Проектирование червячного редуктора и цепной передачи для привода ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Курсовой проект

по дисциплине «Детали машин»

Тема проекта: спроектировать червячный редуктор и цепную передачу для привода ленточного конвейера

Содержание

Введение

1. Кинематический силовой расчет привода

2. Расчет редуктора

3. Уточненный расчет червячной передачи

4. Предварительный расчет валов редуктора и конструирование червяка и червячного колеса

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6. Первый этап компоновки редуктора

7. Определение силы в зацеплении

8. Проверка долговечности подшипника

9. Расчет клиноременной передачи

10. Расчет цепной передачи

11. Тепловой расчет редуктора

12. Проверка прочности шпоночных соединений

13. Уточненный расчет валов

14. Выбор сорта масла

15. Сборка редуктора

Список литературы

Введение

Червячный редуктор -- устройство, преобразующее угловую скорость и момент двигателя, используя червячную передачу.

Червячные редукторы передают крутящий момент посредством червячной передачи. Червячная передача также называется зубчато-винтовой, поскольку основными элементами такой передачи являются зубчатое червячное колесо и винт-червяк.

Червяк - это особый винт с трапецеидальной формой профиля резьбы. Изготавливается из прочных материалов. Имеет много разновидностей, но на практике самыми удобными оказываются однозаходные, двухзаходные или четырёхзаходные червяки. Степень заходности зависит от количества индивидуальных каналов резьбы.

Червячное колесо внешним видом похоже на обыкновенное зубчатое колесо, но чаще всего резьба подогнана под форму резьбы сопряжённого с этим колесом червяка. Изготавливаются зубчатые колёса для довольно мощных червячных редукторов чаще всего из двух разных материалов. В качестве материала для зубьев используется высокопрочный антифрикционный металл, а для сердечника подходит любая прочная, но не дорогая сталь или обыкновенный чугун.

Червячная передача благодаря своей конструкции довольно эффективна в устройствах, где требуется высокий крутящий момент, сопряжённый с низкой угловой скоростью. Червяк является ведущим звеном механизма. Это означает, что крутящий момент от двигателя передаётся на червяк, а уже потом червяк передаёт момент на зубчатое колесо, который в свою очередь вращает выходной вал. Вследствие эффекта самоторможения червячная передача является необратимой. То есть приложенный момент к зубчатому колесу не сможет заставить двигаться червяк, даже при обилии смазки, поскольку силы трения во много раз превышают приложенную силу.

Червячная передача в силу своих конструктивных особенностей имеет как достоинства, так и недостатки.

Из достоинств стоит отметить плавность хода, эффект самоторможения, низкий уровень шума, большое передаточное отношение с использованием всего двух деталей.

Из недостатков следует обратить внимание на сравнительно низкий КПД, повышенный износ, заедание, большое тепловыделение вследствие сил трения. Низкий КПД обуславливает применение подобных механизмов при передаче относительно небольших мощностей до 100 кВт. Для предотвращения скорого износа и заедания необходимо соблюдать требования к точности сборки и регулировать механизмы. Высокое тепловыделение требует специальных установок для отвода лишнего тепла.

Различие редукторов в основном сводится к различиям червяков и зубчатых колес, из которых собран данный червячный редуктор.

редуктор колесо подшипник конструирование

1. Кинематический силовой расчет привода

Выбор электродвигателя по данным значениям Р_эл и n_эл, выбираем стандартный асинхронный двигатель

Р_эл = 5,5 кВт и n_эл = 965 рад/с. Получим двигатель 4А132S2У3, где 4А - тип асинхронного двигателя;

132S2 - типоразмер, где 132 - высота центров (расстояние от оси вращения до основания);

S2 - уточнение мест крепления и габаритные размеры;

У3 - климатическое исполнение.

Определение угловой скорости:

Определение крутящих моментов на всех валах привода:

Определение частоты вращения валов привода:

Число заходов на червяке т.к. . Выбираем коэффициенты полезного действия:

з_р.п. = 0,97 - КПД ременной передачи;

з_п.к. = 0,995 - КПД подшипников качения;

з_ц.п. = 0,95 - КПД цепной передачи;

з_ч.п. = 0,95 - КПД червячной передачи.

