Привод к вертикальному лифту

колесо червячное.cdw

Число витков червяка
Межосевое расстояние
Коэффициент смещения
Курсовой проект по Деталям машин

Спецификация_привод.spw

Курсовой проект по Деталям машин
АИР 90L2 ТУ 16-525.564-84
Болт М10х27 ГОСТ 7798-70
Болт М10х22 ГОСТ 7798-70
Болт М10х38 ГОСТ 7798-70
Болт фундаментный М16
Гайка М10 ГОСТ 5915-70
Гайка М16 ГОСТ 5915-70
Шайба 10Н ГОСТ 6402-70
Шайба 16Н ГОСТ 6402-70
Шайба 10 ГОСТ 11371-78
Шайба 16 ГОСТ 11731-78

записулька.doc

Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение
Высшего профессионального образования
«Ижевский государственный технический университет»
Кафедра «Управление качеством»
ПРИВОД К ВЕРТИКАЛЬНОМУ ЭЛЕВАТОРУ
Пояснительная записка
Техническое задание 3
Энергетический кинематический расчет ..5
1. Расчет клиноременной передачи . 8
2 Расчет червячной передачи . 10
Ориентировочный расчёт
1. Быстроходный вал . . 16
2. Тихоходный вал 16
Выбор и расчет подшипников качения
1. Подшипники быстроходного вала .18
2. Подшипники тихоходного вала 20
Уточненный расчет валов.
1. Быстроходный вал 25
2. Тихоходный вал 27
Проверка прочности шпоночных соединений ..31
Выбор смазывающих материалов и системы смазывания 32
Список литературы .. 33
Cхема привода к вертикальному элеватору
Диаметр барабана D мм
Усилие на ленте Р кН
Коэффициент использования суточный Kс
Коэффициент использования годовой Kг
Приводы машин и орудий труда предназначены для приведения в действие их рабочих органов и согласования скорости работы двигателя и рабочего органа.
Большинство приводов работают с электродвигателями. Приводы могут состоять из электродвигателя механического устройства содержащего муфты а также какие-либо типы передач дополнительных устройств в виде тормозов регуляторов скорости предохранительных устройств и т.д. необходимых для обеспечения заданных приводу функций.
Наибольшее распространение получили следующие виды передач: зубчатые цилиндрические и конические червячные цепные и ременные каждая из которых имеет разновидности. Вид передачи проявляется в таких показателях привода среди которых основными являются габаритные размеры масса технологические характеристики и КПД стоимость изготовления и эксплуатации и др. При выборе вида передачи механических характеристик материалов для ее изготовления и т.д. надо учитывать что затраты на материалы составляют как правило более половины стоимости передачи.
Передача может состоять как из одной ступени так и из нескольких ступеней одинаковых или различных видов передач.
Энергетический кинематический расчет
Выбор электродвигателя. Исходными данными необходимыми для расчета привода а следовательно и подбора двигателя чаще всего служат номинальный вращающий момент на приводном валу машины и частота вращения или угловая скорость этого вала.
Мощность рабочего органа
Р = F·V = 4·05 = 2 кВт.
Угловая скорость рабочего органа
Наибольший длительно действующий крутящий момент
где = 095 – КПД ременной передачи; = 08 – КПД червячной передачи.
Тогда требуемая мощность электродвигателя
Выбираем электродвигатель АИР80L2 мощностью 3000 Вт с частотой вращения 2840 обмин.
Кинематический и силовой расчет привода.
) Мощность на выходном валу
где - усилие на ленте
) Частота вращения выходного вала
) Крутящий момент на выходном валу:
) Общее передаточное отношение привода
где = 2840 обмин = – частота вращения двигателя;
) Передаточное отношение червячной передачи
Согласовываем со стандартом .
) Передаточное отношение ременной передачи
) Принимаем следующие значения КПД:
- для ременной передачи ;
- для червячной передачи
) Частота вращения промежуточного вала
) Мощность двигателя
) Мощность на промежуточном валу
) Крутящий момент на входном валу:
) Крутящий момент на промежуточном валу:
Полученные результаты заносим в таблицу1.
1. Расчет клиноременной передачи
Пункт 1. Выбираем сечение ремня.
По графику рекомендуется сечение ремня А с размерами: h = 8 мм – высота поперечного сечения ремня; ; ; А = 81· - площадь сечения.
Пункт 2. По графику принимаем диаметр малого шкива и находим .
Пункт 3. Рассчитываем геометрические параметры передачи.
1.Диаметр большого шкива
где U – передаточное отношение передачи;
= 002 – коэффициент скольжения ремня;
Согласовываем со стандартом; тогда = 280 мм.
2. Предварительно принимаем межосевое расстояние
Согласовывая со стандартом принимаем .
4. Уточняем межосевое расстояние
