Курсовая работа: Червячный редуктор с клиноременной передачей

Spetsifikatsia_2.spw

Пояснительная записка
КПДМ.1207.2.09.270.00.04
КПДМ.1207.2.09.270.00.05
Электродвигатель 4A100L4УЗ
Муфта упругая фтулочно-
пальцовая ГОСТ 21424-75
Гайка М12-6g х 70.58
Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 22 65Г ГОСТ 6402-70

Spetsifikatsia_3.spw

Редутор.cdw

ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
Мощность на входном валу
Вращающий момент на выходном валу
Общее передаточное число 53.6
Частота вращения ведомого вала
После сборки валы редуктора должны поворачиваться свободно
без стуков и заедания
Поверхности соединения корпус-крышка" перед сборкой покрыть
спиртовым лаком ГОСТ Р 52491-2005
Осевой люфт в подшипниках:
обеспечить за счет подбора толщины прокладок

Чертежи все.cdw

Схема расположения болтов
крепления рамы к фундаментам
крепления элементов привода к рамке
Прогиб ветви ремня под поздействием силы 100Н
не более 6мм (ГОСТ 1284.3-96)
Непараллельность осей шкивов не более 0
Смещение рабочих поверхностейшкивов не более 0
Привод обкототь без нагрузки в течение не менее 1 часа стук и
резкий шум не допускаются
После обкотки масло из редуктора слить и залить масла
индустриальное И-30А ГОСТ20799-75количестве 1л
Ограждение условна не показаны ограждения ременной передачи
и муфты устанавить и окросить в оранжевый свет.
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Техническая характеристика

Spetsifikatsia_1_1.spw

Кольцо мазеудерживающее
Маслоуказатель жезловый
Пробка с цилиндрической резьбой
Шариковый радиально-упорный
Роликовый конический однорядный
Болт М14-6g х 110.58
Винт 1 М6-6g х 16.58
Шайба 10 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 14 65Г ГОСТ 6402-70
Шпонка 18х11х104ГОСТ 23360-78
Шпонка 22х14х140 ГОСТ 23360-78
Шпонка 20х12х100 ГОСТ 23360-78