2. Расчет редуктора

Выбираем число заходов на червяке и определяем число зубьев червячного колеса.

Число винтов z₁ червяка принимаем в зависимости от передаточного числа.

Число зубьев червячного колеса:

Принимаем стандартное значение , z₂ = 40.

Проверка:

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса:

Принимаем для червяка Сталь 40Х с твердостью HRC 48, т.к. к редуктору не предъявляются специальные требование, то в целях экономии принимаем для венца червячного колеса бронзу Бр А9Ж3Л (отливка в песчаную форму)

Предварительно принимаем скорость скольжения , тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение будет 155 МПа. Допускаемое напряжение изгиба

[,

где = 0,543 - коэффициент долговечности

, тогда [

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 10.

Крутящий момент на валу червячного колеса.

Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К = 1,2

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости:

Определяем модуль:

.

Принимаем по ГОСТу стандартные значения m и q

m = 10; q = 10.

Межосевое расстояние при стандартных значениях m и q:

.

Принимаем стандартное значение 250 мм.

Определяем основные размеры червяка и червячного колеса.

Делительный диаметр червяка:

 ;

Диаметр вершин витков червяка:

Диаметр впадин витков червяка:

Длинна нарезной части червяка:

Делительный диаметр червячного колеса:

Диаметр вершин зубьев червячного колеса:

Диаметр впадин зубьев червячного колеса:

мм;

Наибольший диаметр червячного колеса:

Ширина венца червячного колеса:

Скорость скольжения:

Далее выбираем при этой скорости: .

3. Уточненный расчет червячной передачи

Проверка контактных напряжений. Для этого уточняем КПД редуктора

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла:

где: - приведенный угол трения.

По табл. 4.7 выбираем седьмую степень точности передачи, в этом случае коэффициент динамичности

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки , тогда коэффициент нагрузки

Проверяем контактное напряжение:



Контактные напряжения норм не превышают.

Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб:

Где - допускаемое напряжение при изгибе;

- коэффициент формы зуба,

Определяем эквивалентное число зубьев:

Мпа.

4. Предварительный расчет валов редуктора и конструирование червяка и червячного колеса

Ведущий вал червяк.

Витки червяка выполнены за одно целое с валом.

Выходные концы диаметра валов - это стандартные значения и принимаются по ГОСТу.



Рисунок 1. Эскиз вала червяка

Рисунок 2. Схема выходного вала

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора: Принимаем Толщина фланцев (поясов корпуса и крышки редуктора): Толщина нижнего пояса корпуса

Диаметры болтов: Фундаментальных

Принимаем болт М22.

Диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом:

Принимаем болт М18.

Диаметры болтов, крепящих крышку подшипников:

Принимаем болт М14.

6. Первый этап компоновки редуктора

Компоновочный чертеж выполняется в 2-ух проекциях - разрез по оси колеса и разрез по оси червяка. Желательно масштаб 1:1. Примерно по середине листа проводим осевую линию, вторую осевую проводим параллельно первой на расстоянии . Затем проводим 2 вертикальные осевой линии. Одну для главного вида, вторую для вида сбоку.

Вычерчиваем на 2-ух проекциях червяк и червячное колесо. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса редуктора. Ширина корпуса (вид спереди) и (вид сбоку).

Зазор между стенкой и червячным колесом принимаем равный .

Вычерчиваем подшипники (расположение подшипников симметрично относительно среднего сечения).

Выбираем роликоподшипники конические, однорядные, радиально-упорные - для вала червяка выбираем серию 76 (средняя серия, широкие).

- для выходного вала 72 (легкая серия).

7. Определение силы в зацеплении

Окружная сила на червячном колесе равна осевой силе на червяке:

H

Радиальные силы на червяке и на червячном колесе:

H,

где

8. Проверка долговечности подшипника

Расчетные схемы валов, определение реакций в опорах подшипников.

Дано: = Н; = Н; = 2737,1 Н; = Н;

= 64 мм; = 8908,8 Н; (1) = 222 мм; (1) = 444 мм; (1) = 109 мм

Вертикальная плоскость

а) Определение опорных реакций

Суммарный момент относительно т. 3 равен нулю: = 0

Из уравнения равновесия определяем

Суммарный момент относительно т. 1 равен нулю: = 0

Проверка: = 0

б) Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости

Горизонтальная плоскость

а) Определяем реакции в опорах

Суммарный момент относительно т. 3 равен нулю: = 0



Суммарный момент относительно т. 1 равен нулю: = 0

Проверка: + + = -2227,95 + 4455,9 + -2227,95 = 0

б) Построение эпюры

= ( - ) = (444 - ) = -494604,9

Построение эпюры крутящего момента. Значение = 142,59 берем из расчета.

Определяем суммарные реакции

Определяем осевые составляющие радиальных реакций

= 0,83 e = 0,83 0,35 = 1073,56 Н

= 0,83 e = 0,83 9388,37 0,35 = 2727,32 Н

где, e = 0,35 - коэффициент осевого нагружения, выбирается по номеру подшипника

Определяем эквивалентную нагрузку на подшипник

где, V = 1 - коэффициент учитывающий вращение внутреннего кольца подшипника

= = 3695,58 Н

= 1,3 - коэффициент безопасности при умеренных толчках

= 1 - температурный коэффициент

Расчетная долговечность подшипника в млн. об.

С = 240 кН - динамическая грузоподъемность (определяется по номеру подшипника)

Расчетная долговечность подшипника в часах

- частота вращения входного вала

Рассмотрим правый подшипник:

Учитывая осевую силу, определяем эквивалентную нагрузку

где, V = 1 - коэффициент учитывающий вращение внутреннего кольца подшипника

X = 0,4 - коэффициент радиальной нагрузки

= = 9388,37 Н

= 1,71 - коэффициент осевой нагрузки

= 1,3 - коэффициент безопасности при умеренных толчках

= 1 - температурный коэффициент

Определяем долговечность подшипника в млн. об.

Определяем долговечность подшипников в часах

Расчетная долговечность приемлемая

Для зубчатого и червячного редукторов ресурс работы подшипника может превышать 36000 ч. (таков ресурс самого редуктора). Но не должен быть меньше 10000 ч. (минимальная допустимая долговечность подшипника).

9. Расчет клиноременной передачи

Мощность на ведущем валу 5,5 кВт; частота вращения ведущего вала = 965 об/мин; частота вращения ведомого вала = 485 об/мин.

Вращающий момент на ведущем шкиве T = 142,59 Н.

По номограмме выбираем сечение ремня В.

Определяем диаметр меньшего шкива:

Принимаем: = 180 мм

Определяем диаметр большего шкива:

где = 0,01 - скольжение ремня

Принимаем: = 355 мм

Межосевое расстояние:

= 13,5 - высота сечения ремня

Определяем длину ремня:

Принимаем: = 2800 мм

Уточненное межосевое расстояние:



Принимаем: = 950 мм

Определяем угол обхвата:

Определяем число ремней:

= 0,92 - коэффициент, учитывающий длину ремня;

= 0,97 - коэффициент, учитывающий угол обхвата ремнем меньшего шкива ;

= 1,2 - коэффициент режима работы

Необходимое количество ремней:

где, = 0,95 - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче.

Принимаем: = 4 шт.

Натяжение ветви ремня:



м/с - скорость ремня

Где = 0,3 - коэффициент, учитывающий центробежную силу

Сила, действующая на вал:

10. Расчет цепной передачи

Выбираем цепь приводную роликовую однорядную ПР (по ГОСТ 13568 - 75) и определяем ее шаг.

Для этого предварительно определим коэффициент , учитывающий условия монтажа эксплуатации цепной передачи.

