Реферати українською » Технология » Проектування червячного редуктора


Реферат Проектування червячного редуктора

Технічні дані.

Спроектировать машинний агрегат для приводу.

Розрахункові дані:

Р = 5 кВт

Т = 10000 Н*м

tзадо = 4 хв.

Dy = 1000 мм

h = 12

Dy = 1000 м

 

Запровадження.

В усіх життєвих галузях народного господарства виробничі процеси здійснюються машини чи апаратами з машинними засобами механізації. Тому рівень народного господарства за більшою мірою визначається найвищим рівнем машинобудування. Сучасні машини багаторазово підвищують продуктивність фізичного праці людини. Машини так міцно увійшли до життя суспільства, що на даний час важко знайти такої предмет чи продукт споживання, який було б виготовлений чи доставлений доречно споживання без допомоги машин. Без машин було практично неможливо сучасне розвиток наук, медицини, мистецтва та інших нинішніх досягнень людства потребують новітніх інструментів, і матеріалів, були б неможливі швидкі темпи будівництва, а як і могли б задовольняться потреби у предметах широкого споживання. Нині виконуються заходи з і забезпечення якості продукції машинобудування.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Кинематический розрахунок приводу.

1. Вибір двигуна.

Nвых = Nвых/

Uобщ = Uчерв = 50

nвых = Dy/h = 1000/12 = 83.3 83.3/t=83.3/4= 20.8 об./хв

V = Dy/t = 1000/4 = 250 м/с

n= об./хв

2. Тип двигуна 4А132S6/965

II Розрахунок червячной передачі.

1.

Вибираємо матеріал передачі

а) Черв'як – сталь 45С загартованістю до тв. HRC45

б) Колесо – бронза БрА9ЖЗЛ

2. Приймаємо: , де

, і = 98 Мпа

отже МПа,

3. , , ,

 

Розміри червячного колеса.

Делительный діаметр черв'яка: d1=q*m=12,5*8=100

da1=d1+2m=100+2*8=116

df1=d1+2,4m=100-2,4*8=80 мм

d2=50*m=50*8=400 мм

da2=d2+2(1+x)m=400+2(1+0)*8=416 мм

dam2=da2+b*m/(Z1+2)=416+6*8/3=432 мм

df2=d2-2m(1.2-x)=400-1*8(1.2-0)=380 мм

b1(11+0.06 Z2)*m=(11+0.06*50)*8=112 мм

b2=a=0.355=88 мм

перевірочний розрахунок на міцність

VP.S=V1/cos

V1=n1d2/60=3.14*965*0.1/60=5 м/с

V2=n2d2/60=3.14*19.3*0.4/60=0.4 м/с

V1=V1/cos=5/cos4.35=5

H=4.8*105/d2*

max=2*I=2*430=860 МПа

dw1=m(q+2x)=8(12.5+2*0)=100 мм

K=1, x3=1, x=1

H=4.8*105/100=560

ККД передачі warctg[Z1/(q+2)]=5.19

=tg5.19/tg(5.19+1.33)=tg5.19/0.114=0.7*100%=70

Сили в зацеплении. Окружна сила на колесі.

Ft2-Fa1=2T2/d2=2*2178/0.4=10890 H

Окружна сила на червяке.

Ft1=Fa2=2T2/(dw1*U*)=2*2178/(0.1*50*0.7)=1244.5 H

Радиальная сила: F2=0.364*Fk2=0.364*10890=3963.9 H

Перевірка зубчастого колеса за напругою вигину

F=

K=1.0; Kv=1; w=5.19; m=8; dw1=0.1; YF=1.45

Zбс=Z2/cos3=50/cos35.19=50

FtE2=KED*Ft2; KED=KFE; N=60*n2Ln=60*19.3*1=1158

KEF=0.68=0.32

FtE2=0.32*10890=3484.8 H

F=1.1*1.45*cos5.19*3484.8/1.3*8*0.1=481Fmax

Тепловий розрахунок

P1=0.1T1n2/=0.1*2178*19.3/0.7=6005 Bт

Tраб=(1-0.7)*6005/13*1.14(1-0.9)+200=93.5

Эскизное проектування валів.

З умови міцності на крутіння визначаємо мінімальний діаметр валу

dmin(7…8),

де T5 – номінальний момент.

dmin8=30 мм

d1=(0.8…1.2)dв.ув=12*30=36 мм

d2=d1+2t,

де t – висота буртика. Вибираємо з таблиці 1(с.25)

d2=36+2*2.2=40 мм

Діаметр валу під подшипником округляем кратним п'яти.

d3=d2+3r,

де r – радіус фаски підшипника

d3=40+3*2=46 мм

Визначаємо відстань між підшипниками валу черв'яка

L=0.9d2=0.9*400=180 мм

 

 

 

Конструювання корпуси та кришок.

Рассчитаем склянку.

Товщину стінки б беруть у залежність від діаметра отвори D під підшипник: D=108; б=8…10 мм

Товщина фланца б21,2 б=1,2*10=12 мм

Діаметр d і кількість гвинтів для кріплення склянки до корпусу призначають залежно від діаметра отвори під підшипник D: D=108 мм; d=10 мм; число винтов=6.

Беручи Сd, h=(1.0…1.2) d=1.2*10=12 мм

Отримуємо мінімальний діаметр фланца склянки Dпорівн=Da+(4…4.4)d=132+4*10=172 мм

Рассчитаем кришку під підшипник.

