Проектирование двухступенчатого цилиндрическо-червячного редуктора

Проектирование двухступенчатого цилиндрическо-червячного редуктора

Задание на проектирование: Спроектировать двухступенчатый цилиндрическо-червячный редуктор с нижним расположением червяка для привода ленточного конвейера.

Исходные данные: P =5 kH ; V =0,6 м/ c ; D =250 мм (рис.1) Рис.1 D 1. Кинематический расчёт: 1) Определяем общий КПД привода: общ =n 2 1 ·n 3 2 ·n 3 ·n 4 ·n 5 1 =0,99 - КПД муфты (стр.5 ( r ) ) 2 =0,99 - КПД одной пары подшипников (стр.5 ( r ) ) 3 =0,75 - КПД червячной передачи (стр.5 ( r ) ) 4 =0,975 - КПД цилиндрической передачи (стр.5 ( r ) ) 5 =0,99 – КПД смазки (стр.5 ( r ) ) общ =0,99 2 · 0,99 3 ·0,75·0,975·0,99=0,688 1.Подбор электродвигателя: N треб · V =5 · 0,6=3 кВт Требуемая мощность электродвигателя: N эл = N тр / =3/0,688=4,36 кВт Принимаем электродвигатель 112МУ с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с параметрами P дв =5,5 кВт и скольжением 3,7%. Номинальная частота вращения n вр =1500- 0,037·1500=1440 обмин.

Угловая скорость дв = · n дв /30= =3,14·1440/30=151,5 радс.

Угловая скорость барабана б =2 V 1 / D б =2·0,6/0,25=4,6 радс.

Частота вращения барабана n б =30 б / = 30·4,6/3,14=44 обмин. Общее придаточное число = дв / б =151,5/4,6=33 2. Расчёт передаточного числа Частные передаточные числа можно принять и для цилиндрической передачи ( c тр.36) : U ц =4-для червячной передачи; U частн. =33/4=8,25. Частоты вращения ,угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вал 1 n=n дв =1440 обмин 1 = дв =151,5 радс
Вал 2 n 2 =n 1 /U ц =1440 /4=360 обмин 2 = 1 /U ц =151,5 /4=37,9 радс
Вал 3 n 3 =44 обмин б =4,6 радс
3. Вращающий момент: На валу шестерни - Т 1 = N 1 / 1 = N треб / 1 =3·10 3 /151,5=19,8 н·м=19,8 н·мм На промежуточном валу – Т 2 = Т 1 · U ц =19,8·10 3 ·4=79,2·10 3 н·мм На валу барабана-Т 3 = Т 2 · U частн. =79,2 ·10 3 ·8,25=653,4·10 3 н·мм. 2.Расчёт прямозубой цилиндрической передачи.

Межосевое расстояние из условий контактной выносливости активной поверхности зубьев находим по формуле w 1 = K a ( U +1) 3 · для прямозубых колёс К а =49,5; ва =0,125...0,25. Для прямозубых колёс принимаем 8-ю степень точности.

Материал зубчатого колеса и шестерни принимаем такой - же как у конической передачи.Для шестерни сталь 40х улучшенную,с твёрдостью НВ270,для колеса сталь 40х улучшенную ,с твёрдостью НВ245. Допускаемые контактные напряжения: [ н ] = н lim · K HL /[S H ]= =560 · 1/1,15=485Па . Для колеса по т.32 н lim =2НВ+70=2 ·245+70=560 мПа. w 1 = 107мм,принимаем по ГОСТ 2185-66 w 1 =112мм.

