Проектирование червячного редуктора

смотреть на рефераты похожие на «Проектирование червячного редуктора «.

Технические данные. Спроектировать машинный агрегат для привода. Расчетные данные: Р = 5 кВт Т = 10 000 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. [pic] Nвых = Nвых/[pic] Uобщ = Uчерв = 50 nвых = Dy/h = 1000/12 = 83.3 [pic]83.3/t=83.¾= 20.8 об/мин V = Dy/t = 1000/4 = 250 м/с n[pic]= [pic]об/мин [pic].

2. Тип двигателя 4А132S6/965 [pic] [pic] [pic] [pic].

II Расчет червячной передачи.

1. [pic] Выбираем материал передачи а) Червяк — сталь 45С закалкой до тв. HRC45 б) Колесо — бронза БрА9ЖЗЛ.

2. Принимаем: [pic], где [pic], и [pic] = 98 Мпа значит [pic] МПа, [pic].

3. [pic], [pic], [pic], [pic].

[pic] [pic] 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[pic](11+0.06 Z2)*m=(11+0.06*50)*8=112 мм b2=[pic]a=0.355=88 мм проверочный расчет на прочность VS=V1/cos[pic] V1=[pic]n1d2/60=3.14*965*0.1/60=5 м/с V2=[pic]n2d2/60=3.14*19.3*0.4/60=0.4 м/с V1=V1/cos[pic]=5/cos4.35=5 [pic]H=4.8*105/d2*[pic] [pic]max=2*[pic]I=2*430=860 МПа dw1=m (q+2x)=8(12.5+2*0)=100 мм K[pic]=1, x3=1, x=1 [pic]H=4.8*105/100[pic]=560[pic][pic] КПД передачи [pic]warctg[Z1/(q+2)]=5.19 [pic]=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=10 890 H Окружная сила на червяке. Ft1=Fa2=2T2/(dw1*U*[pic])=2*2178/(0.1*50*0.7)=1244.5 H Радиальная сила: F2=0.364*Fk2=0.364*10 890=3963.9 H Проверка зубчатого колеса по напряжению изгиба [pic]F=[pic] K[pic]=1.0; Kv=1; [pic]w=5.19; m=8; dw1=0.1; YF=1.45 Zбс=Z2/cos3[pic]=50/cos35.19=50 FtE2=KED*Ft2; KED=KFE[pic]; N=60*n2Ln=60*19.3*1=1158 KEF=0.68[pic]=0.32 FtE2=0.32*10 890=3484.8 H [pic]F=1.1*1.45*cos5.19*3484.8/1.3*8*0.1=481[pic][pic]Fmax Тепловой расчет P1=0.1T1n2/[pic]=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[pic](7…8)[pic], где T5 — номинальный момент. dmin[pic]8[pic]=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[pic]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 С[pic]d, 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. 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 Nб=[pic]1,6…1,8.

Первичный расчет вала. [pic]=25 МПа Вал передает момент F2=33.5 Н*мм Ft1=1007 H; F21=366.5 H.

[pic]MA=Rby (b+b)-frb=0.

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

[pic]MB=Frb-Ray (b+b)=0.

Ray=Frb/2b=183.25 H.

Проверка: [pic]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.

[pic]MA=Ft*b+Rbx*(b+b)+Sa=0.

Rbx=[pic]=[pic]= -819.65 H.

[pic]MB= -Ft1b-Rax (b+b)+S (a+2b)=0.

Rax=[pic]=114.75 Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости. M’ix= -S*a= -27 189 Н*м M"ix= -Rbx*b=35 244 Н*м Суммарный изгибающий момент. Mu=[pic]=36 114.12 Н*м Определяем эквивалентные моменты Mэкв.=[pic]=49 259,3 Н*мм RA=[pic]=233.52 Н*мм RB= [pic] [pic]=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=XVFrkбki=1.0*1.0*233.5*1.3*1.0=303.55 H C=P[pic] C=158 800 H [pic]=523.14 [pic]lgLhlg523.14+[pic](lg1000-lg36); lgLh=3*2.7+3.0−1.5563=9.5437 откуда Lh=17 800 L=[pic]=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=XVFrkбkT=1.0*1.0*366.5*1.3*1.0=476.5 H C=P[pic] Определяем долговечность подшипника в часах. Динамическая грузоподъемность его C=158.8 кН=158 800 Н. Поэтому, исходя из предыдущего равенства, можно написать следующее уравнение: [pic]=333.3 логарифмируя, найдем [pic]lgLh=lg333.3+[pic](lg1000-lg36); lgLh=3*0.8876+3.0−1.5563=4.1065; откуда Lh=12 770 часов Если долговечность выражать в миллионах оборотов, то L=[pic]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[pic] [pic] L=[pic]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=[pic]=[pic]' Где Е — передаваемый момент Т=Т1=54,45 Н*м t1=5 мм — глубина паза шпонки. бсм=[pic]=22,7 МПа бсм[pic][бсм] условие выполняется Расчитаем сварное соединение из условия [pic].

[pic]=[pic]=123,86 МПа.

[[pic]] =0.63[бр]=0,63*500=315 МПа.

Расчет болтового крепления редуктора. число плоскостей стоиса i=1 коэффициент k=1.2.

F3=[pic].

F=[pic]=5421.5 H.

F3=[pic]=8*5421.5=43 372 H d1[pic].

Для стали 45 (35) б[pic]=360 МПа.

Бр=0,25*360=90 МПа d1[pic]=15.25 мм.

Выбираем:

Шпилька d1=16 мм ГОСТ 22 034;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.

[pic]=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 1985 г. 2. Чернавский С. А. «Курсовое проектирование деталей машин»,.

М.;машиностроение, 1984 г. 3. Ничилорчик С. Н., Корженцевский М. И. «Детали машин», Мн. 1981 г. 4. Гузенков П. Г. «Детали машин», М. Высшая школа 1982 г.

———————————;

[pic].

[pic].