При низкой оригинальности работы "Проектирование привода с червячным редуктором и ременной передачей", Вы можете повысить уникальность этой работы до 80-100%
В мире современных технологий, в мире прогресса, все еще широко используются двигатели и устройства, передающие крутящий момент и частоту вращения с электродвигателя на конечные устройства при помощи редуктора открытого или закрытого типа. Проверка: Определим общее передаточное число: Так как в кинематической схеме кроме редуктора имеется ременная передача, уточним передаточное число редуктора: 1.2 Определение вращающих моментов, частот вращения и мощностей на всех валах Сводная таблица крутящих моментов, частот вращения, мощностей и угловых скоростей валов привода Определим число витков z1 червяка в зависимости от передаточного числа.
Введение
В мире современных технологий, в мире прогресса, все еще широко используются двигатели и устройства, передающие крутящий момент и частоту вращения с электродвигателя на конечные устройства при помощи редуктора открытого или закрытого типа.
Достоинства редуктора закрытого типа состоят в том, что повышается износостойкость, увеличивается срок эксплуатации механизма за счет смазки, небольшие габариты, увеличение грязеотталкивающей способности механизма.
Недостатки - очень сложны в изготовлении, увеличивается время изготовления деталей и корпуса редуктора, повышается цена изделия.
Поэтому важно правильно спроектировать редуктор, учитывая экономические затраты на производство оборудования и долговечность устройств. При неправильном соотношении можно проиграть в качестве продукции или в больших затратах на изготовление устройств.
Поэтому в высших учебных заведения преследуют очень важную цель подготовить специалистов. Которые после окончания ВУЗОВ смогут самостоятельно проектировать и разрабатывать любые технологические процессы, исходы из соотношения цена - качество, модернизировать производство, внедрять новые технологии для получения относительно качественных и недорогих продуктов общественной жизни.
1. Кинематический расчет привода
Дано: Рвых=3 КВТ; ?вых=3 c-1.
1.1 Выбор электродвигателя
Для выбора электродвигателя определим требуемую его мощность Рэ.тр. и частоту вращения nэ.тр..
Требуемую мощность электродвигателя (КВТ) найдем по формуле:
Требуемую частоту вращения вала электродвигателя nэ.тр определим по формуле:
где ;
uред=18 - передаточное число червячного редуктора;
upem=3 - передаточное число ременной передачи.
По таблице 24.9 (Дунаев, стр. 459) подбираю электродвигатель с мощностью P, КВТ, и частотой вращения n, об/мин, ротора, ближайшими к Рэ.тр. и nэ.тр. электродвигатель АИР100L4: Р=4КВТ; n=1500об/мин.
Проверка:
Определим общее передаточное число:
Так как в кинематической схеме кроме редуктора имеется ременная передача, уточним передаточное число редуктора:
1.2 Определение вращающих моментов, частот вращения и мощностей на всех валах
Исходные данные: T2 =986,3 - вращающий момент на колесе, Н•м;
n2=28,6 - частота вращения на колесе, мин-1;
u2=17,48 - передаточное число червячной передачи;
Lh =3000 - время работы передачи (ресурс), ч.
2.1 Выбор материала червяка и колеса
Для червяка, с целью получения высоких качественных показателей принимаю по табл. 2.1 (Дунаев, стр. 12) марку стали 20Х с параметрами: Термообработка Предельные размеры заготовки, мм Твердость зубьев ?T, МПА
Dпр Sпр в сердцевине на поверхности
Улучшение, цементация и закалка 200 125 300-400 HB 56-63HRC 800
Материалы зубчатых венцов червячных колес отнес к Группе II - безоловянные бронзы и латуни, т.к. м/с.
Выбрал материал ЛАЖМЦ66-6-3-2 с центробежным способом отливки с параметрами: ?в=500МПА, ?т=200МПА.
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба a) Допускаемые контактные напряжения: , где т.к. твердость на поверхности витков червяка ?45 HRC. б) Допускаемые напряжения изгиба для материала зубьев червячного колеса: , где - коэффициент долговечности, - исходное допускаемое напряжение;
По циклограмме нагружения определим: - суммарное число циклов перемены напряжений
Коэффициент эквивалентности:
Найдем - эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса, т.к. , то принимаю ;
Тогда , и соответственно:
б) Предельные допускаемые напряжения при проверке на максимальную статическую или единичную пиковую нагрузку для материалов группы II:
2.3 Проектный расчет
Межосевое расстояние
Где Ka=610 - для эвольвентных червяков;
=1 - коэффициент концентрации нагрузки при постоянном режиме нагружения.
Полученное расчетом межосевое расстояние округляют в большую сторону до значения приведенного в таблице 24.1 (Дунаев, стр. 452): Основные параметры червячной передачи.