5. Угол обхвата ремнем малого шкива
Угол обхвата ремнем малого шкива находится в допускаемых пределах.
Пункт 4. Мощность передаваемая одним ремнем
где = 088 – коэффициент угла обхвата;
= 089 – коэффициент длины ремня;
= 114 – коэффициент передаточного отношения;
= 12 – коэффициент режима нагрузки;
Пункт 5. Число ремней
где = 095 – коэффициент числа ремней;
При этом условие выполняется.
Пункт 6. Определение предварительного натяжения одного ремня.
1. Окружная скорость на малом шкиве
2. Дополнительное натяжение
где = 1250 - плотность материала ремня;
3. Предварительное натяжение ремня
Пункт 7. Определение силы действующей на вал.
1. Половина угла между ветвями ремня
2. Сила действующая на вал в статическом состоянии передачи
3. Сила действующая на вал при
Влияние центробежных сил мало.
Пункт 8. Ресурс наработки ремней
где = 2000 ч - эксплуатация при среднем режиме нагрузки;
= 1 – коэффициент режима нагрузки;
= 1 – коэффициент климатических условий;
2 Расчет червячной передачи
Предварительно определяем скорость скольжения
Пункт 2. Выбор материала венца колеса в зависимости от скорости скольжения материала и твердости червяка.
При VS4 мс выбираем более дешевую безоловянистую бронзу.
Червяное колесо: БронзаБрА9Ж4 (sВ=450 МПа; sТ=200 МПа).
Червяк: сталь 40ХН HRC 45 50.
Пункт 3. Определение допускаемых контактных напряжений.
Безоловянистая бронза как заменитель оловянистой бронзы имеет выше механическую прочность но обладая более низкими антифрикционными качествами более склонна к заеданию. Поэтому расчет ведут по отсутствию заедания.
Чтобы исключить вероятность заедания допускаемые контактные напряжения определяются по скорости скольжения
где D1=275 и D2=25 – коэффициенты зависящие от материала венца колеса и состоянии червяка и выбирается из таблицы;
Пункт 4. Проектный расчет по контактным напряжениям
Формула справедлива при коэффициенте делительного диаметра червяка при коэффициенте смещения инструмента X = 0. Коэффициент нагрузки в предварительных расчетах можно принять из диапазона K = 1 13.
Межевое расстояние согласовываем со стандартом
Пункт 5. Расчет параметров необходимых для проверочных расчетов.
1.Число витков (заходов) червяка Z1 выбирается в зависимости от передаточного числа. Z1=2.
Число зубьев колеса из условия отсутствия подрезания должно быть не менее 28
2. Предварительное определение коэффициента делительного диаметра червяка и осевого модуля
Для того чтобы иметь минимальный набор инструмента для нарезания зубьев колеса стандартом регламентируются не только m и q но и их сочетание.
3. Коэффициент смещения инструмента
4 Коэффициент начального диаметра червяка
5 Угол подъема винтовой линии на начальном диаметре
6. Делительные диаметры червяка и колеса
7. Начальные диаметры червяка и колеса
8. Диаметр впадин червяка
df1 = d1 - 24×m; (15)
df1 = 50 - 24×5=38 мм.
9. Диаметр выступов колеса
da2 = d2 + (2+2×X)×m; (16)
da2 = 280 + (2+2×(-1))×5=280 мм.
10. Максимальный диаметр колеса
Выбираем форму профиля червяка. Одним из вариантов может быть профиль червяка после шлифования конусным кругом с прямолинейной образующей профиль получается нелинейчатым обозначается "ZK". Таким же способом обрабатывается и фреза для нарезания зубьев колеса.
11. Уточненная скорость скольжения
12. Уточнение допускаемых напряжений. Для этого следует вернуться к пункту 3.
13. Уточнение КПД редуктора
Сомножитель 09 учитывает потери в уплотнениях и на барботаж (размешивание и разбрызгивание масла).
Угол трения j=2° выбирается по коэффициенту трения f в зависимости от скорости скольжения VS.
14. Моменты на валах и силы действующие в зацеплении.
Момент на валу червяка
Окружные силы на червяке и на колесе
Осевые силы на червяке и на колесе
Радиальные силы при угле зацепления a=200
Пункт 6. Проверка контактной прочности.
1. Условие контактной прочности
Отклонения от допускаемых напряжений
Недогрузка допускается до 15% перегрузка допускается до 5%.
2. Проверка жесткости червяка. Прогиб тела червяка в среднем сечении
Оптимальное значение прогиба червяка должно укладываться в пределы
[y]=(0005 0008)×m (27)
допускается некоторое превышение допускаемых значений в пределе запаса жесткости по прогибу
L - расстояние между опорами червяка которое до получения точного значения по чертежу можно принять
E - модуль упругости равный 2×105 Мпа.
I - осевой момент инерции сечения тела червяка по диаметру впадин
