Расчет и проектирование червячного редуктора
Характеристика назначения и области применения червячного редуктора. Определение частоты вращение вала электродвигателя. Расчет мощностей и передаваемых крутящих моментов валов. Расчет червячной передачи. Выбор системы и вида смазки для червячных валов.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 14.12.2016 |
| Размер файла | 874,1 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Министерство образования РФ
Саратовский Государственный Технический Университет
Кафедра «Детали машин»
РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА
Выполнила
Студентка ФЭТиП
Проверил
Саратов 2009
1. Назначение и область применения привода
Нам в нашей работе необходимо рассчитать и спроектировать привод конвейера.
Привод предназначен для передачи вращающего момента от электродвигателя к исполнительному механизму. В качестве исполнительного механизма может быть ленточный или цепной конвейер. Привод состоит из двигателя 1 (рис.1), зубчато-ременной передачи 2, червячного редуктора 3 и муфты 4.
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 по сравнению с валом ведущим.
Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи - червяк, червячное колесо, подшипники, вал и пр. Входной вал редуктора посредством зубчато-ременной передачи соединяется с двигателем, выходной посредством муфты - 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, проектировать их нецелесообразно. Практически червячные редукторы применяют для передачи мощности, как правило, до 45кВт и в виде исключения до 150кВт.
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
2.1 Исходные данные для расчета
выходная мощность - =3,2 кВт; нагрузка постоянная; долговечность привода - 10000 часов.
Рис. 1 - кинематическая схема привода, где:
1 - двигатель; 2 - клиноременная передача; 3 - червячная передача; 4 - барабан.
2.2 Определение требуемой мощности электродвигателя
- требуемая мощность электродвигателя
где: - коэффициент полезного действия (КПД) общий.
Где - КПД ременной передачи
- КПД червячной передачи
- КПД подшипников
2.3 Определение ориентировочной частоты вращения вала электродвигателя
Определяем ориентировочную частоту вращения вала электродвигателя
где - выходная частота вращения вала рабочей машины
- общее передаточное число редуктора.
,
где - передаточное число ременной передачи, - передаточное число червячной передачи.
Принимаем
,
По требуемой мощности выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии АИ закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1500мин-1 АИР112М4, с параметрами Рном = 5,5 кВт, мин -1, S=3,7%, мин -1.
2.4 Определение действительных передаточных отношений
Определяем действительное передаточное соотношение из формулы
Разбиваем по ступеням.
Принимаем стандартное значение
Передаточное число ременной передачи
Принимаем
2.5 Определяем частоты вращения и угловые скорости валов.
- угловая скорость двигателя;
- число оборотов быстроходного вала;
- угловая скорость быстроходного вала;
- число оборотов тихоходного вала;
- угловая скорость тихоходного вала.
3. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов валов
3.1 Определяем мощности на валах
Мощность двигателя -
Определяем мощность на быстроходном валу
Определяем мощность на тихоходном валу
3.2 Определяем вращающие моменты на валах
Определяем вращающие моменты на валах двигателя, быстроходном и тихоходном валах по формуле
4. Расчет червячной передачи
4.1 Исходные данные
4.2 Выбор материала червяка и червячного колеса
Для червяка с учетом мощности передачи выбираем сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.
Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения
м/с
Для венца червячного колеса примем бронзу БрА9Ж3Л, отлитую в кокиль.
4.3 Предварительный расчет передачи
Определяем допускаемое контактное напряжение :
[ ун] =КHLСv0,9в,
где Сv -коэффициент, учитывающий износ материалов, для Vs=3,34 он равен 1,21
в,- предел прочности при растяжении, для БрА9Ж3Л в,=500МПа
КHL - коэффициент долговечности
КHL =,
где N=5732Lh,
Lh - срок службы привода, по условию Lh=10000ч
N=573х1х10000=5730000
КHL =
КHL =1,073
[ ун] =1,073х1,21х500=523
Число витков червяка Z1 принимаем в зависимости от передаточного числа при U = 50 принимаем Z1 = 1
Число зубьев червячного колеса Z2 = Z1 x U = 1 x50 = 50
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 10;
Коэффициент нагрузки К = 1,2;
Определяем межосевое расстояние
Вычисляем модуль
Принимаем по ГОСТ2144-76 стандартные значения
m = 5
q = 10
а также Z2 = 50 Z1 = 1
Тогда пересчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям m, q и Z2:
Принимаем aw = 150 мм.
