубчатые колеса. Тогда расчетное значение допустимого напряжения будет наименьшим из двух найденных ранее значений:
3.2.2 Проектировочный расчет
Определение диаметров колес и модуля передачи
Kd=770 для прямозубых колес.
При принятом коэффициенте ширины зубчатого венца
Примем число зубьев шестерни равным 20.
Число зубьев зубчатого колеса
Модуль передачи:
Примем
Тогда диаметры
Межосевое расстояние:
Примем aw=165 мм.
3.2.3 Проверочный расчет
Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку находят по формуле:
где wH - удельная окружная динамическая сила, Н/м;
bw - ширина венца зубчатого колеса;
Примем bw=36 мм.
КНА=1 - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку.
Удельная окружная динамическая сила:
Где - окружная скорость, м/с;
аw - межосевое расстояние, мм; u12 - передаточное отношение;
H=0,14 - коэффициент, учитывающий влияние модификации профиля и вида зубьев;
g0=5,3 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса.
Окончательно:
Контактное напряжение в полюсе зацепления:
где ZE - коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных колес, МПа-0,5;
ZН - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;
Z - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;
Ft - окружная сила на делительном цилиндре, Н;
КН - коэффициент нагрузки.
Коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных колес
Для стали
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для передачи без смещения
где - коэффициент торцевого перекрытия.
Определим разницу между допустимыми и действительными напряжениями:
Передача незначительно недогружена.
3.3 Расчет по изгибным напряжениям
3.3.1 Определение допускаемых напряжений
Так как:
3.3.2 Определение допускаемых напряжений
,
где
Для прямозубого зацепления
КFА=1,25 - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку - работа с малой неравномерностью.
F=0,16 - коэффициент, учитывающий влияние модификации профиля и вида зубьев;
g0=3,8
Коэффициенты формы зуба:
Так как 112,5<131,5 проверяем зуб шестерни.
327<472,5
Условие прочности выполнено.
3.3.3 Определение размеров зубчатых колёс
Для построения чертежей колеса и шестерни редуктора определены остальные необходимые размеры (таблица 3, все размеры приведены в миллиметрах).
Таблица 3
|
Наименование параметра |
Обозначение и способ определения |
Значение |
||
|
Делительный диаметр |
|
Ш |
60 |
|
|
К |
270 |
|||
|
Диаметр вершин |
|
Ш |
66 |
|
|
К |
276 |
|||
|
Диаметр впадин |
|
Ш |
52,5 |
|
|
К |
262,5 |
|||
|
Ширина зубчатого венца |
bw |
Ш |
42 |
|
|
К |
36 |
4. Проектировочный расчёт валов
Вал деталь, предназначенная для передачи крутящего момента вдоль своей оси и для поддержания вращающихся деталей. Валы подвержены действию поперечных и продольных сил, изгибающих и крутящего моментов. В соответствии с рекомендациями при проектировочном расчёте минимальные диаметры валов определены из расчета только на кручение с использованием заниженных значений допускаемых напряжений:
;.
Для валов мультипликаторов общего назначения МПа. В расчёте принято [] = 50 МПа.
Предварительный расчёт диаметров валов сведён в таблицу 4 (расчётные значения округлены до ближайших стандартных значений).
Таблица 4
|
Вал |
Входной |
Выходной-1 |
Выходной-2 |
||
|
Частота вращения, мин-1 |
1000 |
34 |
7,6 |
||
|
Вращающий момент, Нм |
9,4 |
236,25 |
980 |
||
|
Диаметр вала, мм |
расчётный |
12,3 |
36,1 |
58,1 |
|
|
принятый |
14 |
40 |
60 |
5. Выбор муфт
Стандартные муфты подбираются по допускаемому вращающему моменту и диаметру валов. При этом частота вращения не должна превышать допускаемую для данного типа муфт.
Основная характеристика муфты - расчетный вращающий момент , где коэффициент режима работы.
Для соединения валов электродвигателя и редуктора использована шарнирная муфта (муфта Гука).
Рисунок 2 Шарнирная муфта
Для соединения вала червячной передачи с валом, на который одета шестерня зубчатой, применяется жесткая фланцевая муфта.
Рисунок 3 Фланцевая муфта
Выбраны:
шарнирная муфта 45-14-1 УЗ ГОСТ 5147-80;
фланцевая муфта 250-40 УЗ ГОСТ 20761-96
двигатель червячный привод зубчатый
Таблица 13
|
Наименование параметра |
Шарнирная муфта |
Фланцевая муфта |
|
|
Расчетный вращающий момент, Нм |
9,4 |
236,25 |
|
|
Допускаемый крутящий момент, Нм |
16 |
250 |
|
|
Присоединительные диаметры, мм |
14 |
40 |
|
|
Габариты D x L, мм |
25x86 |
135х110 |
6. Выбор уплотнений для валов
При окружной скорости зубчатого колеса, не превышающей 15 м/с, сопряженные поверхности зубьев и подшипники обычно смазываются жидкими маслами путем окунания зубьев в масляную ванну или «масляным туманом» Для предотвращения утечек масла и защиты мультипликатора от попадания в него грязи и пыли применяются специальные уплотнительные устройства.
Простейшими типами уплотнений являются сальники и резиновые армированные манжеты. Однако применение первого типа уплотнений ограничено окружными скоростями в точке контакта 3…5 м/с. Поэтому наиболее предпочтительным является применение резиновых армированных манжет.
