скачать рефераты
  RSS    

Меню

Быстрый поиск

скачать рефераты

скачать рефератыКурсовая работа: Проектирование одноступенчатого червячного редуктора привода междуэтажного подъемника

Курсовая работа: Проектирование одноступенчатого червячного редуктора привода междуэтажного подъемника

Содержание курсового проекта

1. Введение

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

3. Расчет червячной передачи

3.1 Выбор материала червячного колеса

3.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

3.3 Проектный расчёт червячной передачи

3.4 Проверочный расчёт червячной передачи

3.5 Расчет червячной передачи на нагрев

4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников

5. Конструирование корпуса и крышки редуктора

6. Проверочный расчет шпонок

6.1 Быстроходный вал

6.2 Тихоходный вал

7. Проверочный расчет быстроходного вала;

8. Подбор подшипников качения быстроходного вала;

9. Подбор и расчет муфты;

10. Выбор смазочных материалов;

11. Список использованной литературы.


1. Введение

В данном курсовом проекте спроектирован одноступенчатый червячный редуктор привода междуэтажного подъемника.

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

Назначение редуктора уменьшение частоты вращения и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указанию конкретного назначения. Редуктор классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтально, вертикально); особенностям кинематической схемы (развернутая, соостная и т.д.).

Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже – сварными стальными.

При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.

Максимальное передаточное число одноступенчатого червячного редуктора по ГОСТ 2185-66 umax = 80. Высота одноступенчатого редуктора с таким или близким к нему передаточным числом больше, чем двухступенчатого с тем же значением u. Поэтому практически редукторы с передаточными числами, близкими к максимальным, применяют редко, ограничиваясь u ≤ 63.

Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редуктора всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вала приводимой в движение машины и т.д.).

В одноступенчатом червячном редукторе используется червячная передача, состоящая из червяка и червячного колеса. Червячное колесо устанавливается на тихоходном валу, а вал-червяк является быстроходным валом. В качестве опор валов используются как правило, подшипники качения. Установка передачи в отдельном корпусе гарантирует точность сборки, лучшую смазку, более высокий КПД, меньший износ, а так же защиту от попадания в нее пыли и грязи.

Сборку редуктора производят в следующем порядке:

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным чертежом (или чертежом общего вида).

Начинают сборку с того, что на быстроходный вал одевают маслоотражательные кольца и подшипники качения, предварительно нагрев их в масле до 80…100С.

Собранный быстроходный вал-червяк укладывают в основании корпуса. В начале сборки тихоходного вала закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала. Затем надевают распорную втулку и устанавливают подшипники качения. Вал укладывают в основание корпуса и надевают крышку редуктора, для центровки ее устанавливают с помощью двух конических штифтов и затягивают болты. Сопрягаемые поверхности корпуса и крышки редуктора предварительно смазывают спиртовым лаком.

Далее в сквозные крышки подшипников вставляют манжеты. Глухие и сквозные привёртные крышки подшипников вместе с набором прокладок устанавливают на торцах корпуса при помощи болтов.

Перед началом работы в редуктор заливают масло выше уровня нормы на 5…15 мм.

Перед эксплуатацией редуктор должен быть обкатан по условиям завода-изготовителя.

Разборку редуктора производят так же, как и сборку, но в обратной оследовательности.


2. Выбор двигателя и кинематический расчёт привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Определяем требуемую мощность рабочей машины:

Ррм = Fv,

где    F – тяговое усилие цепи, кН;

v – линейная скорость грузовой цепи, м/с.

Ррм = 4×0,5 = 2,0 кВт.

Определим общий КПД привода

h = hзпhопhмh2пкhпс,

где hзп – КПД закрытой передачи; hоп – КПД открытой передачи; hм – КПД муфты; hпк – КПД одной пары подшипников качения; hпс – КПД одной пары подшипников скольжения (на приводном валу рабочей машины).

h = 0,8×0,92×0,98×0,992×0,985 = 0,696.

Определяем требуемую мощность двигателя:

Рдв.треб = Ррм/h = 2,0/0,696 = 2,87 кВт.

По [1, таблица К9] выбираем двигатель 4АМ100S4У3 с номинальной мощностью Рном=3кВт и номинальной частотой вращения nном = 1435 об/мин.


2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины:

nрм = 60×1000v/(D),

где    v – линейная скорость грузовой цепи, м/с;

D – диаметр звездочки, мм.

nрм = 60×1000×0,5/(330×3,14) = 29,0 об/мин.

Определяем передаточное число привода:

u = nном/nрм = 1435/29,0 = 49,56.

Определим передаточное число открытой передачи, принимая передаточное число редуктора uзп = 20:

uоп = u/uзп = 49,56/20 = 2,48.

