РефератыТехнологияПрПроектирование червячного редуктора

Проектирование червячного редуктора

Технические данные.


Спроектировать машинный агрегат для привода.


Расчетные данные:


Р = 5 кВт


Т = 10000 Н*м


tзак
= 4 мин.


Dy
= 1000 мм


h = 12


Dy
= 1000 м


Введение.


Во всех отраслях народного хозяйства производственные процессы осуществляются машинами или аппаратами с машинными средствами механизации. Поэтому уровень народного хозяйства в большей степени определяется уровнем машиностроения. Современные машины многократно повышают производительность физического труда человека. Машины настолько прочно вошли в жизнь общества, что в настоящее время трудно найти такой предмет или продукт потребления, который был бы изготовлен или доставлен к месту потребления без помощи машин. Без машин было бы невозможно современное развитие наук, медицины, искусства и других нынешних достижений человечества требующих новейших инструментов и материалов, были бы невозможны быстрые темпы строительства, а так же не могли бы удовлетворятся потребности населения в предметах широкого потребления. В настоящее время проводятся мероприятия по повышению уровня и качества продукции машиностроения.


Кинематический расчет привода.


1. Выбор двигателя.



Nвых = Nвых/


Uобщ = Uчерв = 50


nвых = Dy/h = 1000/12 = 83.3 83.3/t=83.3/4= 20.8 об/мин


V = Dy/t = 1000/4 = 250 м/с


n= об/мин



2. Тип двигателя 4А132S6/965






II Расчет червячной передачи.


1.


Выбираем материал передачи


а) Червяк – сталь 45С закалкой до тв. HRC45


б) Колесо – бронза БрА9ЖЗЛ


2. Принимаем: , где


, и = 98 Мпа


значит МПа,


3. , , ,



Размеры червячного колеса.


Делительный диаметр червяка: d1
=q*m=12,5*8=100


da1
=d1
+2m=100+2*8=116


df1
=d1
+2,4m=100-2,4*8=80 мм


d2
=50*m=50*8=400 мм


da2
=d2
+2(1+x)m=400+2(1+0)*8=416 мм


dam2
=da2
+b*m/(Z1
+2)=416+6*8/3=432 мм


df2
=d2
-2m(1.2-x)=400-1*8(1.2-0)=380 мм


b1
(11+0.06 Z2
)*m=(11+0.06*50)*8=112 мм


b2
=a=0.355=88 мм


проверочный расчет на прочность


VS
=V1
/cos


V1
=n1
d2
/60=3.14*965*0.1/60=5 м/с


V2
=n2
d2
/60=3.14*19.3*0.4/60=0.4 м/с


V1
=V1
/cos=5/cos4.35=5


H
=4.8*105
/d2
*


max=2*I
=2*430=860 МПа


dw1
=m(q+2x)=8(12.5+2*0)=100 мм


K=1, x3
=1, x=1


H
=4.8*105
/100=560


КПД передачи w
arctg[Z1
/(q+2)]=5.19


=tg5.19/tg(5.19+1.33)=tg5.19/0.114=0.7*100%=70


Силы в зацеплении. Окружная сила на колесе.


Ft2
-Fa1
=2T2
/d2
=2*2178/0.4=10890 H


Окружная сила на червяке.


Ft1
=Fa2
=2T2
/(dw1
*U*)=2*2178/(0.1*50*0.7)=1244.5 H


Радиальная сила: F2
=0.364*Fk2
=0.364*10890=3963.9 H


Проверка зубчатого колеса по напряжению изгиба


F
=


K=1.0; Kv
=1; w
=5.19; m=8; dw1
=0.1; YF
=1.45


Zбс
=Z2
/cos3
=50/cos3
5.19=50


FtE2
=KED
*Ft2
; KED
=KFE
; N=60*n2
Ln
=60*19.3*1=1158


KEF
=0.68
=0.32


FtE2
=0.32*10890=3484.8 H


F
=1.1*1.45*cos5.19*3484.8/1.3*8*0.1=481Fmax


Тепловой расчет


P1
=0.1T1
n2
/=0.1*2178*19.3/0.7=6005 Bт


Tраб
=(1-0.7)*6005/13*1.14(1-0.9)+200
=93.5


Эскизное проектирование валов.


Из условия прочности на кручение определяем минимальный диаметр вала


dmin
(7…8),


где T5
– номинальный момент.


dmin
8=30 мм


d1
=(0.8…1.2)dв.ув
=12*30=36 мм


d2
=d1
+2t,


где t – высота буртика. Выбираем из таблицы 1(с.25)


d2
=36+2*2.2=40 мм


Диаметр вала под подшипником округляем кратным пяти.


d3
=d2
+3r,


где r – радиус фаски подшипника


d3
=40+3*2=46 мм


Определяем расстояние между подшипниками вала червяка


L=0.9d2
=0.9*400=180 мм



Конструирование корпуса и крышек.


Рассчитаем стакан.


Толщину стенки б принимают в зависимости от диаметра отверстия D под подшипник: D=108; б=8…10 мм


Толщина фланца б2
1,2 б=1,2*10=12 мм


Диаметр d и число винтов для крепления стакана к корпусу назначают в зависимости от диаметра отверстия под подшипник D: D=108 мм; d=10 мм; число винтов=6.


Принимая Сd, h=(1.0…1.2) d=1.2*10=12 мм


Получаем минимальный диаметр фланца стакана Dср
=Da
+(4…4.4)d=132+4*10=172 мм


Рассчитаем крышку под подшипник.