Большой запас по жесткости означает что червяк имеет большой диаметр следовательно малый угол подъема винтовой линии что снижает КПД передачи.
Жесткость ниже нормы недопустима поскольку излишний прогиб будет искажать положение контактных линий что приведет к кромочным контактам и быстрому износу передачи.
3. Проверка изгибной прочности зуба колеса.
Допускаемые циклические напряжения изгиба
Эквивалентное число циклов при постоянном режиме нагружения
При NFE 106 подставляют 106 при NHE > 25×107 подставляют 25×107.
Рабочие напряжения изгиба зуба колеса
Коэффициент формы зуба YF выбирается из таблицы по эквивалентному числу зубьев.
следовательно YF = 14;
4. Проверка теплостойкости редуктора.
Температура масла в картере редуктора
Следует уточнить значение мощности на валу червяка
t0 - температура окружающей среды. Для цеховых помещений t =200C.
Kт - коэффициент теплоотдачи равный 12 18 вт(м2×0C ). В типажных конструкциях принимают 16.
A - поверхность теплоотдачи корпуса редуктора м2. При ориентировочных расчетах принимают
Межосевое расстояние подставляется в м.
y - коэффициент отвода тепла через раму или плиту примем y = 02.
[t] - допускаемая температура нагрева масла без потери его первоначальных свойств принимается
Установим диаметральные размеры вала. Ориентировочно определим диаметр концевого участка червяка под шкив из условия прочности на кручение по пониженным допускаемым напряжениям кручения.
где Т = 25 Н– крутящий момент на червяке;
= 12 МПа - допускаемые напряжения на кручение для ведущего вала.
Принимаем d1 = 25 мм. Последующие диаметры принимаем на 5 мм больше предыдущего. Получим следующую картину: d1 = 25 мм; d2 = 30 мм; d3 = 35 мм; d4 = 40 мм; d5 = 40 мм; d6 = 35 мм. При этом делительный диаметр червяка d1ч = 50 мм; начальный диаметр червяка ; диаметр впадин червяка df1 = 38 мм были рассчитаны ранее (рис.1).
Установим длиновые размеры вала.
L1 = 50 мм; L2 = 30 мм; L3 = 55 мм; L4 = 44 мм; L5 = 39мм; L6 = 43 мм. Длина нарезанной части червяка b1 = (10 + x · 55 + z1 ) · m = (10+ 55+2) · 5 = 85 мм. Для фрезеруемых и шлифуемых червяков полученную величину увеличивают на 25 мм. Окончательно принимаем b1 =110 мм.
Принимаем: L7 = 100 мм; L8 = 65 мм; L9 = 65 мм.
Установим диаметральные размеры вала. Ориентировочно определим диаметр концевого участка вала из условия прочности на кручение по пониженным допускаемым напряжениям кручения.
где Т = 560 Н– крутящий момент на рассматриваемом валу;
= 20 МПа - допускаемые напряжения на кручение для тихоходного вала.
Принимаем d1 = 40. Последующие диаметры принимаем на 5 мм больше предыдущего. Получим следующую картину: d1 = 52 мм; d2 = 60 мм; d3 = 65 мм; d4 = 70 мм; d5 = 75 мм; d6 = 85 мм; d7 =65 мм (рис.2).
L1 = 80 мм; L2 = 30 мм; L3 = 35 мм; L4 = 10 мм; L5 = 100 мм; L6 = 10 мм; L7 =35.
Точки приложения (рис.4.) опорных реакций конических подшипников отстоят на величину a от торца подшипника
Итак принимаем: L8 = 100 мм; L9 = 65 мм; L10 = 65 мм.
1. Подшипники быстроходного вала
Составим расчетную схему в двух плоскостях. Окружная сила Ft = 1282 Н осевая сила FА = 4000 Н радиальная сила FR = 1455 H (рис.3).
Определим опорные реакции. В горизонтальной плоскости сумма моментов относительно опоры 1
Сумма моментов относительно опоры 2
Выполним проверку. Сумма проекций всех сил на вертикальную ось должна равняться 0.
Проверка дала положительный результат.
В вертикальной плоскости сумма моментов относительно опоры 1
Суммарная реакция в опоре 2
Проверка долговечности подшипников
Проверку подшипников производим на долговечность по динамической грузоподъемности поскольку относительная частота внутреннего кольца больше 1 обмин.
) Предварительно назначаем для левой опоры 2 одинаковых конических роликовых подшипников средней серии 7313А (фиксир. опора) и шариковый радиальный подшипник средней серии 307 – для второй. При этом левая опора – фиксирующая правая – плавающая.
) Подшипники левой опоры специально не подбирают и не подгоняют они при необходимости могут быть заменены не комплектом а независимо друг от друга. Для них:
динамическая грузоподъемность Сr = 682·103 Н;
коэффициент радиальной нагрузки Х = 04;
коэффициент осевой нагрузки Y = 19;
коэффициент осевого нагружения е = 031;
коэффициент вращения кольца V = 1 при вращении внутреннего кольца.
Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку и ресурс для подшипника опоры полагая что только он воспринимает нагрузку.
) Для подшипника отношение
что больше е = 035. Тогда для опоры 1 принимаем Х = 04; Y = 19.
) Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка
где Kб = 1 - коэффициент безопасности (динамичности нагрузки);
Kт = 1 - температурный коэффициент.
) Расчетный ресурс (долговечность)
а1 = 1 – коэффициент надежности;
а23 = 06 – коэффициент учитывающий свойства подшипника (для роликового конического подшипника);
k = 103 – показатель степени;
n = 956 обмин – частота вращения кольца.
Для редукторов ресурс работы подшипников не должен быть менее 12000 часов.
Итак расчетный ресурс больше требуемого.
) Для подшипника правой опоры:
динамическая грузоподъемность Сr = 553·103 Н;
статическая грузоподъемность Сr0 = 31·103 Н;
диаметр отверстия d = 35 мм;
наружный диаметр D = 80 мм;
диаметр шарика Dw = 14288 мм.
где - диаметр окружности центров шариков
α = 0 – угол контакта
Тогда f0 = 128 – коэффициент зависящий от геометрии подшипника и применяемого уровня напряжения. Коэффициент осевого нагружения
что больше е = 032. Окончательно принимаем: X = 056; Y = 044е = 044032=137.
) Расчетный ресурс подшипника при а1 = 1; а23 = 08; k = 3
2. Подшипники тихоходного вала
Составим расчетную схему в двух плоскостях. Окружная сила Ft = 4000 Н осевая сила FА = 1282 Н радиальная сила FR = 1455 H (рис.4).
Определим опорные реакции. В горизонтальной плоскости (xz) сумма моментов относительно опоры 1
) Предварительно назначаем конические роликовые подшипники средней серии 7313А. Схема установки подшипников – враспор.
) Для принятых подшипников:
динамическая грузоподъемность Сr = 183·103 Н;
коэффициент осевой нагрузки Y = 17;
коэффициент осевого нагружения е = 035;
) Для I (левого) подшипника отношение
что больше е = 035. Тогда для опоры 1 Х = 04; Y = 17.
n = 34 обмин – частота вращения кольца.
) Для II (правого) подшипника отношение
что больше е = 035. Тогда для опоры 2 Х = 04; Y = 17.
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов(рис.3)
Горизонтальная плоскость
Изгибающий момент под усилием Ft
Эпюра построена на сжатом волокне.
Изгибающий момент на опоре 1
Эпюра построена на растянутом волокне.
Вертикальная плоскость
Изгибающий момент под силой FR на растянутом волокне
Изгибающий момент под силой FR на растянутом волокне
Проверка: разность двух моментов должна равняться моменту от осевой силы.
Результат проверки положительный.
Просуммируем изгибающие моменты вертикальной и горизонтальной плоскостей в сечении A
Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует что опасными сечениями являются:
А – место зацепления червячного колеса и червяка: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами осевой силой;
Б – место установки левых подшипников: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами.
Вычисляем геометрические характеристики опасных сечений вала-червяка А.
Момент сопротивления при изгибе
Момент сопротивления при кручении
Материал вала-червяка сталь 40ХН. Для этой стали предел прочности В = 920 Мпа предел текучести Т = 7 50 Мпа.
Предел выносливости при изгибе ; предел выносливости при кручении .
Определяем амплитуду и среднее нормальное напряжение цикла
Определяем амплитуду и среднее касательное напряжение цикла
K = 2 и K =18 - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;
= 073 и = 073 - масштабный фактор учитывающий размер диаметра вала;
== 15 - коэффициент шероховатости поверхности = 1 и упрочнения = 15;
= 025; = 015 - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений для легированной стали.
Тогда запас прочности по нормальным напряжениям
Запас прочности по касательным напряжениям
Суммарный запас усталостной прочности в сечении A
Сопротивление усталости вала обеспечено: в опасном сечении S > [S] = 25.
K = 3 и K = 2 - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;
= 075 и = 075 - масштабный фактор учитывающий размер диаметра вала;
Расчет вала на статическую прочность.
max = 2a = 2·29 =58 Мпа
max = 4a = 4·11 = 44 Мпа.
Эквивалентные напряжения
Запас статической прочности по отношению к пределу текучести
Таким образом вал-червяк спроектирован правильно: обеспечена его усталостная и статическая прочность.
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (рис.4)
Изгибающий момент под силой FR на сжатом волокне
Проверка: сумма двух моментов должна равняться моменту от осевой силы.
