Курсовая на тему Курсовая работа 130408-17

Титульник
Задание
Спроектировать привод.

В состав привода входят следующие передачи:

1 - червячная передача;
2 - открытая зубчатая цилиндрическая передача.




Мощность на выходном валу Р = 9,5 кВт.
Угловая скорость выходного вала ? = 1,2? рад./сек.

Срок службы привода T = 43800 ч.
Тип нагрузки - постоянный.

Содержание
1 Введение
2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
3 Расчёт червячной передачи
4 Расчёт зубчатой цилиндрической передачи
5 Предварительный расчёт валов
6 Конструктивные размеры шестерен и колёс
7 Выбор муфты на входном валу привода
8 Проверка прочности шпоночных соединений
9 Конструктивные размеры корпуса редуктора
10 Расчёт реакций в опорах
11 Построение эпюр моментов на валах
12 Проверка долговечности подшипников
13 Уточненный расчёт валов
14 Тепловой расчёт редуктора
15 Выбор сорта масла
16 Выбор посадок
17 Технология сборки редуктора
18 Заключение
19 Список использованной литературы
Введение
Целью данной работы является проектирование привода.
Наиболее существенную часть задания составляет расчет и проектирование редуктора.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и др. В отдельных случаях в корпус редуктора помещают устройства для смазывания или охлаждения зацеплений и подшипников.




Рис. 1 Привод с одноступенчатым червячным редуктором:
1 – сварная рама; 2 – редуктор червячный одноступенчатый; 3 –муфта; 4 – электродвигатель

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: по типу передачи (зубчатые, червячные, зубчато-червячные), по числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.), по типу зубчатых колес (цилиндрические, конические), по относительному расположению валов (горизонтальные, вертикальные).
Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.
Привод составлен из асинхронного двигателя, червячной передачи и открытой цилиндрической передачи. Редуктор является горизонтальным.

Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:
- для закрытой червячной передачи: ?1 = 0,85
- для открытой зубчатой цилиндрической передачи: ?2 = 0,95

Общий КПД привода вычисляем по формуле:

? = ?1 · ?2 · ?подш.3 · ?муфты (2.1)

где ?подш. = 0,99 - КПД одной пары подшипников.
???????муфты = 0,98 - КПД одной муфты.
Подставляя, получим:

? = 0,85 · 0,95 · 0,993 · 0,98 = 0,768

Требуемая мощность двигателя будет:

Pтреб. =  (2.2)

После подстановки имеем:

Pвых. =  = 12,37 кВт

В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 160S4 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=15 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 1455 об/мин,

Угловая скорость:

?двиг. =  (2.3)

В итоге получаем:

?двиг. =  = 152,367 рад/с.

Oбщее передаточное отношение:

uобщ. =  (2.4)

После подстановки получаем:

uобщ. =  = 40,416

Для передач выбрали следующие передаточные числа:

u1 = 16
u2 = 2,5

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу.

Таблица 2.1. Частоты и угловые скорости вращения валов.
Вал
 Частота вращения, об./мин
 Угловая скорость вращения, рад/с

 Вал 1-й
 n1 = nдвиг. = 1455
 ?1 = ?двиг. = 152,367

 Вал 2-й
 n2 =  =  = 90,938
 ?2 =  =  = 9,523

 Вал 3-й
 n3 =  =  = 36,375
 ?3 =  =  = 3,809


Мощности на валах:

P1 = Pтреб. · ?подш. · ?(муфты 1) = 12,37 · 103 · 0,99 · 0,98 = 12001,374 Вт

P2 = P1 · ?1 · ?подш. = 12001,374 · 0,85 · 0,99 = 10099,156 Вт

P3 = P2 · ?2 · ?подш. = 10099,156 · 0,95 · 0,99 = 9498,256 Вт

Вращающие моменты на валах:

T1 =  =  = 78766,229 Н·мм

T2 =  =  = 1060501,523 Н·мм

T3 =  =  = 2493635,075 Н·мм
Расчёт червячной передачи


Рис. 3.1



Проектный расчёт

Так как выбор материала для колеса связан со скоростью скольжения, то предварительно определяем её значение:

Vск = 0.45 · 10-3 · n2 · u1 ·  (3.1)

Vск = 0.45 · 10-3 · 90,937 = 6,677 м/с.

Выбираем для червяка сталь 40X с закалкой более HRC 45 и последующим шлифованием.
Для червячного колеса по предварительно найденной скорости скольжения выбираем по табл. 2.14[2] материал 1-й группы БрО10Н1Ф1 (отливка центробежная).
Для данного материала червячного колеса допускаемое контактное напряжение будет:

[?]H = KHL · Cv · [?]Ho (3.2)

где [?]Ho = 0.9 · ?в - для червяков с твёрдыми (Н > 45HRC) шлифованными и полированными витками. ?в = 285 МПа - из табл. 2.14[2]. Тогда:

[?]Ho = 0.9 · 285 = 256,5 МПа.

KHL - коэффициент долговечности.

KHL = , (3.3)

где NHO = 107 - базовое число циклов нагружения;

NHE = 60 · n2 · t? · KHE (3.4)

здесь:
- n2 = 90,937 об/мин. - частота вращения червячного колеса;

t?=43800 ч - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы.
KHE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности. По табл. 2.15[2] для заданного режима нагружения KHE = 0,121.

