Проектирование привода, состоящего из клиноременной, цепной передач и червячного редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода

2. Расчет ременной передачи

3. Расчет червячной передачи

4. Расчет валов редуктора

5. Проверочный расчет подшипников редуктора

6. Проверочный расчет шпоночных соединений

7. Выбор масла и разработка системы смазывания редуктора

8. Разработка технологии сборки редуктора

Список использованных источников

Введение

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата, и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, цепную или ременную передачи.

Назначение привода - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Редуктор состоит из корпуса, в котором размещаются элементы передачи (зубчатые колеса, валы, подшипники, и др.).

Рисунок 1. - Кинематическая схема привода

По заданию требуется рассчитать привод, состоящий из клиноременной, цепной передач и червячного редуктора (с нижним расположением червяка).

Р₃ = 3,5 кВт; n₃ =35 об/мин

1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода

Принимаем значения КПД ступеней привода:

ременной передачи з₁=0,96; червячной пары з₂=0,85; коэффициент, учитывающий потери на трение в опорах 2-х валов з₀=0,99².

Вычисляем общий КПД всего привода:

_общ=з₁з₂з_п

где з₁ _ КПД клиноременной передачи;

з₂ _ КПД зубчатой пары;

з_п _ КПД подшипников 2-х валов;

з_общ = 0,96·0,85·0,93·0,99² = 0,799

Определяем требуемую мощность электродвигателя, Рд, кВт:

Р_Д = Р₃/з_общ

где Р_Д _ требуемая мощность двигателя, кВт;

Р₃ - мощность на ведомом валу привода, кВт;

Р_Д = 3,5/0,799 =4,4 кВт

По приложению П1 [1], принимаем двигатель 4А100L2У3, с синхронной частотой вращения ротора n_с=1500 об/мин, мощностью P=5,5кВт.

Вычисляем номинальную частота вращения:

n_ном= n_с(1-s)

где s - скольжение, s=3,4%

n_ном=1500(1-0,034)=1450 об/мин

Определяем передаточное отношение привода :

и===41,6

Назначаем передаточные числа ступеней привода: u₁=2,6 ,u₂=16, в соответствии с рекомендациями.

Уточняем передаточное число привода:

U_общ= u_1?u₂ =2,6·16=41,6

Определяем мощности на валах привода:

Определяем частоту вращения на каждом валу механизма.

n₃=35 об/мин

n₂=n_3Мu₂=35·16=560 об/мин

n_дв= 1450 об/мин

Определяем угловую скорость вращения каждого вала.

щ₁= рад/c.

щ₂= рад/c.

щ₃= рад/c.

Определяем вращающие моменты на валах привода:

Н·м

Н·м

Н·м

2. Расчеты ременной передачи

Определяем частоту вращения (об/мин) меньшего шкива:

;

Выбираем сечение «A» клинового ремня зная частоту вращения (об/мин) малого шкива и передаваемую мощность 4,4 кВт (вращающий момент до 60 Нм).

Зная сечение клинового ремня, используя ГОСТ 1284.1-80, находим его размеры. Для наглядности размеры ремня сводим в таблицу 2.1

Таблица 2.1-Размеры клинового ремня

Обозначение сечения ремня	Диаметр меньшего шкива d1, мм	lр	W	To	Площадь поперечного сечения ремня A, мм2	Расчетная длина ремня Lp, мм	Разность между расчетной и внутренней длинной ремня L, мм	Масса одного метра, мм
А	90	11,0	13	8	81	560-4000	40	0,105

Определяем диаметр большего шкива [мм]:

;

;

где = 0,01 - относительное скольжение ремня для передач с регулируемым натяжением ремня.

Принимаем d₂=224 мм (ГОСТ 17383-70).

Рассчитываем уточненное передаточное отношение для клиноременной передачи:

;

Назначаем межосевое расстояние в интервале (мм):

; ;

;

;

где T_o - высота сечения ремня [см. табл.2.1].

Выбираем межосевое расстояние а=250 мм.

Вычисляем длину ремня (мм):

;

;

Принимаем округленное значение Lр = 1000 мм.

