Проектування черв'ячного редуктора і ланцюгової передачі

Размещено на http://www.allbest.ru/

Технічне завдання

Тема проекта: Спроектувати черв'ячний редуктор і ланцюгову передачу по схемі (мал.1). Всі вихідні данні, необхідні для розрахунку, наведено нижче.

1-електро двигун

2-клино-пасова передача

3-редуктор

4-ланцюгова передача

5-стрічковий конвеєр

Мал. 1

Вихідні данні: Вали встановлені на підшипниках кочення.

=1.1 кВт, =1410 об/хв, ,

Розрахунково-графічний матеріал:

Пред'явити розрахунково - пояснювальну записку з повним розрахунком привода і два листа креслень:

- складального креслення редуктора;

- робочих креслень деталей редуктора: на вибір 3-4 деталі середньої складності.



Зміст

Вступ

1. Розрахунок кінематичних і силових параметрів привода

1.1 Обираємо електродвигун по каталогу

1.2 Визначаємо загальне передавальне відношення привода

1.3 Визначаємо кутові швидкості обертання на всіх валах привода

1.4 Визначаємо крутні моменти на всіх валах приводу

1.5 Визначаємо число обертів на всіх валах привода

1.6 Визначаємо потужність на всіх валах привода

2. Проектувальний розрахунок редуктора

2.1 Залежно від даного значения Up за стандартом вибираємо число заходів на черв'яці

2.2 Визначаємо кількість зубів черв'ячного колеса

2.3 Визначаємо міжосьову відстань

2.4 Визначаємо міжосьову відстань зі стандартним значенням

2.5 Визначаємо основні розміри черв'яка

2.6 Основні розміри черв'ячного колеса

2.7 Окружна швидкість черв'яка

2.8 Швидкість ковзання

2.9 Визначимо коефіцієнт навантаження

2.10 Перевіряємо контактну напругу

2.11 Еквівалентне число зубів

2.12 Перевірка міцності зубів черв'ячного колеса на вигин

3. Попередній розрахунок валів редуктора, конструювання черв'яка та черв'ячного колеса

3.1 Ведучий вал (вал черв'як)

3.2 Визначимо діаметр валу під підшипником

3.3 Вихідний вал

3.4 Діаметр валу під підшипником

3.5 Діаметр валу під колесом

3.6 Діаметр ступиці колеса

3.7 Довжина ступиці

4. Розрахунок конструктивних розмірів корпусу, кришки та болтів редуктора

4.1 Конструктивні розміри корпусу редуктора

4.2 Товщина фланців (поясів) корпусу та кришки

4.3 Товщина нижнього поясу корпусу

4.4 Діаметр болтів

4.5 Сила зчеплення

4.6 Радіальні сили на колесі та черв'яку

5. Розрахунок шпонкових з'єднань

5.1 З'єднання вал - колесо

5.2 З'єднання вал - зірочка

6. Розрахунок ланцюгової передачі

6.1 Попереднє значення кроку для однорядного ланцюга

6.2 Швидкість ланцюга

6.3 Окружна сила, яка передається ланцюгом

6.4 Тиск в шарнірі

6.5 Перевіряємо ланцюг за двома показниками

6.6 Визначаємо число зубів ланцюга

6.7 Уточнюємо міжосьову відстань

6.8 Визначаємо діаметр ділильних кіл зірочок

6.9 Визначаємо діаметри зовнішніх кіл зірочок

6.10 Визначимо сили, що діють на ланцюг

6.11 Перевіряємо коефіцієнт запасу міцності

7. Визначення реакцій опор, розрахунок і перевірка вибраних підшипників

7.1 Визначення сил, які діють на вал-черв'як

7.2 Визначення опорних реакцій у вертикальній площині

7.3 Будуємо епюру згинальних моментів

7.4 Визначення опорних реакцій у горизонтальній площині

7.5 Будуємо епюру згинальних моментів

7.6 Визначаємо сумарні реакції

7.7 Перевірка довговічності підшипників

7.8 Визначимо осьове навантаження на опору a та b

7.9 Розглянемо лівий підшипник

7.10 Визначимо еквівалентне навантаження

7.11 Визначимо довговічність підшипника в мільйон обертів

7.12 Розрахункова довговічність підшипника в годинах

7.13 Розглянемо правий підшипник

7.14 Визначимо довговічність підшипника в мільйон обертів

7.15 Розрахункова довговічність підшипника в годинах

8. Уточнювальний розрахунок валів

8.1 межа витривалості сталі із симетричним циклом вигину

8.2 Межа витривалості сталі із симетричним циклом дотичних напружень

8.3 Розглянемо переріз А-А

8.4 Коефіцієнт запасу міцності за дотичним напруженням

8.5 максимальний згинальний момент у перерізі від консольного навантаження

8.6 Коефіцієнт запасу міцності за нормальним напруженням

8.7 Вислідний коефіцієнт запасу міцності для перетину А-А

9. Розрахунок клинопасової передачі

9.1 Використовуючи монограму залежно від частоти обертання меншого шківа та переданої потужності вибираємо тип ремня

