Особенность проектирования привода

4. Расчет закрытой червячной передачи

4.1 Проектный расчёт

4.2 Проверочный расчёт

Ввведение

Целью данной работы является проектирование привода.

Наиболее существенную часть задания составляет расчет и проектирование редуктора.

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. Назначение редуктора - понижение угловой скорости 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 др. В отдельных случаях в корпус редуктора помещают устройства для смазывания или охлаждения зацеплений и подшипников.

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

1. Кинематическая схема машинного агрегата

1.1 Чертеж кинематической схемы

Чертеж выполнен на листе формата А4 и приложена к курсовому проекту см.Приложение.

Условия эксплуатации машинного агрегата

Привод устанавливается на тарельчатый питатель. Количество смен - 2смены, периодичность включения - 1 раз в две смены, нагрузка равномерная, постоянная, конвейер не реверсивный.

Срок службы приводного устройства

Продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.:

Lh = 365 · Lг · Lc · tc · kг

- Lг=7 г. - срок службы передачи;

- Lc=2 - количество смен; 1

- tc=8 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,85 - коэффициент годового использования.

Lh = 365 · 6 · 2 · 8 · 0,85 = 29784 ч.

2. Выбор двигателя. Кинематический расчёт привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Требуемая мощность рабочей машины

Ррм = Fv= 3,5·0.85 = 2.975кВт

Частота вращения на выходе

nрм об/мин

Общий коэффициент полезного действия

з = зрпзчпзпк2зм,

где зм= 0,98 - КПД муфты [1c.40],

зчп = 0,90 - КПД закрытой червячной передачи,

зpп = 0,95 - КПД открытой конической передачи,

зпк = 0,995 - КПД пары подшипников качения,

з = 0,95·0,90·0,9952·0,98 = 0,83

Требуемая мощность двигателя

Ртр = Pрм/з = 2.975•0.85/0,83= 3,046кВт.

Выбираем асинхронный электродвигатель 4А112МВ6УЗ [1c.384]:

мощность - 4 кВт,

синхронная частота - 1000 об/мин,

рабочая частота 950 об/мин.

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Общее передаточное число привода

u = n1/nрм = 950/20 = 47,5

Принимаем для червячной передачи u2= 20, тогда для открытой передачи

u1= u/u2= 47,5/20 = 2,375

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n1 = nдв =950об/мин 1 =950р/30 =99,4 рад/с

n2 = n1 =950об/мин 2 =950р/30 =99,4 рад/с

n3 = n2/u1 =950/20 =47,5 об/мин 3=47,5р/30 = 4,97 рад/с

n4 = n3/u2 =47,5/2,375 = 16,5 об/мин 4= 20р/30 = 2,09 рад/с

Фактическое значение скорости вращения колонны

Отклонение фактического значения от заданного

д =

Мощности передаваемые валами:

P1 = Pтр = 4000 Вт

P2 = P1змзпк = 4000·0,98·0,995 = 3900 Вт

P3 = P2зчпзпк = 3900·0,80·0,995 = 3136Вт

P4 = P3зцп= 3136·0,93 = 2916Вт

Крутящие моменты:

Результаты расчетов сводим в таблицу

3. Выбор материалов. Определение допускаемых напряжений редукторной пары

3.1 Выбор материалов, твердости и термообработки червяка и венца червячного колеса

-угловая скорость вращения тихоходного вала ?3 = 4,97 рад/с.

Принимаем для червяка сталь 40ХН улучшение с закалкой ТВЧ до твердости не менее HRC 48-53(НВ 280) с последующим шлифованием, ув = 920 МПа, уТ = 750 МПа, у-1 = 420 МПа [3, табл.3.2].

Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения.

Принимаем для венца червячного колеса безоловянную бронзу БрА10Ж4Н4 (способ центробежного литья) уВ = 700, уф = 460 [3, с. 57].

3.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

Выбранный материал червячного колеса относится к группе II, червяк улучшен с закалкой ТВЧ до твердости не менее HRC 48-53, значит допустимое контактное напряжение равно [3, табл.3.6]:

Принимаем передачу как нереверсивную, допустимое изгибающее напряжение равно:

Где КFL -- коэффициент долговечности при расчете на изгиб.

Где N - число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы

N = 573·щ3·Lh= 573·4.97·34748 = 98955702

4. Расчет закрытой червячной передачи

4.1 Проектный расчёт

5. Расчет параметров открытой передачи

5.1 Проектный расчет

Выбор материалов. Определение допускаемых контактных напряжений

Так как нет особых требований в отношении нагруженности и в отношении габаритов передачи, выбираем материалы с твёрдостью материала Н 350HB с разностью средних твёрдостей рабочих поверхностей шестерни и колеса HB1ср - HB2ср = 20...50HB (см. п. 3.1[3]):

- для шестерни:

сталь: 45

термическая обработка: улучшение

твердость HB: 207...235HB

- для колеса:

сталь: 45

термическая обработка: нормализация

твердость HB: 179...207HB

Средняя твёрдость зубьев шестерни:

HB1ср = 221HB

Средняя твёрдость зубьев колеса:

HB2ср = 193HB

Разность средних твёрдостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса HB1ср - HB2ср = 221 - 193 = 28HB, что в пределах рекомендаций (п. 3.1[3]).