Уточняем межосевое расстояние (мм):

;

;;

;

Рассчитываем угол обхвата меньшего шкива:

;

Находим необходимое для передачи число ремней:

;

;

где Pо = 1,55 кВт - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем;

C_L=0,94 - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;

C_p=1,1 - коэффициент динамичности нагрузки и режима работы (при легком режиме работы с кратковременной нагрузкой 120% от номинальной, при 2-ух сменах работы), применяется в ленточных конвейерах, насосах и компрессорах центробежных, токарных и шлифовальных станках;

С = 0,97 - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую способность ремня;

Cz = 0,92 - коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте клиноременной передачи (при z = 3-4).

Принимаем количество ремней: 4.

Рассчитываем окружную силу [Н], действующую в ременной передаче:

;

;

Рассчитываем силу предварительного натяжения [Н] ветви ремня:

;

;

где, = 0,18 (Нс²)/м² - коэффициент, учитывающий центробежную силу, при выборе зависит от сечения клинового ремня.

Определяем силу [Н], действующую на вал передачи:

;

;

Окончательно назначаем ремень А-1000Т в количестве 4 шт.

3. Расчет червячной передачи

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса.

Для червяка сталь 45 с закалкой до твёрдости 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 _s=5 м/c. Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение [_н] =167 МПа.

Таблица 3.1- Механические параметры материалов

Элемент передачи	Марка материала	Термообработка	ув	-1	у-1	[у Н]
		Способ отливки	МПа
червяк	сталь 45	закалка	900	375	387	-
колесо	БрА9ЖЗЛ-венец Корпус- СЧ15	отливка в песчаную форму	-	-	-	167

Число витков червяка z₁ принимаем в зависимости от передаточного числа: при u =16 принимаем z₁=2.

Рассчитываем число зубьев червячного колеса

z₂=u·z₁; 16·2=32,

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=10

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего (червяк):

ведомого (вал червячного колеса):

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости:

Определяем модуль:

Принимаем по ГОСТ 2144-76 стандартные значения m=8; q=10

При стандартных значениях межосевое расстояние:

Рассчитываем диаметры червяка:

делительный диаметр червяка :

q·m; =10·8=80 мм

диаметр вершин витков червяка :

=80+2·8=96мм

диаметр впадин витков червяка :

=80-2,4·8=60,8 мм

Определяем длину нарезаемой части червяка , она выбирается в зависимости от [1,с.57]:

при =2;

мм;

принимаем b₁=130мм

Определяем делительный угол подъема витка

tg=

tg=2/10=0,2

=11°23`

Определяем размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр червячного колеса :

·m

=32·8=256 мм

диаметр вершин зубьев червячного колеса :

=256+2·8=272 мм;

диаметр впадин зубьев червячного колеса :

=256-2,4·8=236,8 мм;

наибольший диаметр червячного колеса :

272+6·8/4=284 мм;

ширина венца червячного колеса ,она выбирается в зависимости от [1,с.5]: при =2;

0,75

=0,75·96=72 мм;

Определяем окружную скорость червяка:

м/с

=3,14·80·10^-3·512/60=2,13 м/с

скорость скольжения

=2,13/сos11°24=2,17 м/с;

при этой скорости [_н]=171 МПа

уточняем КПД редуктора при =2°5'-угол трения

=0,81

Выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности =1,0;

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки

где коэффициент деформации червяка при q=10 и Z₁=2: O=86. Принимаем вспомогательный коэффициент X=0,6 (незначительные колебания нагрузки)

Коэффициент нагрузки

Проверяем контактное напряжение

=144МПа171МПа

Проверяем прочность зубьев червячного колеса на изгиб:

эквивалентное число зубьев

,

=33,9;

Выбираем по справочным таблицам коэффициент формы зуба =2,34

Определяем напряжение изгиба

,

=8 МПа;

Определяем основное допускаемое напряжение изгиба для реверсивной работы:

где -коэффициент долговечности, принимаем по его минимальному значению =0,543;

Таким образом,

=98·0,543=53,21МПа.

Прочность обеспечена, т. к.

< .