Залежно від діаметра отвори під підшипник D=268 мм вибираємо з таблиці 1 (з. 128) товщину стінки б=8 мм; діаметр гвинтів d=12 мм; і кількість гвинтів кріплення до корпусу z=6.

Рассчитаем кришку під підшипник на валу черв'яка.

D=108 мм; б=7 мм; d=10 мм; z=6

Nб=1,6…1,8

Первинний розрахунок валу.

=25 МПа

Вал передає момент F2=33.5 Н*мм

Ft1=1007 H; F21=366.5 H

MA=Rby(b+b)-frb=0

Rby=Frb/2b=366.5/2=183.25 H

MB=Frb-Ray(b+b)=0

Ray=Frb/2b=183.25 H

Перевірка: y=-Ray+F2-Rby=-183.25+366.5-183.5=0

Изгибающие моменти в вертикальної площині

= -183.25*43=7879.75 Н*м

Определим опорні реакції горизонтальної площині

MA=Ft*b+Rbx*(b+b)+Sa=0

Rbx=== -819.65 H

MB= -Ft1b-Rax(b+b)+S(a+2b)=0

Rax==114.75

Изгибающие моменти горизонтальної площині.

Mix= -S*a= -27189 Н*м

Mix= -Rbx*b=35244 Н*м

Сумарний изгибающий момент.

Mu==36114.12 Н*м

Визначаємо еквівалентні моменти

Mэкв.==49259,3 Н*мм

RA==233.52 Н*мм

RB= =839.88 Н*мм

Коефіцієнт запасу [S]=1.3…2

Згідно з умовами роботи приймаємо

V=1.0; kб=1.3; kі=1.0; x=1.0

Визначаємо величину еквівалентній динамічної навантаження.

P=XVFrkбkі=1.0*1.0*233.5*1.3*1.0=303.55 H

C=P

C=158800 H

=523.14

lgLhlg523.14+(lg1000-lg36);

lgLh=3*2.7+3.0-1.5563=9.5437

звідки Lh=17800

L==523.143

Розрахунок довговічності підшипників.

Подшипник №7230

h0 умовами роботи приймаємо

j=1.0; kб=1,3; kT=1,0; X=1

Визначаємо величину еквівалентній динамічної навантаження:

P=XVFrkбkT=1.0*1.0*366.5*1.3*1.0=476.5 H

C=P

Визначаємо довговічність підшипника в годиннику. Динамічна вантажопідйомність його C=158.8 кН=158800 М. Тому, з попереднього рівності, написати таке рівняння:

=333.3

логарифмируя, знайдемо

lgLh=lg333.3+(lg1000-lg36);

lgLh=3*0.8876+3.0-1.5563=4.1065;

звідки Lh=12770 годин

Якщо довговічність висловлювати у мільйонах оборотів, то

L=333.33=3702*106 млн. про.

Подшипник №7210

Приймаємо V=1.0; kб=1.3; kT=1.0; X=1.0

P=1.0*1.0*2500*1.3*1.0=3250 H

C=P

L=15.93=4019 млн. про.

Розрахунок сполуки вал-ступица

Вибираємо по СП РЕВ 189-75 шпонку призматическую, звичайну (виконання А) з такими розмірами:

B=10 мм; h=8 мм; l=50 мм.

Знаходимо дозволене напруга слития [бcv]=100…120 МПа

Визначаємо робочу довжину шпонки

LP=l-b=50-10=40 мм

Бдив==’

Де Є – рухаючись момент

Т=Т1=54,45 Н*м

t1=5 мм – глибина паза шпонки.

бдив==22,7 МПа

бдивдив] умова виконується

Расчитаем зварне з'єднання з умови

==123,86 МПа

[] =0.63[бр]=0,63*500=315 МПа

Розрахунок болтового кріплення редуктора.

число площин стоиса i=1

коефіцієнт k=1.2

F3=

F==5421.5 H

F3==8*5421.5=43372 H

d1

Для стали 45 (35) б=360 МПа

                               Бр=0,25*360=90 МПа

d1=15.25 мм

Вибираємо:

Шпилька d1=16 мм ГОСТ 22034-76

Гайка шестигранная з розміром «під ключ» d1=16 мм ГОСТ 2524-70

Шайба пружинна d1=16 ГОСТ 6402-70.

 

 

Вибір мастила.

Визначаємо в'язкість олії:

при швидкості ковзання VP.S=3.98 м/с і контактному напрузі [бзв]=160 МПа

=20*10-6 м2/з відповідає олію марки U20A.

Для підшипників в опорах червячного колеса приймаються пластичні мастила.

Вони краще жирних, захищають від корозії.

Марка пластичній мастила відповідно до ГОСТу 6267-59 Циатим – 201

Вимоги для випробування.

1. Рівень олії ні перевищувати 1/3 радіуса черв'яка і нижче висоти зуба черв'яка.

2. Редуктор випробовують без навантаження

3. Після 80 годин обкатування злити олію і очистити картер дизельним паливом, потім залити свіже олію.

4. Удари під час роботи редуктора не припустимі.

Література:

1. Дунаев П.Ф., Лєліков О.П. «Конструювання вузлів і деталей машин.» М. Вищу школу 1985 р.

2. Чернавський С.А. «Курсовое проектування деталей машин», М.;машиностроение,1984г.

3. Ничилорчик С., Корженцевский М.И. «Деталі машин», Мн. 1981 р.

4. Гузенков П.Г. «Деталі машин», М. Вищу школу 1982г.

Схожі реферати:

Навігація