пояснительная записка.docx

Выбор электродвигателя и кинематический расчет..3
Расчёт червячной передачи5
Расчёт клиноременной передачи9
_Toc4400649355. Предварительный расчёт валов11
Конструктивные размеры корпуса редуктора13
Первый этап компоновки редуктора14
Проверка долговечности подшипников15
Проверка шпоночных соединений19
Уточнённый расчёт валов.19
)Кинематическая схема привода
– клиноременная передача
– червячный редуктор
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
= ; = = 3.315 (кВт);
Выбираем двигатель 4А160M4
Рном= 18.5 (кВт) ; S = 22%
) 4A100S2 кВт обмин
) 4A100L4 кВт обмин
) 4A112МВ6 кВт т обмин
) 4A132S8 кВт обмин
Номинальные частоты вращения валов этих двигателей будут соответственно:
Выбираем двигатель 4A100L4
Рном= 4 (кВт) ; S = 4.7%
Принимаем по ГОСТ 2185-66
Частоты вращения и угловые скорости валов ABC
Мощности и вращающие моменты на валах
Расчет червячного редуктора.
Число витков червяка z1=2
Число зубьев червячного колеса z2=z1uр=227=54
Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.
Так как к редуктору не предъявляются специальные требования то в целях экономии принимаем для венца червячного колеса бронзу БрА9ЖЗЛ (отливка в песчаную форму).
Предварительно примем скорость скольжения в зацеплении
Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение . Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы . В этой формуле KFL = 0.543 при длительной работе; ;
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=10 коэффициент
Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости:
Принимаем по ГОСТ 2144 – 76 стандартные значения m = 8 мм q = 10.
Межосевое расстояние при стандартных значениях m и q
Основные размеры червяка:
делительный диаметр червяка
диаметр вершин витков червяка
диаметр впадин витков червяка
длина нарезанной части шлифованного червяка
делительный угол подъема витка γ при z1=2 и q=10 γ=1119’.
Основные размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр червячного колеса
диаметр вершин зубьев червячного колеса
диаметр впадин зубьев червячного колеса
наибольший диаметр червячного колеса
ширина венца червячного колеса
Окружная скорость червяка
Уточняем КПД редуктора:
при скорости vs = 5448 мс приведенный коэффициент трения для без оловянной бронзы и шлифованного червяка f ’= 00268 и приведенный угол трения ρ' = 132’.
КПД редуктора с учетом потерь в опорах потерь на разбрызгивание и перемешивание масла
Степень прочности передачи – 7-ая.
Коэффициент динамичности Kv = 11.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки
где коэффициент деформации червяка при q = 10 и z1 = 2 = 86; вспомогательный коэффициент x=06.
Коэффициент нагрузки
Проверяем контактное напряжение:
Результат расчета следует признать удовлетворительным так как расчетное напряжение ниже допускаемого на 14347 %.
Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб.
Эквивалентное число зубьев
Коэффициент формы зуба YF = 212.
что значительно меньше вычисленного выше
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
Расчёт клиноременной передачи
) Выбираем сечение А
) Диаметр меньшего шкива
d1 = 4* = 116.204 (мм)
) Диаметр большего шкива
d2 = d1 * i * (1 – ) (мм)
d2 = 100 * 1.98 * ( 1 – 0015) = 195.03 (мм)
) Уточнённое передаточное отношение
) Межосевое расстояние в интервале
am T0 = 8 – т.к. сечение А
amin = 055 * (100 + 224) + 8 = 186.2 (мм)
amax = 100 + 224 = 324 (мм)
) Расчётная длина ремня
L = 2a + 05 * (d1+d2) + (мм)
L = 2*400 + 05 * * (100 + 224) + =1318 (мм)
Принимаем L = 1400 (мм)
)Уточняем межосевое расстояние
а = 0.25 * *(L – w)+ (мм)
а = 0.25 * 3.14*(1400 – 508.68)+ = 441 (мм)
w =0.5**(d1+d2)=0.5*3.14*(100+224)=508.68 (мм)
y = (d2-d1)2=(224-100)2=15376
) Угол обхвата ремнём ведущего шкива
α1 = 180 - 57 * = 164
) Определим количество ремней
Cα = 096; Cz = 0.95;
P0 = 1.5(кВт); P = 3.68(кВт)
) Определим натяжение ветви ремня
= 0.5*дв*d1=0.5*150.1*100*10-3=7.505 мc
) Определим силу давления на вал
Fв = 2*164.716*3*sin = 978.678 (кH)
)Определим ширину обода шкива
В = (Z-1) *e +2f (мм)
В = (3-1) *15 +2*10 = 50 (мм)
Предварительный расчет валов редуктора.
Предварительный расчет валов выполняется по напряжениям кручения то есть без учета напряжений изгиба концентраций напряжений и переменности напряжений. Поэтому допускаемые напряжения на кручение принимаются заниженными.
Допускаемое напряжение на кручение примем [к] = 25 МПа.
Диаметр выходного конца вала:
Так как вал редуктора соединяется с валом электродвигателя через передачу то для удобства соединения примем диаметры двигателя(dдв) и вала (dв1)
dB1 = 28 (мм) ; b1 = 140 (мм)
dП1 = 30 (мм) ; l1 = daM2 = 476 (мм)
df1 = 90 (мм); f1 = 140(мм)
d1 = 80 (мм); da1 = 96 (мм)
Принимаем допускаемое напряжение на кручение [к] = 25 МПа.
Диаметр выходного конца
Диаметр вала под подшипниками принимаем:
Диаметр вала в месте посадки червячного колеса принимаем
dk2 = dп2 + (5 15) (мм)
dст2 = (16 18) * dк2 (мм)
dст2 = 17 * 75 = 127.5 (мм)
lcт2 = (12 18) *dк2 (мм)
lcт2 = 15*75= 112.5 (мм)
Dотв = 05 * (D0+dст) = 05 * ( 464 + 127.5) = 297.25(мм)
С = 025b (мм) – толщина диска
С = 025 * 72 = 18 (мм)
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок крышки и корпуса
= 004*а+2 = 004*264 +2 = 1256 (мм)
= 0032*а +2 = 0032 * 264 + 2 = 10448 (мм)
b = 15 = 15*15 = 225 (мм)
b1 = 15 = 15*15 = 225 (мм)
Принимаем b1 = 25 мм
