Редуктор двухступенчатый

В редукторе применяется картерная система смазывания. При вращении колес масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда

Редуктор двухступенчатый

Курсовой проект

Разное

Другие курсовые по предмету

Разное

Сдать работу со 100% гаранией
1

Содержание

1. Кинематическая схема и исходные данные

2. Краткое описание привода

3. Подбор электродвигателя и кинематический расчет

3.1 Определение мощности

3.2 Определение частоты вращения приводного вала

3.3 Кинематический расчет

4. Расчет червячной передачи

4.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений червячных колес редуктора

4.2 Расчет червячной передачи

4.3 Расчет на прочность

4.4 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

4.5 Тепловой расчет

5. Расчет цилиндрической передачи редуктора

5.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений зубчатых колес редуктора

5.2 Расчет зубчатой передачи

5.3Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

5.4 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

6. Расчет цепной передачи

7. Предварительный расчет валов и компоновочная схема

8. Выбор муфты

9. Выбор и проверка долговечности подшипников качения

10. Подбор и проверочный расчет шпонок

11. Уточненный расчет валов

12. Конструктивные размеры редуктора и подбор болтов

13. Выбор смазочных материалов и описание системы смазки

14. Список используемой литературы

1. Кинематическая схема и исходные данные

приводной вал редуктор колесо

Исходные данные для проектирования:

окружное усилие на барабане F=4 кН;

окружная скорость барабана V=0,14 м/с;

диаметр барабана D=450 мм;

Ксут=0,3;

Кгод=0,4;

срок службы 5 лет.

Рис. 1

2. Краткое описание привода

Привод состоит из двигателя, редуктора и цепной передачи. В данном проекте рассматривается двухступенчатый червячно-цилиндрический редуктор.

3. Подбор электродвигателя и кинематический расчет

3.1 Определение мощности

Здесь и далее все расчетные формулы и значения берутся из учебника [1], кроме указанных.

Потери энергии происходят в муфте, цепной, червячной и цилиндрической передаче:

по табл. 1.1

hм=0,98;

hц=(0,92...0,95);

hчп=0,8;

hцп=0,96...0,98, тогда

hобщ.=0,98·(0,92...0,95)·0,8(0,96...0,98)=0,69...0,72

Мощность на выходе

Pвых=F·V (1.1) [1], где

F – окружное усилие на барабане, кН;

V – окружная скорость барабана, м/с.

Pвых=4·0,14=0,56 кВт

Определяем требуемую мощность электродвигателя

Pэ.тр.=Pвых/hобщ. (1.2)

Pэ.тр.=0,56/(0,69...0,72)=0,81...0,77 кВт

3.2 Определение частоты вращения приводного вала

Частота вращения приводного вала

nвых=6·104V/p·D (1/4)

nвых=6·104·0,14/3,14·450=5,94 об/мин

Требуемая частота вращения вала электродвигателя

nэ.тр.= nвых ·Uчп· Uзп · Uц, где

Uчп - передаточное число червячной передачи;

Uзп - передаточное число зубчатой передачи;

Uц - передаточное число цепной передачи.

По таблице 1.2 находим Uчп =16...50; Uзп =2,5...5; Uц=1,5...4.

nэ.тр.= 5,94·(16...50)·(2,5...5)·(1,5...4)=356,4...5940 об/мин.

Примем предварительно nэ.тр.= 1420 об/мин.

Определяем требуемый вращающий момент

Мтр = Pтр·9550/n = 0,8·9550/1420 =5,38 Н·м

Используя график нагрузки (см. рис. 1), определяем эквивалентный момент привода

Мэкв = = = 7,39 Н·м

Эквивалентная мощность

Nэкв = Мэкв·n/9550 = 3,3·1420/9550 = 0,49 кВт

Выбираем двигатель из условия

Nэкв Nном

По таблице 19.27 подбираем электродвигатель 80A4/1420 исполнения IM1081, мощность Pэ=1,1 кВт.

Проверим выбранный двигатель по перегрузочной способности

Мпр.max Мmax,

где Мпр.max – максимальный противодействующий момент привода, равен пусковому моменту Мпуск, Н·м;

Мmax – максимальный момент двигателя, Н·м.

Мном = Pном·9550/n = 1,1·9550/1420 =7,39 Н·м

Мmax = λМном = 2·7,39 = 14,78 Н·м

Мпр.max = Мпуск = 1,5·5,38 =8,07 Мmax

Двигатель подходит по перегрузочной способности.

3.3 Кинематический расчет

Общее передаточное число привода

Uобщ.=nэ/nвых (1.7)

Uобщ.=1420/5,94=239,05

Uобщ.= Uред · Uц.,где (1.8)

Uред - передаточное число редуктора;

Uц - передаточное число цепной передачи.

