Проектирование червячного редуктора 2

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

S H
– коэффициент запаса по контактным напряжениям ,

K HL
– коэффициент долговечности .

Выбираем материал сталь 45

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 FО
– 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

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

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: