kursovoy (Проект одноступенчатого червячного редуктора с нижним расположением червяка с плоскоременным приводом)

М инистерство образования Республики Беларусь

Гомельский государственный машиностроительный техникум

Специальность ТО 301 Технология оборудования автоматизация машиностроения

Группа ФТОМ 402

Курсовой проект

по предмету: Техническая механика ”Детали машин”

тема: Спроектировать одноступенчатый червячный редуктор с нижним расположением червяка с плоскоременным приводом

КП 0418.00.00.000

Разработал А.В. Климов

Проверил Т.Л. Тимошенко

2003

М инистерство образования Республики Беларусь

Гомельский государственный машиностроительный техникум

Пояснительная записка

к курсовому проекту

КП 0418.00.00.000 ПЗ

Разработал А.В. Климов

Проверил Т.Л. Тимошенко

2003

В ведение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение

вращающего момента ведомого вала посравнению с валом ведущим.

Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного конвейера, а также расчитать ременнуюпередачу, двигатель. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи - червяк, червячное колесо, подшипники, вал и пр.

Входной вал посредством плоскоременной передачи соединяется

с двигателем, выходной - с конвейером.

Червячные редукторы применяют для передачи движения между

валами, оси которых перекрещиваются.

Так как КПД червячных редукторов невысок, то для передачи

больших мощностей в установках, работающих непрерывно, проэктировать их нецелесообразно. Практически червячные редукторы применяют для передачи мощности, как правило, до 45кВт и в виде исключения до 150кВт.

1 . Выбор электродвигателя и кинематический расчет

.

Рисунок 1 – кинематическая схема привода.

1.1 Определение требуемой мощности электродвигателя.

(1.1)

Где – Выходная мощность

- коэффициент полезного действия общий.

(1.2)

1.2 Определение ориентировочной частоты вращения вала электродвигателя.

(1.3)

где - выходная частота вращения вала рабочей машины

- Общее передаточное число редуктора.

(1.4)

По таблице П1 приложения по требуемой мощности выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1500мин^-1 4А132М4, с параметрами Рном = 11кВт, мин ^-1.

Кинематический силовой расчет привода.

1. Определение действительных передаточных отношений.

(1.5)

Разбиваем по ступеням.

Принимаем стандартное значение (по таблице 23 [4]

Передаточное число ременной передачи

Принимаем (1.6)

1.5 Определяем частоты вращения и угловые скорости валов.

(1.7)

(1.8)

(1.9)

(1.10)

(1.11)

1. О пределяем мощность на валах

(1.12)

(1.13)

1. Определяем вращающие моменты на валах.

(1.14)

(1.15)

2 . Расчет плоскоременной передачи.

Исходные данные для расчета:

Мощность Р_ТР = 8,09 кВт

Частота вращения ведущего малого шкива

n_ДВ = 1500 мин^-1

Передаточное отношение U = 2,3

Вращающий момент на валу ведущего шкива

T_ДВ = 51,53 Н м

Диаметр ведущего шкива (мм) вычисляют по формуле

мм (2.1)

По найденному значению подбираем диаметр шкива из стандартного ряда по ГОСТ 173.83-73; Выбираем шкив с диаметром 200 мм.

Диаметр ведомого шкива определяем по формуле

мм. (2.2)

Из стандартного ряда шкивов выбираем шкив с диаметром 450 мм.

Передаточное отношение

(2.3)

Межосевое расстояние передачи

(2.4)

Угол обхвата малого шкива

(2.5)

Длинна ремня мм. (2.6)

Р асчетная скорость ремня

(2.7)

Окружная сила Н

(2.8)

Выбираем ремень Б800 с числом прокладок Z = 3:; р₀ = 3 Н/мм.

Проверяем выполнение условий

(2.9)

условие выполнено.

Коэффициент угла обхвата

(2.10)

Коэффициент учитывающий влияние скорости ремня

(2.11)

Коэффициент режима работы Ср по таблице (7.5)

Для передачи к ленточному конвейеру при постоянной нагрузке Ср = 1.0

Коэффициент учитывающий угол наклона линии центров передачи Со

При наклоне до 60 º принимаем Со = 1

Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм. ширины прокладки Н/мм.

(2.12)

Ширина ремня ,мм.

(2.13)

По таблице (7.1) принимаем b = 71мм.

Предварительное натяжение ремня Н.

(2.14)

Н атяжение ветвей Н.

