Реферат: Редуктор червячный

тверской политехнический ТЕХНИКУМ

1 9 9 7 г о д

<img src="/cache/referats/8095/image008.gif" v:shapes="_x0000_s1030"> ? ? ? ? ? ? ? ? ?

<div v:shape="_x0000_s1031"> ????????

в ы п о л н и л с т у д е н т

г р у п п ы 3 П 1

???????? ??????

Раздел 1

“????????”

1.1Общие сведения о редукторе

1.2Описание проектного редуктора

Раздел 2

“????????? ?????”

2.1Выбор электродвигателя

2.2Расчет передачи редуктора

2.3Предварительный расчет валов

2.4Расчет открытой передачи

2.5Подбор подшипников

2.6Расчет шпонок

2.7Уточненный расчет валов

2.8Тепловой расчет редуктора

Раздел 3

“??????????????? ?????”

3.1Конструирование деталей передачи редуктора

3.2Конструирование корпуса редуктора

3.3Конструирование подшипниковых узлов

3.4Выбор посадок

3.5Выбор смазки

Раздел 4

“??????????????? ?????”

4.1Краткое описание сборки редуктора

ТМ.КП.РЧ.304.000.ПЗ.

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дат

Разраб.

Самсонов А.

Лит.

Лист

Листов

Проверил

Стратонитский

СОДЕРЖАНИЕ

Рук.

расчетно-пояснительной записки

Н.контр.

курсового проекта

ТПТ гр.-2П1

Утвердил

?????

????????? ????????

??? 59. ???????

№ 49

1-????????????????

2-?????-???????? ????????

3-???????? ????????? ????????

????:

P=4.5 ???; n=30 ??/???

Лист

ТМ.КП.РЧ.304.000.ПЗ.

Изм

Лист

Ном. докум.

Подп.

Дат

Раздел 1

Введение

1.1 Общие сведения о редукторах(П-2.1 стр-9)

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата, и служащий для пе- редачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, отк- рытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответствен но повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с веду- щим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Редукторы классифицируют по следующим признакам:типу передачи, (зубчатые, червячные или зубчато-червячные), числу ступеней (односту- пенчатые, двухступенчатые), типу зубчатых колес (цилиндрические, ко- нические, коническо-цилиндрические), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), осо- бенностями кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габа- ритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

1.2 Описание проектируемого редуктора(стр 18-22)

Червячный редуктор применяется для передачи движения между валами, оси которых перекрещиваются .

По относительному положению червяка и червячного колеса раз- личают три основные схемы червячных редукторов: с нижним, верхним и боковым расположением червяка.

Искусственный обдув ребристых корпусов обеспечивает более бла гоприятный тепловой режим работы редуктора.Выход вала колеса редуктора с боковым расположением червяка в зависимос-ти от назначения компоновки привода может быть сделан вверх или вниз. При нижнем расположении червяка условие смазыва-ния, зацепления лучше, при верхнем хуже, но меньше вероятнос-ть попадания в зацепления металлических частиц-продуктов зноса

Передаточные числа червячных редукторов обычно колеблются в пределах U=8-80 (см. ГОСТ 2144-76)

Так как К.П.Д. червячных редукторов невысок, то для передачи больших мощностей и в установках, работающих непрерывно, проектировать их нецелесообразно. Практически червячные ре- дукторы применяют для передачи мощности, как правило, до 45 кВт и в виде исключений до 150 кВт.

Лист

ТМ.КП.РЧ.304.000.ПЗ.

Изм

Лист

Ном. докум.

Подп.

Дат

Раздел 2

Расчетная часть

2.1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет

Исходные данные:

Частота вращения вала барабана:30об/мин

Мощность на валу барабана: Р=4.5 кВт

Количество передаточных звеньев привода: 2

Количество пар подшипников: 2

Количество валов: 3

Коэффициент учитывающий потери в одной паре подшипников:0.99

Параметры 1-го вала

Параметры цилиндрического редуктора

Максимальное передаточное число звена Umax = 4

Минимальное передаточное число звена Umin = 2

К.П.Д. звена 0.7

Параметры 2-го вала

Параметры червячной передачи.

