Червячный двухступенчатый редуктор - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Червячный двухступенчатый редуктор

Энергокинематический расчет и выбор элетродвигателя. Расчет червячной и зубчатой передачи. Проектировочный расчет валов и подшипников, промежуточного вала, подшипников валов, муфты выходного вала. Расчет соединений вал-ступица. Выбор смазочный материалов.


посмотреть текст работы


скачать работу можно здесь


полная информация о работе


весь список подобных работ


Нужна помощь с учёбой? Наши эксперты готовы помочь!
Нажимая на кнопку, вы соглашаетесь с
политикой обработки персональных данных

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Федеральное агентство по образованию и науке
Государственное образовательное учреждение высшего
профессионального образования "Санкт-Петербургский
государственный политехнический университет"
Механико-машиностроительный факультет
Кафедра "Машиноведение и детали машин"
Пояснительная записка к курсовому проекту
В данном курсовом проекте объектом проектирования является силовой привод.
На основании технического задания требуется разработать привод намоточного устройства. Основным узлом привода является червячно-цилиндрический двухступенчатый редуктор. Редуктор состоит из червячной (быстроходной) и косозубой зубчатой (тихоходной) передач.
Силовой привод состоит из асинхронного электродвигателя, клиноременной передачи и редуктора. Электрический двигатель установлен на салазках, а весь силовой привод на литой плите. Предварительное натяжение ремней клиноременной передачи осуществляется путем перемещения электродвигателя относительно салазок посредством винта.
Работа привода осуществляется следующим образом: вращение ротора электрического двигателя посредством ремённой передачи передаётся на быстроходный вал. Зубчатые цилиндрические колеса установлены на тихоходном и промежуточном валах, червячное колесо - на промежуточном валу, а червяк расположен на быстроходном валу. Валы установлены на подшипниках качения.
Смазка червячной передачи осуществляется окунанием и является картерной. Зубчатые передачи смазываются поливом. Смазка подшипников качения осуществляется с помощью пластичной смазки через соответствующие маслёнки.
В данном курсовом проекте следующие критерии расчётов и виды разрушений:
1) зубчатая передача: критерий работоспособности - контактная выносливость, вид разрушения - выкрашивание рабочих поверхностей зубьев;
2) червячная передача: критерий работоспособности - контактная выносливость и изгибная прочность, вид разрушения - износ и заедание;
3) цепная передача: критерий работоспособности - тяговая способность и долговечность, вид разрушения - усталостное разрушение, износ;
4) подшипники качения: критерий работоспособности - усталостное разрушение, вид разрушения - выкрашивание тел качения;
5) шпоночные соединения: критерий работоспособности - статическая прочность на смятие;
6) муфта: проверяем зубья по контактной прочности, болты во фланцевом соединении на срез;
7) проверочный расчёт промежуточного вала: усталостная прочность с учётом изгиба и кручения.
Некоторые расчеты производятся на ЭВМ, что облегчает работу над курсовым проектом и помогает выбрать оптимальный вариант для расчета. С целью выбора наиболее выгодных размеров передач и, следовательно, привода производим расчет геометрических параметров для трех вариантов и затем принимаем наиболее подходящий. Проверочные расчеты на прочность производятся вручную, расчет подшипников на динамическую грузоподъемность выполняется на ЭВМ. Чертеж и разработка привода выполняется также на ЭВМ. Это позволяет избежать ошибок при вычерчивании окончательного варианта привода.
Исходя из результатов расчетов, разрабатывается сборочный чертёж силового привода, эскизный и технический проект редуктора, спецификации на силовой привод и редуктор и пояснительная записка.
Мощность электродвигателя, подбираемого для проектируемого привода должна быть не ниже, определённой требуемой мощности:
Выбираем трехфазный асинхронный двигатель серии 4А ( ГОСТ 19523-81).
Тип двигателя в данном случае: 4A80B2. Ниже приведены его характеристики:
Габаритные размеры электродвигателя:
L1 = 320мм; L2 = 375мм; Н = 218мм; D = 186мм; d1 = d2 = 22мм; l1 = 50мм; l2 = 50мм;
l3 = 100мм; b = 125мм; d = 10мм; h=120 мм.
Передаточное отношение привода определяем по формуле:
Произведение частных передаточных отношений передач, входящих в привод равно общему передаточному отношению:
Значения передаточных чисел изменяются в пределах:
Рассмотрим различные варианты передаточных отношений. Будем изменять только передаточные отношения внутри редуктора, при этом общее передаточное число самого редуктора будет оставаться неизменным во всех вариантах:
Возьмём значения передаточных отношений:
Результаты энергокинематического расчета (Вариант№1)
Для поиска рациональной конструкции привода необходим анализ других вариантов разбивки i. Увеличим передаточное отношение червячной передачи и уменьшим примерно на 25%, получив при этом такое же общее передаточное отношение равное 285:
Вычислим вращающий момент на валах:
Результаты энергокинематического расчета (Вариант №2)
Уменьшим передаточное число на червячной передаче в пользу зубчатого зацепления, выполняя условие с целью увеличения КПД редуктора.
Результаты энергокинематического расчета (Вариант №3)