Ведущей

(2.15)

Ведомой

(2.16)

Напряжение от силы F₁ мПа

(2.17)

Напряжение от центробежной силы мПа

ρ= 1100 – плотность ремня

(2.18)

Напряжение изгиба мПа

Еи = 100 ÷200 мПа

(2.19)

Максимальное напряжение

Условие выполнено

Проверка долговечности ремня

Число пробегов

(2.20)

(2.21)

Сн = 1 при постоянной нагрузке (2.22)

Долговечность часов

Нагрузка на валах Н (2.23)

3 . Расчет зубчатой передачи

Исходные данные

3.1 материал червяка и червячного колеса.

Для венца червячного колеса примем бронзу Бр 010Ф1, отлитую в кокиль.

Для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Основное допускаемое контактное напряжение [ σ_н]´ =186 МПа.

Расчетное допускаемое напряжение [ σ_н] =[ σ_н]´х К_HL

Где коэффициент долговечности примем по его минимальному значению К_HL =0,67

тогда [ σ_н] = МПа. (3.1)

Число витков червяка Z₁ принимаем в зависимости от передаточного числа при U = 10 принимаем Z₁ = 4

Число зубьев червячного колеса Z₂ = Z₁ x U = 4 x 10 = 40 (3.1)

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 10;

Коэффициент нагрузки К = 1,2;

Межосевое расстояние aw = 250 мм;

m = 10мм;

Определяем Межосевое расстояние исходя из условия контактной прочности.

(3.2)

Модуль (3.3)

Принимаем по ГОСТ2144-76 (таблица 4.1 и 4.2) стандартные значꐼΔия

m = 10

q = 10

а также Z₂ = 40 Z₁ = 4

Т огда пересчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям m, q и Z₂:

(3.4)

Принимаем aw = 250 мм.

Основные размеры червяка.

Делительный диаметр червяка

(3.5)

Диаметр вершин витков червяка

(3.6)

(3.7)

Длинна нарезной части шлифованного червяка (по формуле 4.7)

(3.8)

Делительный угол подъема Y (по таблице 4.3) при Z₁ = 4 и q =10;

Принимаем Y = 21 º48´

Основные размеры венца червячного колеса:

Делительный диаметр червячного колеса

d₂ = Z₂ x m = 40 x 10 = 400мм (3.9)

Диаметр вершин зубьев червячного колеса

(3.10)

Диаметр впадин зубьев червячного колеса

(3.11)

Наибольший диаметр червячного колеса

(3.12)

Ширина венца червячного колеса (формула 4.12)

(3.13)

Окружная скорость червяка.

(3.14)

Скорость скольжения.

(3.15)

К ПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивания масла

(3.16)

По таблице (4.7) выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv = 1,1

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки (формула 4.26)

(3.17)

В этой формуле коэффициент деформации червяка при q =10 и Z₁ =4 по таблице (4.6) принимаем

При незначительных колебаниях нагрузки вспомогательный коэффициент Х =0,6 (стр. 65 1)

Коэффициент нагрузки

(3.18)

Проверяем контактное напряжение

(3.19)

мПа < [G_H] = 125мПа.

Проверяем прочность зубьев червячного колеса на изгиб.

Эквивалентное число зубьев.

(3.20)

Коэффициент формы зуба (по таблице 4.5)

Y_F = 2,19

Напряжение изгиба П = 7,903 мПа (3.21)

4 . Предварительный расчет валов

Ведущий вал

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении (по формуле 8.16)

(4.1)

По ГОСТ принимаем d_В1 =40мм

Диаметры подшипниковых шеек d_П1 = 50мм

Параметры нарезной части:

d_F1 = 76мм

d₁ = 100мм

d_а1 =120мм

Для выхода режущего инструмента при нарезании витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке протачивать до диаметра меньше d_F1

Длинна нарезной части b₁ = 201мм

Расстояние между опорами червяка l₁ = d_am₂ = 465мм

Ведомый вал.

Диаметр выходного конца

(4.2)

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (стр. 162)

Принимаем d_В2 = 55мм.

Диаметр вала под подшипниками d_П2 = 60мм

Под зубчатым колесом d_K2 = 70

5 . Конструктивные размеры червяка и червячного колеса

Червяк выполняется за одно целое с валом, его размеры определены выше.

d₁ = 100мм

d_a1 = 120мм

b₁ =170мм

Колесо кованое

d₂ = 400мм

d_а2 = 420мм

b₂ = 80,4мм

Диаметр ступицы (5.1)

Принимаем d_ст2 =120мм

Длинна ступицы (5.2)

Принимаем L_ст2 =100мм

6 . Конструктивные размеры корпуса редуктора.