4.4 Расчет геометрических размеров и параметров передачи
Основные размеры червяка.:
Делительный диаметр червяка
Диаметры вершин и впадин витков червяка
Длина нарезной части шлифованного червяка
Принимаем b1=70мм
Делительный угол подъема г:
г =arctg(z1/q)
г =arctg(5/10)
г = 5є48'
ha=m=5мм; hf=1,2x m=6мм; c=0,2x m=1мм.
Основные геометрические размеры червячного колеса:
Делительный диаметр червячного колеса
Диаметры вершин и впадин зубьев червячного колеса
Наибольший диаметр червячного колеса
Ширина венца червячного колеса
Принимаем b2=40мм
Окружная скорость
червяка -
колеса -
Скорость скольжения зубьев
КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивания масла
Уточняем вращающий момент на валу червячного колеса
Выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv = 1,1
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки
В этой формуле коэффициент деформации червяка при q =10 и Z1 =1
При незначительных колебаниях нагрузки вспомогательный коэффициент Х=0,6
Коэффициент нагрузки
4.5 Проверочный расчет
Проверяем фактическое контактное напряжение
МПа < [GH] = 523МПа.
Проверяем прочность зубьев червячного колеса на изгиб.
Эквивалентное число зубьев.
Коэффициент формы зуба YF = 2,19
Напряжение изгиба
МПа = 182МПа
Определяем окружные Ft, осевые Fa и радиальные Fr силы в зацеплении соответственно на червяке и на колесе по формулам:
Таблица 1
Параметры червячной передачи
|
Параметр |
Колесо |
Червяк |
|
|
m |
5 |
||
|
z |
50 |
5 |
|
|
ha,мм |
5 |
||
|
hf,мм |
6 |
||
|
с, мм |
1 |
||
|
d, мм |
250 |
50 |
|
|
dа, мм |
260 |
60 |
|
|
df, мм |
238 |
38 |
|
|
dаm, мм |
270 |
- |
|
|
b, мм |
40 |
70 |
|
|
г |
5є48' |
||
|
V, м/с |
0,125 |
1,248 |
|
|
Vs, м/с |
1,255 |
||
|
Ft, Н |
28840 |
4000 |
|
|
Fa, Н |
4000 |
28840 |
|
|
Fr, Н |
10603 |
5. Предварительный расчет диаметров валов
5.1 Расчет ведущего вала
Ведущий вал - червяк
Рис.2 Эскиз червяка
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении :
По ГОСТ принимаем d1 =28мм
Диаметры подшипниковых шеек d2 =d1+2t=28+2х2,2=32,4мм
Принимаем d2 =35мм
d3?df1=38
Принимаем d3 =40мм
l1 =(1,2…1,5)d1 =1,4x28=40мм
l2?1,5d2 =1,5x35=50мм
l3 =(0,8…1)хdam=270мм
l4 - определим после выбора подшипника
5.2 Расчет тихоходного вала
Ведомый вал - вал червячного колеса (см. рис.3)
Рис.3 Эскиз ведомого вала
Диаметр выходного конца
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d1 =90мм
Диаметры подшипниковых шеек d2 =d1+2t=90+2х2,8=94,6мм
Принимаем d2 =95мм
d3= d2 +3,2r=95+3,2х3=104,6мм
Принимаем d3=105мм
d5= d3 +3,2r=105+3,2=108,2мм=110мм
l1 =(1,0…1,5)d1 =1,2х90=108мм
l2?1,25d2 =1,25х95=118,75мм=120мм
l3 =(0,8..1)хdam=270мм
l4 - определим после выбора подшипника
6. Предварительный выбор подшипников
Так как межосевое расстояние составляет 150мм для червяка выбираем роликовые подшипники 7607А ГОСТ 27365-87, а для червячного колеса - 7119А ГОСТ27365-87
Рис.4 Подшипник
Параметры подшипников приведены в табл.2.
