Материал: редуктор червячный_7065

Содержание

1. Силовой и кинематический расчет привода 3

2. Расчет зацеплений 6

2.1 Выбор материалов, вида термообработки зубчатых колес 6

2.2 Допускаемые контактные напряжения 6

2.3 Геометрические параметры передачи 6

2.4 Усилия в зацеплении зубчатой передачи 8

2.5 Тепловой расчет редуктора 8

2.6 Проверочные расчеты передачи 9

3. Расчет ременной передачи 10

4. Расчет валов 12

4.1 Выбор материала валов 12

4.2 Приблеженный расчет валов 12

4.3 Уточненных расчет валов 14

4.4 Проверка тихоходного вала на усталостную и статическую прочность 18

5. Подбор подшипников качения 21

5.1 Выбор подшипников для валов 21

5.2 Проверка подшипников на долговечность 21

6. Расчет шпонок и шпоночных соединений 24

7. Подбор соединительной муфты 26

Заключение 27

Список использованных источников 28

Механический привод в современном машиностроении является наиболее ответственным механизмом, с помощью которого передается силовой поток с изменением его направления.

Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие тактико-технические и эксплуатационные показатели.

Основным требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитываются в процессе проектирования и конструирования.

Привод служит для передачи крутящего момента, числа оборотов от двигателя к исполнительному механизму - подъемника.

Целью работы является проектирование привода, состоящего из двигателя, ременной передачи, редуктора, муфты.

По заданным значениям необходимо рассчитать основные кинематические характеристики привода, спроектировать редуктор и основные его узлы.

По результатам расчетов будут начерчены редуктор и его основные детали.

1. Силовой и кинематический расчет привода

Рисунок 1 – Кинематическая схема привода

Определяем мощность на исполнительном механизме:

Р_им = F· V = 11,8 · 1,05 = 12,4 кВт

Чистота вращения исполнительного механизма:

n_им = 6^.10^{4 .} V / z ^. р = 6^.10^{4 .} 1,05 / 80 ^. 6 = 131 об/мин

Общий КПД привода находим по формуле [3, c.39]:

η_общ = η_ред ∙ η_рем ^. η_муф = 0,76 ∙ 0,95 ^. 0,98 = 0,71

где η_ред – КПД редуктора;

η_рем = 0,95 - КПД ременной передачи;

η_муф = 0,98 - КПД муфты.

КПД редуктора определяем по формуле:

η_ред = η_зчп ∙ η²_пп = 0,78 ∙ 0,99² = 0,76

где η_зчп = 0,78 – КПД закрытой червячной передачи;

η_пп = 0,99 – КПД подшипникового узла.

Определяем потребную мощность электродвигателя.

Р_потр = Р_им / η_общ = 12,4 / 0,71 = 17,41 кВт

Двигатель поставляется в соответствии со стандартным рядом значений мощности (кВт), поэтому выбираем двигатель мощностью 18,5 кВт [1, c.417].

Таблица 1 – Параметры двигателя [1, c.417]

Определяем уточненное передаточное число привода [1, c.43]:

u_общ = n_эд / n_им = 2910 / 131 = 22

Передаточное число ременной передачи оставим неизменным, тогда определяем передаточное число редуктора:

u_ред = u_общ / u_рем = 22 / 3 = 7,4

Приравниваем полученное (расчётное) значение к ближайшему стандартному значению. В соответствии с заданием чисел в соответствии с ГОСТ 2185-66 наиболее близким является - 10 [4].

Уточним значение ременной передачи:

u_рем = u_общ / u_ред = 22 / 10 = 2,2

Далее определим основные кинематические и силовые параметры привода [3, c.45-46].

Числа оборотов вращения валов:

n₁ = 2910 об/мин

n₂ = n₁ / u_рем = 2910 / 2,2 = 1313 об/мин

n₃ = n₂ / u_ред = 1313 / 10 = 131 об/мин

n₄ = n₃ = 131 об/мин

Мощность на валах:

Р₁ = 17,41 кВт

Р₂ = Р₁∙ η_рем = 17,41 ∙ 0,95 = 16,54 кВт

Р₃ = Р₂∙ η_ред = 16,54 ∙ 0,76 = 12,64 кВт

Р₄ = Р₃ ∙ η_муф = 12,64 ∙ 0,98 = 12,4 кВт

Угловые скорости вращения валов:

Крутящие моменты на валах:

Т₁ = Р₁ / ω₁ = 17408 / 304,6 = 57,2 Нм

Т₂ = Р₂ / ω₂ = 16538 / 137,4 = 120,4 Нм

Т₃ = Р₃ / ω₃ = 12643 / 13,7 = 920,3 Нм

Т₄ = Р₃ / ω₃ = 12390 / 13,7 = 901,9 Нм

Все результаты кинематического расчета сведем в таблицу 2.