9.2 Момент, що обертає

9.3 Діаметр меншого шківа

9.4 Діаметр більшого шківа

9.5 Уточнене передавальне відношення

9.6 Міжосьову відстань призначають в інтервалі

9.7 Довжина ременя

9.8 Уточнювальна міжосьова відстань

9.9 Кут обхвату

9.10 Кількість ременів

9.11 Сила, що діє на один клиновий пас

9.12 Сила, що діє на вали

Список використаної літератури



Вступ

привід черв'ячний редуктор підшипник

Черв'ячний редуктор - це зубчастий механізм в корпусі, що підвищує або знижує швидкість обертання і зусилля, перетворює кутову швидкість обертання і зусилля вала двигуна, використовуючи черв'ячную передачу. За допомогою черв'ячних редукторів можна передавати більш високий крутний момент.

Редуктор черв'ячний складається з двох головних елементів: ведучого і веденого. У ролі першого виступає черв'як (гвинт), а другий - це черв'ячне колесо. Під час роботи черв'як приймає крутний момент від двигуна і передає його зубчастому колесу. Після чого той починає обертати вихідний вал.

Так як черв'ячна передача має ефект самогальмування, то вона необоротна. З огляду на колосальної сили тертя, навіть при великій кількості мастила, шестерня не зможе рухати черв'яка. Незалежно від того, яким був би обертовим момент, прикладений до колеса.

Переваги черв'ячних редукторів:

- Плавність ходу черв'ячної передачі.

- Низький рівень шуму передачі.

- Займають менше місця в порівнянні з циліндричним редуктором.

Недоліки черв'ячних редукторів:

- Обмеження по потужності, що передається.

- ККД черв'ячного редуктора нижче, ніж ККД циліндричного.

- Дуже сильно нагрівається.

Найбільш поширені одноступінчасті черв'ячні редуктори. При великих передавальних числах застосовують або двоступеневі черв'ячні редуктори, або комбіновані черв'ячно-зубчасті або зубчасто-черв'ячні редуктори. У одноступінчастих черв'ячних редукторах черв'як може розташовуватися під колесом, над колесом, горизонтально збоку колеса і вертикально збоку колеса.



1. Розрахунок кінематичних і силових параметрів привода

1.1 Обираємо електродвигун по каталогу

Користуючись додатком П1 [2] по заданій потужності електродвигуна

і його номінальної частоті вибираємо електродвигун короткозамкнутий серії 4А закритий обдуваємий з синхронною частотою обертання марки 4А-80А4-У3

1.2 Визначаємо загальне передавальне відношення привода

де

Кутова швидкість електродвигуна

Визначаємо передавальне відношення ланцюгової передачі:

1.3 Визначаємо кутові швидкості обертання на всіх валах привода

1.4 Визначаємо крутні моменти на всіх валах приводу

де, =0,95 - ККД пасової передачі;

=0,99 - ККД підшипників кочення;

=0,95 - ККД ланцюгової передачі;

=0,75 - ККД черв'ячної передачі;

, - кількість гвинтових ліній на черв'якові.

1.5 Визначаємо число обертів на всіх валах привода

1.6 Визначаємо потужність на всіх валах привода



2. Проектувальний розрахунок редуктора

2.1 Залежно від даного значения Up за стандартом вибираємо число заходів на черв'яці Z1 =1:

, якщо

2.2 Визначаємо кількість зубів черв'ячного колеса

Таблиця 2.1

Передаточні числа черв'ячних передач (ГОСТ 2144-76)

1 ряд	8,0	10	16	20	25	31,5	40	50	63	80
2 ряд	9,0	11,2	14	18	22,4	28	35,5	45	56	71

З таблиці 2.1 вибираємо за стандартом. Вибираємо матеріал для черв'яка та черв'ячного колеса. Приймаємо для черв'яка сталь 45 із загартованістю до твердості HRC45 з подальшим шліфуванням. З метою економії вибираємо для вінця черв'ячного колеса бронзу БРА9ЖЗЛ (виливка у піщану форму). Попередньо приймаємо швидкість ковзання 5м/с, тоді у разі тривалої роботи допустиме контактне напруження [] = 155 МПа. Допустиме контактне напруження згину під час нереверсивної роботи [] = . У цій формулі = 0,543 у разі тривалої роботи. = 98 МПа. А, отже, =0,543?98=53,3 МПа.