Параметры подшипников
|
Параметр |
7607А |
7119А |
|
|
Внутренний диаметр d, мм |
35 |
95 |
|
|
Наружный диаметр D,мм |
80 |
145 |
|
|
Ширина Т,мм |
32,75 |
39 |
|
|
Ширина b,мм |
31 |
39 |
|
|
Ширина с,мм |
25 |
32,5 |
|
|
Грузоподъемность Сr, кН |
88 |
157 |
|
|
Грузоподъемность С0r, кН |
73 |
146 |
7. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений
Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по
Сечение вала по шпонке
7.1 Соединение быстроходный вал - шкив ременной передачи
Для выходного конца быстроходного вала при d=28 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=8x7 мм2 при t=4мм.
При lр=34 мм выбираем длину шпонки l=42мм.
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и
условия прочности определяем по формуле:
где Т - передаваемый момент, Нмм;
lр - рабочая длина шпонки, при скругленных концах lр=l-b,мм;
[]см - допускаемое напряжение смятия.
С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается шкив из чугуна СЧ20 ([]см=70…100 Н/мм2) вычисляем:
Условие выполняется.
7.2 Соединение тихоходный вал - ступица червячного колеса
Для соединения тихоходного вала со ступицей червячного колеса при d=100 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=28x16 мм2 при t=10мм.
При lр=171 мм выбираем длину шпонки l=199мм.
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжения смятия и условия прочности с учетом материала ступицы чугуна СЧ20 ([]см=70…100 МПа) и Т2=4000 Нм:
Условие выполняется.
Выбранные данные сведены в табл.3.
Таблица 3
Параметры шпонок и шпоночных соединений
|
Параметр |
Вал-шкив |
Вал-колесо |
|
|
Ширина шпонки b,мм |
8 |
28 |
|
|
Высота шпонки h,мм |
7 |
16 |
|
|
Длина шпонки l,мм |
52 |
199 |
|
|
Глубина паза на валу t1,мм |
4 |
10 |
|
|
Глубина паза во втулке t2,мм |
3,3 |
6,4 |
8. Расчет валов по эквивалентному моменту
8.1 Исходные данные для расчета
Составляем схему усилий, действующих на валы червячного редуктора:
Схема усилий, действующих на валы червячного редуктора
Определяем консольную нагрузку на барабане
;
Н
Для определения консольной нагрузки на шкиве необходимо произвести расчет зубчато-ременной передачи.
Определяем минимальный диаметр ведущего шкива по диаметру вала электродвигателя dДВ=32мм, шпонка bхh=10х8мм.
Определяем минимальный диаметр ведущего шкива:
d1= dДВ+h+10;
d1min=50мм.
Выбираем зубчатый ремень по ОСТ3805114-76 с модулем m=5, с трапецеидальной формой, шириной 84мм. Назначаем число зубьев ведущего шкива z=15.
Определяем делительный диаметр ведущего шкива:
d1=z x m
d1=75мм.
Определяем диаметр ведомого шкива:
где u-передаточное отношение передачи, u=3;
Принимаем .
Определяем ориентировочное межосевое расстояние
Принимаем а=170мм.
Определяем расчетную длину ремня:
Принимаем l=820мм.
Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине ремня:
180мм.
Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива:
;
Определяем скорость ремня:
где [v]-допускаемая скорость, для зубчатых ремней [v]=25м/с.
Определяем частоту пробегов ремня:
где [U]=30м-1 - допускаемая частота пробегов.