Толщина нижнего пояса корпуса редуктора при наличии бобышек
р1 = 15 = 15 * 15 = 225 (мм)
р2 = (25÷275) = 25 * 15 = 375÷4125 (мм)
Принимаем р2 = 40 мм
Диаметр фундаментальных болтов
d1 = (003÷0036)*а+12 (мм)
d1 = (003÷0036)аW +12 = (003÷036)264+12=19.92÷21.504 (мм)
Принимаем болты с резьбой М20
Первый этап компоновки редуктора
Компоновочный чертёж выполняем в двух проекциях - разрез по оси колеса и разрез по оси чертежа; масштаб 1:1.
Вычерчиваем упрощенно шестерни и колёса.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
Принимаем зазор между торцом ступицы червячного колеса и внутренней стенкой корпуса с1 = 12 = 1215 = 18мм принимаем с1 = 18 мм.
Условное обозначение подшипника
Грузоподъемность кН.
Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса с = 12 = 1215 = 18 мм принимаем с = 18 мм
Проверка долговечности подшипников
l1 = daM2 = 476 (мм)
l2 = 128+35 = 185 (мм)
Окружная сила на червячном колесе равная осевой силе на червяке:
Ft2 = Fa1 = = = 4018 (Н)
Окружная сила на червяке равная осевой силе на червячном колесе:
Ft1 = Fa2 = = 1157.4 (Н)
Радиальные силы на колесе и червяке:
Fr2 = Fr1 = Ft2 * tg α = 4018 * tg 20 = 1462 (Н)
Рис. 8.1. Силовая схема червячного редуктора
yz: -Ry1*l1+Fr1*l12 – Fa1*d12 = 0
Ry2*l1 – Fr1*l12 - Fa1 * d12 = 0
(y): Ry1 + Ry2 - Fr1 = 393.35 + 1068.65 –1462= 0 – верно.
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально- упорных подшипников:
S1 = 068 * 699.72= 475.8 (Н)
S2 = 0.68*0.68= 1215.28 (Н) где е=0.68 для α=26град.
Т.к. S1 S2 Ра1 = Fa S2 – S1 ; тогда Pa1 = S1= 475.8 (Н)
Pa2 = S1 +Fa1 = 475.8 +4018 = 4493.8 (Н)
Рассмотрим левый подшипник
; осевую нагрузку не учитываем
Эквивалентная нагрузка
Pэ1 = Pr1*V*K*KT = 699.72*1*13*1 = 909.636 (Н). где V=1 K и KT=1 по таб.9.18 1.
Рассмотрим правый подшипник
Pэ2 = (X*Pr2*V + Y*Pa2) *K * KT = (041*1215.28*1 + 0.87*4493.8)*13*1 = 5730(Н)=5.73 (кН) где X=0.41 и Y=0.87 по таб. 9.18 1
Расчётная долговечность
Расчётная долговечность (Ч)
Lh = = где n=722.25 обмин для вала 2
yz: Ry3*l2+Fr2*l22 – Fa2*d22 = 0
Ry4*l2 - Fr2*l22 – Fa2*d22 = 0
(Y): Ry3 – Ry4 +Fr2 = 0
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:
S3 = 083*e * Pr3 где е=0.37 для подшипника 7214
S3 = 083*037 * 2118 = 650.438 (Н)
S4 =083*037*2929=899.496 (Н)
Т.к. S3 S4 Ра3= Fa S4 – S3 ; тогда Pa3 = S3=650.438(Н)
Pa4 = S3 +Fa2 = 650.438 +1157.4 =1808 (Н)
Т.к. для правого подшипника
то при расчёте эквивалентной нагрузки осевые
силы не учитываются.
Pэ3 = Pr3*V*K*KT = 2118*13 = 2753 (Н)
Для левого подшипника
X = 04; Y = 162 для подшипника 7214 таб. 9.18 и П7 1.
Pэ4 = (X*Pr4*V + Y*Pa4) *K * KT = (04*2929*1 + 162*1808)*13*1 = 5331(Н)
Проверка шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длин шпонок – по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Шпонка: b×h× t1 = 7; t2 = 44
Ведомый вал редуктора: d = 75 мм; b×h = 22×14 мм; t1 = 9 мм; длина шпонки момент Т2 =903.225103 Нмм;
(материал червячного колеса чугун марки СЧ 20).
Уточнённый расчёт валов.
Принимаем что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу а касательные от кручения – по от нулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [S]. Прочность соблюдена при S ≥ [S] = 25.
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
dB1 = 28 (мм) ; b1 = 140 (мм) Ft1=1157.4 (Н)
dП1 = 30 (мм) ; l1 = daM2 = 476 (м Ft2=1462 (Н)
Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка:
[f] = (0005÷001)m = (0005÷001) * 8 = 004÷008 (мм)
Жёсткость обеспеченна т.к. f = 000596 (мм) [f]
Материал вала – сталь 45 термическая обработка – нормализация;
Пределы выносливости
Нижнее расположение червяка . Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении dk2 = 75(мм). Концентрация напряжений обусловленна наличием шпоночной канавки.
k = 161; k = 163; при
Рис. Расчетная схема вала червячного колеса.
Изгибающий момент в сечение 1-1
Изгибающий момент в сечении 2-2
Изгибающий момент в сечение 3-3
Изгибающий момент в сечение 3-3
Суммарный изгибающий момент
Момент сопротивения кручению
Расчет вала червяка:
Fa1=578.678 (Н) f1=140 мм
Изгибающий момент в сечение 2-2
Изгибающий момент в сечение 2-2 в вертикальной плоскости
Изгибающий момент в сечение 4-4
Рис. Расчетная схема вала червяка.
Момент сопротивления изгибу
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности
Т.к. S>[S] где [S]=25 то прочность в опасном сечении обеспечена.
Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе
Считаем что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха и принимаем коэффициент теплопередачи kt=17 Вт(м20С). Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности A3.52м2.
Выбор системы смазки и сорта масла.
Смазывание зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла заливаемого внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение крыльчатки брызговика примерно на 11 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 03-08 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 035×3.68 1.288 дм3.
Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях H = 142 МПа и скорости = 3.08мс рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 20×10-6 м2с.
Принимаем масло индустриально И30-А (по ГОСТ 20799-75).
Чернавский С.А. «Курсовое проектирование деталей машин» Москва «Машиностроение» 1988 г.
Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин» Москва «Высшая школа» 1991 г.