<
br />

В зависимости от диаметра отверстия под подшипник D=268 мм выбираем из таблицы 1 (с. 128) толщину стенки б=8 мм; диаметр винтов d=12 мм; и число винтов крепления к корпусу z=6.


Рассчитаем крышку под подшипник на валу червяка.


D=108 мм; б=7 мм; d=10 мм; z=6



=1,6…1,8


Первичный расчет вала.


=25 МПа


Вал передает момент F2
=33.5 Н*мм


Ft1
=1007 H; F21
=366.5 H


MA
=Rby(b+b)-fr
b=0


Rby=Frb
/2b=366.5/2=183.25 H


MB
=Frb
-Ray(b+b)=0


Ray=Frb
/2b=183.25 H


Проверка: y=-Ray+F2
-Rby=-183.25+366.5-183.5=0


Изгибающие моменты в вертикальной плоскости


= -183.25*43=7879.75 Н*м


Определим опорные реакции в горизонтальной плоскости


MA
=Ft
*b+Rbx
*(b+b)+Sa=0


Rbx
=== -819.65 H


MB
= -Ft1b
-Rax
(b+b)+S(a+2b)=0


Rax
==114.75


Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости.


M’
ix
= -S*a= -27189 Н*м


M”
ix
= -Rbx
*b=35244 Н*м


Суммарный изгибающий момент.


Mu
==36114.12 Н*м


Определяем эквивалентные моменты


Mэкв.
==49259,3 Н*мм


RA
==233.52 Н*мм


RB
= =839.88 Н*мм


Коэффициент запаса [S]=1.3…2


По условиям работы принимаем


V=1.0; kб
=1.3; ki
=1.0; x=1.0


Определяем величину эквивалентной динамической нагрузки.


P=XVFrkб
ki
=1.0*1.0*233.5*1.3*1.0=303.55 H


C=P


C=158800 H


=523.14


lgLhlg523.14+(lg1000-lg36);


lgLh=3*2.7+3.0-1.5563=9.5437


откуда Lh=17800


L==523.143


Расчет долговечности подшипников.


Подшипник №7230


h0
условиями работы принимаем


j=1.0; kб
=1,3; kT
=1,0; X=1


Определяем величину эквивалентной динамической нагрузки:


P=XVFr

kT
=1.0*1.0*366.5*1.3*1.0=476.5 H


C=P


Определяем долговечность подшипника в часах. Динамическая грузоподъемность его C=158.8 кН=158800 Н. Поэтому, исходя из предыдущего равенства, можно написать следующее уравнение:


=333.3


логарифмируя, найдем


lgLh=lg333.3+(lg1000-lg36);


lgLh=3*0.8876+3.0-1.5563=4.1065;


откуда Lh=12770 часов


Если долговечность выражать в миллионах оборотов, то


L=333.33
=3702*106
млн. об.


Подшипник №7210


Принимаем V=1.0; kб
=1.3; kT
=1.0; X=1.0


P=1.0*1.0*2500*1.3*1.0=3250 H


C=P



L=15.93
=4019 млн. об.


Расчет соединения вал-ступица


Выбираем по СТ СЭВ 189-75 шпонку призматическую, обыкновенную (исполнение А) со следующими размерами:


B=10 мм; h=8 мм; l=50 мм.


Находим допустимое напряжение слития [бcv
]=100…120 МПа


Определяем рабочую длину шпонки


LP
=l-b=50-10=40 мм


Бсм
==’


Где Е – передаваемый момент


Т=Т1
=54,45 Н*м


t1
=5 мм – глубина паза шпонки.


бсм
==22,7 МПа


бсм
[бсм
] условие выполняется


Расчитаем сварное соединение из условия


==123,86 МПа


[] =0.63[бр
]=0,63*500=315 МПа


Расчет болтового крепления редуктора.


число плоскостей стоиса i=1


коэффициент k=1.2


F3
=


F==5421.5 H


F3
==8*5421.5=43372 H


d1


Для стали 45 (35) б=360 МПа


Бр
=0,25*360=90 МПа


d1
=15.25 мм


Выбираем:


Шпилька d1
=16 мм ГОСТ 22034-76


Гайка шестигранная с размером «под ключ» d1
=16 мм ГОСТ 2524-70


Шайба пружинная d1
=16 ГОСТ 6402-70.


Выбор смазки.


Определяем вязкость масла:


при скорости скольжения VS
=3.98 м/с и контактном напряжении [бн
]=160 МПа


=20*10-6
м2
/с соответствует масло марки U20A.


Для подшипников в опорах червячного колеса принимаются пластические смазки.


Они лучше жирных, защищают от коррозии.


Марка пластичной смазки согласно ГОСТ 6267-59 Циатим – 201


Требования по испытанию.


1. Уровень масла не должен превышать 1/3 радиуса червяка и не ниже высоты зуба червяка.


2. Редуктор обкатывают без нагрузки


3. После 80 часов обкатки слить масло и очистить картер дизельным топливом, затем залить свежее масло.


4. Удары при работе редуктора не допустимы.


Литература:


1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин.» М. Высшая школа 1985г.


2. Чернавский С.А. «Курсовое проектирование деталей машин», М.;машиностроение,1984г.


3. Ничилорчик С.Н., Корженцевский М.И. «Детали машин», Мн. 1981г.


4. Гузенков П.Г. «Детали машин», М. Высшая школа 1982г.

Сохранить в соц. сетях:
Обсуждение:
comments powered by Disqus

Название реферата: Проектирование червячного редуктора

Слов:1074
Символов:11056
Размер:21.59 Кб.