Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение Высшего Профессионального Образования
САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра “Механика”
КУРСОВАЯ РАБОТА
“Проектирование электромеханического привода с червячным редуктором”
Вариант № 06
Выполнил студент : Пупин В.Ф. II-З/Ф- 19А
Руководитель: Федотов А.Ф.
Самара 2012 г.
Cодержание
Введение 3
1. Кинематический и силовой расчет привода 4
2. Расчет потребной мощности и выбор электродвигателя 5
3. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений 6
4. Расчет червячной передачи 7
5. Ориентировочный расчет валов и предварительный подбор
подшипников 9
6. Конструктивные размеры корпуса редуктора………………………….10
7. Конструктивные размеры червячного колеса 11
8. Расчет выходного вала на усталостную прочность 12
9. Расчет долговечности подшипников 15
10. Расчет шпоночных соединений 17
11. Выбор смазки редуктора 18
12. Сборка редуктора 19
Литература 20
Задание на курсовой проект
№ вар.
|
n двиг.,
об/мин
|
n вых.,
об/мин
|
Твых.,
Н м
|
Тип пе-
редачи
|
Срок
службы
|
Кгод /
Ксут
|
Расположение
валов
|
|
|
|
|
ЧР
|
|
|
|
Кинематическая схема привода
Введение
Редуктор – механизм, который состоит из червячных или зубчатых передач. Редуктор служит для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
^
Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передач – валы, подшипники, зубчатые колеса и т.д.
Редукторы классифицируют по признаку: типу передач, числу ступеней, типу зубчатых колес, относительному расположению валов редуктора в пространстве, особенностям кинематической схемы.
^ U=2…8.
Конические передачи передают движение между валами, оси которых пересекаются под углом (обычно 90^ ). Передаточное число U=2…5. Конические передачи могут иметь прямые, косые или криволинейные зубья.
Червячные передачи применяются для передачи между валами, оси которых перекрещиваются. Передаточное число U=10…60. С увеличением передаточного числа – уменьшается КПД.
2. Расчет потребной мощности и выбор электродвигателя.
^
Расчетная мощность электродвигателя
^ nдвиг. и расчетной мощности выбираем двигатель , Рдвиг = КВт
Габаритные размеры выбранного двигателя:
1. Кинематический и силовой расчет
Общее передаточное отношение редуктора определяется по зависимости
^
Частота вращения второго (выходного) вала
^
Z1 = , при U <
тогда
Z2 = Z1 ∙ U =
Определим вращающие моменты на валах редуктора:
на выходном 
- на входном 
Где η =0,8 - коэффициент полезного действия червячного редуктора.
3. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений
Для червяка принимаем сталь 40Х с закалкой до твердости НRС 48...53.
Для выбора материала червячного колеса вычислим скорость скольжения:
 м/с
Выбираем бронзу марки –
в = Мпа;  Мпа
Рассчитаем срок службы передачи в часах:
t = 36524LKгод Kсут = 365 24 9 = час
L = года - срок службы привода.
Ксут = - коэффициент суточного использования ,
Кгод = - коэффициент годового использования .
Допускаемое напряжение на контактную прочность:
[]Н = МПа
где НО - предел контактной выносливости; 
Допускаемое напряжение на изгибную выносливость:
FO - предел изгибной выносливости
FO = 0,44т + 0,14в = МПа.
SF = 1,75 - коэффициент безопасности
КFL - коэффициент долговечности:
 ; NFO = 106циклов
0,54 KFL 1
 МПа
4. Расчет червячной передачи.
Определим предварительный делительный диаметр червячного колеса:
 мм
Кн = 1,2 - коэффициент нагрузки
q/ = 0,25 Z2 = - коэффициент диаметра червяка
Предварительный модуль зацепления равен:
 мм по ГОСТ m = мм .
Межосевое расстояние:
 мм.
Делительные диаметры червяка и червячного колеса:
d1 = m q = мм.
d2 = m Z2 = мм.
Диаметры вершин зубьев червяка и червячного колеса
da1 = d1 + 2m = мм
da2 = d2 + 2m = мм
Диаметры впадин червяка и червячного колеса:
df1 = d1 - 2,4 m = мм
df2 = d2 - 2,4 m = мм
Наибольший диаметр червячного колеса:
 мм.
^ :
b1 = т (12,5 + 0,09Z2) = мм.
