Реферат Проект одноступенчатого червячного редуктора с нижним расположением червяка с плоскоременным при
Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28Поможем написать учебную работу
Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
от 25%
Подписываем
договор
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение
вращающего момента ведомого вала посравнению с валом ведущим.
Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного конвейера, а также расчитать ременнуюпередачу, двигатель. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи - червяк, червячное колесо, подшипники, вал и пр.
Входной вал посредством плоскоременной передачи соединяется
с двигателем, выходной - с конвейером.
Червячные редукторы применяют для передачи движения между
валами, оси которых перекрещиваются.
Так как КПД червячных редукторов невысок, то для передачи
больших мощностей в установках, работающих непрерывно, проэктировать их нецелесообразно. Практически червячные редукторы применяют для передачи мощности, как правило, до 45кВт и в виде исключения до 150кВт.
и кинематический расчет
.
Рисунок 1
–
кинематическая схема привода.
1.1 Определение требуемой мощности электродвигателя.
(1.1)
Где
Выходная мощность
(1.2)
1.2 Определение ориентировочной частоты вращения вала электродвигателя.
(1.3)
где
(1.4)
По таблице П1 приложения по требуемой мощности
выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1500мин-1 4А132М4, с параметрами Рном = 11кВт,
мин -1.
1.3 Определение действительных передаточных отношений.
(1.5)
Разбиваем
по ступеням.
Принимаем стандартное значение
(по таблице 23 [4]
Передаточное число ременной передачи
Принимаем
(1.6)
1.5 Определяем частоты вращения и угловые скорости валов.
(1.7)
(1.8)
(1.9)
(1.10)
(1.11)
1.6
(1.12)
(1.13)
1.7 Определяем вращающие моменты на валах.
Исходные данные для расчета:
Мощность РТР = 8,09 кВт
Частота вращения ведущего малого шкива
n
ДВ
= 1500 мин-1
Передаточное отношение
U
= 2,3
Вращающий момент на валу ведущего шкива
T
ДВ
= 51,53 Н м
Диаметр ведущего шкива (мм) вычисляют по формуле
мм (2.1)
По найденному значению подбираем диаметр шкива из стандартного ряда по ГОСТ 173.83-73; Выбираем шкив с диаметром 200 мм.
Диаметр ведомого шкива определяем по формуле
Из стандартного ряда шкивов выбираем шкив с диаметром 450 мм.
Передаточное отношение
Межосевое расстояние передачи
Угол обхвата малого шкива
Длинна ремня мм. (2.6)
Выбираем ремень Б800 с числом прокладок
Z
= 3:;
Проверяем выполнение условий
условие выполнено.
Коэффициент угла обхвата
Коэффициент учитывающий влияние скорости ремня
Коэффициент режима работы Ср по таблице (7.5)
Для передачи к ленточному конвейеру при постоянной нагрузке Ср = 1.0
Коэффициент учитывающий угол наклона линии центров передачи Со
При наклоне до 60
º
принимаем Со = 1
Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм. ширины прокладки Н/мм.
Ширина ремня ,мм.
По таблице (7.1) принимаем
b
= 71мм.
Предварительное натяжение ремня Н.
Ведущей
Ведомой
F
1
мПа
Напряжение от центробежной силы мПа
ρ
= 1100
–
плотность ремня
Напряжение изгиба мПа
Еи = 100
÷
200 мПа
Максимальное напряжение
Условие
Проверка долговечности ремня
Число пробегов
(2.21)
Сн = 1 при постоянной нагрузке (2.22)
Долговечность часов
Нагрузка на валах Н
2.23)
Исходные данные
3.1 материал червяка и червячного колеса.
Для венца червячного колеса примем бронзу Бр 010Ф1, отлитую в кокиль.
Для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее
HRC
45 и последующим шлифованием.
Основное допускаемое контактное напряжение
[
σ
н
]
´
=186 МПа.
Расчетное допускаемое напряжение
[
σ
н
]
=
[
σ
н
]
´
х К
HL
Где коэффициент долговечности примем по его минимальному значению К
HL
=0,67
тогда
[
σ
н
]
=
МПа. (3.1)
Число витков червяка
Z
1
принимаем в зависимости от передаточного числа при
U
= 10 принимаем
Z
1
= 4
Число зубьев червячного колеса
Z
2
=
Z
1
x
U
= 4
x
10 = 40 (3.1)
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка
q
= 10;
Коэффициент нагрузки К = 1,2;
Межосевое расстояние
aw
= 250 мм;
m
= 10мм;
Определяем Межосевое расстояние исходя из условия контактной прочности.