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений NH0 (см. табл. 3.1[3]):

- для шестерни: [у]H03 = 1,8 · HB1ср + 67 = 1,8 · 221 + 67 = 464,8 МПа;

- для колеса: [у]H04 = 1,8 · HB2ср + 67 = 1,8 · 193 + 67 = 414,4 МПа;

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

- для шестерни: [у]H3 = KHL3 · []H03;

- для колеса: [у]H4 = KHL4 · [у]H04,

где KHL3 и KHL4 - коэффициенты долговечности шестерни и колеса соответственно.

KHL3 = ;

KHL4 = ,

где NH0 - базовое число циклов нагружения; для стали шестерни NH03 = 16500000; для стали колеса NH04 = 10000000;

N(шест.) и N(колеса) - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

N(шест.) = 573 · щ3 · c · Lh

N(колеса) = 573 · щ4 · c · Lh

Здесь :

- ? - угловая частота вращения, рад./с.; щ3= 4,97 рад./с.; щ4 = 2,09 рад./с.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

- Lh =29784 продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.:

Тогда:

N(шест.) = 573 · 4,97· 1 · 29784 = 96904910

N(колеса) = 573 · 2,09 · 1 · 29784 = 32295000

В итоге получаем:

КHL3 = = 0,744

Так как КHL(шест.)<1.0 , то принимаем КHL(шест.) = 1

КHL4 = = 0,822

Так как КHL(кол.)<1.0 , то принимаем КHL(кол.) = 1

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [ у ]H3 = 464,8 · 1 = 464,8 МПа;

для колеса [ у ]H4 = 414,4 · 1 = 414,4 МПа.

Для колес с HB1ср - HB2ср = 20...50HB за расчетное напряжение принимается минимальное из допустимых контактных напряжений шестерни или колеса:

[у]H = [у]H4 = 414,4МПа.

Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба при расчётах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [у]F3 и колеса [у]F4:

[у]F3 = KFL3 · [у]F03

[у]F4 = KFL4 · [у]F04

где KHF3 и KHF4 - коэффициенты долговечности шестерни и колеса соответственно.

KHF3 = ;

KFL4 = ,

где NF0 = 4 · 106 - число циклов перемены нагружения для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

N(шест.) и N(колеса) - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

N(шест.) = 573 · щ3 · c · Lh

N(колеса) = 573 · щ4 · c · Lh

Здесь :

- ? - угловая частота вращения, рад./с.; щ2 = 4,97 рад./с.;щ3 = 2,09 рад./с.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

- Lh = 29784 продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.:

Тогда:

N(шест.) = 573 · 4,97 · 1 · 29784= 96904910

N(колеса) = 573 · 2,09 · 1 · 29784 = 32295000

В итоге получаем:

КFL3 = = 0,59

Так как КHL(шест.)<1.0 , то принимаем КFL(шест.) = 1

КFL4 = = 0,7

Так как КFL(кол.)<1.0 , то принимаем КFL(кол.) = 1

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений NF0 (см. табл. 3.1[3]):

- для шестерни: [у]F03 = 1,03 · HB1ср = 1,03 · 221 = 227,63 МПа;

- для колеса: [у]F04 = 1,03 · HB2ср + 67 = 1,03 · 193 = 198,79 МПа;

Тогда допустимые напряжения изгиба:

для шестерни [ у]F3 = 227,63 · 1 = 227,63 МПа;

для колеса [ у ]F4 = 198,79 · 1 = 198,79 МПа.

Определим внешний делительный диаметр колеса (стр. 68[3]):

de4? 165 · = 499 мм.

По таблице 13.15[3] принимаем: de4 = 500 мм.

Углы делительных конусов шестерни и колеса:

д4 = arctg(u2) = arctg2,375 = 67,17 o

д3 = 90o - д4 = 90o - 67,17o = 2283o

Внешнее конусное расстояние:

Ширина зубчатого венца шестерни и колеса:

b = ?R · Re = 0,285 · 271 = 77 мм,

здесь ?R = 0,285 - коэффициент ширины венца. Полученное значение b округляем до целого числа по ряду Ra40 и получаем b = 80 мм.

Внешний окружной модуль:

здесьуF = 0,85 - коэффициент вида конических прямозубых колёс; KFу = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, для прирабатывающихся колёс с прямыми зубьями. Тогда:

me = = 4,15 мм.

Так как передача открытая, то модуль увеличиваем на 30% и принимаем me = 5 мм.