Определим число витков z1 червяка в зависимости от передаточного числа. Передаточное число червячной передачи (редуктора) uчерв=17,48 (от 14 до 30), следовательно z1=2.
Число зубьев колеса . Округлим до ближайшего целого числа: .
Предварительные значения: · модуль передачи мм.
Ближайшее к расчетному стандартное значение модуля m=7мм (ряд 2).
· коэффициент диаметра червяка . Минимально допустимое значение q из условия жесткости червяка . Полученные значения q округлим до ближайшего стандартного: q=10 (ряд 1).
· Коэффициент смещения
Значения коэффициента смещения инструмента выбирают по условию неподрезания и незаострения зубьев.
Следовательно червяк является образованным конусом (ZK), т.к. .
· Угол подъема линии витка на цилиндре: § делительном
§ начальном
Направление витка правое.
· Фактическое передаточное число
Размеры червяка и колеса.
Диаметр делительный червяка:
;
диаметр вершин витков: ;
диаметр впадин витков: .
Диаметр делительный колеса: ;
диаметр вершин зубьев: ;
диаметр впадин : ;
Диаметр колеса наибольший: ;
где K=2 - для передачи с червяком ZK. Принимаю
Длина нарезанной части червяка:
Увеличим расчетную длину на 25мм, т.к. m<10мм (для фрезеруемых и шлифуемых червяков): .
Ширина венца червячного колеса для передачи c червяком ZK (при z1?3): .
2.4 Проверочный расчет
Проверочный расчет передачи на прочность.
Определим скорость скольжения в зацеплении
, где .
Здесь - окружная скорость на начальном диаметре червяка, м/с; - начальный угол подъема витка.
По полученному значению уточним допускаемое напряжение
Вычислим расчетное напряжение:
где - для передач c нелинейчатыми червяками, образованными конусом (ZK);
Коэффициент нагрузки: Окружная скорость червячного колеса: м/с.
Так как м/с, то . Коэффициент концентрации нагрузки: .
- коэффициент, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка.
Следовательно расчетное напряжение: - верно.
КПД передачи.
Коэффициент полезного действия червячной передачи: , где =10,56 - угол подъема линии витка на начальном цилиндре; =2o30’ - приведенный угол трения, определяемый экспериментально с учетом относительных потерь мощности в зацеплении, в опорах и перемешивании масла.
Силы в зацеплении, Н.
Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:
Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:
Радиальная сила:
Рисунок №1. Силы в зацеплении.
Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба.
Расчетное напряжение изгиба:
Здесь - коэффициент нагрузки; - коэффициент формы зуба колеса, который выбираем в зависимости от , следовательно .
Значит: - верно.
Проверочный расчет на прочность зубьев червячного колеса при действии нагрузки.
Проверка зубьев колеса на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента Тпик. Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки
, где
Проверка на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента: ; - верно.
Проверка зубьев червячного колеса на прочность по напряжениям изгиба при действии пикового момента: ;
- верно.
Тепловой расчет.
Червячный редуктор в связи с невысоким КПД и большим выделением теплоты проверяют на нагрев.
Мощность на червяке: .
Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения: .
Здесь - коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму. - максимальная допустимая температура нагрева масла (зависит от марки масла). В зависимости от межосевого расстояния принимаю площадь А(м2) поверхности охлаждения корпуса . Для чугунных корпусов при естественном охлаждении коэффициент теплоотдачи .
Значит: - верно.
Рисунок №2. Размеры червяка и колеса.
Параметры червячной передачи, мм
Проектный расчет
Параметр Значение Параметр Значение
Межосевое расстояние aw 160 Ширина зубчатого венца колеса b2 63
Модуль зацепления m 7 Длина нарезаемой части червяка b1 252,1
где - допускаемая частота пробегов; l - стандартная длина ремня.
3.9 Определим окружную силу Ft, Н, передаваемую ремнем
3.10 Определим допускаемую удельную окружную силу [кп], Н/мм2
, где - допускаемая приведенная удельная окружная сила;
C - поправочные коэффициенты см. табл. 5.2 (Шейнблит).
.
3.11 Определим ширину ремня b, мм
Округлим ширину ремня до стандартного значения .
3.12 Определим площадь поперечного сечения ремня A, мм2
3.13 Определим силу предварительного натяжения ремня F0, Н
, Где - предварительное напряжение.
3.14 Определим силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей ремня, Н
;
3.15
Определим силу давления ремня на вал Fоп, Н.
Где - угол обхвата ремнем ведущего шкива.
3.16 Проверим прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ?max, Н/мм2
Где а) - напряжение растяжения. б) - напряжения изгиба, где - модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней, - диаметр ведущего шкива. в) , где - плотность материала ремня, - скорость ремня. г) - допускаемое напряжение растяжения.
