Проект одноступенчатого червячного редуктора с нижним расположением червяка с плоскоременным приводом

Министерство образования Республики Беларусь

Гомельский государственный машиностроительный техникум

Специальность ТО 301 Технология оборудования автоматизация машиностроения

                                Группа ФТОМ 402

Курсовой проект

по предмету: Техническая механика ”Детали машин”

тема: Спроектировать одноступенчатый червячный редуктор с нижним расположением червяка с плоскоременным приводом

КП 0418.00.00.000

Разработал                                А.В. Климов

Проверил                                     Т.Л. Тимошенко

2003

Министерство образования Республики Беларусь

Гомельский государственный машиностроительный техникум

Пояснительная записка

к курсовому проекту

КП 0418.00.00.000 ПЗ

Разработал                                А.В. Климов

Проверил                                     Т.Л. Тимошенко

2003

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

    Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение

 вращающего момента ведомого вала посравнению с валом ведущим.

    Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного конвейера, а также расчитать ременнуюпередачу, двигатель. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи - червяк, червячное колесо, подшипники, вал и пр.

     Входной вал посредством плоскоременной передачи соединяется

 с двигателем, выходной - с конвейером.

    Червячные редукторы применяют для передачи движения между

 валами, оси которых перекрещиваются.

     Так как КПД червячных редукторов невысок, то для передачи

больших мощностей в установках, работающих непрерывно, проэктировать их нецелесообразно. Практически червячные редукторы применяют для передачи мощности, как правило, до 45кВт и в виде исключения до 150кВт.

.

Рисунок 1 – кинематическая схема привода.

1.1   Определение требуемой мощности электродвигателя.

                                                                              (1.1)

Где  – Выходная мощность

коэффициент полезного действия общий.

                                                                     (1.2)

1.2 Определение ориентировочной частоты вращения вала электродвигателя.

                                                                          (1.3)

где  - выходная частота вращения вала рабочей машины

      - Общее передаточное число редуктора.

По таблице П1 приложения по требуемой мощности выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1500мин^-1 4А132М4, с параметрами                    Рном = 11кВт,  мин ^-1.

1.3            Определение действительных передаточных отношений.

                                                           (1.5)

Разбиваем по ступеням.

Принимаем стандартное значение (по таблице 23 [4]

Передаточное число ременной передачи

 Принимаем                                             (1.6)

 1.5   Определяем частоты вращения и угловые скорости валов.

                                                       (1.7)

                                                               (1.8)

                                                             (1.9)

                                                                 (1.10)

                                                           (1.11)

1.6           

                              (1.12)

                                 (1.13)

1.7            Определяем вращающие моменты на валах.

                                                       (1.14)

                                                       (1.15)

Исходные данные для расчета:

Мощность Р_ТР = 8,09 кВт

Частота вращения ведущего малого шкива

n_ДВ = 1500 мин^-1

Передаточное отношение U = 2,3

Вращающий момент на валу ведущего шкива

T_ДВ = 51,53 Н м

Диаметр ведущего шкива (мм) вычисляют по формуле

мм                                                (2.1)     

По найденному значению подбираем диаметр шкива из стандартного ряда по ГОСТ 173.83-73; Выбираем шкив с диаметром 200 мм.

Диаметр ведомого шкива определяем по формуле

                                               (2.2)

Из стандартного ряда шкивов выбираем шкив с диаметром 450 мм.

Передаточное отношение

                                                  (2.3)

Межосевое расстояние передачи

                                                            (2.4)

Угол обхвата малого шкива

                (2.5)

Длинна ремня мм.                                                                            (2.6)

                   (2.7)

                                                            (2.8)

Выбираем ремень Б800 с числом прокладок Z = 3:; ₀ = 3 Н/мм.

Проверяем выполнение условий

                                                                             (2.9)

условие выполнено.

Коэффициент угла обхвата

                                (2.10)

Коэффициент учитывающий влияние скорости ремня

                                  (2.11)

Коэффициент режима работы Ср по таблице (7.5)

Для передачи к ленточному конвейеру при постоянной нагрузке Ср = 1.0

Коэффициент учитывающий угол наклона линии центров передачи Со

При наклоне до 60 º принимаем Со = 1

Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм. ширины прокладки Н/мм.

                                            (2.12)

Ширина ремня ,мм.