Расчетная ширина червячного колеса:
в/2 = da1 = мм
Принимаем: b1 = мм; b2 = мм
Угол подъема винтовой линии червяка ,
Проведем проверочные расчеты на контактную и изгибную выносливость:
 МПа
Условие выполнено, т.к. Н < []Н = МПа
 МПа
КF - коэффициент нагрузки.
Коэффициент формы зуба равен:
^ . F []F
Усилия в зацеплении:
Окружные и осевые силы:
- на червяке 
- на колесе 
Радиальные силы.
Fr2 = Fr1 = Ft2 tg = H
= 200 - угол зацепления.
5. Предварительный расчет валов и подбор подшипников
Определим диаметр наименьшего конца ведущего вала:
 мм
где [] = 20 МПа - допускаемое касательное напряжение.
Из условия сборки имеем: dв1 = dдв = мм.
Диаметр вала под уплотнение:
dу = dв1 + 3÷5 = мм.
Диаметр вала под подшипник:
dП = dу + 3÷5 = мм.
Выбираем по таблице подшипники конические роликовые радиально -
упорные d D T = ; № .
Определим диаметры выходного вала. Наименьший конец равен:
 мм. Принимаем dв2 = мм.
Диаметр вала под уплотнение:
dу = dв2 + 3÷5 = мм.
Диаметр вала под подшипник:
dП = dу + 2 = мм.
Выбираем по таблице подшипники конические роликовые радиально-упорные
d D T = ; №
Диаметр вала под колесо:
dК = dП +2÷3мм = мм
6. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса и крышки:
= 0,04 а + 2 = мм
Принимаем ≥ 8 мм
Толщина фланца крышки:
1 = 1,5 = 1,5 = мм
Толщина нижнего пояса корпуса:
2 = 2,35 = 2,35 = мм
Принимаем 2 = мм
Диаметр фундаментных болтов:
d1 = 0,03 а +12= 0,03 +12 = мм
принимаем болты с резьбой М
Диаметр болтов у подшипников:
d2 = 0,6 d1 = 0,6 = мм
принимаем болты с резьбой М
Диаметр болтов соединяющих крышку и корпус:
d3 = 0,5 d1 = 0,5 = мм
принимаем болты с резьбой М
7. Конструктивные размеры колеса
Основные элементы червячного колеса:
- диаметр ступицы
dст = 1,6 dК2 = 1,6 = мм, принимаем dст = мм;
- длина ступицы колеса
lст = (1,2 - 1,6 )dК2 = (1,2 - 1,6) = мм;
- толщина обода колеса
 1 =2 = 2 m = 2 = мм;
- толщина диска колеса
С = 0,25 b2 = 0,25 = мм, принимаем С = мм;
- внутренний диаметр обода колеса
 = мм
- диаметр центровой окружности
 = 0,5 ( + ) = мм
- диаметр отверстий
 = 0,25 ( – ) = мм
8. Расчет выходного вала на усталостную прочность
Расчет ведется в наиболее опасном сечении, которое определяется по эпюре моментов. Для построения эпюры определим реакции в опорах для каждой плоскости.
^ :
Ft2 = H, Fr2 = H, Fa2 = H
l1 = мм; l2 = мм; d2 = мм
Вертикальная плоскость Аху. Действующие нагрузки: Fr2 и Fa2.
Определяем реакции в опорах:
 ;
Проверим правильность найденных реакций:
^ Z и строим эпюру:
В сечении Х1 : 0 х1 l1
x1 = 0 MZ1 = 0
x1 = l1 
В сечении Х2 : 0 х2 l2
x2 = 0 MZ2 = 0
x2 = l2 
В горизонтальной плоскости Azx имеем нагрузку  .
Определим реакции в опорах:
Изгибающие моменты:
В сечении Х1 : 0 х1 l1
x1 = 0 MY1 = 0
x1 = l1 
В сечении Х2 : 0 х2 l2
x2 = 0 Mz = 0
x2 = l2 
Суммарный изгибающий момент равен:
В плоскости Аzy действует крутящий момент:
Мх = Т2 = Нмм.
Анализ эпюр показывает, что наиболее опасным с точки зрения усталостной прочности является сечение вала под зубчатым колесом, в котором действует наибольший изгибающий момент М = Н мм,
крутящий момент Т = Н мм.