Червячные передачи рассчитываются по напряжениям изгиба и контактным напряжениям. Чаще всего в червячных передачах наблюдается износ и заедание, а не выкрашивание поверхности зубьев. Для предупреждения заедания ограничивают контактные напряжения. Интенсивность износа также зависит от значения контактных напряжений.
Интенсивность износа зависит также от значения контактных напряжений. Поэтому расчёт по контактным напряжениям для червячных передач является основным. Расчёт по напряжениям изгиба проводится при этом как проверочный.
Основное уравнение расчёта на прочность по контактным напряжениям [3,стр.181]:
Епр и пр. - приведённые модуль упругости и радиус кривизны.
Расчёт на прочность по напряжениям изгиба проводится по формуле [3,стр.182]:
где KF - коэффициент расчётной нагрузки;
Цель расчета: определение контактных и изгибных напряжений и основных геометрических параметров червячной передачи.
Материал для зубчатого венца червячного колеса выбираем, исходя из скорости скольжения:
Vs = 2…5 м/с - II группа - безоловянные бронзы и латуни. Возьмем Бр А9Ж4.
экран 1 (эксплуатационные параметры)
вращающий момент на червячном колесе Тпр
экран 2 (технологические и конструктивные параметры)
твердость поверхности витков червяка
Длина нарезанной части червяка [мм]
Условный объем венца колеса [куб.см]
Изгибные напряжения в зубьях колеса [МПа]:
где KH =КНвКНVКНa - коэффициент нагрузки. Значения КНв зависят от твердости зубьев, а КНV - от твердости и окружной скорости. Коэффициент КНa учитывает условия монтажа косозубой передачи и в зависимости от окружной скорости зубчатых колёс и степени точности изготовления.
Межосевое расстояние определяется по формуле:
где коэффициент Ка - для косозубых передач принимается 43,0; [2, c 32]
u - передаточное число; Т2 - крутящий момент на колесе; [уН] - допускаемое контактное напряжение на поверхности зубьев колёс.
где уН lim b = 2НВ + 70 - для ТО - улучшение или нормализация.
КНL - коэффициент долговечности работы зубчатой пары, рассчитываемый по формуле:
где - базовое число циклов нагружений, принимаемое для стали - 107;
- фактическое рассчитываемое число циклов нагружений.
- коэффициент безопасности: принимается (1,1-1,2) при нормализации или улучшении материала колёс.
- коэффициент ширины колеса к межосевому расстоянию, на начальном этапе проектирования принимается 0,15-0,4. [2, c 33]
После расчёта [уН 1] для шестерни и [уН2] для колеса определяется окончательно:
[уН ]= 0,45 ([уН 1] +[уН» ] ). [2, c 35]
Проверка зубчатой передачи на выносливость по напряжениям изгиба выполняется по формуле:
где Ft = 2T1 /d1 = 2T2 / d2 - окружная сила на колесе,
КF = KFв KFv - коэффициент нагрузки,
KFв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба; KFv - коэффициент динамичности, который выбирается в зависимости от окружной скорости и термообработки.
Для косозубых передач коэффициент формы зуба ХF следует принимать по эквивалентному числу зубьев ZV = Z / Cos3в, которое учитывает повышение несущей способности косозубых передач. Коэффициент Хв компенсирует погрешности принятой расчётной схемы: Хв =(1-в0 ) / 140, где в0 - угол наклона делительной линии зуба.
Коэффициент KFa учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями и определяется по формуле
где еа - коэффициент торцового перекрытия, n - cтепень точности.
Допускаемое напряжение изгиба рассчитывается по формуле:
где, [SF] - коэффициент безопасности, а у 0Flimb = 1,8НВ. [2, с 46]
Для изготовления колеса и шестерни возьмем Сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость зубьев колеса - 180НВ, а шестерни - 210НВ.
Для определения межосевого расстояния тихоходной ступени редуктора используем формулу:
где dБ - диаметр червячного колеса быстроходной ступени редуктора;
=- диаметр тихоходно вала; Т- вращающий
момент на валу, Нм; =20 МПа - допускаемые напряжения при расчете тихоходного вала на кручение;-зазор между колесом быстроходной ступени и валом тихоходной передачи.
Экран 1 (Эксплуатационные параметры)
Частота вращения быстроходного вала передачи
Номинальный вращающий момент на быстроходном валу передачи
Экран 2 (Технологические параметры)
Условный объем венца червячного колеса, см3
Основными критериями работоспособности ременных передач являются тяговая способность, определяемая силой трения между ремнем и шкивом, долговечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от усталости.
В настоящее время основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности. Долговечность ремня учитывают при расчете путем выбора основных параметров передачи в соответствии с Рис.5.1Схема ременной передачи рекомендациями, выработанными практикой.
Методика расчета клиноременной передачи:
1) Сечение ремня выбирается в зависимости от передаваемой мощности и частоты вращения шкива по номограмме.
3) Диаметр большего шкива: коэффициент скольжения;
4) Передаточное отношение (уточненное):
7) Уточненное межосевое расстояние:
12) Полезные напряжения в ремне: расчетные:
В современном машиностроении наибольшее распространение имеют клиновые ремни. Применение плоских ремней старой конструкции значительно сократилось. Применение клинового ремня позволило увеличить тяговую способность передачи путем повышения трения. [2, c 314]
Частота вращения быстроходного вала
Вращающий момент на быстроходном валу
где - предел выносливости, для углеродистых конструкционных сталей вычисляется по формуле, возьмем Сталь 45: ; - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений(для =1.75 [2, c 165 ]); - масштабный фактор для нормальных напряжений (=0,82 (0,835) для вала Ш 50 (45) мм [2, c 166]); - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений,
- коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла, для углеродистых сталей .
где - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, для конструкционных сталей ; - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений (для [2, c 165]); - масштабный фактор для касательных напряжений ( (0,715)для вала Ш 50 (45)мм [2, c 166]); - амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении ; - среднее напряжение цикла касательных напряжений; - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла для касательных напряжений, принимаем равным 0,1.
Рассмотрим первое сечение - МУ = 695626Нм.
Момент сопротивления изгибу опасного сечения вала:
Амплитуда нормальных напряжений изгиба в опасном сечении:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Полярный момент сопротивления опасного сечения вала:
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Результирующий коэффициент запаса прочности для опасного сечения:
S = 6,6> [S] = 2.5, следовательно, условие прочности выполняется.
Рассмотрим второе сечение - МУ = 523740 Нм.
Момент сопротивления изгибу опасного сечения вала:
Амплитуда нормальных напряжений изгиба в опасном сечении:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Полярный момент сопротивления опасного сечения вала:
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Результирующий коэффициент запаса прочности для опасного сечения:
S = 3,6> [S] = 2.5, следовательно, условие прочности выполняется.
Конструктивные параметры подшипниковых опор
Рис. 9.2 Схема нагружения опор быстроходного вала
Максимальная осевая реакция, Н 7140 0
Статическая грузоподъемность, Н 76000 18000
Эквивалентная статическая нагрузка, Н 16154 2642
Ресурс при вероятности безотказной работы 0.9, ч 6540 100000
Вероятность безотказной работы при заданном ресурсе 0.968 0.999
Рис. 9.3 Схема нагружения опор промежуточного вала
Максимальная осевая реакция, Н 10992 12444
Статическая грузоподъемность, Н 30100 30100
Эквивалентная статическая нагрузка, Н 16164 17236
Ресурс при вероятности безотказной работы 0.9, ч 50200 37200
Вероятность безотказной работы при заданном ресурсе 0.998 0.998
Рис. 9.4 Схема нагружения опор тихоходного вала
Статическая грузоподъемность, Н 34000 34000
Эквивалентная статическая нагрузка, Н 13892 12648
Ресурс при вероятности безотказной работы 0.9, ч 100000 100000
Вероятность безотказной работы при заданном ресурсе 0.999 0.999
Расчеты показывают, что все подшипники удовлетворяют условию долговечности, т.е. расчетный ресурс работы превышает требуемый.
Все шпонки удовлетворяют условиям прочности на смятие и срез.
Задачей данного раздела является определение рабочей температуры редуктора.
где t - фактический перепад температур, С; [t] - допускаемый перепад температур, С.
Из уравнения теплового баланса получаем:
где tш - температура масла, С; tв - температура окружающего воздуха, С; N1 - подводимая мощность, равная 1954,5 Вт; ред - КПД редуктора, ред=0,82;
Kt=15-17 - коэффициент теплоотдачи; Ар - площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора, м2.
Ар= 2LB+2ВН+2LH =20,3400,500+20,5000,400+20,3400,400=0,93 м2,
где L - длина редуктора,500 мм;B - ширина редуктора,340 мм; H - высота редуктора,400 мм.
t<[t]=60C, следовательно, условие выполняется, редуктор работает без перегрева.
Дунаев П. Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1985.
Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин . М.: Машиностроение , 1988.
Редуктор: понятие, назначение, виды. Расчет мощности и выбор электродвигателя. Кинематический и силовой анализ. Расчет валов и червячной передачи, подбор подшипников. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений, выходного вала, соединительной муфты. курсовая работа [648,5 K], добавлен 14.06.2011
Кинематический и энергетический расчет привода ленточного конвейера. Расчет зубчатой и червячной передач; валов редуктора, вала-шестерни, промежуточного вала, выбор подшипников и шпонок. Конструирование корпусных деталей. Смазка и смазочные устройства. курсовая работа [841,5 K], добавлен 29.07.2010
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Подбор подшипников тихоходного вала. Оценка прочности шпоночных соединений. Конструирование элементов корпуса редуктора. Расчет червячной передачи, валов редуктора и крутящих моментов на них. курсовая работа [1,2 M], добавлен 07.06.2010
Планетарный редуктор, проектировочный расчет, расчет зацепления. Конструирование и расчет на прочность валов и осей, оси сателлитов, основного вала ТВД. Расчет и выбор подшипников, шлицевых соединений, болтового соединения, смазка механизма. дипломная работа [163,5 K], добавлен 21.03.2011
Расчет привода с червячным редуктором. Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений. Проектный расчет валов, шпоночных соединений и цепной передачи. Подбор подшипников выходного вала. Расчет конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора. курсовая работа [663,2 K], добавлен 20.05.2013
Определение механических свойств материалов электродвигателя, расчет параметров передачи. Конструирование валов редуктора: расчет диаметров валов, шпоночных соединений и чертежа вала редуктора. Расчет быстроходного вала и подбор подшипников качения. контрольная работа [315,2 K], добавлен 09.08.2010
Выбор 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 01.09.2010
Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д. PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах. Рекомендуем скачать работу .