Значит: - ремень прочный
Рисунок №3. Геометрические и силовые параметры ременной передачи.
Параметры плоскоременной передачи
Параметр Значение Параметр Значение
Тип ремня плоский Частота пробегов ремня, U 2,55c-1
Межосевое расстояние, a 665,4мм Диаметр ведущего шкива, d1 100мм
Расчет редукторных валов производится в два этапа: 1-й - проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение; 2-й - проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения.
Выбор материала валов.
В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные стали 45, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала.
Механические характеристики стали 45
Термообработка Твердость зубьев ?в ?т ?-1
Поверхности Сердцевины Н/мм2
Нормализация 179 … 207 HB 600 320 260
Выбор допускаемых напряжений на кручение.
Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения, т.е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени. Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [?]K=10…20 Н/мм2. Принимаю [?]K=13 - для быстроходного вала, а [?]K=18 - для тихоходного вала.
Определение геометрических параметров ступеней валов.
Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.
Определение размеров ступеней вала-червяка.
1-я ступень, под элемент открытой передачи (шкив):
, где Mk=T=72,7 - крутящий момент на валу, Н·м; [?]K=13 Н/мм2.
Округлим до ближайшего стандартного .
.
Округлим до ближайшего стандартного .
2-я ступень, под уплотнение крышки с отверстием и подшипник: , где t=2,5 - значение высоты буртика. Округлим до ближайшего стандартного .
.
3-я ступень, под червяк: , где r=3 - координата фаски подшипника. Округлим до ближайшего стандартного . определим графически на эскизной компоновке.
4-ая ступень, под подшипник: .
Определим размеры ступеней вала колеса.
1-я ступень, под элемент открытой передачи (полумуфту): , где Mk=T=986,3 - крутящий момент на валу, Н·м; [?]K=18 Н/мм2.
Округлим до ближайшего стандартного .
.
Округлим до ближайшего стандартного .
2-я ступень, под уплотнение крышки с отверстием и подшипник: , где t=3,3 - значение высоты буртика. Округлим до ближайшего стандартного .
.
Округлим до ближайшего стандартного .
3-я ступень, под колесо: , где r=3,5 - координата фаски подшипника. Округлим до ближайшего стандартного . определим графически на эскизной компановке.
4-ая ступень, под подшипник: .
.
Округлим до ближайшего стандартного .
Размеры ступеней валов червячного одноступенчатого редуктора
Ступень вала и ее размеры d; l Вал-червяк Вал колеса
1-я под элемент открытой передачи d1 31мм 65мм l1 46мм 98мм
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник d2 35мм 70мм l2 70мм 92мм
3-я под червяк, колесо d3 46мм 82мм l3 графически графически
4-ая под подшипник d4 35мм 70мм
L4 41мм 49мм
6.2 Проверочный расчет
Основными нагрузками на валы являются силы от передач. В данной работе силы на валы передают через насаженные на них червячное колесо, шкив и полумуфту. При расчетах принимают, что насаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины.
Выполняют расчеты валов на статическую прочность и на сопротивление усталости.
Расчет ведущего (быстроходного) вала.
На рисунке №4 изображен вал-червяк, а также расчетная схема и эпюры изгибающих М и крутящего Мк моментов, продольной осевой силы. Силы в червячном зацеплении: , , . Вал установлен на двух роликовых конических подшипниках 7307 по ГОСТ 27365-87. На шлицевом конце вала предполагается установка шкива. Консольная сила действующая со стороны шкива, . Коэффициент перегрузки на статическую прочность .
Вал изготовлен из стали марки 45 со следующими характеристиками статической прочности и сопротивления усталости: Диаметр заготовки, мм Твердость HB (не менее) Механические характеристики, МПА Коэффициент ?? ?В ?Т ?Т ?-1 ?-1
?80 260 900 650 390 410 230 0,10
Минимально допустимые запасы прочности по пределу текучести и сопротивлению усталости соответственно: и .
Рисунок №4.
Определение внутренних силовых факторов.
Определим реакции опор от сил, нагружающих вал.
В плоскости YOZ:
=> ;
=> .
Проверка: ; - верно.
В плоскости XOZ: а) от осевой силы . Так как действующая сила равноудалена от опор, то реакции опор будут равны половине действующей силы. Следовательно: и . б) от консольной силы действующей со стороны шкива.
=> ;
=> .
Эпюры внутренних силовых факторов приведены на рисунке, при этом крутящий момент численно равен вращающему:
Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасными являются сечения: 1- место установки левого по рисунку подшипника на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментом, осевой силой; концентратор напряжений - посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал;
2- место установки червяка на вал диаметром 70мм: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментом, осевой силой; концентратор напряжений - посадка с натягом червяка на вал;
Вычислим нормальные и касательные напряжения, а также значение общего коэффициента запаса прочности по пределу текучести в каждом опасном сечении вала.