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

В соответствии с заданной последовательностью соединения элементов привода по кинематической смене используем следующие формулы для вычисления мощности, частоты вращения, угловой скорости и вращающих моментов на валах привода:

Вал двигателя:

nдв = nном = 1435 об/мин;

wдв = pnдв/30 = 3,14×1435/30 = 150,2 рад/с;

Pдв = 2,87 кВт;

Тдв = Рдв/wдв = 2,87×1000/150,2 = 19,1 Н×м.

Быстроходный вал:

n1 = nдв = 1435 об/мин;

w1 = wдв = 150,2 рад/с;

Р1 = Рдвhмhпк = 2,87×0,98×0,99 = 2,79 кВт;

Т1 = Тдвhмhпк = 19,1×0,98×0,99 = 18,6 Н×м.

Тихоходный вал:

n2 = n1/uзп = 1435/20 = 71,75 об/мин;

w2 = w1/uзп = 150,2/20 = 7,51 рад/с;

Р2 = Р1hзпhпк = 2,79×0,8×0,99 = 2,21 кВт;

Т2 = Т1uзпhзпhпк = 18,6×20×0,8×0,99 = 294 Н×м.

Вал приводной рабочей машины:

nрм = n2/uоп = 71,75/2,48 = 28,95 об/мин;

wрм = w2/uоп = 7,51/2,48 = 3,03 рад/с;

Ррм = Р2hопhпс = 2,21×0,92×0,985 = 2,0 кВт;

Трм = Т2uопhопhпс = 294×2,48×0,92×0,985 = 660 Н×м.

Таблица 1 Силовые и кинематические параметры привода


3. Расчет червячной передачи

3.1 Выбор материала червячного колеса

Определим скорость скольжения:

4,3×7,51×20×(294)1/3/1000 = 4,29 м/с.

По [1, таблица 3.5] выбираем из группы I материал БрО10Ф1, полученный способом литья в кокиль, sв = 275 Н/мм2, sт = 200 Н/мм2.

3.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

Допускаемые напряжения для червячного колеса определяем по формулам из [1, таблица 3.6].

Наработка за весь срок службы:

N = 573w2Lh = 573×7,51×20000 = 86064600.

Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:

KHL = (107/N)1/8 = (107/86064600)1/8 = 0,76.

Определяем допускаемые контактные напряжения:

[s]Н = 0,9KHLCvsв = 0,9×0,76×1×275 = 189,1 Н/мм2,

где    Cv – коэффициент, учитывающий износ материала [1, С.55].

Так как червяк располагается в масляной ванне, то полученное значение допускаемого напряжения не изменяем, т.е. [s]Н = 189,1 Н/мм2.

Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:

KFL = (106/N)1/9 = (106/86064600)1/9 = 0,61.

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

[s]F = (0,08sв + 0,25sт)KFL = (0,08×275 + 0,25×200)×0,61 = 43,9 Н/мм2.

3.3 Проектный расчёт червячной передачи

Определяем межосевое расстояние:

aw = 61(Т2×103/[s]2Н)1/3 = 61×(294×103/189,12)1/3 = 123,11 мм.

Полученное значение округляем до ближайшего большего стандартного значения межосевого расстояния для червячной передачи aw = 125 мм.

Число витков червяка z1 = 2. Число зубьев колеса z2 = z1u = 2×20 = 40. Округляем до целого числа z2 = 40.

Определим модуль зацепления

m = (1,5…1,7)aw/z2 = (1,5…1,7)×125/40 = 4,69…5,31 мм,

округляем в большую сторону до стандартного значения m = 5 мм.

Определяем коэффициент диаметра червяка:

q = (0,212…0,25)z2 = (0,212…0,25)×40 = 8,48…10,00;

округляем в большую сторону до стандартного значения q = 10.

Коэффициент смещения инструмента

х = (aw/m) – 0,5(q + z2) = 0,00.

Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение от заданного:

uф = z2/z1 = 40/2 = 20,00;

(|20,00 – 20|/20)×100% = 0,00 < 4%.

Определим фактическое значение межосевого расстояния

aw = 0,5m(q + z2 + 2x) = 0,5×5×(10 + 40 + 2×0,00) = 125,00 мм.

Вычисляем основные геометрические размеры червяка:

делительный диаметр

d1 = qm = 10×5 = 50,0 мм;

начальный диаметр

dw1 = m(q + 2x) = 5×(10 + 2×0,00) = 50,0 мм;

диаметр вершин витков

da1 = d1 + 2m = 50,0 + 2×5 = 60,0 мм;

диаметр впадин витков

df1 = d1 – 2,4m = 50,0 – 2,4×5 = 38,0 мм;

делительный угол подъема линии витков

g = arctg(z1/q) = arctg(2/10) = 11,31°;

длина нарезаемой части червяка

b1 = (10 + 5,5|x| + z1)m + C = (10 + 5,5|0,00| + 2)×5 + 0 = 60,0 мм,

округляем до значения из ряда нормальных размеров b1 = 60 мм.

