Проектирование червячного редуктора 2

Содержание Содержание ..1 1. Задание к курсовому проекту 2 2. Кинематический и энергетический расчёт редуктора 4 2.1 Расчет передаточного отношения 4

Содержание

Содержание…………………………………………………………………………..1

1.Задание к курсовому проекту. 3

2.Кинематический и энергетический расчёт редуктора. 5

2.1Расчет передаточного отношения. 5

2.2Расчет мощностей по валу. 5

2.3Расчет частот вращения. 7

2.4Расчет крутящих моментов. 7

2.5Определение минимальных диаметров валов. 7

3.Определение допускаемых контактных напряжений. 8

3.1Допустимые напряжения изгиба. 9

3.2Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке. 9

4.Расчёт быстроходной цилиндрической передачи. 10

4.1Определение основных параметров первой ступени передачи. 10

4.1.1Определение межосевого расстояния.10

4.1.2Определение рабочей ширины венца .10

4.2Определение модуля и чисел зубьев колёс. 10

4.2.1Определение модуля .10

4.2.2Число зубьев .10

4.3Определение геометрических размеров передачи. 11

4.4Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям.11

4.5Проверочный расчет по напряжениям изгиба быстроходной передачи. 12

4.6Проверочный расчет на заданную перегрузку.12

5.Расчет тихоходной цилиндрической передачи. 13

5.1.1Определение межосевого расстояния.13

5.1.2Определение рабочей ширины венца .13

5.2Определение модуля и чисел зубьев колёс. 13

5.2.1Определение модуля .13

5.2.2Число зубьев .13

5.3Определение геометрических размеров передачи. 14

5.4Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям.14

5.5Проверочный расчет по напряжениям изгиба тихоходной передачи. 15

5.6Проверочный расчет на заданную перегрузку.15

6.Конструирование зубчатых колес.17

7.Выбор и расчет шпонок. 18

7.1Выбор шпонок.18

7.2Расчет шпонок на смятие.19

7.2.1Для входного вала. 19

7.2.2Для промежуточного вала. 19

7.2.3Для выходного вала. 19

8.Расчет сил действующих в зацеплении.20

8.1Быстроходной передачи.20

8.2Тихоходной передачи.22

8.3Определение расчетных нагрузок в среднем валу. 24

9.Проверка статической прочности вала при перегрузках в опасных сечениях 27

9.1Быстроходного вала. 27

9.2Среднего вала. 27

9.3Тихоходного вала. 28

10.Расчет вала на сопротивление усталости среднего вала.29

11.Выбор и расчет подшипников. 30

11.1Выбор подшипников качения. 30

11.2Проверочный расчет подшипников качения на долговечность. 30

11.2.1Быстроходного вала. 30

11.2.2Среднего вала. 32

11.2.3Тихоходного вала. 32

12.Расчет цепной передачи.34

13.Обоснование. 36

14.Выбор муфты.. 36

15.Расчет конструкционных деталей. 36

15.1Расчет основных размеров и габаритов редуктора. 36

15.2Конструирование крышек подшипников. 37

15.3Смазочные устройства. 37

16.Расчет корпусных деталей. 38

17.Инструкция по смазке. 38

18.Анализ посадок. 39

Спецификация……………………………………………...……………………….39

Список литературы…………………………………………………………………43

1.Задание к курсовому проекту

Рассчитать привод механизма передвижения тележки мостового крана состоящий из кранового электродвигателя, муфты с тормозным шкивом, тормоза, редуктора, барабана по следующим исходным данным:

Усилие передвижения

Диаметр ходового колеса

Скорость тележки

2.Кинематический и энергетический расчёт редуктора

2.1Расчет передаточного отношения

Частота вращения колеса

Общее передаточное отношение

Передаточное отношение редуктора

Передаточное отношение тихоходной и быстроходной ступени редуктора

2.2 Расчет мощностей по валу

Т.к. мощность слишком мала, то целесообразно выбрать двигатель серии 4А

Принимаем двигатель 4А90LB8У3

Номинальная мощность

Номинальная частота

2.3 Расчет частот вращения

;

2.4 Расчет крутящих моментов

, где Т – крутящий момент.

2.5 Определение минимальных диаметров валов

, где =15…30

3.Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемое контактное напряжение определяем по формуле

[ s H ] =,

где [ s H ] – допускаемое контактное напряжение ,

s – базовый предел контактной выносливости(базовое предельное нагружение) , МПа ,

S H – коэффициент запаса по контактным напряжениям ,

K HL – коэффициент долговечности .