Сечение 1: Напряжение изгиба с растяжением (сжатием) ?1 и напряжение кручения ?1
Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести
Сечение 2: Напряжение изгиба с растяжением (сжатием) ?2 и напряжение кручения ?2
Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести
Статическая прочность вала обеспечена во всех опасных сечениях, т.к условие S?[ST] выполняется.
Расчет вала на сопротивление усталости.
Вычислим значения общего коэффициента запаса прочности в каждом из опасных сечений вала.
Сечение 1: Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла
Внутреннее кольцо подшипника качения установлено на валу с натягом. Поэтому концентратор напряжений в сечении - посадка с натягом. По табл. 10.13 (Дунаев стр190) имеем: Посадочную поверхность вала под зубчатое колесо шлифуют (Ra = 0,8 мкм); Поверхность вала - без упрочнения: Коэффициенты снижения предела выносливости
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении
Коэффициент влияния асимметрии цикла
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям
Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении
Сечение 2: Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла
Внутреннее кольцо подшипника качения установлено на валу с натягом. Поэтому концентратор напряжений в сечении - посадка с натягом. По табл. 10.13 (Дунаев стр190) имеем: Посадочную поверхность вала под зубчатое колесо шлифуют (Ra = 0,8 мкм); Поверхность вала - без упрочнения: Коэффициенты снижения предела выносливости
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении
Коэффициент влияния асимметрии цикла
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям
Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении
Сопротивление усталости вала обеспечено во всех опасных сечениях, т.к условие S?[ST] выполняется.
Расчет ведомого (тихоходного) вала.
На рисунке №5 изображен вал-колесо, а также расчетная схема и эпюры изгибающих М и крутящего Мк моментов, продольной осевой силы. Силы в червячном зацеплении: , , . Вал установлен на двух роликовых конических подшипниках 7214 по ГОСТ 27365-87. На шлицевом конце вала предполагается установка ступицы муфты с металлическими стержнями. Консольная сила действующая со стороны муфты, . Коэффициент перегрузки на статическую прочность .
Вал изготовлен из стали марки 45 со следующими характеристиками статической прочности и сопротивления усталости: Диаметр заготовки, мм Твердость HB (не менее) Механические характеристики, МПА Коэффициент ?? ?В ?Т ?Т ?-1 ?-1
?120 227 820 640 290 360 200 0,09
Минимально допустимые запасы прочности по пределу текучести и сопротивлению усталости соответственно: и .
Рисунок №5.
Определение внутренних силовых факторов.
Определим реакции опор от сил, нагружающих вал.
В плоскости YOZ: а) => ;
=> .
Проверка: ; - верно. б) от консольной силы действующей со стороны шкива.
=> ;
=> .
Проверка: - верно.
В плоскости XOZ: От осевой силы . Так как действующая сила равноудалена от опор, то реакции опор будут равны половине действующей силы. Следовательно: и .
Эпюры внутренних силовых факторов приведены на рисунке, при этом крутящий момент численно равен вращающему:
Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасными являются сечения: 2 - место установки червяка на вал диаметром 70мм: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментом, осевой силой; концентратор напряжений - посадка с натягом червяка на вал;
3 - место установки левого по рисунку подшипника на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментом, осевой силой; концентратор напряжений - посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал;
Далее провел расчет вала на статическую прочность и на сопротивление усталости согласно п. 6.2. Статическая прочность и сопротивление усталости вала в опасных сечениях обеспечены, т.к. условие S?[ST] выполняется.
7.
Выбор смазки
Смазывание зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла. При контактных напряжениях 200 ?? ? 250 МПА и скорости скольжения v = 2,32 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть приблизительно равна 25 ММІ/с. Принимаем масло индустриальное И-Т-С-320.
Список литературы
1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие для студентов высших учебных заведений. Изд. 9-ое, перераб. и доп. - М.: Издательский центр «Академия», 2006.-496 с.
2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие. Изд. 2-е, перераб. и доп. - Калининград: Янтарный сказ, 2006. - 456 с.: ил., черт. - Б. ц.
3. Палей М.А. Допуски и посадки: Справочник: в 2 ч. Ч. 1. - 8-е изд., перераб. И доп. - СПБ.: Политехника, 2001. - 576с.: ил.
4. Палей М.А. Допуски и посадки: Справочник: в 2 ч. Ч. 2. - 8-е изд., перераб. И доп. - СПБ.: Политехника, 2001. - 608с.: ил.
Размещено на
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
