Машиностроение \ Проектирование технологической оснастки

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

Страницы работы

22 страницы (Word-файл)

Скачать файл

Фрагмент текста работы

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	Т₂
Число заходов червяка	z₁	z₁=1;2;4 – принимается: принимаем z₁= 2;
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	q	передаточных числах: g=10
Коэффициент неравномерности	K_Hβ	К_Hβ=1- принимается по условию хорошей
нагрузки	K_Hβ	прирабатываемости зацепления
Коэффициент динамической	Kнv	Кнv=1,1÷1,4 - большие значения для
нагрузки	Kнv	высокоскоростных передач и переменной нагрузки возьмём: 1,1
Ориентировочное значение	Vs
скорости скольжения, м/с	Vs
Допускаемые контактные	σ_нр	по таблице - в зависимости от материала и
напряжения для зубьев колеса		скорости скольжения:
МПа		210
Межосевое расстояние, мм	a_w

2.2 Основные геометрические параметры передачи

Наименование	обозначения	расчётные формулы,
параметров		указания и числовая
		подстановка
Модуль зубьев, мм	m	m=2a_w/(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	d₁	d₁=qm=16*4=64
Угол подъёма винтовой	γ	γ =arctg(z₁/q)=arctg(2/16)=7,1
линии червяка	γ	γ =arctg(z₁/q)=arctg(2/16)=7,1
Окружная скорость червяка, м/с	V₁	V₁= π∙d_1∙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	d_a	d_a1=d₁+2∙m=64+2∙4=72
впадин, мм	d_f	d_f1=d₁-2,4m=64-2,4∙4=54,4

		d₂=m∙z₂=4∙37=148
		d_a2=d₂+2∙m=148+2∙4=156
		d_f2+d₂-2,4∙m=148-2,4∙4=138,4
Уточнённое значение межосевого	a_w	a_w=(d₁+d₂)/2
расстояния, мм		a_w=(64+148)/2=106
Длина нарезной части червяка,	в₁	По таблице:
мм		88,5
Наружный диаметр и ширина	d_am2	По таблице: 162
колеса, мм	в₂	54
Окружная скорость колеса, м/с	V₂	V₂= π∙d_2∙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	F_t1	F_t1=F_a2=2000T₁/d₁
осевая сила колеса, Н	F_a2	F_t1=F_a2=2000∙11,4/64=356,25
Окружная сила колнса и	F_t2	F_t2=F_a1=2000T₂/d₂
осевая сила червяка, Н	F_a1	F_t2=F_a1=2000∙213,18/148=2880,8
Радиальная сила	Fr	Fr=F_t2∙tgα=2880,8∙tg7,9⁰=359,3

2.4 Проверочный расчёт передачи

Наименование	обозначения	расчётные формулы,
параметров		указания и числовая
		подстановка
Эквивалентное число зубьев	z_v2	z_v2=z₂/cos³ γ =148/ cos³7,1=151,5
колеса
Коэффициент учитывающий	Y_f2	по таблице:
форму зуба колеса		1,27
Коэффициент неравномерности	K_Hβ	K_Hβ =1- принимается по условию хорошей
нагрузки	K_Hβ	прирабатываемости зацепления
Коэффициент динамической	K_fv	K_fv=1 - при Vs ≤ 3м/с
нагрузки	K_fv
Удельная расчётная окружная	W_ft	W_ft₂=F_t₂ ∙K_Hβ∙K_fv/в₂
сила, Н/мм		W_ft2=280,8∙1∙1/54=53,35
Модуль в нормальном сечении,	m_n	m_n=m∙cos γ
мм		m_n=4∙cos7,1=3,97
Расчётное напряжение, МПа	σ_f	σ_f=0,7Y_f₂∙ W_ft₂/ m_n≤ σ_f_р σ_f=0,7∙1,27∙53,35/3,97 ≤ 80 12 ≤ 70
Допускаемое напряжение изгиба,	σ_f_р	По таблице:
Мпа		80
Проверка прочности зубьев	-	σ_fmax= σ_f(T_max/T₁) ≤ σ_f_р_max =0,8∙σ_т
колеса при перегрузках на изгиб		σ_fmax=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/м²чград		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∙a_w^1,7=20∙0,106^1,7=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_iи 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.