Модуль зацепления принимаем по рекомендации m =(0,01...0,02) · · w =(0,01...0,02)112=1,12...2,24 mm ,принимаем по ГОСТ 9563-60 m = =2 mm. h a =m=2 и h f =1,25m=1,25·2=2,5mm. h= h a + h f =m+1,25m=4,5mm. Окружности выступов: d a 1 = d 1 +2 h a d a 2 = d 2 +2 h 2 d 1 = mZ , Z 1 = = Z · w / m ( U +1)=22,4; принимаем Z 1 =22. Z 2 = U· Z 1 =88 d 1 =m Z 1 =44mm d 2 = m Z 2 =180 d a 1 =44+2·2=48 mm d a 2 =180+2·2=184. Окружности впадин : d f 1 =44-1,25 m =41,5 mm d f 2 =176-1,25 m =173,5 mm Ширина венца: b =(8...10) m =16...20, принимаем b =20 mm Толщина обода венца: l 1 = l 2 = h =4,5 mm Толщина диска: k 1 = k 2 = b /3=7 mm Диаметр промежуточного вала: d b 2 = = =21 mm , принимаем d b 3 =50 mm , d n 2 =50 mm . Диаметр: d b 3 = 54 mm , принимаем d b 3 =55 mm , под колесом d k н =65 mm , d n 3 =60 mm , шестерню выполняем заодно с валом d cm 1 =1,6· d =1,6·32=50 mm , принимаем d cm 1 =40 mm . d cm 2 =1,6 · d b 2 =1,6·50=80 mm . Длина ступицы: l cm 1 =(1,2...1,5) d 1 =38...48 mm , принимаем l cm 1 =45 mm . l cm 2 =(1,2...1,5) d b =(1,2...1,5) ·50=60...75 mm , принимаем l cm 2 =70 mm . Толщина обода 0 =(3...4) m =6...8 mm , принимаем 7 mm . Толщина диска k = = =7 mm 3.Расчёт червячной передачи. Число витков червяка Z 3 принимаем в зависимости от передаточного числа: при U 2 =8,25 принимаем Z 3 =4(стр 55). Число зубьев червячного колеса Z 4 = Z 3 · U 2 =4·8,25=33, принимаем Z 4 =32(табл. 4.1.),при этом U = Выбираем материал червяка и венца червячного колеса.

Принимаем для червяка сталь-45 с закалкой до твёрдости не менее НВ45 и последующим шлифованием. Для венца червячного колеса принимаем бронзу БрА9ЖЗЛ, предварительно примем скорость скольжения в зацеплении V s =5 of ]= K fl [ of ]' · K fl =0,543; of ] ' = 98 мПа (табл. 4.8). [ of ]= =0,543·98=53,3мПа.