Крутящий момент численно равен вращающему Мк = 560 Н·м.
Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует что опасным сечением является А – место установки червячного колеса на вал диаметром 75 мм: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами осевой силой; концентратор напряжений – посадка с натягом колеса на вал.
Вычисляем геометрические характеристики опасного сечения вала А.
Расчет вала на сопротивление усталости
На практике установлено что для валов основным видом разрушения является усталостное. Статическое разрушение наблюдается реже. Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений статических и усталостных характеристик материалов размеров формы и состояния поверхности. Расчет выполняют в форме проверки коэффициента S запаса прочности.
Материал тихоходного вала сталь 40Х. Для этой стали при диаметре вала менее 120 мм предел прочности В = 900 Мпа предел текучести Т = 750 Мпа.
Червячное колесо установлено на валу с натягом поэтому концентратор напряжений в сечении – посадка с натягом. Имеем
K = 22 и K =205 - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;
= 067 и = 067 - масштабный фактор учитывающий размер диаметра вала;
= 015; = 01 - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений для легированной стали.
Коэффициенты концентрации и масштабные факторы для посадки с натягом
Поскольку отношение коэффициентов концентрации для посадки с натягом выше принимаем к расчету эти значения.
Расчет вала на статическую прочность Проверку статической прочности вала в опасных сечениях выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.
max = 2a = 2·5 =10 Мпа
max = 4a = 4·35 = 14 Мпа.
Таким образом вал спроектирован правильно: обеспечена его усталостная и статическая прочность.
Проверка прочности шпоночных соединений
Расчет шпонок производим по напряжением смятия от крутящего момента.
где Т – момент на валу;
lp-рабочая длина шпонок.
d = 24 мм ; Т = 25 Н·м
Выберем шпонку по ГОСТ 23360-78
Сечение шпонки b×h = 8×7; lp = l-b = 25-8 = 13мм.
Допускаемое напряжение на смятие при стальной ступице составляет 100 МПа.
1. Шпонка под червячное колесо
d = 75 мм ; Т = 560 Н·м
Сечение шпонки b×h = 20×12; lp = l-b = 88-20 = 68 мм.
2. Шпонка на выходном конце вала
d = 52 мм ; Т = 560 Н·м
Сечение шпонки b×h = 16×10; lp = l-b = 70-16 = 54 мм.
Выбор смазывающих материалов и системы смазывания
Для уменьшения потерь мощности на трение снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей их охлаждения и очистки от продуктов износа а также для предохранения от заедания задиров коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.
Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
При контактных напряжениях окружной скорости V до 206 мс для червячных передач при 1000 С кинематическая вязкость .
Для данной вязкости выбираем масло – авиационное МС-20.
Подшипники сидящие на валу-червяке к которым затруднен доступ масла смазываем пластичным смазочным материалом. А именно ЦИАТИМ-201. При этом подшипники закрываем с внутренней стороны маслосбрасывающим кольцом.
Для подачи пластичного смазочного материала применяем пресс-масленки.
Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливаем трубчатый маслоуказатель.
При длительной работе в связи с нагревом воздуха повышается давление внутри корпуса. При интенсивном тепловыделении это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого внутреннюю полость корпуса сообщаем с внешней средой путем установки отдушин в его верхних точках.
Анурьев В.И.Справочник конструктора-машиностроителя 2 том. 5-е изд. перераб. и доп.- М.: Машиностроение 1979.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя 3 том. 5-е изд. перераб. и доп.- М.: Машиностроение 1979.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов.- 8-е изд. перераб. и доп.- М. : Высш.шк. 2004.- 496с.
Иванов М.Н. Иванов В.Н. Детали Машин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для машиностроит. вузов. М. «Высш. школа» 1975 .
Принимаем d1 = 25 мм. Последующие диаметры принимаем на 5 мм больше предыдущего. Получим следующую картину: d1 = 25 мм; d2 = 30 мм; d3 = 35 мм; d4 = 40 мм; d5 = 40 мм; d6 = 35 мм. При этом делительный диаметр червяка d1ч = 50 мм; начальный диаметр червяка ; диаметр впадин червяка df1 = 38 мм были рассчитаны ранее.
Составим расчетную схему в двух плоскостях. Окружная сила Ft = 1282 Н осевая сила FА = 4000 Н радиальная сила FR = 1455 H.