Попередньо приймаємо коефіцієнт діаметра черв'яка q=10; K=1,2.



2.3 Визначаємо міжосьову відстань

Визначаємо нормальний модуль зачеплення:

Приймаємо m=6,3, q=8.

2.4 Визначаємо міжосьову відстань зі стандартним значенням

(мм)

Приймаємо

2.5 Визначаємо основні розміри черв'яка

- ділильний діаметр черв'яка:

- зовнішній діаметр витків черв'яка:

- діаметр западин витків черв'яка:

- довжина нарізної частини черв'яка:

- ділильний кут підйому витка: .

2.6 Основні розміри черв'ячного колеса

- ділильний діаметр:

- діаметр вершин зубів черв'ячного колеса:

- діаметр западин зубів черв'ячного колеса:

- найбільший діаметр черв'ячного колеса:

- ширина вінця черв'ячного колеса:

2.7 Окружна швидкість черв'яка

2.8 Швидкість ковзання

З отриманою швидкість ковзання v_s визначимо:

Матеріал вінця черв'ячного колеса: БрА9ЖЗЛ;

Матеріал черв'яка: Сталь HRC > 45;

За умови швидкості ковзання v_s = (1,864 м/с), приймаємо [_Н] = 173 МПа.

2.9 Визначимо коефіцієнт навантаження

=1,25?1,1=1,375

де: К - коефіцієнт нерівномірності розподілення навантаження;

К_v = 1,1 - коефіцієнт динамічності.



2.10 Перевіряємо контактну напругу

При цьому повинна виконуватись умова: _Н [_Н].

2.11 Еквівалентне число зубів

2.12 Перевірка міцності зубів черв'ячного колеса на вигин

[_F] = 53,3 МПа - допустима напруга на вигин.

де: Y_F - коефіцієнт форми зуба Y_F = 2,09 при Z_v = 80.



3. Попередній розрахунок валів редуктора, конструювання черв'яка та черв'ячного колеса

3.1 Ведучий вал (вал черв'як)

Витки черв'яка виконані як одне ціле з валом. Діаметр вихідного кінця ведучого валу за розрахунками на кручення визначаємо за формулою:

[_k] = 15 МПа - допустима напруга на кручення.

Якщо d_b1 - отримали менше 25 мм, то приймаємо d_b1 = 25 мм.

3.2 Визначимо діаметр валу під підшипником

d_вп - число кратне 5.

Схема валу черв'яка

3.3 Вихідний вал

Діаметр вихідного кінця валу:

[_k] = 25 МПа - допустима напруга на кручення.

Приймаємо d_b2 = 55 мм.

3.4 Діаметр валу під підшипником

d_вп - число кратне 5.

3.5 Діаметр валу під колесом

3.6 Діаметр ступиці колеса

3.7 Довжина ступиці



Схема вихідного валу



4. Розрахунок конструктивних розмірів корпусу, кришки та болтів редуктора

4.1 Конструктивні розміри корпусу редуктора

де: - товщина стінок корпусу та кришки;

де: a_w - міжосьова відстань.

де: ₁ - товщина стінки.

4.2 Товщина фланців (поясів) корпусу та кришки

4.3 Товщина нижнього поясу корпусу



4.4 Діаметр болтів

4.5 Сила зчеплення

- окружна сила на черв'ячному колесі дорівнює осьовій силі на черв'яку:

- окружна сила на черв'яку дорівнює осьовій силі на колесі:

4.6 Радіальні сили на колесі та черв'яку

де: = 20.



5. Розрахунок шпонкових з'єднань

5.1 З'єднання вал - колесо

Вибираємо шпонку призматичну з округленими торцями за ДСТУ 23360-78:

Розміри шпонки:

- переріз bh: 2012;

- фаска f: 0,40-0,60;

- глибина паза валу t₁: 7,5;

- глибина паза ступиці t₂: 4,9;

- довжина l: 80.

Матеріал шпонки - сталь 45 нормалізована.

Напруження зминання й умови міцності знаходимо за формулою:

5.2 З'єднання вал - зірочка

Вибираємо шпонку призматичну з округленими торцями за ДСТУ 23360-78:

Розміри шпонки:

- переріз bh: 1610;

- фаска f: 0,25-0,40;

- глибина паза валу t₁: 6,0;

- глибина паза ступиці t₂: 4,3;

- довжина l: 100.