Силы в зацеплении:

Окружная на колесе (осевая на червяке)

привод редуктор смазывание сборка

Окружная на червяке (осевая на колесе)

радиальные силы

4. Расчет валов редуктора

Предварительно рассчитаем диаметры валов по условному расчету на кручение при допускаемом напряжении (см. ф. 8.16 [1]):

Принимаем выходные концы валов: ;

Принимаем посадочные диаметры валов редуктора под подшипники:

Принимаем посадочный диаметр валa редуктора под червячным колесом:

Ведущий вал.

Из предыдущих расчетов силы, действующие от червячной передачи:

Из предыдущих расчетов сила, действующие от ременной:

Расстояния между приложениями нагрузок:

Приводим расчетную схему на рис.4.1

Находим реакции опор.

Плоскость xz:

Откуда:

Из условия:

Строим эпюры изгибающих моментов.

,

Плоскость yz:

Откуда:

Из условия:

Строим эпюры изгибающих моментов.

,

Суммарные изгибающие моменты:

Суммарные реакции опор:



Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 4.1-Расчетная схема ведущего вала

Проверим червяк на выносливость. Проверим эти сечения на выносливость. Назначаем на червяк сталь 45, закалка, с механическими характеристиками: _В =900 МПа, _-1 =0,43900=387 МПа, _-1 =0,58387=225 МПа

Сечение «1». Концентрация напряжений обусловлено напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал (см. табл. 8.7 [1]).

Принимаем:

, , , (см. с.166 [1].

Момент сопротивления сечения:

Амплитуда нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

тогда

Результирующий коэффициент запаса:

Проведем расчет ведомого вала

Из предыдущих расчетов:

Приводим расчетную схему на рис.4.2

Находим реакции опор.

Плоскость xz:

Откуда:

Из условия:

Строим эпюры изгибающих моментов.

,

Плоскость yz:

Откуда:

Из условия:

Строим эпюры изгибающих моментов.

,

Суммарные изгибающие моменты:

Суммарные реакции опор:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 4.2 - Ведомый вал

Проведем уточненный расчет вала.

Материал ведомого вала - сталь 45.

Для передачи крутящего момента от шестерни редуктора на ведомый вал червячной передачи применим призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. При принятом диаметре вала d=70мм размеры сечения шпонки и пазов (см. рис.4.3): b=20мм; h=12мм, t₁ =7,5мм.

Определим коэффициенты усталостной прочности для предположительно опасного сечения в точке С (наличие шпоночной канавки).

Определим коэффициенты усталостной прочности. Вал нагружен моментом Т₃ =945Нм.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Рисунок 4.3 - Шпоночное соединение

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

Принимаем (см.табл.8.5 [1]); (см.табл.8.8[1]) и (см. с.166 [1]). Тогда:

Суммарный изгибающий момент:

Момент сопротивления сечения изгибу:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где: (см. табл. 8.7 [1])

Результирующий коэффициент запаса:

Следовательно, прочность вала обеспечивается.

5. Проверочный расчет подшипников редуктора

Проверим подшипники ведущего вала на долговечность.

Назначаем подшипники 66407.

Осевые составляющие от радиальной нагрузки:

где при =36.

Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 9.21 [1]). В нашем случае при и F_a >0, то

Р_а1=S₁=1685 Н, Р_а2=S₁ +F_a=9068 Н

Рассмотрим сечение 1.

,

осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка:

где по табл. 9.19 [1]: коэффициент безопасности , коэффициент, учитывающий температуру подшипника: , V=1 (вращается внутреннее кольцо).

Рассмотрим опору 2.

,

осевую нагрузку учитываем.

Эквивалентная нагрузка:

где по табл. 9.18 [1]: , .

Расчетная долговечность по опоре 2 (ф.9.1 [1]), млн.об.:

Расчетная долговечность, ч.:

что больше рекомендуемого:

Назначаем на ведомый вал подшипники 7513.

Осевые составляющие от радиальной нагрузки (см. ф. 9.9 [1]):

где для подшипников 7513.

Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 9.21 [1]). В нашем случае при и F_a >0 , то

Р_а4=S₄,=944Н,

Р_а3=S₄ +F_a2 =944+1900=2844 Н

Рассмотрим сечение 4.

,

осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка:

где по табл. 9.19 [1]: коэффициент безопасности , коэффициент, учитывающий температуру подшипника: , V=1 (вращается внутреннее кольцо).