Выбираем материал сталь 45

Твердость и термическая обработка Предел прочности Предел текучести
Шестерня 192…240НВ-улучшение 750 МПа 450 МПа
Колесо 170…217НВ-нормализация 600 МПа 340 МПа

Коэффициент безопасности SH =1,1

Коэффициент долговечности определяется по формуле

, где

N H0 – базовое число циклов нагружений ,

N HE – расчетное число циклов нагружений .

Расчетное число циклов ( для постоянного режима работы ) находим по формуле

где n – частота вращения , об/мин ;

t h – долговечность , часов;

C=1 – число нагружений зуба за один оборот зубчатого колеса .

При часов – срок службы передачи, , поэтому определяем для всех колес передачи KHL =1

Для колес:

МПа

Для шестерен:

МПа

3.1 Допустимые напряжения изгиба

Допускаемое напряжение изгиба определяем по формуле

где [ s F ] – допускаемое напряжение изгиба ,

s – предел выносливости изгиба, МПа , 1.8HB

S F – коэффициент запаса по напряжениям изгиба, SF = 1.75

K FL – коэффициент долговечности, KFL =1

KFC - коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, т. к. нагрузка реверсивная KFC = 0,7…0,8

Для колес:

МПа

Для шестерен:

МПа

3.2 Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке

Предельные контактные напряжения

Предельные напряжения изгиба

Для колес:

МПа

Для шестерен:

Мпа

4.Расчёт быстроходной цилиндрической передачи

4.1 Определение основных параметров первой ступени передачи

4.1.1Определение межосевого расстояния.

- колеса расположены несимметрично, = 0,35

– приведенный модуль упругости МПа, Т2 = Ткр3

мм

По ряду Ra40 округляем =120 мм

4.1.2Определение рабочей ширины венца .

Y ba =0,35 , т.к. шестерня расположена несимметрично и HB<350.

bw =aw × Y ba =120× 0,35 = 42 мм

4.2 Определение модуля и чисел зубьев колёс

4.2.1Определение модуля .

30…20

Принимаем : m = 2 – соответствует ГОСТу.

4.2.2Число зубьев .

Общее:

Для шестерни : . Принимаем : z1 = 18 .

Для колеса z2 = z - z1 = 120-18 = 102

Фактическое передаточное число .

4.3 Определение геометрических размеров передачи

Для шестерни:

Делительный диаметр : мм.

Диаметр окружности выступов мм

Диаметр окружности впадин

мм

Высота головки зуба мм, высота ножки мм

Для колеса:

Делительный диаметр :мм.

Диаметр окружности выступов мм

Диаметр окружности впадин мм

Высота головки зуба мм, высота ножки мм

4.4 Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям.

Окружная скорость : м/с.

Назначаем 8-ю степень точности

МПа

МПа > МПа, это напряжение допустимо, перегрузка меньше 4%.

4.5 Проверочный расчет по напряжениям изгиба быстроходной передачи

где - напряжение изгиба, МПа

- коэффициент формы зуба

- окружная сила, Н; - коэффициент расчетной перегрузки, при х = 0 для шестерни

> следовательно расчет выполняем по колесу:

, где

< 154,28 МПа

4.6 Проверочный расчет на заданную перегрузку.

и - соответственно расчетные напряжения и момент по контактной усталости зубьев.

- предельное допускаемое напряжение

, где К – коэффициент динамической нагрузки

< 952 МПа

< 493.2 МПа

5.Расчет тихоходной цилиндрической передачи

5.1.1Определение межосевого расстояния.

- колеса расположены несимметрично, = 0,4

– приведенный модуль упругости МПа, Т2 = Ткр4

мм

По ряду Ra40 округляем =180 мм

5.1.2Определение рабочей ширины венца .

Y ba =0,4 , т.к. шестерня расположена несимметрично и HB<350.

bw =aw × Y ba =180× 0,4 = 72 мм

5.2Определение модуля и чисел зубьев колёс

5.2.1Определение модуля .

30…20

Принимаем : m = 3 – соответствует ГОСТу.

5.2.2Число зубьев .

Общее:

Для шестерни : . Принимаем : z1 = 22 .

Для колеса z2 = z - z1 = 120-22 = 98

Фактическое передаточное число .

5.3Определение геометрических размеров передачи

Для шестерни:

Делительный диаметр : мм.

Диаметр окружности выступов мм

Диаметр окружности впадин мм

Высота головки зуба мм, высота ножки мм

Для колеса:

Делительный диаметр :мм.

Диаметр окружности выступов мм

Диаметр окружности впадин мм

Высота головки зуба мм, высота ножки мм

5.4 Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям.

Окружная скорость : м/с.