Определяем силу предварительного натяжения Fо ремня:
где С - поправочные коэффициенты [3,табл.5.2].
Определяем консольную нагрузку на шкиве :
Рис.8 Компоновочный эскиз вала
Все выбранные данные сводим в табл.4.
Исходные данные для расчета валов
|
Параметр |
Ведущий вал - червяк |
Ведомый вал |
|
|
Ft, Н |
4000 |
28840 |
|
|
Fr, Н |
10603 |
||
|
Fa, Н |
28840 |
4000 |
|
|
Fм(Fш), Н |
2058 |
15010 |
|
|
d, мм |
50 |
250 |
|
|
а=b, мм |
135 |
135 |
|
|
с, мм |
56 |
152 |
8.2 Расчет ведущего вала - червяка
Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.
Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)
Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:
mа=[Faxd/2]
mа=28840·5010-3/2=721Нм.
Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.
1mАу=0
-RBy·(a+b)+Fr·a- mа=0
RBy=(Fr·0,135- mа)/ 0,27=(10601·0,135-721)/ 0,27=2631Н
Принимаем RBy=2631Н
2mВу=0
RАy·(a+b)-Fr·b- mа=0
RАy==(Fr·0,135+ mа)/ 0,27=(10603·0,135+721)/ 0,27=7972Н
Принимаем RАy=7972Н
Проверка:
FКу=0
RАy- Fr+ RBy=7972-10603+2631=0
Назначаем характерные точки 1,2,2',3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1у=0;
М2у= RАy·а;
М2у=7972·0,135=1076Нм;
М2'у= М2у- mа(слева);
М2'у=1076-721=355Нм;
М3у=0;
М4у=0;
Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)
1mАх=0;
Fш·(a+b+с)-RВх·(a+b)- Ft·a=0;
2058·(0,135+0,135+0,056)-RВх·(0,135+0,135)-4000·0,135=0;
RВх=(671-540)/0,27;
RВх=485Н
RВх485Н
2mВх=0;
-RАх·(a+b)+Ft·b+Fш·с= 0;
RАх=(540+115)/0,27;
RАх=2427Н
Проверка
mКх=0;
-RАх+ Ft- Fш+ RВх=-2427+4000-2058+485=0
Рис.9 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведущего вала
Назначаем характерные точки 1,2,2',3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1х=0;
М2х= -RАх·а;
М2х=-2427·0,135=-327,645Нм;
М3х=- Fш ·с;
М3х=-2058·0,056=-115,248Нм
М4х=0;
Крутящий момент
ТI-I=0;
ТII-II=T1=Ft·d1/2;
ТII-II=100Нм
Определяем суммарные изгибающие моменты:
Определяем эквивалентные моменты:
8.3 Расчет ведомого вала
Расчет производим аналогично п.8.1.
Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.
Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)
Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:
mа=[Faxd/2]:
mа=4000·25010-3/2=500Нм.
Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.
1mАу=0
-RBy·(a+b)+Fr·a- mа=0
RBy=(Fr·0,135- mа)/ 0,27=(10603·0,135-500)/ 0,27=3449,65Н
Принимаем RBy=3450Н
2mВу=0
RАy·(a+b)-Fr·b- mа=0
RАy=(Fr·0,135+ mа)/ 0,27=(10603·0,135+500)/ 0,27=7153Н
Принимаем RАy=7153Н
Проверка:
FКу=0
RАy- Fr+ RBy=7153-10603+3450=0
Назначаем характерные точки 1,2,2',3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1у=0;
М2у= RАy·а;
М2у=7153·0,135=966Нм;
М2'у= М2у- mа(слева);
М2'у=966-500=466Нм;
М3у=0;
М4у=0;
Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)
1mАх=0;
Fm·(a+b+с)-RВх·(a+b)- Ft·a=0;
15010·(0,27+0,056)-RВх·0,27-28840·0,135=0;
RВх=(4893-3893)/0,135;
RВх=3700Н
2mВх=0;
-RАх·(a+b)+Ft·b+Fм·с= 0;
RАх=(3893+840)/0,135;
RАх=17503Н
Проверка
mКх=0;
-RАх+ Ft- Fm+RВх=-17503+28840-15010+3700=0
Назначаем характерные точки 1,2,2',3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1х=0;
М2х= -RАх·а;
М2х=-17503·0,135=-2367Нм;
М3х=- Fm ·с;
М3х=-15010·0,056=-841Нм
М4х=0;
Крутящий момент
ТI-I=0;
ТII-II=T1=Ft·d2/2;
ТII-II=3605Нм
Определяем суммарные изгибающие моменты:
Определяем эквивалентные моменты:
По рис. видно, что наиболее опасным является сечение С-С ведомого вала.