Таблица 2 - Параметры привода

2. Расчет зацеплений

2.1 Выбор материалов, вида термообработки зубчатых колес

Определяем скорость скольжения:

Выбираем материал для колеса 1 группы – БРО10Ф1 с параметрами:

Предел прочности σ_В = 275 МПа;

Предел текучести σ_Т = 200 МПа.

Допускаемое напряжение:

[σ]_H0 = 0,8 · σ_В = 0,8 · 275 = 220 МПа

Для червяка выбираем сталь 40Х с улучшением.

2.2 Допускаемые контактные напряжения

Срок службы привода определяем по формуле [1, c.13]:

L_h = L_г ^. 365 ^. L_c ^. t_c = 7 ^. 365 ^. 3 ^. 8 = 61320 часов

Эквивалентное число циклов шестерни:

где L_h – срок службы, тыс. часов;

n₁ – число оборотов шестерни, об/мин;

Эквивалентное число циклов шестерни:

N_HE = N_k · μ_H = 482,91·10⁷ · 0,250 = 120,7∙10⁷

где μ_H = 0,250 – коэффициент числа циклов нагружения [1, табл.2.4].

Коэффициент долговечности:

Коэффициент интенсивности изнашивания колеса

С_υ = 1,66·υ_ск^-0,352 = 1,66·5,75^-0,352 = 0,9

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]_H = К_НL · С_υ · [σ]_H0 = 0,5 · 0,9 · 220 = 108 МПа

2.3 Геометрические параметры передачи

Найдем предварительное значение межосевого расстояния а_w, мм:

где К_Нβ = 1 – коэффициент концентрации нагрузки.

Округляем расчетное значение межосевого расстояния а_w до ближайшего в большую сторону стандартного значения по ГОСТ 2144-76:

а_w = 280 мм

Определяем число витков червяка, которое определяется в соответствии с передаточным числом редуктора. В нашем случае:

z₁ = 4 при u = 10

Далее определяем число зубьев колеса:

z₂ = z₁ · u_ред = 4 · 10 = 40

Модуль зубьев равен:

m = (1,5…1,7) ^. α_w / z₂ = 1,6 ^. 280 / 40 = 11,2

Коэффициент диаметра червяка:

q = (0,212…0,25)· z₂ = 0,25· 40 = 10,0

Коэффициент смещения инструмента:

Далее определяем геометрические размеры червяка и колеса.

Диаметр делительных окружностей определяют по формуле:

_{d1 = q. m = 10,0 . 11,2 = 112 мм}

_{d2 = z2 . m = 40. 11,2 = 448 мм}

Диаметры вершин определим по формулам:

d_a1 = d₁ + 2 ^. m =112 + 2 ^. 11,2 = 134 мм

d_a2 = d₂ + 2 ^. m(1 + x) = 448 + 2 ^. 11,2(1 + 0) = 470 мм

Диаметры впадин найдем по формулам:

d_f1 = d₁ - 2,4 ^. m = 112 - 2,4 ^. 11,2 = 85 мм

d_f2 = d₂ - 2 ^. m(1,2 - x) = 448 - 2 ^. 11,2 (1,2 – 0) = 416 мм

Ширину зубчатых колес выбирают в соответствии с установленными эмпирическими соотношениями.

b₂ = 0,315 ∙ а_w = 0,315 ^.280 = 88 мм

Длина нарезаемой части червяка

b₁ = (10 + 5,5 · х + z₁) · m + C = (10 + 5,5 · 0 + 40) · 11,2 + 0 = 157 мм

так как х < 1, то С = 0 [5, стр.73].

Назначаем 8-ю степень точности зубчатого зацепления.

2.4 Усилия в зацеплении зубчатой передачи

Определяем числовые значения сил, действующих в зацеплении. В зацеплении действуют окружная сила F_t, радиальная сила F_r [3, табл.6.1, c.97]:

где для стандартного угла α = 20^о, tg(α) = 0,364.

2.5 Тепловой расчет редуктора

Осуществляем проверку температуры масла t_M в редукторе, которая не должна превышать допускаемой [t]_М = 80-95°С. Температура масла в корпусе червячной передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле:

где t_в = 20 – температура воздуха вне корпуса;

К_t = 9-17 – коэффициент теплопередачи;

А – площадь охлаждения редуктора.

Необходимо дополнительное охлаждение редуктора в помещении.

2.6 Проверочные расчеты передачи

Определяем уточненное контактное напряжение для зубьев червячного колеса:

где К = 1,1 при V₂ > 3 м/с – коэффициент нагрузки [3, c.74]

σ_H < [σ]_H

2 МПа < 108 МПа

Так как условие выполняется, то материал колеса выбран верно и корректировка не требуется.

Допускаемое напряжение изгиба [3, c.55]:

[σ]_F = К_FL · 0,16 · σ_в = 0,3 · 0,16 · 220 = 5 МПа

Коэффициент долговечности [3, c.55]:

Определяем уточненное напряжение изгиба для зубьев червячного колеса [3, c.74]:

где Y_F2 = 1,77 – коэффициент формы зуба [3, c.75].

σ_F < [σ]_F

11 МПа < 5 МПа