Umax =40

Umin =8

К.П.Д.=0.7

Требуемая мощность электродвигателя:

Выбираем асинхронный 132M2 у которого мощность 3 кВт

Диапазоны частот вращения вала электродвигателя 480-4800 об/мин

Величина скольжения: 0.023

Фактическая частота вращения

Действительное передаточное число:97.6999

Разбиваем действительное передаточное число между звеньями

и получаем Uред = 30 , Uрем=3.26

Вал 1

Передаточное число 1

К.П.Д. 1

Число пар подшипников на валу-0

Частота вращения вала 2931 об/мин

Мощность на валу 9.37013912 кВт

Вращающий момент на валу 30.54371261 Н*м

Вал 2

Передаточное число 3.26

К.П.Д. 0.95

Число пар подшипников на валу 1

Частота вращения вала 900 об/мин

Мощность на валу 8.81261539 кВт

Вращающий момент на валу 93.55217743 Н*м

Вал3

Передаточное число 30

К.П.Д. 0.7

Число пар подшипников на валу 1

Частота вращения вала 30.089об/мин

Мощность на валу 4.5 кВт

Вращающий момент на валу 1944.9498Н*м

Лист

ТМ.КП.РЧ.304.000.ПЗ.

Изм

Лист

Ном. докум.

Подп.

Дат

Корректируем допускаемое контактное напряжение

[s

н]=152 Н/мм`2

Расчетнаяскорость скольжения

Vs=6.058 м/с

Уточненное значение межосевого растояния

aw=304

2.2 Расчет передачи редуктора

Т.к. к проектируемой передаче не предъявляется особых требований принимаем :

1- Материал для червяка среднеуглеродистая конструкционная сталь 45 с термообработкой HRC 45

2- Червячное колесо изготавливаем сборным: венец из бронзы марки А9ЖЗЛ, а центр из серого чугуна СЧ18, ориентируясь на скорость скольжения Vs=5 м/с, выбираем допускаемое контактное напряжение [s

н]=155 Н/мм¢2

По табл. 4.8 стр. 66 выбираем допускаемое напряжение [s

-1F]=75 H/мм¢2

ориентируясь на неограниченный срок передачи принимаем коэффициент долговечности KFL=0.543

Допустимое напряжение на изгиб [s

F]=40.72 Н/мм`2

Число зубьев z1=1

Число зубьев червячного колеса z2=30

Коэффициент диаметра червяка q=10

Момент на валу червячного колеса M3=1944.95 Н*м

Коэффициент нагрузки К=1.2

Межосевое расстояние aw=273.59 мм

Уточненное межосевое расстояние aw=273 мм

Модуль m=13.679 мм

Уточненный модуль 16 мм (по ГОСТу)

По ГОСТу принимаем основные параметры червяка(стр.56 таб.4.2):

Делительный диаметр червяка d1=128 мм

Диаметр вершин витков червяка da1=160мм

Диаметр впадин витков червяка df1=89.5999мм

Длина нарезной части b1=204.8мм

Уточненная длина нарезной части b1=245 мм

Максимальная ширина венца b2=120 мм

По ГОСТу принимаем основные параметры червячного колеса

Делительный диаметр червячного колеса d2=480мм

Диаметр вершин зубьев червячного колеса da2=512мм

Диаметр впадин зубьев червячного колеса df2=441.6мм

Максимальный диаметр червячного колеса d aм2=544мм

Угол подъема g

(стр.57 таб. 4.3) Ðg=5°43¢00²=5.7166°

Частота вращения червяка n2=900 об/мин

Þ

Лист

ТМ.КП.РЧ.304.000.ПЗ.

Изм

Лист

Ном. докум.

Подп.

Дат

Коэффициент трения f=0.024 (стр.59 таб.4.4)

Угол трения p`=1.3

Уточненное значение К.П.Д. редуктора h

=0.7726

Выбираем 8-ую степень точности

Коэффициент динамической нагрузки Kv=1.4 (стр.65 таб.4.7) Коэффициент диформации червяка q

=108(стр64. Таб.4.6)

Вспомогательный коэффициент х»

0.6(стр.65)

Расчетное контактное напряжение s

н=146.802 Н/мм`2

Вывод: контактная выносливасть обеспечена, т.к. s

н<[sн]

Эквивалентное число зубъев zv=30

Коэффициент формы зуба YF=2.1(стр.63 таб.4.5)

Расчетное напряжение на изгиб s

F=7.702 Н/мм`2

Вывод: прочность зубьев червячного колеса обеспечена, т.к. s

F<[sF]