Модуль
Принимаем по ГОСТ2144-76 (таблица 4.1 и 4.2) стандартные значꐼΔия
m
= 10
q
= 10
а также
Z
2
= 40
Z
1
= 4
m
,
q
и
Z
2
:
Принимаем
aw
= 250 мм.
Основные размеры червяка.
Делительный диаметр червяка
(3.5)
Диаметр вершин витков червяка
Длинна нарезной части шлифованного червяка (по формуле 4.7)
Делительный угол подъема
Y
(по таблице 4.3) при
Z
1
= 4 и
q
=10;
Принимаем
Y
= 21
º
48
´
Основные размеры венца червячного колеса:
Делительный диаметр червячного колеса
d
2
=
Z
2
x
m
= 40
x
10 = 400мм
(3.9)
Диаметр вершин зубьев червячного колеса
(3.10)
Диаметр впадин зубьев червячного колеса
(3.11)
Наибольший диаметр червячного колеса
Ширина венца червячного колеса (формула 4.12)
Окружная скорость червяка.
Скорость скольжения.
По таблице (4.7) выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности
Kv
= 1,1
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки (формула 4.26)
В этой формуле коэффициент деформации червяка при
q
=10 и
Z
1
=4 по таблице (4.6) принимаем
При незначительных колебаниях нагрузки вспомогательный коэффициент Х =0,6 (стр. 65 1)
Проверяем контактное напряжение
GH
] = 125мПа.
Проверяем прочность зубьев червячного колеса на изгиб.
Эквивалентное число зубьев.
Коэффициент формы зуба (по таблице 4.5)
YF
= 2,19
Напряжение изгиба
Ведущий вал
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении
По ГОСТ принимаем
d
В1
=40мм
Диаметры подшипниковых шеек
d
П1
= 50мм
Параметры нарезной части:
dF
1
= 76мм
d
1
= 100мм
d
а1
=120мм
Для выхода режущего инструмента при нарезании витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке протачивать до диаметра меньше
dF
1
Длинна нарезной части
b
1
= 201мм
Расстояние между опорами червяка
l
1
=
dam
2
= 465мм
Ведомый вал.
Диаметр выходного конца
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (стр. 162)
Принимаем
d
В2
= 55мм.
Диаметр вала под подшипниками
d
П2
= 60мм
Под зубчатым колесом
dK
2
= 70
Червяк выполняется за одно целое с валом, его размеры определены выше.
d
1
= 100мм
da
1
= 120мм
b
1
=170мм
Колесо кованое
d
2
= 400мм
d
а2
= 420мм
b
2
= 80,4мм
Диаметр ступицы
Принимаем
d
ст2
=120мм
Длинна ступицы
Принимаем
L
ст2
=100мм
Толщина стенок корпуса и крышки
Принимаем
Принимаем
Толщина фланцев (поясов)корпуса и крышки
Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек
Принимаем
Диаметры болтов
Фундаментных
Принимаем болты с резьбой М22
Диаметры болтов
Принимаем
Принимаем
Первый этап компоновки редуктора
Принимаем зазор между стенкой и ступицей червячного колеса
L
1
= 465мм;
L
2
= 143мм; а1 = 33мм; а2 = 22мм;
L
СТ2
= 100мм;
aw
= 250мм;
d
1
= 100мм;
d
2
=400мм.
В связи с тем что в червячном зацеплении возникают значительные осевые усилия, принимаем радиально упорные подшипники ; шариковые средней серии для червяка и роликовые конические легкой серии для вала червячного колеса (таблица П6 и П7)
| Условное обозначение подшипника | d | D | B | T | r | C kH | Co kH |
| 46310 | 50 | 110 | 27 | 20 | 3 | 71,8 | 44 |
| Условное обозначение подшипника | d | D | T | B | c | r | r1 | C | Co | L | Y | Yo |
| 7212 | 60 | 110 | 23,75 | 23 | 19 | 2,5 | 0,8 | 78 | 58 | 0,35 | 1,71 | 0,94 |
Силы в зацеплении
Окружная сила на червячном колесе , равная осевой силе на червяке.
Окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе
Радиальные силы на колесе и червяке
При отсутствии спец требований червяк должен иметь правое направление витков
Вал червяка
Расстояние между опорами червяка
l
1
=
dam
2
= 465мм
Диаметр
d
1
= 100мм
Реакции опор в плоскости
X
,
Z
(8.4)
В плоскости
Y
,
Z
(8.5)
(8.6)
Проверка
Суммарные реакции
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально упорных подшипников
где для подшипников шариковых радиально упорных с углом
α
º
коэффициент осевого нагружения е = 0,68
Осевые нагрузки подшипников
В данном случае
(8.12)
Тогда
Рассмотрим левый (первый) подшипник
Отношение
Эквивалентная нагрузка
где
Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику
Рассмотрим правый (второй) подшипник
Отношение
(8.17)
Эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой.