Примем Uц=3, тогда передаточное число редуктора

Uред=Uобщ./Uц=239,05/3=79,68.

Uред=Uт ·Uб (1.10), где

Uт –передаточное число тихоходной ступени редуктора;

Uб - передаточное число быстроходной ступени редуктора.

Примем для быстроходной ступени Uб =4.

Uт=Uред/Uб=79,68/4=19,92.

Частота вращения тихоходного вала

n2= nвых ·Uц =5,94·3=17,82 об/мин.

Частота вращения промежуточного вала

nпр=nт·Uт=17,82·19,92=354,9 об/мин.

Частота вращения быстроходного вала

n1= nэ =1420 об/мин.

Определим вращающие моменты на валах:

Момент на выходном валу

Твых=F·D/2 (1/14)

Твых=4·450/2=900 Нм

момент на тихоходном валу

Тт= Твых/ Uц·hц·hоп (1.15), где ·hоп=0,99 – КПД опор приводного вала

Тт=900/3·0,93·0,99=325,8 Нм;

момент на промежуточном валу

Tпр= Тт/ Uт·hчп=325,8/19,92·0,8=20,4 Нм;

момент на быстроходном валу (1.9)

Tб= Тт/ Uред·hзп·hчп, где hзп=0,97 – КПД зубчатой передачи.

Tб=325,8/79,68·0,8·0,97=5,2 Нм.

4. Расчет червячной передачи редуктора

4.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений червячных колес редуктора

Ожидаемая скорость скольжения (2.53)

По табл. 2. 9 примем для венца червячного колеса чугун СЧ 15, отливка в песок sви=280.

Для червяка примем сталь 40Х:

термообработка – улучшение HB=248,5.

Допускаемое контактное напряжение (2.60)

[s]H=175-35Vs=175-35·1,1=136,5 Н/мм2.

Общее число циклов нагружений:

N=60· n2 ·Lh (2.2);

Определим срок работы редуктора:

Lh=365·24·5·Кгод··Ксут=365·24·5·0,3·0,4=5256 ч.

Примем время работы передачи Lh =5000 часов.

Тогда

N=60·17,8·5000=5,34·106.

Коэффициент долговечности (2.61)

Исходное допускаемое напряжение изгиба для материалов 3-ей группы (2.63)

[s]FO=0,12sви=0,12·280=33,6 Н/мм2.

Допускаемое напряжение изгиба (2.63)

[s]F= KFL·[s]FO=0,83·33,6=27,8 Н/мм2.

4.2 Расчет червячной передачи

Межосевое расстояние:

где T2- момент на тихоходном валу редуктора, Н·мм; [s]H - Н/мм2.

Принимаем aw= 160 мм.

Примем число витков червяка z1= 2.

Число зубьев колеса (2.65)

z2=z1·U =2·19,92=39,84.

Примем z2=40.

Предварительные значения:

Модуль передачи (2.66)

m=(1,5...1,7) aw/z2=(1,5...1,7)·160/40=6...6,8 мм.

Примем m=6,3 мм.

Относительный диаметр червяка (2.67)

q=2aw/m - z2=2·160/6,3 – 40=10,79.

Принимаем стандартное значение по табл.2.10

q=10.

Коэффициент смещения (2.68)

x=aw/m –0,5(z2+q)=160/6,3 –0,5(40+10)=0,39.

Определим фактическое передаточное число

Uф = z2 /z1 =40/2=20.

∆U=(Uф-U) ·100/U£4%

∆U=(20-19,92) ·100/19,92=0,4%

Отклонение от определенного ранее менее 4%.

Делительный диаметр червяка (2.70)

d1=qm=10·6,3=63 мм.

Диаметр вершин витков (2.71)

da 1 = d1 +2m=63+2·6,3=75,6 мм.

Диаметр впадин (2.72)

df1 = d1-2,4m=63-2,4·6,3=47,88 мм.

Длина нарезанной части (2.73)

b1=(10+5,5êxê+z1)/m –(70+60x)m/z2=(10+5,5·0,39+2)·6,3 –(70+60·0,39)·6,3/40=74,4 мм.

Округляем до стандартного значения b1=75 мм.

Диаметр делительной окружности колеса (2.74)

колеса d2 =z2m=40·6,3=252 мм.

Диаметр окружности вершин зубьев (2.75)

da2 = d2 +2(1+x)m=252+2(1+0,39)·6,3=269,5 мм.

Диаметр колеса наибольший (2.26)

Диаметр впадин (2.77)

df2 = d2-2m(1,2-x)=252-2·6,3(1,2-0,39)=241,8 мм.

Ширина венца (2.78)

b2= yaaw (2.13)

Коэффициент ширины при z1=2 ya=0,355.

b2= 0,355·160=56,8 мм.

Примем b2=56 мм.

      Расчет на прочность<

Похожие работы

1 2 3 4 5 > >>