колесо червячноеправ.cdw

Число витков червяка
Межосевое расстояние
Коэффициент смещения
Курсовой проект по Деталям машин

Исходные данные (Н).doc

Cхема привода к вертикальному элеватору
Диаметр барабана D мм
Усилие на ленте Р кН
Коэффициент использования суточный Kс
Коэффициент использования годовой Kг

кинематический и силовой расчет (н).doc

) Мощность на выходном валу
где - усилие на ленте
) Частота вращения выходного вала
) Крутящий момент на выходном валу:
) Общее передаточное отношение привода
где = 2840 обмин = – частота вращения двигателя;
) Передаточное отношение червячной передачи
Согласовываем со стандартом .
) Передаточное отношение ременной передачи
) Принимаем следующие значения КПД:
- для ременной передачи ;
- для червячной передачи
) Частота вращения промежуточного вала
) Мощность двигателя
) Мощность на промежуточном валу
) Крутящий момент на входном валу:
) Крутящий момент на промежуточном валу:
Полученные результаты заносим в таблицу1.

_редуктор.cdw

Техническая характеристика
Межосевое расстояние
Передаточное число редуктора 28
Крутящий момент на тихоходном валу
Частота вращения тихоходного вала
Курсовой проект по Деталям машин

редуктор.spw

Курсовой проект по Деталям машин
Крышка смотрового окна
Маслосбрасывающее кольцо
Роликовый конический
Шариковый радиальный
Болт М8 х 32 ГОСТ 7798-70
Болт М10 х 22 ГОСТ 7798-70
Винт М8 х 18 ГОСТ 17473-80
Мaнжета 1-30 х 52-1 ГОСТ 8752-79
Мaнжета 1-60 х 85-1 ГОСТ 8752-79
Рыб-болт М12 ГОСТ 4751-73
Шайба 8 ГОСТ 6402-70
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Шпонка 8х7х25 ГОСТ 23360-78
Шпонка 20х12х88 ГОСТ 23360-78
Шпонка 16х10х70 ГОСТ 23360-78
Шайба 8 ГОСТ 11371-78
Шайба 14 ГОСТ 11371-78
Шпонка 8 х 7 х 28 ГОСТ 23360-78
Шпонка 16 х 10 х 70 ГОСТ 23360-78
Шпонка 20 х 12 х 56 ГОСТ 23360-78