Тогда:

NHE = 60 · 90,937 · 43800 · 0,121 = 28916874,756

В итоге получаем:

КHL =  = 0,876

Коэффициент Сv, учитывающий интенсивность изнашивания материала колеса, находим в зависимости от скорости скольжения Vск (см. стр. 34[2]) по формуле:

Сv = 1.66 · Vск-0.352 = 1.66 · 6,677-0.352 = 0,851 (3.5)

Допустимое контактное напряжение:

[?]H = 0,876 · 0,851 · 256,5 = 191,215 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба вычисляются для материала зубьев червячного колеса:

[?]F = KFL · [?]Fo (3.6)

где:

[?]Fo = 0.25 · ?т + 0.08 · ?в (3.7)

Для выбранного материала червячного колеса ?т = 165 МПа, ?в = 285 МПа, тогда:

[?]Fo = 0.25 · 165 + 0.08 · 285 = 64,05 МПа, KFL - коэффициент долговечности.

KFL = , (3.8)

где NFO = 106 - базовое число циклов нагружения;

NFE = 60 · n(кол.) · t? · KFE (3.9)

здесь:
- n2 = 90,937 об/мин. - частота вращения червячного колеса;

t?=43800 ч - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы.
По табл. 2.15[2] для заданного режима нагружения KFE = 0,04.

Тогда:

NFE = 60 · 90,937 · 43800 · 0,04 = 9559297,44

В итоге получаем:

КFL =  = 0,778

В итоге получаем:

[?]F = 0,778 · 64,05 = 49,831 МПа.

Для полученной выше скорости скольжения выбираем число витков червяка z1 = 2.
Межосевое расстояние червячной передачи:

a? ? Ka ·  (3.10)

где Ka = 610 - для архимедового червяка; KH? - коэффициент концентрации нагрузки, при постоянном режиме нагружения KH? = 1.

Получаем:

a? ? 610 ·  = 187,421 мм

Полученное расчётом межосевое расстояние округляем в большую сторону: для стандартной червячной пары - до стандартного числа: a? = 200 мм
Число зубьев червячного колеса:

z2 = z1 · u1 = 2 · 16 = 32 (3.11)

Предварительно вычислим значение модуля червячной передачи:

m = (1,4...1,7) ·  = (1,4...1,7) ·  = 8,75...10,625 мм (3.12)

Выбираем из стандартного ряда m = 10 мм.
Минимальное значение коэффициента диаметра червяка:

qmin = 0,212 · z2 = 0,212 · 32 = 6,784. (3.13)

Коэффициент диаметра червяка:

q =  =  = 8 (3.14)

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного q = 8.

Коэффициент смещения инструмента по условию неподрезания и незаострения зубьев по ГОСТ 2144-76:

x = 0

Угол подъёма линии витка червяка:
на делительном цилиндре:

? = arctgarctg14,036o (3.15)

на начальном цилиндре:

?? = arctgarctg14,036o (3.16)

Фактическое передаточное число:

uф =  = 16 (3.17)

Фактическое значение передаточного числа отличается на 0%, что меньше, чем допустимые 5% для одноступенчатого редуктора.

Размеры червяка:
диаметр делительный:

d1 = q · m = 8 · 10 = 80 мм (3.18)

диаметр начальный червяка:

d?1 = m · (q + 2 · x) = 10 · (8 + 2 · 0) = 80 мм (3.19)

диаметр вершин витков:

da1 = d1 + 2 · m = 80 + 2 · 10 = 100 мм (3.20)

диаметр впадин:

df1 = d1 - 2,4 · m = 80 - 2,4 · 10 = 56 мм (3.21)

Длина b1 нарезанной части червяка:

b1 = (10 + 5,5 · |x| + z1) · m = (10 + 5,5 · 0 + 2) · 10 = 120 мм (3.22)

Для шлифованного червяка при m<10 мм полученную длину увеличиваем на 35 мм:

b1 = 120 + 25 = 155 мм

Полученную величину округляем в ближайшую сторону до числа из табл. 24.1[2]: b1 = 160 мм.

Размеры червячного колеса:
диаметр делительный:

d2 = z2 · m = 32 · 10 = 320 мм (3.23)

диаметр вершин зубьев:

da2 = d2 + 2 · m · (1 + x) = 320 + 2 · 10 · (1 + 0) = 340 мм (3.24)

диаметр впадин:

df2 = d2 - 2 · m · (1,2 - x) = 320 - 2 · 10 · (1,2 + 0) = 296 мм (3.25)

диаметр колеса наибольший:

daM2 ? da2 +  (3.26)

где для данного типа червяка k = 2, тогда:

daM2 ? 340 + 

Принимаем daM2 = 355 мм.
При z1 = 2 ширина венца червячного колеса:

b2 = 0,355 · a? = 0,355 · 200 = 71 мм (3.27)

Окружная скорость на начальном диаметре червяка:

V?1 =  (3.28)

V?1 =  = 6,095 м/с

Скорость скольжения в зацеплении:

Vск = 6,283 м/с (3.29)

Для червячной передачи выбираем степень точности 7.
Окружная скорость червячного колеса:

V2 = 1,524 м/с (3.30)

Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Расчётное контактное напряжение:

?H =  (3.31)

?H ? [?]H

где Z? = 5350 - для данного типа червяка; коэффициент нагрузки:

K = KHv · KH? (3.32)

При полученной окружной скорости червячного колеса V2<=3 м/с принимаем значение KHv = 1. Коэффициент концентрации напряжений:

KH? = 1 +  · (1 - X) (3.33)

здесь ? = 57 - коэффициент деформации червяка по табл. 2.16[2]. Коэффициент X, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка. Для заданного режима нагружения по табл. 2.17[2] принимаем X = 0,5.

KH? = 1 +  · (1 - 0,5) = 1,088

K = 1 · 1,088 = 1,088

Тогда расчётное контактное напряжение:

?H =