Привод цепного транспортера. Кинематический и силовой расчёт. Проектировочный расчёт червячной передачи с архимедовым червяком. Определение межосевого расстояния

МИНИСТЕРСТВО ТРАНСПОРТА РФ

Новосибирская Государственная

Академия Водного Транспорта

Кафедра ТММ и ДМ

ПРИВОД ЦЕПНОГО ТРАНСПОРТЕРА

Пояснительная записка

ДМ 38.01.00.00 ПЗ

Студент ______________________ Группа С-41

Руководитель проекта ____________________

Новосибирск 2006

ВВЕДЕНИЕ

Объектом курсового проекта является привод с червячным одноступенчатым редуктором.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненных 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 (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, подшипники, валы и т.д.Корпуса чаще выполняют чугунными, реже – сварными стальными. При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжёлых редукторах. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редуктора всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя, рабочего вала в движении машины).

1Кинематический и силовой расчёт

Исходными данными в заданиях являются необходимая мощность и частота вращения вала.

Мощность на приводном валу может быть задана зависимостью

Nпр = p∙V, где p – усилие на исполнительном механизме кН;

V – скорость исполнительного механизма, м/с.

Nпр = 1,5∙0,9=1,125 Вт.

А необходимая мощность двигателя

Nэ = Nпр/η₀;

где η₀ – общий кпд привода.

Nэ = 1,125/0,78 = 1,44 Вт.

Выбираем двигатель 80В6/920 мощностью 1,1 кВт.

При заданной кинематической схеме привода η₀ определяется зависимостью

η₀= η_Ч.П∙ η∙_ПОДШ.…∙ ηⁿ_м ∙η^m_Ц.П., где      η_Ч.П. – кпд червячной передачи;

η_м – кпд муфты;

            η_подш. –кпд подшипников качения ;

η_ц.п  -кпд цепной передачи;

m – число подшипников;

n – число муфт.

η₀ = 0.92∙0.94² ∙0.995³∙0.98= 0,78

Частота вращения приводного вала определяется по формуле

,

Где V – скорость исполнительного механизма,  м/с;

P – шаг тяговой звездочки, мм.

Z─число зубьев тяговой звездочки;

мин^-1

Общее передаточное отношение привода

i₀ = n_э/n_пр = 920/49,09 =18,7

где n_э – частота вращения вала электродвигателя под нагрузкой;

Подсчитаем крутящий момент и частоту вращения

T₁=9,55∙10³∙Nэ/n_э;

T₁=9,55∙10³∙1,1/920=11,4 Н∙м.

n₁ = n_э;

n₂ = n₁ / i₁;

n₂ = 920/18,7 = 49,19 мин^-1.

i₁= i₀=28

Т₂ = T₁∙ i₁;

Т₂ = 11,4∙18,7=213,18 Н∙м.

Сделаем выбор марок стали:

Для червяка – 20ХНМ, термическая обработка – улучшение, цементация, закалка;

Для колеса – Бр.АЖ9-9, способ отливки - центробежный

 2 Проектировочный расчёт червячной передачи с архимедовым червяком

2.1 Определение межосевого расстояния

Наименование	обозначения	расчётные формулы,
параметров		указания и числовая
		подстановка
Передаточное число пары	U	18,7
Крутящий момент передаваемый	Т2	213,18
колесом, Н*м
Число заходов червяка	z1	z1=1;2;4 – принимается: принимаем z1= 2;
Число зубъев колеса	z2	z2=z1∙U z2= 2∙18,7 = 37,4 –принимается z2=37;
Коэффициент диаметра	q	по таблице -большие значения при больших
червяка		передаточных числах:  g=10
Коэффициент неравномерности	KHβ	КHβ=1- принимается по условию хорошей
нагрузки		прирабатываемости зацепления
Коэффициент динамической	Kнv	Кнv=1,1÷1,4 - большие значения для
нагрузки		высокоскоростных передач и переменной нагрузки       возьмём: 1,1
Ориентировочное значение	Vs
скорости скольжения, м/с
Допускаемые контактные	σнр	по таблице - в зависимости от материала и
напряжения для зубьев колеса		скорости скольжения:
МПа		210
Межосевое расстояние, мм	aw

2.2 Основные геометрические параметры передачи

Наименование	обозначения	расчётные формулы,
параметров		указания и числовая
		подстановка
Модуль зубьев, мм	m	m=2aw/(q+z2) - огругляется до значения по
		СТ СЭВ 267-76
		m=2∙105/(10+37)≈4 ; принимаем g=16
Делительный диаметр	d1	d1=qm=16*4=64
червяка, мм
Угол подъёма винтовой	γ	γ  =arctg(z1/q)=arctg(2/16)=7,1
линии червяка
Окружная скорость червяка, м/с	V1	V1= π∙d1∙n1/60000
		V1= π∙64∙920/60000=3,08
Скорость скольжения, м/с	Vs	Vs=V1/cosγ-при значительных расхождениях с
		предварительно принятым значением
		Vs необходимо сделать пересчёт передачи Vs=3,08/cos7,1=3,1
Делительный диаметр,	d	d1=q∙m=16∙4=64
диаметр вершин и	da	da1=d1+2∙m=64+2∙4=72
впадин, мм	df	df1=d1-2,4m=64-2,4∙4=54,4
		d2=m∙z2=4∙37=148
		da2=d2+2∙m=148+2∙4=156
		df2+d2-2,4∙m=148-2,4∙4=138,4
Уточнённое значение межосевого	aw	aw=(d1+d2)/2
расстояния, мм		aw=(64+148)/2=106
Длина нарезной части червяка,	в1	По таблице:
мм		88,5
Наружный диаметр и ширина	dam2	По таблице:                162
колеса, мм	в2	54
Окружная скорость колеса, м/с	V2	V2= π∙d2∙n2/60000=π∙148∙49,09/60000=0,38
Cтепень точности передачи	-	По таблице:     9