Рассмотрим сечение 3.

,

осевую нагрузку учитываем.

Эквивалентная нагрузка:

где по табл. 9.18 [1]: , .

Расчетная долговечность по опоре 3 (ф.9.1 [1]), млн.об.:

Расчетная долговечность, ч.:

что больше рекомендуемого:

6. Проверочный расчет шпоночных соединений

Назначаем призматические шпонки со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Проведем расчет на смятие шпонок.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности (см. ф. 8.22 [1]):

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [_см ]=120 МПа, при чугунной ступице [_см ]=60 МПа.

Ведущий вал.

Для передачи крутящего момента от ведомого шкива ременной передачи на червяк применим призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. При принятом диаметре вала d=23мм размеры сечения шпонки и пазов (см. рис.4.3): b=10мм; h=8мм, t₁ =5мм. Крутящий момент Т=76 Н·м.

Принимаем длину шпонки конструктивно:

Тогда:

Ведомый вал.

Для передачи крутящего момента на ведомый вал редуктора применим призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. При принятом диаметре вала d=70мм размеры сечения шпонки и пазов (см. рис.4.3): b=20мм; h=12мм, t₁ =7,5мм. Крутящий момент Т=905Н·м.

Принимаем длину шпонки конструктивно:

Тогда:

Расчет шпоночных соединений показал, что шпонки подобраны правильно.

7. Выбор масла и разработка системы смазывания редуктора

Смазывание червячной передачи производится окунанием червяка в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение червячного колеса не менее 10 мм (картерное смазывание). Минимальный объем масляной ванны V определяем из расчета 0,4 дм³ на 1 кВт передаваемой мощности, т.е.

V=4,4·0,4=1,76 дм³.

По табл. 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. Рекомендуемая вязкость масла: 2510^-6 м²/с. По табл.10.10 [1] принимаем масло индустриальное И-25А (по ГОСТ 20799-75).

При работе червячной передачи значительная энергия тратится на трение, в процессе которого происходит тепловыделение. Смазочные свойства масла при нагреве резко ухудшаются и возникает опасность заедания передачи. В целях предотвращения этого вида повреждения и производиться тепловой расчет , суть которого сводиться к тому чтобы температура масла в картере редуктора t_м не превышала допустимого значения [t_м]=70…80єС.

где t_B - температура воздуха вне корпуса, єС;

Р₁ - мощность на червяке, Вт;

з - КПД редуктора;

К_t - коэффициент теплоотдачи, зависящий от материала корпуса редуктора и интенсивности вентиляции помещения;

А - площадь поверхности охлаждения редуктора, м².

8. Разработка технологии сборки редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл.10.13 [1].

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82.

Шейки валов и червяка под подшипниками выполняем с отклонениями вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.

Распорные кольца и сальники по .

Шкив и звездочку на валы редуктора по .

Назначаем допуски цилиндричности (см. табл. 10.14[1]):

· шейки валов под подшипниками 0,004 мм;

· отверстий в корпусе и в стакане под подшипники: 0,01 мм;

· поверхности валов под зубчатым колесом: 0,005 мм.

Назначаем допуска соосности между шейками валов под подшипниками 0,036 мм

Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

· на ведущий вал (червяк) напрессовываем подшипники, предварительно нагретые в масле до 80?С;

· в ведомый вал закладываем шпонку и напрессовываем червячное колесо, затем надеваем распорную втулку, устанавливаем подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого регулируют подшипники на валах и ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок. Проверяется проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляются крышки винтами. Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывается шпонка. На конец ведущего вала закладываем также шпонку и напрессовываем шкив ременной передачи. Ввертываем в корпус пробку маслоспускного отверстия, закрепляем маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие с прокладкой из картона, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими требованиями.

Список использованных источников

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся техникумов/С.А.Чернавский и др.-М.: Машиностроение, 1987.

2. Детали машин. Курсовое проектирование/ Дунаев П.Ф., Леликов О.П. -Высш. школа, 1990

3. Иванов М.Н., Иванов В.Н.: Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высш. школа, 1975

Размещено на Allbest.ru

...