Назначаем 8-ю степень точности

МПа

МПа < МПа, т.к. мы увеличили межосевое расстояние

5.5 Проверочный расчет по напряжениям изгиба тихоходной передачи

при х = 0 для шестерни

> следовательно расчет выполняем по колесу:

, где

< 138.86 МПа

Для данных передач основным критерием работоспособности является контактная, а не изгибная прочность.

5.6 Проверочный расчет на заданную перегрузку.

и - соответственно расчетные напряжения и момент по контактной усталости зубьев.

- предельное допускаемое напряжение

, где К – коэффициент динамической нагрузки

< 952 МПа

< 493.2 МПа

Таблица результатов расчета зубчатых передач

Ступень Быстроходная Тихоходная
Передаточное отношение u 5.62 4.35
Фактическое передаточное отношение 5.67 4.46
Модуль m 2 мм 3 мм
Ширина венца bw 42 мм 72 мм
Межосевое расстояние aw 120 мм 180 мм
Угол зацепления 200 200
Высота головки зуба 2 мм 3 мм
Высота ножки зуба 2.5 мм 3.75 мм
Общее количество зубьев z 120 120
Для шестерни:
Делительный диаметр d1 36 мм 66 мм
Диаметр окружности выступов da1 40 мм 72 мм
Диаметр окружности впадин df 1 31 мм 58.5 мм
Количество зубьев z1 18 22
Для колеса:
Делительный диаметр d2 204 мм 294 мм
Диаметр окружности выступов da2 208 мм 300 мм
Диаметр окружности впадинdf 2 199 мм 286.5 мм
Количество зубьев z2 102 98

6.Конструирование зубчатых колес.

Расчет диаметров ступиц колес:

Для первого и второго колеса:

Длины ступиц колес принимаем равные ширине колес:

Толщина обода:

, где m – модуль зацепления; S – толщина обода

Толщина обода первого и второго колеса:

Толщины дисков:

Толщина диска первого и второго колеса:

7.Выбор и расчет шпонок

7.1 Выбор шпонок.

ГОСТ 23360-78

Шпонки b, мм h, мм Глубина паза вала t1 Глубина паза ступицы t2, мм Длина L, мм
Для входного вала d =12 мм 4 4 2,5 1,8 25
Для промежуточного вала две шпонки d=30 мм 8 7 4 3.3 36
Для выходного вала d=50 мм 14 9 5.5 3.8 63
Для выходного вала d= 36 мм 10 8 5 3,3 58

7.2 Расчет шпонок на смятие.

, где Т – крутящий момент

- допускаемое напряжение на смятие материала шпонки, МПа

Длина рабочей грани шпонки со скругленными торцами:

, где - длина шпонки, мм

- ширина шпонки, мм

7.2.1Для входного вала

7.2.2Для промежуточного вала

7.2.3Для выходного вала

Для d = 50 мм:

Для d = 36 мм:

8.Расчет сил действующих в зацеплении.

8.1Быстроходной передачи.

Окружная сила

Радиальная сила

, где - радиальная сила, Н, - угол зацепления,

Радиальная сила действующая от муфты FM = 155 Н [2. стр. 290]

Рассчитаем реакции в опорах А и В (в плоскости X) :

Рассчитаем реакции в опорах А и В (плоскости Y):

Рассчитаем суммарные изгибающие моменты

, где - суммарный изгибающий момент, Нм

Рассчитаем эквивалентные моменты

, где Мэкв. – эквивалентный момент, Нм

a = 1, т.к. передача реверсивная

ТК – крутящий момент, Нм

8.2Тихоходной передачи.

Окружная сила

Радиальная сила

Радиальная сила действующая от звездочки цепной передачи FM = 250∙ Н [1. стр. 298]

Рассчитаем реакции в опорах А и В (в плоскости X) :

-сила направлена в противоположную сторону

Рассчитаем реакции в опорах А и В (плоскости Y):

Рассчитаем суммарные изгибающие моменты

, где - суммарный изгибающий момент, Нм

Рассчитаем эквивалентные моменты

8.3 Определение расчетных нагрузок в среднем валу

Рассчитаем реакции в опорах А и В:

Рассчитаем суммарные изгибающие моменты

, где - суммарный изгибающий момент, Нм

Рассчитаем эквивалентные моменты

, где Мэкв. – эквивалентный момент, Нм

a = 1, т.к. передача реверсивная

ТК – крутящий момент, Нм

9.Проверка статической прочности вала при перегрузках в опасных сечениях

9.1 Быстроходного вала

где - эквивалентное напряжение

- напряжение изгиба при перегрузках

- напряжение кручения при перегрузках

- предельное допускаемое напряжение

; ;

d – диаметр вала в опасном сечении

- предел текучести материала, сталь 45

При перегрузках напряжения удваиваются

Самое опасное сечение II-II

9.2Среднего вала

При перегрузках напряжения удваиваются

Самое опасное сечение II-II

9.3Тихоходного вала

При перегрузках напряжения удваиваются

Самое опасное сечение II-II

10.Расчет вала на сопротивление усталости среднего вала.