© 2000 — 2021



Червячный двухступенчатый редуктор курсовая работа. Производство и технологии.
Сочинение На Тему Мое Музыкальное Лето
Сущность Клонирования Реферат
Как Писать Сочинение В Формате Егэ
Курсовая Работа На Тему Балансовое Обобщение Как Метод Бухгалтерского Учета
Лабораторная Работа Номер 5 По Биологии
Контрольная Работа Рудницкая
Учебное Пособие На Тему История России Xx Век
Курсовая работа по теме Порядок раздела общей совместной собственности супругов
Реферат Сергей Лукьяненко Танцы На Снегу
Курсовая Работа На Тему Генерирование Псевдослучайных Чисел. Метод Середины Квадрата
Декабрьское Сочинение Примеры Война
Реферат по теме Понятие доходов, их основные виды
Реферат: Arranged Marriage In Midnights Children Essay Research
Сшитая Дипломная Работа Фото
Реферат: Взаимосвязь социальных программ и социальных проектов
Автоматизация Управленческого Учета Курсовая
Курсовой Контроль
Контрольная работа: Расследование преступлений, связанных с незаконным оборотом наркотических средств и психотропных веществ
Реферат по теме Политическая мысль Древней Индии
Контрольная работа: Процессуально-правовые последствия несоблюдения порядка предъявления иска
Воспитание культуры энергосбережения в начальной школе - Педагогика методичка
Методика викладання економічних дисциплін - Педагогика лекция
Качество промышленной продукции. Сущность, значение, повышение качества продукции - Менеджмент и трудовые отношения курсовая работа