Числа зубьев колеса и шестерни:

Найдём фактическое передаточное число uф2 и проверим его отклонение Дu:

uф2 =

? 4%

Действительные углы делительных конусов колеса и шестерни:

д4 = arctg(uф2) = arctg2,38 = 67,2o

д3 = 90o - д4 = 90o-67,2o = 22,8o

Для конической прямозубой передачи с разностью средних твёрдостей шестерни и колеса HB1ср - HB2ср? 100 (см. табл. 3.1[3]) коэффициент смещение инструмента выбираем по табл. 4.6[3] для шестерни и колеса:

xe3 = 0,28

xe4 = xe3 = -0,28

Фактические внешние диаметры шестерни и колеса:

делительные диаметры:

de3 = me · z3 = 5 ·42 = 210 мм

de4 = me · z4 = 5 · 100 = 500 мм

диаметры вершин зубьев:

dae3 = de3 + 2 · (1 + xe3) · me · cos?3

dae3 = 210 + 2 · (1 + 0,28) · 5 · cos22,8? = 216мм

dae4 = de4 + 2 · (1 + xe3) · me · cos?4

dae4 = 500 + 2 · (1 + 0,28) · 5 · cos67,2? = 505мм

диаметры впадин зубьев:

dfe3 = de3 - 2 · (1,2 - xe3) · me · cos?3

dfe3 = 210 - 2 · (1,2 - 0,28) · 5 · cos22,8? =202мм

dfe4 = de4 - 2 · (1,2 - xe3) · me · cos?4

dfe4 = 500- 2 · (1,2 - 0,28) · 5 · cos67,2? = 496 мм

Средние делительные диаметры шестерни и колеса:

d3?=?0,857 · de3 = 0,857 · 210 = 180мм

d4?=?0,857 · de4 = 0,857 · 500= 430мм

Проверка пригодности заготовок колёс сводится к проверке соблюдения следующих условий:

Dзаг.?Dпред; Sзаг.?Sпред (см. 3.1[3], п. 1 и табл. 3.2[3]).

Предельно допустимые размеры заготовки для шестерни: D1 пред = 315 мм; S1 пред = 200 мм. Предельно допустимые размеры заготовки для колеса: D2 пред - любой размер; S2 пред - любой размер.

Все размеры заготовок подходят для выполнения деталей данной передачи. двигатель термообработка колесо редукторный

5.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

6. Нагрузка валов редуктора

6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

Схема сил в зацеплении червячной передачи

Силы в зацеплении:

окружная сила на червяке:

окружная сила на колесе:

радиальная сила на колесе и на червяке:

осевая сила на червяке:

осевая сила на колесе:

Їугол профиля червяка в осевом сечении; .

6.2 Определение сил в зацеплении открытых передач

7. Проектный расчёт валов

7.1 Выбор материалов

В проектируемом редукторе для изготовления валов применяется термически обработанная легированная сталь 40ХН.

7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

- для быстроходного вала [ф]к = 10Н/мм2,

- для тихоходного вала [ф]к = 20 Н/мм2.

7.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

Ведущий вал.

8.1 Ведущий вал

Исходные данные

окружная сила на червяке:

радиальная сила на колесе и на червяке:

осевая сила на червяке:

Консольная нагрузка вызывается муфтой, соединяющей электродвигатель с быстроходным валом редуктора:

Расчетная схема:

Вертикальная плоскость:

Определяем опорные реакции

Горизонтальная плоскость:

Проверка:

Сгибающий момент в двух плоскостях

1)

2)

Определяем крутящий момент Мк, Н•м

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, H•м2.

Определение эквивалентного момента в опасных сечениях

Определение диаметра в опасного сечения в точке А.

Для ведущего вала = 60МПа

Найденный диаметр dоп в опасном сечении должен быть меньше запроектированного диаметра вала посадочного места под подшипник.

dоп ? dп= 40 мм

Определение диаметра в опасного сечения в точке 3.

Для ведущего вала = 60МПа

Найденный диаметр dоп в опасном сечении должен быть меньше запроектированного диаметра вала посадочного места под подшипник.

dоп ? dч= 69,6 мм

Определяем суммарные радиальные реакции, Н.

8.2 Ведомый вал

Исходные данные

окружная сила на колесе:

радиальная сила на колесе:

осевая сила на колесе:

Силы от открытой цепной передачи:

Fх = 6091H

Fy = 3517 Н;

Проверка:

Горизонтальная плоскость:

Проверка:

Определяем крутящий момент Мк, Н•м

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, H•м2.

Определение эквивалентного момента в опасном сечении вала

Определение диаметра в опасного сечения в точке А.

Для ведомого вала = 60МПа

Найденный диаметр dоп в опасном сечении должен быть меньше запроектированного диаметра под подшипник.

dоп =45.8? dп=70 мм

Определение диаметра в опасного сечения в точке 3.

Для ведомого вала = 60МПа

Найденный диаметр dоп в опасном сечении должен быть меньше запроектированного диаметра под крепление червячного колеса.

dоп =49.64? dк=80 мм

Определяем суммарные радиальные реакции, Н.

Список использованной литературы

1. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.

Размещено на Allbest.ru