2.3 Предварительный расчет валов

Вращающий момент на ведущем валу передачи М2=93 Н*м

Допустимое касательное напряжение [t

]=20 H/мм`2

Диаметр выходного конца ведущего вала db1=28.598мм

Уточненный диаметр выходного конца ведущего вала db2=32мм

Вращающей момент на ведомом валу передачи M3 =1944.9 Н*м

Диаметр выходного конца ведомого вала db2=78.635 мм

Уточненный диаметр db2=80 мм

Диаметр ведомого вала под уплотнение: dу2=85 мм

Диаметр ведущего вала под уплотнение: dу1 =35 мм

Диаметр ведомого вала под подшипник: dn2=85 мм

Диаметр ведущего вала под подшипник: dn1=35 мм

Диаметр впадин витков червяка df1=90 мм

Диаметр технологической ступени ведущего вала: dT1=62 мм

Диаметр под червячное колесо: dp2=90 мм

Диаметр буртика ведомого вала: dб=100 мм

Ведущий вал:

Лист

ТМ.КП.РЧ.304.000.ПЗ.

Изм

Лист

Ном. докум.

Подп.

Дат

Неуказанные радиусы скругления равны:

радиус ведущого вал:r=1мм

радиус ведомого вал:r=2мм

Ведомый вал:

2.4 Расчет ременной передачи

Расчетная передоваемая мощностьР=9.37 кВт

Синхроннаячастота вращения вала 2931 об/мин

Передаточное отношение U=3.26

Скольжение ремня 0.01

Сечение клиновидного ремня (стр.134 рис.7.3) А

Вращающий момент Т=30.528 Н*м

Диаметр меньшего шкива (стр.132 табл.7.8) 100мм

Диаметр большего шкива 322.74 мм

Уточненный диаметр большего шкива 355мм

Уточненное значение передаточного числа U=3.58

Высоту сечения ремня 8 мм (стр.131 таб. 7.7)

Меж осевое растояние 258.25-455 мм

Уточненное межосевое растояние 300 мм

Расчетная длина ремня L=1368.899 мм

Округление по стандарту L=1320 мм

Уточненное значение межосевого растояния Ар=299.99999999 мм

Угол обхвата меньшего шкива =131.55°

Лист

ТМ.КП.РЧ.304.000.ПЗ.

Изм

Лист

Ном. докум.

Подп.

Дат

Мощнасть, передоваемая одним клиновым ремнем 1.76

Коэффициент учитывающий число ремней в

передаче Cz =0.9 (4 — ремня)

Коэффициент учитывающий влияние угла обхвата Ca

Коэффициент учитывающий Cz =

Коэффициент Cz =

Силы деыствующие на цепь:

Окружная сила

От центробежной силы

От провисания

Расчетная нагрузка на вал:

Коэффициент запаса прочности цепи

Лист

ТМ.КП.РЧ.304.000.ПЗ.

Изм

Лист

Ном. докум.

Подп.

Дат

Раздел 2

Вал 4

Передаточное число:

Момент на ведущем валу передачи:

Частота вращения ведущего вала:

Выборматериала:

Материал для шестерни и зубчатого колеса выбираемст.45 с термообработкой: для шетерни улучшение, степень твердости рабочейповерхности зубьев , для колесанормализация, степень твердости рабочей поверхности зубьев .

Коэффициент долговечности 1, так как срок службынеограничен Кнl = 1

Коэффициент нагрузки К= 1,2

Расчетное допускаемое контактное напряжение:[G]h= H/мм

Определение допустимых напряжений на изгиб:

Первый множитель коэффициента безопасности: [S]F

Второй множитель коэффициента безопасности: [S]F

Допустимое напряжение на изгиб [G]F1

Допустимое напряжение колеса [G]F2

2.2 Расчет передачи редуктора

Межосевое растояние aw=273.59 мм

Уточненное межосевое растояние 273 мм

Модуль m=13.679

По ГОСТупринемаем основные параметры червяка(стр.56 таб.4.2):

Делительный диаметр червяка

Диаметр вершин витков червяка

Диаметр вершин зубьев колеса

Ширина шестерни

Ширина колеса

число зубьев шестерни

Коэффициент ширины венца

Минимальный нормальный модуль зацепления Mmin =

Максимальный нормальный модуль зацепления Mmax =

Число зубьев колеса

Косинус угла наклона зубьев

Уточненный угол наклона зубьев

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колес

В зависимости от окружной скорости принимаем степеньточности

Момент на ведомом валу

Первый множитель коэффициента нагрузки:

Второй множитель коэффициента нагрузки:

Третий множитель коэффициента нагрузки:

Контактное напряжение

Контактная выносливость передачи обеспечена

Динамический коэффициент:

Коэффициент влияния межосевого растояния:

Коэффициент наклона цепи:

Регулировочное напряжение цепи (регулировка периодическая)

Коэффициент способа смазки (смазываниепереодическое)

Коэффициент переодичности работы

Коэффициент эксплуатации

Допустимое давление в шарнирах

Шаг цепи

Шаг однорядной цепи

Принимаем шаг ближайший больший

нагрузка

Масса

Площадь опорной поверхности шарнира

Скорость цепи

Окружная сила

Давление в шарнирах цепи

Допустимое давление для принятой цепи

Уточненное межосевое растояние цепной передачи

Для свободного провисания цепи предусмотретьуменьшение межосевого растояния на 0.4%

Диаметр ролика цепи

Делительный диаметр окружности звездочек

Силы действующие в зацеплении

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила

Проверяем зубья на выносливость по напряжениямизгиба:

Первый множитель коэффициента нагрузки

Второй множитель коффициента нагрузки

Эквивалентное число зубьев шестерни

Эквивалентное число зубьев колеса

Взависимости от эквивалетного числа: зубьевшестерни, учитывающего форму шестерни

зубьев колеса, учитывающего форму колеса

Напряжение изгиба для колеса

Выносливость зубьев на изгиб обеспечен

2.3 Расчетоткрытой передачи

Исходные данные:

Момент на ведущей звездочке

Передаточное число цепной передачи

Частота вращения вала ведомой звездочки

Фактическое передаточное число цепной передачи

Диаметры наружных окружностей звездочек

Силы деыствующие на цепь:

Окружная сила

От центробежной силы

От провисания

Расчетная нагрузка на вал:

Коэффициент запаса прочности цепи:

2.5 Расчетшпонок

2.5.1Вращающий момент на валу

Диаметр вала в месте установки шпонки:

Ширина шпонки

Высота шпонки

Глубина шпоночного паза

Длина шпонки

Шпонка призматическая с круглыми торцами.

Расчетное напряжение смятия шпоночного соединения

2.5.2 Вращающий момент на валу

Диаметр вала в месте установки шпонки

Ширина шпонки

Высота шпоночного паза

Глубина шпоночного паза

Длина шпонки

Шпонка призматическая с круглыми торцами.

Расчетное напряжение смятия

2.5.3 Вращающий момент на валу

Диаметр вала в месте установки шпонки

Ширина шпонки

Глубина шпонки

Глубина шпоночного паза

Высота шпоночного паза

Длина шпонки

Шпонка призматическая с круглыми торцами.

Расчетное напряжение смятия

Ведущей вал:

Определение продольных размеров вала: l1= b1+2y+2x+B

b1 — ширина шестерни

y = — зазор между торцом x = 8 — 12 мм

В — ширина подшипника

Ведомый вал:

2.6 Выборподшипников

2.6.1. Радиальная сила: Ft= H

Окружная сила: Ft = H

Осевая сила : Fa = H

Делительный диаметр шестерни: d =

Rx1 = H

Rx2 = H

Ry1 = H

Ry2 = H

Опора 1: R1 = H

Опора 2: R2 = H

Выбираем подшипник по более нагруженной опоре: R1= H

Подшипник

d = D =

В =

С = Н

Со = Н

Отношение осевой силы Fa к статическойгрузоподъемности

Отношение осевой силы Fa к радиальной нагрузке: Рr= ; x = ; y =

Коэффициент, учитывающий характер нагрузки наподшипник

Температурный коэффициент: Kt =

Коэффициент учитывающий взаимное движение колецподшипника: V =

Эквивалентная нагрузка: Рэ = H

еще рефераты

Еще работы по технологии

Реферат по технологии

Моделирование математического процесса теплообмена в теплообменнике типа "труба в трубе"

29 Августа 2013

Реферат по технологии

Расчёт поперечно-строгального станка

25 Июня 2015

Реферат по технологии

Процесс сжигания хлора (Упрощенный вариант для нетехнических специальностей)

29 Августа 2013

Реферат по технологии

Водоснабжение и водоотведение на ГСХ-3

26 Июня 2015