Рассчитаем запас сопротивления усталости в опасном сечении II-II

где, S– общий запас сопротивления усталости

- запас сопротивления усталости по изгибу

- запас сопротивления усталости по кручению

- допускаемый запас сопротивления усталости

где - пределы выносливости, МПа

- амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, МПа

- эффективные коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении.

- масштабный фактор, - фактор шероховатости

- коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости

- постоянные составляющие циклов напряжений, МПа

Т.к. S > 2.5..3, то специальный расчет на жесткость не производится.

11.Выбор и расчет подшипников

11.1 Выбор подшипников качения

Т.к. присутствует только радиальная нагрузка выбираем шариковые однорядные подшипники легкой серии по ГОСТ 8338-75

Обознач d, мм D, мм В, мм r, мм Cr, кН Со, кН Масса, кг
Входной вал 50203 17 40 12 1,0 7,52 4,47 0,060
Промеж. вал 50205 25 52 15 1,5 11 7,09 0,12
Выходн. вал 50209 45 85 19 2 25,7 18,1 0,41

11.2 Проверочный расчет подшипников качения на долговечность

11.2.1 Быстроходного вала

Рассчитываем подшипники 50203

n – частота вращения

- долговечность

Режим нагрузки средний, равномерный допускаются двукратные кратковременные перегрузки.

Реакции в опорах берем из расчета вала на сложное сопротивление

Выполняем расчет для левой опоры как наиболее нагруженной

где -условная постоянная радиальная нагрузка

- радиальная и осевая нагрузки

- коэффициенты радиальной и осевой нагрузки

- коэффициент вращения

- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки

- коэффициент температурный

, ,

Эквивалентная долговечность

где - суммарное время работы подшипника

- коэффициент режима нагрузки

Динамическая грузоподъемность

где - ресурс млн.об.

Р – эквивалентная нагрузка

а1 – коэффициент надежности

а2 – коэффициент обобщенный совместного влияния качества металла и условий эксплуатации

а1 =1, а2 =0,75, р = 3

Эквивалентная статическая нагрузка

и - коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок

С учетом двукратной перегрузки

11.2.2 Среднего вала

Рассчитываем подшипники 50205

n – частота вращения

- долговечность

, ,

Динамическая грузоподъемность

Эквивалентная статическая нагрузка

и - коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок

С учетом двукратной перегрузки

11.2.3 Тихоходного вала

Рассчитываем подшипники 50209

n – частота вращения

- долговечность

, ,

Динамическая грузоподъемность

Эквивалентная статическая нагрузка

С учетом двукратной перегрузки

12.Расчет цепной передачи.

Передача открытая, цепь роликовая

Частота вращения выходного вала n1 = 28.63 мин-1

Передаваемая мощность Р = 0,8065 кВт

Передаточное отношение i = 2,5

Назначаем Межосевое расстояние принимаем

Расчетная мощность

, где -коэффициент эксплуатации

, где

=1,3 - коэффициент динамической нагрузки

=1 - коэффициент межосевого расстояния

=1,25- коэффициент наклона передачи к горизонту

=1,25 - коэффициент способа регулировки натяжения цепи

=1,3 - коэффициент смазки и загрязнения передачи

=1 - коэффициент режима; - коэффициент числа зубьев

- коэффициент частоты вращения

Т.к. нас не удовлетворяет большое межосевое расстояние, то цепь делаем трех рядной, т.е. =2,5

Выбираем роликовую трех рядную цепь ПР-19, 05-32000 с шагом , тогда

при

Назначаем густую внутришарнирную смазку

Длина цепи

Уточняем межосевое расстояние

Учитывая рекомендации по уменьшению межосевого расстояния

на и назначаем а = 756 мм

Диаметры звездочек

Делительный диаметр

Диаметр окружности выступов

Диаметр проточки

Ширина зуба цепи

13.Обоснование

В данной курсовой работе спроектирован двухступенчатый прямозубый цилиндрический редуктор передвижения тележки крана, использован дешевый, но практичный материал, что соответствует экономичности в изготовлении и эксплуатации, обеспечивая в тоже время надежность и долговечность данными расчетами.