Примем коэффициент диаметра червяка q =8. Определяем межосевое расстояние a w2 =( · · Модуль m= =9,9 mm , принимаем по ГОСТ 2144-76 m =10 mm , тогда a w 2 =200 mm . Основные геометрические размеры червячной передачи: Делительный диаметр червяка: d 1 = q · m =8·10=80 mm Диаметр вершин витков: d a 3 = m ( q +2)=100 mm Диаметр впадин: d L 3 = m ( q -2,4)=56 mm Длина передаточной части при z 3 =4: b 3 = m (12,5+0,9 · z 2 )=153,8 mm ; принимаем b 3 =155 mm Делительный угол подъёма: d a = z 3 / q =4/8=0,5; Основные геометрические размеры червячного колеса: Делительный диаметр: d 4 = m 2 · z 4 =10·32=320 Диаметр вершин зубьев: d a 4 = m ( z 4 +2)=10(32+2)=340 mm Наибольший диаметр червячного колеса: d am 4 = d a 4 + +10=350 mm Ширина венца при z 3 =4: b 4 =0,67· d 3 =0,67·80=53,6 mm принимаем b 4 =55 mm Определяем действующие силы в зацеплении: Фактическая скорость скольжения: = = =1,635м/ c . Силы, действующие в зацеплении: В зацеплении действуют три силы: F b 1 -окружная сила на червяке, численно равна осевой силе на червячном колесе F a 2 ; F b 3 = F a 4 = H ; F t 4 -окружная сила на червячном колесе, численно равная осевой силе на червяке F a 1 F t 4 = F a 3 = = =2042 H ; Радиальная сила на червяке численно равна радиальной силе на червячном колесе: F r 3 = F r 4 = F t 4 · tg F r 3 = F r 4 =2042·0,364=743,3 H . Конструктивные размеры зубчатого червячного колеса: Червячное колесо: b 3 =0,75·100=75mm; d 4 =320mm; d a4 =340mm; d a н 4 =350mm; d ba =60mm Диаметр ступицы: d ст =1,6· d к2 =1,6·65=104 mm , принимаем d ст =105 mm . Длина ступицы: l ст2 =(1,2 1,5) d к2 =(1,2 1,5) ·65=78...98 mm , принимаем l ст2 =90 mm . Толщина обода: ; принимаем mm Толщина диска: с=0,3 b 2 =0,3·75=25. 4.Предварительный расчёт валов: Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. ВЕДУЩИЙ ВАЛ Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении вычисляем по формуле d b 1 = mm . Так как вал редуктора соединён муфтой с электродвигателем , то необходимо согласовать d gb и d b 1 . У подобранного двигателя d gb =32 mm .Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под d gb =32 mm и d b 1 =30 mm . Примем под подшипниками d n 1 =35mm. ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ ВАЛ Для расчёта этого вала d b 2 = mm . Диаметр под подшипниками примем d n 2 =50 mm , под зубчатым колесом d k 2 =55 mm . ВЕДОМЫЙ ВАЛ d b 2 = mm ; под зубчатым колесом d к4 =65 mm , под подшипником d n =60 mm . 5.Расчёт конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора.

Корпус и крышку редуктора выполняем чугунными листами.

Толщина стенки основания корпуса mm ; принимаем mm . Толщина стенки крышки: 0,9· 7,2 mm ; принимаем mm . Диаметр болтов (фундаментных): d ф =(0,03...0,036) a +12=0,033·200+12=18,6 mm ; принимаем диаметры болтов d 2 =16 mm , d 3 =12 mm , d ф - M 20. Диаметр штифтов : d шт =(0,7...0,8) d 3 =8,4...9,6mm; d шт =10mm. Толщина фланца по разъёму: b =1,5 =1,5·8=12 mm . Толщина нижнего пояса корпуса: Р 2 =2,5 =2,5·8=20 mm ; принимаем Р 2 =25 mm . 6.Проверка долговечности подшипников (рис.2). Расчетная долговечность, ч: L h = = 28800 ч; где n =1444 обминчастота вращения червяка.

Ведомый вал: Расстояние между опорами( точнее между точками приложения радиальных реакций Р 3 и Р 4 ) l 3 =160 mm , диаметр d 2 =320 mm , F t 3 = F a 4 =1980 H , F t 4 = F a 3 =2042 H . Реакции опор (левую опору ,воспринимающую внешнюю осевую силу F a 2 обозначим цифрой «4» и при определении осевого нагружения будем считать её «второй»). В плоскости xz : R z 3 = R z 4 = H . В плоскости yz : R y 3 + F r 4 - F a 4 =0. R y 3 = ; R y 4 - F r 4 - F a 2 =0. R y 4 = 1114 H . Проверка: R y 3 - R y 4 + F r 4 =371-1114+743=0. Суммарные реакции: P 3 = P r 3 = P 4 = P r 4 = Находим осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников: S 3 =0,83 e P r 3 =0,83·0,41·1086=370 H ; S 4 =0,83 e · · P r 4 =0,83·0,41·1571=514 H ; где для подшипников 7211 коэф. влияния осевого нагружения e =0,41. Осевые нагрузки подшипников в нашем случае S 3 S 4 ; P a 3 = F a > S 4 - S 3 ; тогда P a 3 = S 3 =370 Н; P a 4 = S 3 + F a =370+1980=2350 H . Для правого(с индексом«3») подшипника отношение =0,34 e , поэтому при подсчёте эквивавлентной нагрузки осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка P a 3 = P r 3 V K б К т =1086·1,3=1412 Н. В качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7211. Долговечность определим для левого подшипника(«четвёртого»),для которого эквивалентная нагрузка больше. Для левого(индекс «4») подшипника e ; мы должны учитывать осевые силы и определить эквивалентную нагрузку.