_редуктор.spw

Втулка дистанционная
Крышка смотрового окна
Болт М8 х 14 ГОСТ 7798-70
Болт М14 х 22 ГОСТ 7798-70
Винт М4 х 14 ГОСТ 11644-75
Мaнжета 1-30 х 52-1 ГОСТ 8752-79
Мaнжета 1-60 х 85-1 ГОСТ 8752-79
Подшипник 7307 TУ37.006. 162-89
Подшипник 307 ГОСТ 8338-75
Рым-болт М20.19 ГОСТ 4751-73
Шайба 8 Н ГОСТ 6402-70
Шайба 14 Н ГОСТ 6402-70
Шайба 8 ГОСТ 11371-78
Шайба 14 ГОСТ 11371-78
Шпонка 8 х 7 х 28 ГОСТ 23360-78
Шпонка 16 х 10 х 70 ГОСТ 23360-78
Шпонка 20 х 12 х 56 ГОСТ 23360-78

расчет клиноременной передачи (н).doc

Расчет клиноременной передачи
Пункт 1. Выбираем сечение ремня.
По графику рекомендуется сечение ремня А с размерами: h = 8 мм – высота поперечного сечения ремня; ; ; А = 81· - площадь сечения.
Пункт 2. По графику принимаем диаметр малого шкива и находим .
Пункт 3. Рассчитываем геометрические параметры передачи.
1.Диаметр большого шкива
где U – передаточное отношение передачи;
= 002 – коэффициент скольжения ремня;
Согласовываем со стандартом; тогда = 280 мм.
2. Предварительно принимаем межосевое расстояние
Согласовывая со стандартом принимаем .
4. Уточняем межосевое расстояние
5. Угол обхвата ремнем малого шкива
Угол обхвата ремнем малого шкива находится в допускаемых пределах.
Пункт 4. Мощность передаваемая одним ремнем
где = 088 – коэффициент угла обхвата;
= 089 – коэффициент длины ремня;
= 114 – коэффициент передаточного отношения;
= 12 – коэффициент режима нагрузки;
Пункт 5. Число ремней
где = 095 – коэффициент числа ремней;
При этом условие выполняется.
Пункт 6. Определение предварительного натяжения одного ремня.
1. Окружная скорость на малом шкиве
2. Дополнительное натяжение
где = 1250 - плотность материала ремня;
3. Предварительное натяжение ремня
Пункт 7. Определение силы действующей на вал.
1. Половина угла между ветвями ремня
2. Сила действующая на вал в статическом состоянии передачи
3. Сила действующая на вал при
Влияние центробежных сил мало.
Пункт 8. Ресурс наработки ремней
где = 2000 ч - эксплуатация при среднем режиме нагрузки;
= 1 – коэффициент режима нагрузки;
= 1 – коэффициент климатических условий;