                                                           (2.13)

По таблице (7.1) принимаем b = 71мм.

Предварительное натяжение ремня Н.

                                          (2.14)

Ведущей

                                        (2.15)

Ведомой

                                        (2.16)

                                                  (2.17)

Напряжение от центробежной силы мПа

 ρ= 1100 – плотность ремня

                       (2.18)

Напряжение изгиба мПа 

Еи = 100 ÷200 мПа

                                           (2.19)

Максимальное напряжение

Условие  выполнено

Проверка долговечности ремня

Число пробегов

                                                                (2.20)

                                    (2.21)

Сн = 1 при постоянной нагрузке                                                         (2.22)

Долговечность часов                       

Нагрузка на валах Н         (2.23)

Исходные данные

   3.1 материал червяка и червячного колеса.

Для венца червячного колеса примем бронзу Бр 010Ф1, отлитую в кокиль.

Для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Основное допускаемое контактное напряжение [ σ_н]´ =186 МПа.

Расчетное допускаемое напряжение [ σ_н] =[ σ_н]´х К_HL

Где коэффициент долговечности примем по его минимальному значению К_HL =0,67

тогда [ σ_н] =МПа.                                                       (3.1)

Число витков червяка Z₁ принимаем в зависимости от передаточного числа при U = 10 принимаем Z₁ = 4

Число зубьев червячного колеса Z₂ = Z₁ x U = 4 x 10 = 40                             (3.1)

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 10;

Коэффициент нагрузки К = 1,2;

Межосевое расстояние aw = 250 мм;

m = 10мм;

Определяем Межосевое расстояние исходя из условия контактной прочности.

              (3.2)

Модуль                                                (3.3)

Принимаем по ГОСТ2144-76 (таблица 4.1 и 4.2) стандартные значꐼΔия

m = 10

q = 10

а также Z₂ = 40 Z₁ = 4

                                             (3.4)

Принимаем aw = 250 мм.

Основные размеры червяка.

Делительный диаметр червяка

                                                           (3.5)

Диаметр вершин витков червяка

                                                   (3.6)

                                                (3.7)

Длинна нарезной части шлифованного червяка (по формуле 4.7)

                      (3.8)

Делительный угол подъема Y (по таблице 4.3) при Z₁ = 4 и q =10;

Принимаем  Y = 21 º48´

Основные размеры венца червячного колеса:

Делительный диаметр червячного колеса

d₂ = Z₂ x  m = 40 x 10 = 400мм                                                                              (3.9)

Диаметр вершин зубьев червячного колеса

                                             (3.10)

Диаметр впадин зубьев червячного колеса

                                          (3.11)

Наибольший диаметр червячного колеса

                                           (3.12)

Ширина венца червячного колеса (формула 4.12)

                                                   (3.13)

Окружная скорость червяка.

                                    (3.14)

Скорость скольжения.

                                                    (3.15)

По таблице (4.7) выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv = 1,1

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки (формула 4.26)

                                                                  (3.17)

В этой формуле коэффициент деформации червяка при q =10 и Z₁ =4 по таблице (4.6) принимаем

При незначительных колебаниях нагрузки вспомогательный коэффициент Х =0,6 (стр. 65 1)

                                                         Коэффициент нагрузки

                                                       (3.18)

Проверяем контактное напряжение

                                                             (3.19)

G_H] = 125мПа.

Проверяем прочность зубьев червячного колеса на изгиб.

Эквивалентное число зубьев.

                                                     (3.20)

Коэффициент формы зуба (по таблице 4.5)

Y_F = 2,19

Напряжение изгиба             (3.21)

Ведущий вал

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении                    (по формуле 8.16)

                      (4.1)

По ГОСТ принимаем d_В1 =40мм

Диаметры подшипниковых шеек d_П1 = 50мм

Параметры нарезной части:

d_F1 = 76мм

d₁ = 100мм

d_а1 =120мм

Для выхода режущего инструмента при нарезании витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке протачивать до диаметра меньше d_F1

Длинна нарезной части b₁ = 201мм

Расстояние между опорами червяка l₁ = d_am₂ = 465мм

Ведомый вал.

Диаметр выходного конца

                            (4.2)

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (стр. 162)

Принимаем d_В2 = 55мм.