Основные геометрические размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр

d2 = dw2 = mz2 = 5×40 = 200,0 мм;

диаметр вершин зубьев

da2 = d2 + 2m(1 + x) = 200,0 + 2×5×(1 + 0,00) = 210,0 мм;

наибольший диаметр колеса

daм2 ≤ da2 + 6m/(z1 + 2) = 210,0 + 6×5/(2 + 2) = 217,5 мм;

диаметр впадин зубьев

df2 = d2 – 2m(1,2 – x) = 200,0 – 2×5×(1,2 – 0,00) = 188,0 мм;

ширина венца

b2 = 0,355aw = 0,355×125,00 = 44,4 мм,

округляем до значения из ряда нормальных размеров b2 = 45 мм;

условный угол обхвата червяка венцом колеса

2d = 2×arcsin(b2/(da1 0,5m)) = 2×arcsin(45/(60,0 – 0,5×5)) = 103°.

Определим силы в зацеплении

окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

Ft2 = Fa1 = 2000T2/d2 = 2000×294/200,0 = 2940 Н;

окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

Ft1 = Fa2 = 2000T2/(uфd1) = 2000×294/(20,00×50,0) = 588 Н;

радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо

Fr = Ft2tg20° = 2940×0,364 = 1070 Н.

3.4 Проверочный расчёт червячной передачи

Фактическая скорость скольжения

vS = uфw2d1/(2cosg×103) = 20,00×7,51×50,0/(2×cos11,31°×103) = 3,83 м/с.

Определим коэффициент полезного действия передачи

h = tgg/tg(g + j) = tg11,31°/tg(11,31 + 2)° = 0,85,

где    j – угол трения, зависящий от фактической скорости скольжения, град [1, таблица 4.9].

Проверим контактные напряжения зубьев колеса

где    K – коэффициент нагрузки;

[s]Н – допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, уточненное по фактической скорости скольжения, Н/мм2 [1, таблица 3.6]

sH = 340×(2940×1/(50,0×200,0))1/2 = 184,4 ≤ 198,6 Н/мм2.

Полученное значение контактного напряжения меньше допустимого на 7,2%, условие выполнено. Проверим напряжения изгиба зубьев колеса

sF = 0,7YF2Ft2K/(b2m) ≤ [s]F,

где    YF2 – коэффициент формы зуба колеса, который определяется по [1, таблица 4.10] в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:

zv2 = z2/cos3g = 40/cos311,31° = 42,

тогда напряжения изгиба равны

sF = 0,7×1,53×2940×1/(45×5) = 14,0 ≤ 43,9 Н/мм2,

условие выполнено.

3.5 Расчет червячной передачи на нагрев

Определяем площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора:

А » 12,0aw1,7 = 12,0×0,1251,7 = 0,35 м2,

Где aw – межосевое расстояние червячной передачи, м.

Температура нагрева масла в масляной ванне редуктора:

где    h – КПД червячной передачи;

P1 – мощность на червяке, кВт;

KT – коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2×°С);

y – коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса редуктора в металлическую раму;

t0 = 20 °С – температура окружающего воздуха;

[t]раб = 95 °С – максимально допустимая температура нагрева масла в масляной ванне редуктора, °С.

tраб = 1000×(1 – 0,85)×2,79/(17×0,35×(1 + 0,3)) = 75,8 °С.


4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников

Быстроходный вал (вал-червяк):

d1 = (0,8…1,2)×dдв = (0,8…1,2)×28 = 22,4…33,6 мм,

где dдв – диаметр выходного конца вала ротора двигателя, мм.

Из полученного интервала принимаем стандартное значение d1 = 25 мм. Длина ступени под полумуфту:

l1 = (1,0…1,5)d1 = (1,0…1,5)×25 = 25…37,5 мм,

принимаем l1 = 40 мм.

Размеры остальных ступеней:

d2 = d1 + 2t = 25 + 2×2,2 = 29,4 мм, принимаем d2 = 30 мм;

l2 » 1,5d2 = 1,5×30 = 45 мм, принимаем l2 = 45 мм;

d3 = d2 + 3,2r = 30 + 3,2×2 = 36,4 мм, принимаем d3 = 37 мм;

d4 = d2.

Тихоходный вал (вал колеса):

(294×103/(0,2×35))1/3 = 34,76 мм, принимаем d1 = 35 мм;

Страницы: 1, 2


Новости

Быстрый поиск

Группа вКонтакте: новости

Пока нет

Новости в Twitter и Facebook

  скачать рефераты              скачать рефераты

Новости

скачать рефераты

© 2010.