где
Расчет на долговечность, млн.об (по формуле 9.1)
Ведомый вал
Расстояние между опорами червяка
l
2
= 143мм
Диаметр
d
2
= 400мм
Реакции опор в плоскости
X
,
Z
(8.21)
В плоскости
X
,
Z
(8.22)
(8.23)
Проверка
Суммарные реакции
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников
где для подшипников
коэффициент осевого нагружения е = 0,35
Осевые нагрузки подшипников
В данном случае
(8.29)
Тогда
Рассмотрим правый подшипник с индексом (3) (8.30)
Отношение
где
В качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7212
Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику
Рассмотрим левый подшипник с индексом (4)
Отношение
где для конических подшипников 7212
Расчет на долговечность, млн.об (по формуле 9.1)
Расчетная долговечность ч
d
В2
= 55мм. Поэтому был выбран подшипник 7212. Кроме того, следует учесть, что ведомый вал имеет малую частоту вращения
n
= 65,2мин-1
Проведем проверку прочности лишь одного соединения, передающего вращающий момент от вала червячного колеса к шкиву ременной передачи.
Диаметр вала в этом месте
d
В2
= 55мм
Сечение и длинна шпонки
t
x
h
x
L
= 16
x
10
x
80
Глубина паза
t
1
= 6мм;
L
= 80мм
Момент
TK
2
=
T
2
=802
x
10 3Н мм
Напряжение смятия
Условие
G
СМ
< [
G
СМ
] выполняется.
Проверим стрелу прогиба червяка.
Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка.
(10.1)
(10.2)
Стрела прогиба
Допускаемый прогиб
Таким образом, жесткость обеспечена, так как
Плоскость
YZ
(Н
·
м)
M1 = 0
M
4
= 0
Плоскость
XZ
(Н
·
м)
M1 = 0
M
4
= 0
Рисунок 2
–
расчетная схема
ведущего вала
Плоскость
YZ
M
1
= 0
M
4
= 0
Плоскость
XZ
M
1
= 0
M
3
=
M
2
= 159
H
·м
М4 = 0
Рисунок 3
–
расчетная схема
ведомого вала
11.
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в таблице 10,13
Определяем предельное отклонение, предельные размеры, допуск, предельные зазоры или натяги, допуск посадки.
Посадка червячного колеса на вал
Ø
70мм по ГОСТ 25347-82
1. Посадка в системе отверстия, вид посадки с натягом.
2. Номинальный размер
D
= 70мм.
3. Детали соединения
отверстие.
Ø
70Н7, квалитет 7
вал
Ø70
р6, квалитет 6
4. Предельные отклонения ГОСТ25347-82
отверстие
ES
= +0,03мм = +30мкм
EI
= 0
вал
es
= +0.051мм = 51мкм
ei
= +0,032мм = 32мкм
5. Обозначения на чертежах
6. Предельные размеры (мм)
отверстие
Dmax
=
D
+
ES
= 70 + (+0,030) = 70,030 (11.1)
Dmin = D + EI = 70 + 0 = 70 (11.2)
вал
dmax = D + es = 70 + (+0,051) = 70,0,51 (11.3)
dmin = D + ei = 70 + (+0,032) = 70,032 (11.4)
7. Допуски мм.
Отверстие
TD
=
Dmax
–
Dmin
= 70,030
–
70 = 0,030 (11.5)
TD = ES
–
EI = 0,030
–
0 = 0,030 (11.6)
вал
Td = dmax - dmin = 70,051
–
70,032 = 0,019 (11.7)
Td = es
–
ei = 0,051
–
(+0,032) = 0,019 (11.8)
8.
Nmax = dmax
–
Dmin = 70,051
–
70 = 0,051 (11.9)
Nmax = es
–
EI = 0,051
–
0 = 0,051 (11.10)
Nmin = dmin = Dmax = 70,032
–
70,030 = 0,002 (11.11)
Nmin = ei
–
ES = 0,032
–
0,030 = 0,002 (11.12)
(11.13)
9. Допуск посадки (мм)
ТП
= TD + Td = 0,030 + 0,019 = 0,049 (11.14)
ТП
= TS = Nmax
–
Nmin = 0,051
–
0,002 = 0,049 (11.15)
10. Схема поля допуска.