В соответствии с исходными данными принимаем:

= 1 - передача к скребковому конвейеру характеризуется умеренными ударами;

= 1 - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния;

= 1 - коэффициент, учитывающий влияние угол наклона цепи;

= 1,25 - регулирование цепи периодическое;

= 1 - коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи

Следовательно, = 1,25 1,25 1,5 = 2,33

Числа зубьев звездочек:

- ведущей

= 31 - 2 = 31 - 2 3,12 = 24,76 25

- ведомой

= = 25 3,12 = 78,5 79

Находим шаг цепи:

По табл. 7,15 принимаем ближайшее большее значение шага и другие параметры, соответствующие шагу:

- шаг цепи t = 50,8 мм;

- проекция опорной поверхности шарнира 646 ;

- разрушающая нагрузка Q = 226,8 кН;

- удельный вес q = 9,7 кг/м

Проверяем цепь по давлению в шарнирах

По данной цепи при = 38,8 об/мин; 36 МПа, а с учетом примечания:

= 1 + 0,01 ( - 17) = 1 + 0,01(25 - 17) = 1,08

При этом окружная скорость

Окружная сила на звездочке:

Расчетное давление:

Условие р выполнено.

Определяем число звеньев цепи, предварительно найдя суммарное число зубьев:

+ = 25 + 79 = 104 шт.

Тогда, число звеньев цепи (при = 40)

Округляем =134

Уточняем межосевое расстояние:

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4 , т.е. на 2035,92 0,004 8мм

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:

- ведущей

- ведомой

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

- ведущей

Определяем силы, действующие на цепь:

- окружная = 8329,3 Н

- центробежная = q= 9,7 = 6,52 Н

- от провисания цепи = 9,81 q = 9,81 9,7 = 289,75 H

- расчетная нагрузка на валы = + 2 = 8329,3 + 2 289,75 = 8908,8 Н

Проверяем коэффициент запаса прочности s:

Нормативный коэффициент запаса прочности = 10,7; условие s выполнено.

11. Тепловой расчет редуктора

Для проектируемого редуктора определяем площадь теплоотводящей поверхности

Если условие не выполняется необходимо увеличить теплоотводящую поверхность редуктора, сделав корпус ребристым.

12. Проверка прочности шпоночных соединений

Приведем проверку прочности одного соединения передающего крутящий момент от червячного колеса к выходному валу редуктора.

По диаметру выбираем стандартную призматическую шпонку в =25мм; h = 14 мм; = 9 мм; ? = 56 мм.

13. Уточненный расчет валов

Червячный вал проверять на прочность не следует, так как размеры его поперечного сечения значительно превосходят те, которые могли быть получены расчетом на кручение.

Проверим стрелу прогиба червяка (расчет на жесткость)

Определим приведенный момент инерции поперечного сечения червяка

Определим стрелу прогиба

где = МПа - модуль упругости

= 44,8 мм; = 80 мм; = 222 мм; = 4455,9 Н; = 2731,1 Н

Сравниваем расчетное значение с допускаемым значением f

0,019 0,04 0,08

Определяем допускаемый прогиб

= (0,005 0,01) m = 0,04 0,08

m = 8 - модуль передачи

14. Выбор сорта масла

Смазывание зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла. По табл. 10.9 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях = 174 МПа и скорости скольжения = 1,79 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть приблизительно равна 25 /с. По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное И-25А.

15. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того, что на червячный вал надевают роликовые радиально-упорные подшипники, предварительно нагрев их в масле до . Собранный червячный вал вставляют в корпус.

В начале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают дистанционное кольцо и устанавливают роликовые конические подшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основании корпуса и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка фланцев герметиком и затягивают болты.

Закладывают в подшипниковые сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливают крышки.

Регулировку радиально-упорных подшипников производят набором тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников.

Ввёртывают пробку масло-спускного отверстия с прокладкой и прикручивают круглый масло-указатель. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной.

Список литературы

1. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин - М.: Машиностроение, 1987 - с.416

2. Цехнович Л.И. Атлас конструкции редукторов - К.: Высшая школа, 1979

3. Анурьев В.А. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х т. - М., 1979. - т. 1-3

Размещено на Allbest.ru