2.3 Силы, действующие в зацеплении

Наименование	обозначения	расчётные формулы,
параметров		указания и числовая
		подстановка
Окружная сила червяка и	Ft1	Ft1=Fa2=2000T1/d1
осевая сила колеса, Н	Fa2	Ft1=Fa2=2000∙11,4/64=356,25
Окружная сила колнса и	Ft2	Ft2=Fa1=2000T2/d2
осевая сила червяка, Н	Fa1	Ft2=Fa1=2000∙213,18/148=2880,8
Радиальная сила	Fr	Fr=Ft2∙tgα=2880,8∙tg7,90=359,3

2.4 Проверочный расчёт передачи

Наименование	обозначения	расчётные формулы,
параметров		указания и числовая
		подстановка
Эквивалентное число зубьев	zv2	zv2=z2/cos3 γ =148/ cos37,1=151,5
колеса
Коэффициент учитывающий	Yf2	по таблице:
форму зуба колеса		1,27
Коэффициент неравномерности	KHβ	KHβ =1- принимается по условию хорошей
нагрузки		прирабатываемости зацепления
Коэффициент динамической	Kfv	Kfv=1 - при Vs ≤ 3м/с
нагрузки
Удельная расчётная окружная	Wft	Wft2=Ft2 ∙KHβ ∙Kfv/в2
сила, Н/мм		Wft2=280,8∙1∙1/54=53,35
Модуль в нормальном сечении,	mn	mn=m∙cos γ
мм		mn=4∙cos7,1=3,97
Расчётное напряжение, МПа	σf	σf=0,7Yf2∙  Wft2/ mn ≤  σfр  σf=0,7∙1,27∙53,35/3,97 ≤ 80 12 ≤ 70
Допускаемое напряжение изгиба,	σfр	По таблице:
Мпа		80
Проверка прочности зубьев	-	σfmax= σf(Tmax/T1) ≤  σfрmax =0,8∙σт
колеса при перегрузках на изгиб		σfmax=12∙(16/11,4) ≤ 0,8∙160 17 ≤160
Вязкость смазки	E050	По таблице:               180
Сорт масла		По таблице: Автотракторное АК-15

2.5 КПД червячной передачи и тепловой расчёт

Наименование	обозначения	расчётные формулы,
параметров		указания и числовая
		подстановка
Приведённый угол трения,	φ1	по таблице: 1
град		1,7
КПД червячной передачи	η
Мощность на червяке, кВт	N1	исходные данные: 1,125
Количества тепла, выделяюще-	Q	Q=860(1-  η)∙N1
гося в передаче, ккал/ч		Q=860(1-  0,82)∙1,125=174,15
Коэффициент теплоотдачи,	Kт	Kт =7÷15 – большие значения в помещениях
ккал/м2*ч*град		с интенсивной вентиляцией: принимаем Kт=7
Температура масла в редукторе, 0С	t1	t1 = 60÷70
Температура окружающей Среды, 0С	t0	t0=20
Поверхность охлаждения, м2	S	S≈20∙aw1,7=20∙0,1061,7=0,44
Количество отдаваемого	Q1	Q1=Kт(t1-t0)S
тепла, ккал/ч		Q1=7∙(70-20)∙0,44=140
Условие достаточности	-	Q ≤ Q1 – в противном случае необходимо Применять искусственное охлаждение
естественности охлаждения		174,15≥140

3 Расчет деталей редуктора

3.1 Проектирование валов редуктора

3.1.1. Общие сведения.

Проектный расчет вала выполняется по напряжениям кручения (касательным), т.е. при этом не учитываются напряжения изгиба, концентрация напряжений и их цикличность. Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение принимают заниженным [τ] = 10 – 20 МПа. При этом меньшие значения принимаются для быстроходных валов, а большие – для тихоходных.

Редукторный вал имеет ступенчатую форму, которая обеспечивает удобство монтажа, возможность осевой фиксации расположенных на валу деталей и приближает его по форме к брусу равного сопротивления. Количество и размеры ступеней зависит от количества и размеров, установочных на вал деталей. Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой i – той ступени вала: диаметр d_i и длину L_i.

Переходный участок вала между двумя смежными ступенями разных диаметров может быть выполнен галтелью постоянного радиуса или канавкой для выхода шлифовального круга. Шлифуется посадочная поверхность вала в местах установки подшипников для требуемой стандартом шероховатости.

Ориентировочные размеры ступеней вала определяются по зависимостям представленным ниже.

3.1.2.Быстроходный вал червячного редуктора.

Быстроходный вал червячного редуктора строится из конструктивных соображений.

Первая ступень вала (под элемент открытой передачи или полумуфту)

Принимаем:  d₁=30 мм;

l₁=60 мм;

Диаметр выходного конца быстроходного вала соединен с двигателем через муфту,  d₁ необходимо согласовать с диаметром вала электродвигателя d₁.

       Вторая ступень вала (под уплотнения крышки с отверстием и подшипник):

Принимаем:  d₂=35 мм;

l₂=70 мм;

Третья ступень вала (под шестерню):

Принимаем: d₃=40 мм;

        l₃=141 мм;

Длина  дает ширину редуктора по внутренним стенкам.

Длина четвертой ступени вала (под подшипники):

d₄=d₂

где  - ширина одного роликового однорядного радиально-упорного подшипника легкой серии.

3.1.3.Тихоходный вал червячного редуктора.

Ориентировочные размеры ступеней вала определяются