14.Выбор муфты

Муфта упругая втулочно-пальцевая с тормозными шкивами 63-22-I.1-12-I.1-У3 ГОСТ 21424-75 Номинальный крутящий момент 63 Н∙м

Диаметр присоединительный для электродвигателя 24 мм , диаметр 22 расточить до 24 мм

15.Расчет конструкционных деталей

15.1Расчет основных размеров и габаритов редуктора

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор:

, где L– наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач мм

Расстояние между дном корпуса и поверхности колес мм

Расстояние между торцевыми поверхностями колес мм

Примерные габариты редуктора высота: мм

Ширина: мм

Длинна мм

15.2Конструирование крышек подшипников

; ; ; ;
Основные размеры крышек Быстроходный вал Средний вал Тихоходный вал
b 5 мм 5 мм 6 мм
Диаметр болтов 6 мм 6 мм 8 мм
Кол-во болтов 4 мм 4 мм 4 мм
b1 6 мм 6 мм 7.2 мм
Df 64 мм 77 мм 120 мм
c 6 мм 6 мм 8 мм
b2 5 мм 5 мм 6 мм
c1 1 мм 1 мм 2 мм

15.3Смазочные устройства

Для слива масла из редуктора, предусматривают сливное отверстие:

d D D1 L l b
M161.5 25 21.9 24 13 3

Для наблюдения за уровнем масла предусматривают маслоуказатели:

Выбираем Маслоуказатель II – 30МН 176 – 63

16.Расчет корпусных деталей

Корпус редуктора выполняем из чугуна СЧ15

Толщина стенок выбирается от габаритов: мм, по таблице [2, стр. 234] толщина стенки мм

Приливы для подшипниковых гнезд:

мм

= 64+4 = 68 мм; = 77+4 = 81мм; = 120+4 = 124 мм;

Длину подшипниковых гнезд определяем конструктивно

Для крепления крышки к корпусу используем болты с наружной шестигранной головкой М10, ширину фланца выбираем из условия свободного размещения головки гайки и возможности поворота ее гаечным ключом

17.Инструкция по смазке

Наименование узла Смазка Замена
Редуктор И-40А ГОСТ 1 раз в 8-мь месяцев
Подшипники ЦИАТИМ-201 1 раз в 5-ть месяцев
Цепная передача СолидолС ГОСТ 4366-76 1 раз в 6-ть суток

18.Анализ посадок

Отверстие Вал
ES EI IT es ei it
¢40H7/h8 +0.025 0 0.025 0 -0.039 0.039
¢40H7/d9 +0.025 0 0.025 -0.08 -0.142 0.062
¢30H7/r6 +0.021 0 0.021 +0.041 +0.028 0.013
¢25F9/k6 +0.072 +0.02 0.052 +0.015 +0.002 0.013
¢85H7/h8 +0.035 0 0.035 0 -0.054 0.054
¢50H7/r6 +0.025 0 0.025 +0.05 +0.034 0.016
Зазор Натяг
Smax Smin ITS Nmax Nmin ITN
¢40H7/h8 0.064 0 0.064 - - -
¢40H7/d9 0.167 0.08 0.087 - - -
¢30H7/r6 - - - 0.041 0.007 0.034
¢25F9/k6 0.07 0.005 0.065 - - -
¢85H7/h8 0.089 0 0.089 - - -
¢50H7/r6 - - - 0.05 0.009 0.041

Список литературы:

1. М.Н. Иванов Детали машин, 5-е издание, переработанное, Москва «Высшая школа» 1991 г.

2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для машиностроит. спец. вузов. – 4-е изд., перераб. и дополненное – М.: Высш. шк. 1985 – 416 с:, ил.

3. К.Г. Тополиди, Г.А. Новоселов, Р.А. Волков Детали машин и подъемно – транспортные устройства в текстильной и легкой промышленности. Учеб. Для вузов / 2-е издание, переработанное и дополненное; Под ред. К.Г. Тополиди / - СПГУТД. – СПб, 2000 – 388 с. ISBN 5-7937-0026-9 Санкт-Петербург.

4. В.И. Анурьев Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т., 5-е издание , перераб. и дополн. – М.: Машиностроение, 1978. – 559 с., ил.

5. М.Н. Иванов, В.А. Фингенов Детали машин: Учебник для машиностроительных спецмальностей вузов: 7-е издание перераб. и доп. – М. : Высшая шк. 2002-408 с., ил.

Министерство общего и профессионального образования КГТУ

Кафедра ДМ и ПТУ

Курсовая работа

«Проектирование механизма передвижения тележки крана»

Разработал: Мельников В.А.

Группа: 00-ТМн-6

Принял: Миндовский С.К.

Кострома 2003 г.

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