рисунок 4 - Схема поля допуска червячного колеса на вал
Посадка шкива ременной передачи на вал редуктора
Ø
40мм по ГОСТ 25347-82
1. Посадка в системе отверстия, вид посадки переходная.
2. Номинальный размер
D
= 40мм.
3. Детали соединения
отверстие.
Ø
40Н7, квалитет 7
вал
Ø
40
n
6, квалитет 6
4. Предельные отклонения ГОСТ25347-82
отверстие
ES
= +0,025мм = +25мкм
EI
= 0
вал
es
= +0.033мм = 33мкм
ei
= +0,017мм = 17мкм
5.
6. Предельные размеры (мм)
отверстие
Dmax
=
D
+
ES
= 40 + (+0,025) = 40,025 (11.16)
Dmin = D + EI = 40 + 0 = 40 (11.17)
вал
dmax = D + es = 40 + (+0,028) = 40,033 (11.18)
dmin = D + ei = 40 + (+0,015) = 40,017 (11.19)
7. Допуски мм.
Отверстие
TD
=
Dmax
–
Dmin
= 40,025
–
40 = 0,025 (11.20)
TD = ES
–
EI = 0,025
–
0 = 0,025 (11.21)
вал
Td = dmax - dmin = 40,033
–
40,017 = 0,016 (11.22)
Td = es
–
ei = 0,033
–
(+0,017) = 0,016 (11.23)
8.
Nmax = dmax
–
Dmin = 40,033
–
40 = 0,033 (11.24)
Nmax = es
–
EI = 0,033
–
0 = 0,033 (11.25)
Nmin = dmin = Dmax = 40,017
–
40,025 = -0,008 (11.26)
Nmin = ei
–
ES = 0,017
–
0,025 = -0,008 (11.27)
(11.28)
9. Допуск посадки (мм)
ТП
= TD + Td = 0,025 + 0,017 = 0,042 (11.29)
ТП
= TS = Nmax
–
Nmin = 0,033
–
(-0,008) = 0,042 (11.30)
10. Схема поля допуска.
рисунок 5 - Схема поля допуска шкива ременной передачи на вал редуктора
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6.
Отклонения отверстий в корпусе под наружный кольца по Н7
12. Выбор сорта масла
Тепловой расчет
Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А
≈
0,83 м 2
(здесь учитывалась также площадь днища.), поэтому конструкция опорных лап обеспечивают циркуляцию воздуха около днища.
По формуле (10,1) условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе.
(12.1)
Допускаемый перепад температур при нижнем расположении червяка.
Смазывание зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла. При контактных напряжениях
G
н = 125 мПа и скорости скольжения
Vs
= 3,76м/с.
Рекомендуемая вязкость масла должна быть приблизительно равна 20 х 10-6 м2/с
Принимаем масло авиационное МК-22
Содержание
Введение 2
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет 3
2. Расчет плоскоременной передачи. 6
3. Расчет зубчатой передачи 9
4. Предварительный расчет валов 12
5. Конструктивные размеры шестерни и колеса. 13
6. Конструктивные размеры корпуса редуктора 14
7. Эскизная компоновка редуктора 15
8. Подбор и проверка долговечности подшипников 16
9. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений 20
10. Уточненный расчет валов 21
11. Выбор посадок и расчет полей допусков 24
12. Выбор сорта масла 28
13. Литература. 29
Тепловой расчет
Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А
≈
0,83 м 2
(здесь учитывалась также площадь днища.), поэтому конструкция опорных лап обеспечивают циркуляцию воздуха около днища.
По формуле (10,1) условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе.
Допускаемый перепад температур при нижнем расположении червяка.
Смазывание зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла. При контактных напряжениях
G
н = 125 мПа и скорости скольжения
Vs
= 3,76м/с.
Рекомендуемая вязкость масла должна быть приблизительно равна 20 х 10-6 м2/с
Принимаем масло авиационное МК-22
Введение 2
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет 3
2. Расчет плоскоременной передачи. 6
3. Расчет зубчатой передачи 9
4. Предварительный расчет валов 12
5. Конструктивные размеры шестерни и колеса. 13
6. Конструктивные размеры корпуса редуктора 14
7. Эскизная компоновка редуктора 15
8. Подбор и проверка долговечности подшипников 16
9. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений 20
10. Уточненный расчет валов 21
11. Выбор посадок и расчет полей допусков 24
12. Выбор сорта масла 28
13. Литература. 29