9. Расчет валов на выносливость
Наиболее опасным является сечение С-С ведомого вала, где эквивалентный момент более, чем в три раза больше, чем у ведущего вала. Поэтому расчет на выносливость проводим только для ведомого вала.
Расчет вала на статическую прочность:
у=103Мmax/W+Fmax/A
Мmax=2557Hм
А=0,42м2
Fa=4000H
d=105мм
W=рd3/32-bh(2d-h)2/16d
W=3,14*1053/32-28*16(2*105-16)2/16*105=113512мм2
у=103*2557/113512+4000/420000=302МПа
Sту=540/302=1,8
ф=103Мкmax/Wк
Мкmax=3605Hм
Wк=рd3/16-bh(2d-h)2/16d
Wк=3,14*1053/16-28*16(2*105)2/16*105=227103мм2
ф=103*3605/227103=158МПа
Sтф=290/158=1,8
Sт=1,8*1,8/(1,82+1,82)0,5=2,54?[ST]
Расчет сопротивление усталости:
уа=103Мmax/W=1000*225МПа
у-1D=у-1/Kуd=360/1,17=308МПа
Sу=308/225=1,54?[S]
фa=79МПа
Sф=172/79=2,17
S=1,34*2,17/(1,342+2,172)0,5=1,53?[S]
Вывод: Расчетный коэффициент запаса усталостной прочности в пределах нормы, поэтому конструкцию вала сохраняем.
10. Расчет подшипников на долговечность
10.1 Расчет подшипников червяка на долговечность
Исходные данные
n1=477мин-1;
dп3=35мм;
RАy=7972Н;
RАх=2427Н;
RBy=2631Н;
RВх=485Н;
Н.
Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники
;
;
Здесь подшипник 2 - это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа
;
;
Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)
;
;
Так как соотношение больше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по dп3=30мм.
Подшипник № 7607А, у которого:
D=80мм;
В=32мм;
С0=70кН - статическая грузоподъемность;
С=88кН - динамическая грузоподъемность
е=0,37 - коэффициент осевого нагружения;
У=1,6 - коэффициент при осевой нагрузке
Определяем коэффициент Х при радиальной нагрузке в зависимости от отношения
;
где V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.
Тогда Х=0,4.
Изображаем схему нагружения подшипников. Подшипники устанавливаем враспор.
Схема нагружения вала-червяка
Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок
S=0,83eFr
S1=0,830,372675;S1=821Н;
S2=0,830,378333;S2=2559Н.
Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.
FaI=S1;
FaII=S2 +FaI;
FaI=821Н;
FaII=821+2559;FaII=3380Н.
Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II
Fэ2=(ХVFr2+УFaII)KKф;
где K - коэффициент безопасности;
K =1,3…1,5
принимаем K =1,5;
Kф - температурный коэффициент;
Kф =1 (до 100єС)
Fэ2=(0,418333+1,63380)1,51;Fэ2=13112Н=13,112кН
Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах
Подставляем в формулу (12.2):
;ч.
По заданию долговечность привода Lhmin=10000ч.
В нашем случае Lh> Lhmin, принимаем окончательно для червяка подшипник 7607А.