Матеріал шпонки - сталь 45 нормалізована.

Напруження зминання й умови міцності знаходимо за формулою:



6. Розрахунок ланцюгової передачі

Приймаємо однорядний роликовий ланцюг типу ПР.

6.1 Попереднє значення кроку для однорядного ланцюга

Приймаємо

Число зубів ведучої зірочки:

Число зубів відомої зірочки:

Тоді фактично:

Крок одного ланцюга:

де, - коефіцієнт експлуатації ланцюгової передачі

Приймаємо

де, - коефіцієнт динамічного навантаження; зі спокійним навантаженням ; при ударному навантаженні - коефіцієнт нахилу лінії центрів; при нахилі 60° при автоматичному регулюванні ланцюга приймають - коефіцієнт регулювання натягу (при передачі з нерегульованим натягом); при періодичному натягу - коефіцієнт безперервного змащування; при картерній змазці при безперервній змазці ; при періодичній змазці - коефіцієнт, який враховує тривалість роботи на добу; при роботі в одну зміну при двохзмінній при трьохзмінній

6.2 Швидкість ланцюга

За стандартом вибираємо:

Ланцюг привідний роликовий однорядний ПР (ГОСТ 13568-75):

; .

*Усі розміри указано у мм.



6.3 Окружна сила, яка передається ланцюгом

6.4 Тиск в шарнірі

За стандартом вибираємо:

Доступний тик у шарнірах ланцюга: 13

6.5 Перевіряємо ланцюг за двома показниками

- умова виконується;

- умова виконується;

6.6 Визначаємо число зубів ланцюга:

Значення округлили до цілого значення



6.7 Уточнюємо міжосьову відстань

6.8 Визначаємо діаметр ділильних кіл зірочок

- ведуча:

- відома:

6.9 Визначаємо діаметри зовнішніх кіл зірочок

- ведуча:

де, - діаметр ролика ланцюга; (вибираємо за стандартом)

- відома:



6.10 Визначимо сили, що діють на ланцюг

- окружна: ;

- відцентрова: ;

- від провисання ланцюга: ;

- розрахункове навантаження на вали:

6.11 Перевіряємо коефіцієнт запасу міцності

де, - коефіцієнт динамічності.

Якщо коефіцієнт запасу міцності - умова виконана.



7. Визначення реакцій опор, розрахунок і перевірка вибраних підшипників

7.1 Визначення сил, які діють на вал-черв'як

Навантаження від клинопасової передачі:

Осьова сила на черв'яку:

Окружна сила на черв'яку:

Радіальна сила на черв'яку:

Визначаємо напрямок витків черв'яка (праве або ліве направлення).

З компонувального креслення редуктора визначаємо:

- 0,122м - відстань від середини черв'яка до лівого підшипника;

- 0,243м - відстань між підшипниками;

- 0,071м - довжина консольної ділянки черв'яка.

7.2 Визначення опорних реакцій у вертикальній площині

Перевірка:

7.3 Будуємо епюру згинальних моментів

7.4 Визначення опорних реакцій у горизонтальній площині

Перевірка:



7.5 Будуємо епюру згинальних моментів

7.6 Визначаємо сумарні реакції



7.7 Перевірка довговічності підшипників

На валу встановлюють конічні роликові радіально-упорні підшипники серії №7611. Для таких підшипників необхідно визначити складові радіальних реакцій.

Оскільки присутня осьова сила , то в опорах виникає реакція та , тому визначаємо осьові параметри навантаження:

7.8 Визначимо осьове навантаження на опору a та b

7.9 Розглянемо лівий підшипник

Визначимо відношення:

Оскільки , то осьову силу у формулі не враховуємо.



7.10 Визначимо еквівалентне навантаження

де - коефіцієнт внутрішнього кільця підшипника;

- коефіцієнт безпеки при помірних поштовхах та навантаженнях;

- температурний коефіцієнт.

7.11 Визначимо довговічність підшипника в мільйон обертів

де - динамічна вантажопідйомність.

7.12 Розрахункова довговічність підшипника в годинах

де - частота обертів вхідного вала.

7.13 Розглянемо правий підшипник

Визначимо відношення:

оскільки , то осьову силу будемо враховувати під час визначення еквівалентного навантаження

де - коефіцієнт радіального навантаження;

- коефіцієнт осьового навантаження;

- радіальне навантаження.

7.14 Визначимо довговічність підшипника в мільйон обертів

де - динамічна вантажопідйомність.