Примем V =1, К б =1,3; К т =1, для подшипников 46312 при коэффициенты X =0,4 и Y =1,459; P э4 =(0,4·1511·1+1,459·2350) ·1,3·1 3780 Н=3,78 кН. Находим расчётную долговечность, млн. об. : L = млн. об.; расчётная долговечность,ч: L n = 6 ч; что больше допустимой долговечности подшипника 46312 т.е. приемлемо Рис.2. Силы и опорные реакции ,действующие на червячном колесе и его валу. 7.Проверка прочности шпоночных соединений.

Применяем шпонки призматические со скругленными торцами.

Размер сечений шпонок , длины шпонок и пазов берём по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок – сталь 45,нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности вычисляем по формуле : Допустимые напряжения смятия при стальной ступице: ВЕДУЩИЙ ВАЛ: d =30 mm , b x h = 10 x 8 mm , t 1 =5 mm , длина шпонки mm ; ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ ВАЛ: d =55 mm , b x h = 16 x 10 mm , t 1 =6 mm , длина шпонки mm ; ВЕДОМЫЙ ВАЛ: d =55 mm , b x h = 16 x 10 mm , t 1 =6 mm , длина шпонки mm ; 8.Первый этап эскизной компоновки.

Первый этап служит для приближенного определения положений зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипника.

Вычерчиваем упрощенно зубчатые колеса и червяк,очерчиваем внутреннюю стенку корпуса: а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А 1 =1,2 б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= Предварительно намечаем для червячной передачи радиально-упорные подшипники: шариковые, средней серии для червяка и для вала червячного колеса; для вала цилиндрического колеса намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии.

Условное обозначение подшипника d D B T Грузоподъемность
mm C Co
307 35 80 21 33,2 24,7
46310 50 110 27 71,8 44,5
46312 60 130 31 100 65,3
Глубина гнезда подшипника l г =1,5·В=1,5·27=45 mm . Толщину фланца крышки подшипника принимаем равной диаметру отверстия под болт. 9.Насадка зубчатых подшипников.

Насадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82. Шейку вала под подшипники выполняем с отклонением вала по К6. Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца по М7. 10.Смазка редуктора. ВЫБОР СОРТА МАСЛА: Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня , обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 mm . Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25дм 3 масла на 1кВт передаваемой мощности: V =0,25·12,7 3,2 дм 3 . При контактных напряжениях и скорости v =3,38 мс рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28·10 -6 м 2 с.

Принимаем масло индустриальное U -30 A (по ГОСТ 20799-75). Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки. 11.Сборка редуктора. Перед сборкой редуктора внутреннюю полость корпуса тщательно очищаем и покрываем маслостойкой краской.

Сборку редуктора производим в соответствии с чертежом общего вида.

Начинаем сборку с того ,что на червячный вал надевают зубчатое цилиндрическое колесо и шариковые радиально-упорные подшипники , а на ведущий вал шариковые подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80-100 0 С. Собранные валы вставляют в корпус. В начале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо в буре вала ,затем надевают распорную втулку и устанавливают шариковые радиально-упорные подшипники, нагретые в масле.

Собранный узел устанавливают в крышку, после устанавливают шариковый радиально-упорный подшипник. Затем в подшипниковые сквозные крышки устанавливают резиновые манжеты и крышку с прокладками.

Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказателем.

оценка лицензии в Курске
независимая оценка залива квартиры в Твери
оценка векселя в Орле