Рассчитываем коэффициент запаса усталостной прочности:
где n , n - коэффициент запаса усталостной прочности для нормальных и касательных напряжений;
 
-1 , -1 - предел выносливости при симметричном цикле для нормальных и касательных напряжений, -1 0,43 в
где в - предел прочности материала (Сталь 35 , в = 570 МПа)
-1 = 0,43 570 = 246 МПа
-1 = -1 0,58 = 246 0,58 = 142 МПа
К , К - эффективный коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений:
К = 0,9+0,0014в = 0,9 + 0,0014 570 = 1,698
К = 0,6+0,0016в = 0,6 + 0,0016 570 = 1,512
, - коэффициент, учитывающий масштабный фактор для нормальных и касательных напряжений:
= 0,984 – 0,0032 dк2 = 0,984 – 0,0032 ∙ =
= 0,86 – 0,003 dк2 = 0,86 – 0,003 ∙ =
= 0,2 = 0,1
= 0,9 – коэффициент шероховатости;
а , а – амплитуда нормальных и касательных напряжений.
 
где WO – осевой момент сопротивления
Wp – полярный момент сопротивления
 где  - диаметр вала под колесом,  и  - ширина и глубина шпоночного паза на валу.
Напряжения в опасном сечении равны:
а =  ; 
  ;  
Условие усталостной прочности выполнено, т.к n = > [n] = 2.5
9. Расчет долговечности подшипников
В опорах выходного вала установлены роликовые конические подшипники с динамической грузоподъемностью С = Н;
Факторы нагрузки: е = ; У =
Расчетная долговечность подшипников
где  - приведенная нагрузка на опоры
= (ХVR+YS)KбКТ
V = 1 - коэффициент вращения кольца;
Кб = 1,4 – коэффициент безопасности;
КТ = 1 – температурный коэффициент;
R - радиальная нагрузка;
^ - осевая нагрузка.
Для определения осевой нагрузки вычислим осевые составляющие радиальных реакций опор:
SА = SRА = Н;
SВ = SRА + FA = + = Н
X, Y - коэффициенты осевой и радиальной нагрузки, которые
определяются в зависимости от соотношения: Si / V Ri
Левый подшипник
 < е = 0.38 ; . Х = 1; У = 0
А = Н
Правый подшипник
 > е = ; Х = 0.4 ; У =
В = ( ) ∙1,4∙ 1 = Н
Рассчитываем долговечность наиболее нагруженного подшипника:
Lh = > t = час
Расчетная долговечность подшипников удовлетворяет условиям работы, т.к. превышает заданный ресурс привода.
10. Расчет шпоночных соединений
Проверяем шпоночные соединения выходного вала на смятие, принимая допускаемое напряжение на смятие при стальной ступице равным - []см = 120 МПа.
- консольный участок выходного вала мм
шпонка b h l = мм, t1 = мм
- участок выходного вала под колесом мм
шпонка b h l = мм. , t1 = мм
Твых = Нм
Напряжение смятия и условие прочности
 МПа
 МПа
Условие прочности на смятие выполняется, так как  <  .
Напряжение среза и условие прочности
 МПа; МПа
Условие прочности на срез выполняется, так как  = 60 МПа
11. Выбор сорта масла.
Смазывание червячных зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.
^
Червяк погружают в масло на высоту витка, но не выше центра нижнего тела качения подшипника.
^ ÷ 0,8 л масла на 1 КВт передаваемой мощности.
VМ = (0,5÷ 0,8) Рдв = (0,5 ÷ 0,8) = л.
Сорт масла определим по кинематической вязкости, которую рассчитываем в зависимости от скорости скольжения  м/с
и контактного напряжения,  МПа
Рекомендуемая вязкость масла -  м2 /с.
По данной вязкости назначаем масло марки
12. Сборка редуктора.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.
На ведущий вал установим крыльчатки и слева - радиальный шариковый, а справа - конические роликовые подшипники, одетые в стакан и предварительно нагретые в масле до 80 – 100О. Собранный червячный вал вставляем в корпус.
^
Собранный вал укладываем в основание корпуса и надеваем крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком.
Для центровки крышку устанавливаем на корпус с помощью двух конических штифтов и затягиваем болты. Затем устанавливаем прокладки под торцовые крышки и затягиваем их винтами. Закрываем пробкой маслоспускное отверстие и вставляем маслоуказатель. Заливаем масло и закрываем крышку смотрового окна, закрепив ее винтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде.
Литература
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин». М, Высшая школа, 1985, 426 с.
Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. «Расчет и проектирование деталей машин», Харьков, «Основа», 1991, 230 с.
Чернавский С.А., Ицкович Т.М. и др. «Проектирование механических передач». М., Машиностроение, 1988, 460 с.
|