10.2 Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность
Исходные данные
n2=9,546мин-1;
d=95мм;
RАy=7153Н;
RАх=17530Н;
RBy=3450Н;
RВх=3700Н;
Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники
;
Здесь подшипник 2 - это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа
;
;
Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)
;
;
Подшипник № 7119А, у которого:
D=145мм;
В=39мм;
С0=146кН - статическая грузоподъемность;
С=157кН - динамическая грузоподъемность
е=0,392 - коэффициент осевого нагружения;
У=1,528 - коэффициент при осевой нагрузке [1,c.402, табл.П7].
Определяем коэффициент Х при радиальной нагрузке в зависимости от отношения
>е
где V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.
Х=0,4.
Изображаем схему нагружения подшипников. Подшипники устанавливаем враспор.
Схема нагружения тихоходного вала
Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок
S=0,83eFr
S1=0,830,435059;S1=1806Н;
S2=0,830,4318933;S2=6757Н.
Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.
FaI=S1;
FaII=S2 +FaI;
FaI=1806Н;
FaII=1806+6757;FaII=8563Н.
Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II
Fэ2=(ХVFr2+УFaII)KKф;
где K - коэффициент безопасности;
K =1,3…1,5
принимаем K =1,5;
Kф - температурный коэффициент;
Kф =1 (до 100єС)
Fэ2=(0,4118933+1,5288563)1,51;Fэ2=30986Н=30,986кН
Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах
.
Подставляем в формулу:
;ч.
По заданию долговечность привода Lhmin=10000ч.
В нашем случае Lh> Lhmin, принимаем окончательно для червяка подшипник 7119А.
11. Выбор системы и вида смазки
вал червячный редуктор передача
Скорость скольжения в зацеплении VS = 1,255м/с. Контактные напряжения Н = 523Н/мм2. Выбираем масло И-Т-Д-460.
Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен на глубину hм :
Схема определения уровня масла в редукторе
hм max 0.25d2 = 0.25250 = 62,5мм;
hм min = m = 5мм.
При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.
Объем масляной ванны
V = 0.65PII = 0.654 = 2,6л.
Контроль уровня масла производится пробками уровня, которые ставятся попарно в зоне верхнего и нижнего уровней смазки. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку.
И для вала-червяка, и для вала червячного колеса выберем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.
12. Расчет основных элементов корпуса
Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса внутренний контур стенок провести с зазором х=8…10мм ; такой же зазор предусмотреть между подшипниками и контуром стенок. Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес принимаем
у4х;у(32…40)мм
Определяем толщины стенок крышки и основания корпуса
;мм, принимаем мм.
Для крепления крышек подшипников в корпусе и крышке предусматриваем фланцы. Крышки торцовые для подшипников выбираем глухие и с отверстием для манжетного уплотнения.
13. Сборка и регулировка редуктора
Конструкцию редуктора принимаем с верхним расположением червяка . Порядок сборки следующий:
- на червяк устанавливаем подшипники;
- червяк с подшипниками устанавливаем в верхнюю крышку, регулируем зазоры в подшипниках кольцами и закрываем торцевыми крышками, сквозная крышка с манжетой;
- устанавливаем на ведомый вал червячное колесо и подшипники, регулируем зазоры в подшипниках кольцами;
- собранный вал устанавливается на корпус и закрывается верхней крышкой с червяком;
- закрываем подшипники ведомого вала торцевыми крышками, сквозная крышка с манжетой;
- верхняя крышка соединяется с корпусом с помощью винтов ;
- в корпус устанавливаются пробки для слива и для контроля верхнего уровня;
- в редуктор через верхнее отверстие в крышке заливается масло до верхнего уровня;
- устанавливается верхняя пробка и крышка, закрывающая отверстие для заливки масла и контроля зацепления червячной передачи;
- на быстроходный вал устанавливаем шкив ременной передачи, а на тихоходный барабан;
- проверяем работу редуктора, вручную проворачивая быстроходный вал.
Редуктор собран и при изготовлении деталей без отклонений готов к подключению к приводу.