расчет червячной передачи (Н).doc

расчета червячной передачи
Пункт 1. Подготовка расчетных параметров.
Предварительно определяем скорость скольжения
Пункт 2. Выбор материала венца колеса в зависимости от скорости скольжения материала и твердости червяка.
При VS4 мс выбираем более дешевую безоловянистую бронзу.
Червяное колесо: БронзаБрА9Ж4 (sВ=450 МПа; sТ=200 МПа).
Червяк: сталь 40ХН HRC 45 50.
Пункт 3. Определение допускаемых контактных напряжений.
Безоловянистая бронза как заменитель оловянистой бронзы имеет выше механическую прочность но обладая более низкими антифрикционными качествами более склонна к заеданию. Поэтому расчет ведут по отсутствию заедания.
Чтобы исключить вероятность заедания допускаемые контактные напряжения определяются по скорости скольжения
где D1=275 и D2=25 – коэффициенты зависящие от материала венца колеса и состоянии червяка и выбирается из таблицы;
Пункт 4. Проектный расчет по контактным напряжениям
Формула справедлива при коэффициенте делительного диаметра червяка при коэффициенте смещения инструмента X = 0. Коэффициент нагрузки в предварительных расчетах можно принять из диапазона K = 1 13.
Межевое расстояние согласовываем со стандартом
Пункт 5. Расчет параметров необходимых для проверочных расчетов.
1.Число витков (заходов) червяка Z1 выбирается в зависимости от передаточного числа. Z1=2.
Число зубьев колеса из условия отсутствия подрезания должно быть не менее 28
2. Предварительное определение коэффициента делительного диаметра червяка и осевого модуля
Для того чтобы иметь минимальный набор инструмента для нарезания зубьев колеса стандартом регламентируются не только m и q но и их сочетание.
3. Коэффициент смещения инструмента
4 Коэффициент начального диаметра червяка
5 Угол подъема винтовой линии на начальном диаметре
6. Делительные диаметры червяка и колеса
7. Начальные диаметры червяка и колеса
8. Диаметр впадин червяка
df1 = d1 - 24×m; (15)
df1 = 50 - 24×5=38 мм.
9. Диаметр выступов колеса
da2 = d2 + (2+2×X)×m; (16)
da2 = 280 + (2+2×(-1))×5=280 мм.
10. Максимальный диаметр колеса
Выбираем форму профиля червяка. Одним из вариантов может быть профиль червяка после шлифования конусным кругом с прямолинейной образующей профиль получается нелинейчатым обозначается "ZK". Таким же способом обрабатывается и фреза для нарезания зубьев колеса.
11. Уточненная скорость скольжения
12. Уточнение допускаемых напряжений. Для этого следует вернуться к пункту 3.
13. Уточнение КПД редуктора
Сомножитель 09 учитывает потери в уплотнениях и на барботаж (размешивание и разбрызгивание масла).
Угол трения j=2° выбирается по коэффициенту трения f в зависимости от скорости скольжения VS.
14. Моменты на валах и силы действующие в зацеплении.
Момент на валу червяка
Окружные силы на червяке и на колесе
Осевые силы на червяке и на колесе
Радиальные силы при угле зацепления a=200
Пункт 6. Проверка контактной прочности.
1. Условие контактной прочности
Отклонения от допускаемых напряжений
Недогрузка допускается до 15% перегрузка допускается до 5%.
2. Проверка жесткости червяка. Прогиб тела червяка в среднем сечении
Оптимальное значение прогиба червяка должно укладываться в пределы
[y]=(0005 0008)×m (27)
допускается некоторое превышение допускаемых значений в пределе запаса жесткости по прогибу
L - расстояние между опорами червяка которое до получения точного значения по чертежу можно принять
E - модуль упругости равный 2×105 Мпа.
I - осевой момент инерции сечения тела червяка по диаметру впадин
Большой запас по жесткости означает что червяк имеет большой диаметр следовательно малый угол подъема винтовой линии что снижает КПД передачи.
Жесткость ниже нормы недопустима поскольку излишний прогиб будет искажать положение контактных линий что приведет к кромочным контактам и быстрому износу передачи.
3. Проверка изгибной прочности зуба колеса.
Допускаемые циклические напряжения изгиба
Эквивалентное число циклов при постоянном режиме нагружения
При NFE 106 подставляют 106 при NHE > 25×107 подставляют 25×107.
Рабочие напряжения изгиба зуба колеса
Коэффициент формы зуба YF выбирается из таблицы по эквивалентному числу зубьев.
следовательно YF = 14;
4. Проверка теплостойкости редуктора.
Температура масла в картере редуктора
Следует уточнить значение мощности на валу червяка
t0 - температура окружающей среды. Для цеховых помещений t =200C.
Kт - коэффициент теплоотдачи равный 12 18 вт(м2×0C ). В типажных конструкциях принимают 16.
A - поверхность теплоотдачи корпуса редуктора м2. При ориентировочных расчетах принимают
Межосевое расстояние подставляется в м.
y - коэффициент отвода тепла через раму или плиту примем y = 02.
[t] - допускаемая температура нагрева масла без потери его первоначальных свойств принимается

вал.cdw

Курсовой проект по Деталям машин
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Неуказанные предельные отклонения размеров
*Размеры обеспеч. инстр.