Диаметр вала под подшипниками d_П2 = 60мм

Под зубчатым колесом d_K2 = 70

Червяк выполняется за одно целое с валом, его размеры определены выше.

d₁ = 100мм

d_a1 = 120мм

b₁ =170мм

Колесо кованое

d₂ = 400мм

d_а2 = 420мм

b₂ = 80,4мм

Диаметр ступицы          (5.1)

Принимаем d_ст2 =120мм

Длинна ступицы          (5.2)

Принимаем L_ст2 =100мм

Толщина стенок корпуса и крышки

                                              (6.1)

Принимаем

                                            (6.2)

Принимаем

Толщина фланцев (поясов)корпуса и крышки

                                                  (6.3)

Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек

                                                        (6.4)

                      (6.5)

Принимаем

Диаметры болтов

Фундаментных

         (6.6)

Принимаем болты с резьбой М22

Диаметры болтов

                        (6.7)

Принимаем

                            (6.8)

Принимаем

Первый этап компоновки редуктора

Принимаем зазор между стенкой и ступицей червячного колеса  

L₁ = 465мм; L₂ = 143мм; а₁ = 33мм; а₂ = 22мм; L_СТ2 = 100мм; aw = 250мм;                   d₁ = 100мм; d₂ =400мм.

В связи с тем что в червячном зацеплении возникают значительные осевые усилия, принимаем радиально упорные подшипники ; шариковые средней серии для червяка и роликовые конические легкой серии для вала червячного колеса (таблица П6 и П7)

Силы в зацеплении

Окружная сила на червячном колесе , равная осевой силе на червяке.

                                (8.1)

Окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе

                                  (8.2)

Радиальные силы на колесе и червяке

                                      (8.3)

При отсутствии спец требований червяк должен иметь правое направление витков

Вал червяка

Расстояние между опорами червяка l₁ = d_am₂ = 465мм

Диаметр d₁ = 100мм

Реакции опор в плоскости X,Z

                                                         (8.4)

В плоскости Y, Z

                                                             (8.5)

                                                                 (8.6)

Проверка                                 (8.7)

Суммарные реакции

                              (8.8)

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально упорных подшипников

                                                     (8.10)

                                                   (8.11)

где для подшипников шариковых радиально упорных с углом α

Осевые нагрузки подшипников

В данном случае                                       (8.12)

Тогда                      (8.13)

Рассмотрим левый (первый) подшипник

Отношение                   (8.14)

Эквивалентная нагрузка

                                                                            (8.15)

где 

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику

Рассмотрим правый (второй) подшипник

Отношение                                                    (8.16)

                                                                                               (8.17)

Эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой. 

где

Расчет на долговечность, млн.об (по формуле 9.1)

                                                  (8.19)

Ведомый вал

Расстояние между опорами червяка l₂ = 143мм

Диаметр d₂ = 400мм

Реакции опор в плоскости X,Z

                                                       (8.21)

В плоскости X, Z

                                                         (8.22)

                                                            (8.23)

Проверка                             (8.24)

Суммарные реакции

                          (8.25)

                           (8.26)

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

                                      (8.27)

                                     (8.28)

где для подшипников

Осевые нагрузки подшипников

В данном случае                                        (8.29)

Тогда

Рассмотрим правый подшипник с индексом (3)                                         (8.30)

Отношение

                                                                          (8.31)

где 

В качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7212      

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику

Рассмотрим левый подшипник с индексом (4)

Отношение  Эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой.                                                      (8.32)

где для конических подшипников 7212 

Расчет на долговечность, млн.об (по формуле 9.1)

                                                (8.33)

Расчетная долговечность ч   

                                                  (8.34)

Проведем проверку прочности лишь одного соединения, передающего вращающий момент от вала червячного колеса к шкиву ременной передачи.

Диаметр вала в этом месте d_В2 = 55мм

Сечение и длинна шпонки t x h x L = 16 x 10 x 80

Глубина паза t₁ = 6мм; L = 80мм

Момент T_K2 = T₂ =802 x 10 ³Н мм

Напряжение смятия

                     (9.1)

 Условие G_СМ < [G_СМ] выполняется.

Проверим стрелу прогиба червяка.

Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка.

                                                                                                (10.1)  

(10.2)

Стрела прогиба

Допускаемый прогиб

                        (10.3)

Таким образом, жесткость обеспечена, так как