7.15 Розрахункова довговічність підшипника в годинах

Розрахункова довговічність підшипника повинна бути більше 10000 годин. Для зубчастих і черв'ячних редукторів ресурс роботи підшипника може перевищувати 36000 годин (таким є ресурс самого редуктора), але не повинен бути менший 10000 годин (мінімальна довговічність підшипника).



8. Уточнювальний розрахунок валів

Вибравши конструкцію вала визначивши основні основні розміри, виконують уточнювальний розрахунок валів. Для цього необхідно визначити коефіцієнт запасу міцності в небезпечних перетинах і порівняти з допустимим значенням

Розрахунок проводится до ймовірно небезпечних перетинів вхідного вала.

8.1 межа витривалості сталі із симетричним циклом вигину (для легованих сталей)

8.2 Межа витривалості сталі із симетричним циклом дотичних напружень

8.3 Розглянемо переріз А-А

Цей переріз розраховуємо на кручення (під час передачі крутного моменту від електродвигуна через клинопасову передачу). Концентрацію напруги зумовлює наявність шпонкової канавки.

8.4 Коефіцієнт запасу міцності за дотичним напруженням

- межа витривалості сталі із симетричним циклом дотичних напружень;

- ефективний коефіцієнт концентрації дотичних напружень;

- масштабний фактор дотичних напужень;

Значення та визначають в припущенні, що внаслідок коливання крутного моменту Т напруга крутіння змінюється від нульового циклу, тобто амплітуда та середня напруга від нульового циклу:

де

- момент опору кручення;

8.5 максимальний згинальний момент у перерізі від консольного навантаження

8.6 Коефіцієнт запасу міцності за нормальним напруженням

де - межа витривалості сталі: для вуглецевих сталей: = 0,43?, для легованих: - коефіцієнт концентрації нормальних напружень; ; для легованих сталей - амплітуда циклу нормальних напруг, що дорівнює найбільшій напрузі вигину в перерізі:

- середня напруга нормальних напруг; якщо осьове навантаження на вал відсутнє чи дуже мало, то

8.7 Вислідний коефіцієнт запасу міцності для перетину А-А



9. Розрахунок клинопасової передачі

9.1 Використовуючи монограму залежно від частоти обертання меншого шківа та переданої потужності вибираємо тип ремня

Тип ременю А

9.2 Момент, що обертає

9.3 Діаметр меншого шківа

Отриманий результат округлюють до найближчого значення зі стандартного ряду: 40; 45; 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 105; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1250; 1400; 1600; 2000.

9.4 Діаметр більшого шківа

де - передавальне відношення;

- відносне ковзання ременя; (для передач з регульованим натягом ременя

Отриманий результат округлюють до найближчого значення зі стандартного ряду: 40; 45; 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 105; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1250; 1400; 1600; 2000.

9.5 Уточнене передавальне відношення

9.6 Міжосьову відстань призначають в інтервалі

- висота перетину ременя



9.7 Довжина ременя

Округлюють до найближчого значення зі стандартного ряду довжини: 400; 450; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1400; 1600; 1800; 2000; 2240; 2500; 2800; 3150; 3550; 4000; 4500; 5000; 5600; 6300; 7100; 8000; 9000; 10000; 11200; 12500; 14000; 16000; 18000.

У технічно обґрунтованих випадках допускаються проміжні значення: 425; 475; 530; 600; 670; 750; 850; 950; 1060; 1180; 1320; 1500; 1900; 2120; 2360; 2650; 3000; 3350; 3750; 4250; 4750; 5300; 6000; 6700; 7500; 8500; 9500; 10600; 11800; 13200; 15000; 17000.

9.8 Уточнювальна міжосьова відстань

9.9 Кут обхвату



9.10 Кількість ременів

- потужність, що передається одним ременем;

- коефіцієнт, що враховує вплив довжини ременя;

- коефіцієнт кута обхвату;

- коефіцієнт, що визначає кількість ременів передачі;

- коефіцієнт режиму роботи.

9.11 Сила, що діє на один клиновий пас

- коефіцієнт, що враховує відцентрову силу (Н

9.12 Сила, що діє на вали



Список використаної літератури

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. Москва: Высшая школа, 1990

2. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирования деталей машин. Москва: Машиностроение, 1988.

3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Москва: Высшая школа, 1991

4. Чернилевский Д.В. Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование. Москва: Высшая школа, 1989.

5. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов. Киев: Высшая школа, 1990

6. Романов М.Я. и др. Сборник задач по деталям машин. Москва: Машиостроение, 1984

Размещено на Allbest.ru