Резиновая армированная манжета для валов (по ГОСТ 8752-79) (рисунок 7) состоит из резины 1, каркаса 2 и пружины 3.
Рисунок 4 Манжета армированная
Манжеты являются стандартными изделиями и подбираются по диаметру вала, на который они устанавливаются. Основными размерами манжеты являются: диаметр вала d, наружный диаметр D и ширина b
Для входного вала выбрана манжета ГОСТ 8752-79 со следующими размерами: d =17 мм; D =32 мм; b = 7 мм.
Для выходного из редуктора вала выбрана манжета ГОСТ 8752-79 со следующими размерами: d = 45 мм; D = 65 мм; b = 10 мм.
7. Выбор типа и схемы установки подшипников
На этапе эскизного проектирования подшипники выбраны исходя из ориентировочных значений диаметров валов. В дальнейшем, после уточнения размеров валов по длине и по диаметру, будут рассчитаны нагрузки и выбраны наиболее рациональные подшипники.
Для червячной ступени:
Опорами валов червяка и колеса служат подшипники качения. В червячном зацеплении возникают как радиальные, так и осевые усилия, поэтому в опорных узлах используют радиально-упорные подшипники. Для валов, у которых расстояние между опорами небольшое, работающих при небольших перепадах температуры, применяют установку подшипников - «враспор». При этом торцы наружных колец подшипников упираются в торцы подшипниковых крышек, а торцы внутренних колец - в буртики вала.
Основные нагрузки, действующие на подшипники в зубчатом зацеплении, это радиальные и окружные силы в зубчатом зацеплении. Поэтому в первом приближении выбраны шариковые радиальные однорядные подшипники по ГОСТ 8338-75, поскольку они:
- наряду с радиальными могут воспринимать небольшие осевые нагрузки;
- обеспечивают осевое фиксирование вала в пределах своего осевого зазора;
- удовлетворительно работают при перекосе колец на угол до 8';
- являются наиболее массовым типом подшипников.
Подшипники, выбранные в первом приближении, представлены в таблице 14.
Таблица 14
|
Подшипник |
Входной |
Промежуточный |
Выходной |
|
|
Тип |
Радиально-упорный шариковый |
Радиально-упорный шариковый |
радиальный шариковый |
|
|
Номер |
46204 |
46209 |
214 |
|
|
Внутренний диаметр, мм |
20 |
45 |
70 |
|
|
Наружный диаметр, мм |
47 |
85 |
125 |
|
|
Ширина, мм |
14 |
19 |
24 |
|
|
Схема установки подшипников |
Враспор |
Враспор |
Враспор |
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Ожидаемая скорость скольжения в зацеплении. Определение допускаемых напряжений. Межосевое расстояние червячной передачи. Геометрические размеры колеса. Выбор подшипников качения. Расчет шпоночных соединений.
курсовая работа [304,7 K], добавлен 18.10.2011Выбор электродвигателя и расчёт привода червячной передачи. Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по отдельным передачам. Выбор материалов червяка и червячного колеса. Порядок расчета цепной передачи, проектный расчет валов.
курсовая работа [246,2 K], добавлен 04.12.2010Выбор материала для изготовления зубчатых колес. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений. Расчет и модуль червячной передачи. Уточненное значение коэффициента диаметра червяка. Расчет и проверка прочности по контактным напряжениям.
курсовая работа [813,3 K], добавлен 14.04.2014Кинематический и силовой расчет привода ленточного конвейера. Выбор материалов и допускаемых напряжений, конструктивные размеры корпуса редуктора и червячного колеса. Расчет червячной передачи и валов, компоновка редуктора. Тепловой расчет редуктора.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 14.06.2014Расчет второй ступени редуктора. Выбор материала шестерни и колеса. Определение допускаемых напряжений. Геометрический расчет зубчатых колес. Проектировочный расчет конической зубчатой передачи. Проектировочный и проверочный расчет деталей и узлов.
курсовая работа [803,9 K], добавлен 17.10.2013Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач. Силы в зацеплении зубчатых колес. Расчет промежуточной цилиндрической зубчатой передачи. Расчет валов, выбор подшипников качения. Проверочный расчет подшипников тихоходного вала.
курсовая работа [92,8 K], добавлен 01.09.2010Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений. Расчет быстроходного и промежуточного валов и червячной передачи. Выбор подшипников для валов и их расчет на долговечность. Выбор смазки и определение корпуса и крышки редуктора.
курсовая работа [2,3 M], добавлен 25.01.2022Кинематический и силовой расчет привода. Материалы и термическая обработка колес. Выбор допускаемых напряжений при расчете цилиндрических зубчатых передач. Расчет диаметра валов. Материалы валов и осей. Расчетные схемы валов. Расчёты на прочность.
курсовая работа [587,6 K], добавлен 12.11.2003Определение срока службы привода. Вычисление мощности и частоты вращения двигателя. Выбор материалов зубчатых передач, проверка допускаемых напряжений. Расчет геометрических параметров закрытой цилиндрической зубчатой передачи, валов и подшипников.
курсовая работа [104,7 K], добавлен 18.11.2012Кинематический и силовой расчет привода, выбор материала и определение допускаемых напряжений. Проектировочный расчет зубчатой передачи конического редуктора. Расчет и подбор корпуса редуктора, валов, подшипников, зубчатых колес, муфты, цепной передачи.
курсовая работа [379,1 K], добавлен 04.06.2019