14. Назначение квалитетов точности, шероховатости поверхности, отклонений формы и взаимного расположения поверхностей
Выбор допусков, посадок и шероховатости поверхности проводим приняв, что детали редуктора изготавливаются по нормальной относительной точности размеров [3]. При выборе руководствуемся стандартным рядом параметров шероховатости. Выбранные значения параметров приведены в табл.5.
Параметры точности и шероховатости
Таблица 5
|
Наименование соединения, поверхности |
Шероховатость Ra, мкм |
Посадка, допуск |
|
|
Соединение зубчатого колеса с валом |
1,25 |
H7/p6 |
|
|
Поверхность вала под подшипниками |
0,63 |
k6 |
|
|
Поверхность корпуса для посадки подшипников |
1,0 |
H8 |
|
|
Поверхность заплечиков вала |
0,8 |
h12 |
|
|
Поверхность выходного конца вала |
0,4 |
r6 |
|
|
Посадочная поверхность торцевых крышек |
6,3 |
h7 |
|
|
Поверхность зубьев: - колеса - червяка |
2,5 2,5 |
h12 h12 |
|
|
Поверхность червяка под подшипниками |
0,63 |
k6 |
|
|
Поверхность выходного конца быстроходного вала |
2,5 |
h7 |
|
|
Все остальные обрабатываемые поверхности |
6,3 |
H14,h14 |
|
|
Поверхности, получаемые литьем |
25 |
H15,h15 |
15. Тепловой расчет редуктора
Цель теплового расчета - проверка температуры масла в редукторе, которая не должна превышать допускаемой [t]м=95…110єС. Температура воздуха вне корпуса редуктора обычно tв=20 єС. Температура масла tм в корпусе червячной передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле:
где Ю- КПД редуктора,
Кt =9…19 Вт/(м2град) - коэффициент теплопередачи,
А - площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктор, м2
По исходя из межосевого расстояния 150мм определяем А=0,53м2
Подставив данные в получим:
єС[t]м
Температура редуктора в норме.
Литература
1. С.А.Чернавский и др. «Курсовое проектирование деталей машин» М. 1987г.
2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. -8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н.Жестковой. - М.: Машиностроение, 1999
3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. - М.: Высш. шк., 1991
4. Чернин И.М. и др. Расчеты деталей машин. - Мн.: Выш. школа, 1978
5. Иосилевич Г.Б., Строганов Г.Б., Маслов Г.С. Прикладная механика: Учеб. для вузов/Под ред. Г.Б.Иосилевича._М.:Высш.шк., 1989.-351с.
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Назначение и область применения привода. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов валов. Расчет червячной передачи. Компоновочная схема. Порядок сборки и регулировки редуктора.
курсовая работа [3,9 M], добавлен 16.05.2007Определение частот вращения и вращающих моментов на валах электродвигателя. Выбор материала по заданной термообработке и определение допускаемых напряжений. Расчет всех валов червячного редуктора. Тепловой расчет и выбор смазки червячного редуктора.
курсовая работа [526,3 K], добавлен 23.10.2011Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода. Расчет червячной передачи. Предварительный расчет валов и ориентировочный выбор подшипников. Конструктивные размеры червяка и червячного колеса. Выбор смазки зацепления и подшипников.
курсовая работа [2,9 M], добавлен 14.01.2014Выбор электродвигателя и редуктора. Кинематический расчет привода и частоты вращения валов, определение погрешности. Проектирование цепной и червячной передачи. Способ смазки и марка масла. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений. Тепловой расчет.
контрольная работа [3,0 M], добавлен 07.05.2012Кинематический силовой расчет привода, валов и корпуса редуктора, конструирование червячного колеса. Определение силы в зацеплении. Проверка долговечности подшипника и прочности шпоночных соединений. Уточненный расчет валов. Компоновка и сборка редуктора.
курсовая работа [742,9 K], добавлен 16.03.2015Кинематический анализ механизма податчика хлеборезательной машины МРХ-200. Динамический анализ механизма. Кинематический расчет привода. Расчет червячной передачи. Проектный расчет валов редуктора и подшипников. Конструктивные размеры червячного редуктора
курсовая работа [439,4 K], добавлен 16.12.2004Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Проектный расчет валов редуктора. Выбор и расчет подшипников на долговечность. Выбор и расчет муфт, шпонок и валов. Выбор смазки редуктора. Описание сборки редуктора.
курсовая работа [887,5 K], добавлен 16.02.2016Назначение и область применения привода - червячного редуктора. Методика и основные этапы процесса проектирования двух червячных передач на 5kH*м на выходном валу. Расчет на прочность. Выбор системы и вида смазки, его обоснование. Подбор подшипников.
курсовая работа [752,3 K], добавлен 25.02.2011Назначение, характеристики, область применения червячного редуктора: кинематический расчет привода; проектный расчёт валов, корпуса, подшипников, шпоночных соединений; эскизная компоновка; определение эквивалентного момента, выбор типоразмера редуктора.
курсовая работа [726,5 K], добавлен 05.07.2011Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Предварительный расчет валов редуктора. Конструкция ведущего вала. Размеры шестерни, колеса, корпуса редуктора. Расчет клиноременной передачи. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников.
курсовая работа [705,8 K], добавлен 13.01.2014Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение мощностей и предварительных крутящих моментов. Определение параметров передач при различных напряжениях. Вычисление диаметров валов. Выбор подшипников. Расчет валов по эквивалентному моменту.
курсовая работа [1,5 M], добавлен 21.11.2013Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах. Подбор и проверочный расчет муфт. Расчет валов на выносливость. Описание сборки редуктора. Регулировка подшипников и зацеплений.
курсовая работа [448,1 K], добавлен 28.03.2012Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Подбор подшипников тихоходного вала. Оценка прочности шпоночных соединений. Конструирование элементов корпуса редуктора. Расчет червячной передачи, валов редуктора и крутящих моментов на них.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 07.06.2010Выбор и кинематический расчет электродвигателя. Расчет закрытой и открытой передачи. Предварительный и уточненный расчет валов. Определение сил в зацеплении закрытых передач. Расчетная схема вала редуктора. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
курсовая работа [570,2 K], добавлен 25.06.2012Определение срока службы приводного устройства. Выбор двигателя и материала червячной передачи. Расчет открытой поликлиноременной передачи и нагрузки валов редуктора. Определение реакций в опорах подшипников. Тепловой расчет червячного редуктора.
курсовая работа [88,4 K], добавлен 17.04.2014Выбор материала для червячных передач. Расчет закрытой червячной передачи и открытой клиноременной передачи. Нагрузки валов редуктора. Разработка чертежа общего вида редуктора. Проверочный расчет подшипников. Расчет технического уровня редуктора.
курсовая работа [3,5 M], добавлен 28.05.2012Определение основных параметров червячного редуктора и его коэффициента полезного действия, используя экспериментальное определение крутящих моментов на входном и выходном валах редуктора. Основные формулы для определения параметров червячной передачи.
лабораторная работа [58,1 K], добавлен 05.10.2011Определение механических свойств материалов электродвигателя, расчет параметров передачи. Конструирование валов редуктора: расчет диаметров валов, шпоночных соединений и чертежа вала редуктора. Расчет быстроходного вала и подбор подшипников качения.
контрольная работа [315,2 K], добавлен 09.08.2010Расчет червячной передачи. Силы, действующие в зацеплении червячной передачи. Проверка червяка на прочность и жесткость. Предварительный расчет валов. Эскизная компоновка и предварительные размеры. Подбор подшипников. Конструирование корпуса.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 27.11.2006Кинематический и силовой расчет привода ленточного конвейера. Выбор материалов и допускаемых напряжений, конструктивные размеры корпуса редуктора и червячного колеса. Расчет червячной передачи и валов, компоновка редуктора. Тепловой расчет редуктора.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 14.06.2014
