Червячный редуктор

Исходные данные

Мощность на выходном валу P= 5 кВт

Частота вращения вала рабочей машины n= 30 об/мин

Срок службы привода Lг = 2 лет.

Допускаемое отклонение скорости ?= 4 %

Продолжительность смены tс= 8 часов.

Количество смен LС= 2

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА.

1. Определение мощности и частоты вращения двигателя.

Мощность на валу рабочей машины Ррм= 5,0 кВт.

Определим общий КПД привода: ?=?зп*?оп*?м*?2пк*?пс

По табл. 2.2 [1] принимаем следующие значения КПД механических передач.

КПД закрытой передачи ?зп= 0,97

КПД первой открытой передачи ?оп1= 0,965

КПД второй открытой передачи ?оп2= 0,955

КПД муфты ?м= 0,98

КПД подшипников качения ?пк= 0,995

КПД подшипников скольжения ?пс= 0,99

определим общий КПД привода

?=?з*?оп1*?пк2*?оп2*?пс=0,97*0,965*0,9552*0,995*0,99= 0,876

Определим требуемую мощность двигателя Рдв =Ррм/?= 5/0,876=5,708 кВт.

Выбираем по табл. К9 [1] номинальную мощность двигателя Рном= 7,5 кВт.

Выбираем электродвигатель с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500,

3000

|Тип двигателя |4AM160S8УЗ |4AM132M6УЗ |4AM132S4УЗ |4AM112M2УЗ |

|Номинальн. |730 |970 |1455 |2900 |

|частота | | | | |

|Диаметр вала |48 |38 |38 |32 |

2. Определение передаточного числа привода и его ступеней.

Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины

nрм=60*1000 v/(?D)= 60*1000 970/(?38)=30,0 об/мин.

Передаточное число привода u=nном/ nрм= (24,33 32,33 48,50

96,67(

Принимаем пределы передаточных чисел закрытой передачи uзп: 6,3( 60,0

Принимаем пределы передаточных чисел первой открытой передачи uоп1: 2,0(

5,0

Принимаем пределы передаточных чисел второй открытой передачи uоп2: 2( 7,1

Допустимые пределы привода ui: 25,2 (2130

Исходя из пределов передаточных чисел привода, выбираем тип двигателя:

4AM132M6УЗ

с номинальной частотой вращения nном= 970 мин-1 и диаметром вала dДВ= 38

мм.

Передаточное число привода u= 32,33

Задаемся передаточным числом редуктора uзп= 8

Задаемся передаточным числом первой открытой передачи uоп1= 2

Задаемся передаточным числом второй открытой передачи uоп2= 2

Фактическое передаточное число привода uф =uзп*uоп1*uоп2= 8*2*2= 32

Определим максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного

вала рабочей машины ?nрм=nрм ?/100=30*4/100= 1,2 об/мин.

Определим допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с

учётом отклонения [nрм]=nрм±?nрм= 30±1,2=28,8 (31,2 (об/мин.)

Определить фактическую частоту вращения приводного вала машины nф=nном/uф=

970/32= 30,3 об/мин.

3. Определение силовых и кинематических параметров привода.

Мощность двигателя Рдв = 5,708 кВт.

Мощность на быстроходном валу Рб=Рдв*?оп1*?пс= 5,708*0,965*0,99= 5,453

кВт.

Мощность на тихоходном валу Рт=Pб*?зп*?пк= 5,453*0,97*0,955=5,263 кВт.

Мощность на валу рабочей машины Ррм=Рт*?оп2*?пк= 5,263 *0,955*0,995 =

5,00 кВт.

Частота вращения вала электродвигателя nном= 970,00 об/мин.

Частота вращения быстроходного вала nб=nном/uоп1= 970/2=485,00 об/мин.

Частота вращения тихоходного вала nт=nб/uзп= 485/8=60,63 об/мин.

Частота вращения вала рабочей машины nрм=nт/uоп2= 60,63/2= 30,315 об/мин.

Угловая скорость вала электродвигателя ?ном=?*nном/30=?*970/30= 101,58

рад/с.

Угловая скорость быстроходного вала ?б=?ном/uоп1=101,58/2= 50,79 рад/с.

Угловая скорость тихоходного вала ?т=?п/uт=50,79/8= 6,35 рад/с.

Угловая скорость вала рабочей машины ?рм=?т/uор2= 3,18 рад/с.

Вращающий момент на валу электродвигателя Тдв=Рдв/?ном= 7500/101,58 =56,19

Н*м.

Вращающий момент на быстроходном валу Тб=Рб/?б= 5,453/50,79= 107,36 Н*м.

Вращающий момент на тихоходном валу Тт=Pт/?т= 5,263/6,35= 828,82 Н*м.

Вращающий момент на валу рабочей машины Трм=Pрм/?рм= 5000/3,18 = 1572,33

Н*м.

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ.

1. Выбор материала

Выбор материала для червяка.

Для червяка выбираем материал по табл. 3.2 [1] сталь 40Х

Термообработка - улучшение

Интервал твёрдости 260 - 280 НВ

Средняя твёрдость: 270 НВ

Предел прочности при растяжении ?В= 900 Н/мм2

Предел прочности при растяжении ?Т= 750 Н/мм2

Для червяка при скорость скольжения Vs= 4,3*?2*uзп*3?Т2/103 =

4,3*6,35*8*3?828,82/103 = 2,052 м/с

по табл.. 3.5 [1] принимаем бронзу БрА10Ж4Н4

Предел прочности при растяжении ?В= 650 Н/мм2

Предел прочности при растяжении ?Т= 460 Н/мм2

Срок службы привода: Lh=365*Lг*tc*Lc и из полученного результата вычитаем

25% на простои. Lh= 10000

Число циклов перемены напряжений за наработку N=573*?*Lh= 2,91E+08

Число циклов перемены напряжений соответствующие пределу выносливости

рассчитываем по табл. 3.3. [1] NH0= 6,80E+07

Определяем коэффициент долговечности КHL=6? NH0/N=6? 6,80E+07/2,91E+08 =

0,32

Коэффициент, учитывающий износ материала СV= 0,95

Определяем коэффициент долговечности КFL=9? 106/N= 9? 106/2,91E+08 = 0,54,

По табл. 3.5 [1] принимаем 2-ю группу материалов.

Для материала червячного колеса по табл., 3.6 определяем:

Допускаемые контактные напряжения–

Значение [?]H уменьшаем на 15% так как червяк расположен вне масляной

ванны.

при 2<Vs<5 м/с табл. 3.5 [1] и НВ<350 по 2ой группе [ ?]H=250-25*Vs=250-

25*2= 168,895 Н/мм2

Допускаемые изгибные напряжения –

при 2<Vs<5 м/с табл. 3.5 [1] и нереверсивной передаче [ ?]F=KFL*0,16sв=

56,160 Н/мм2

2. Проектный расчет передачи.

Вращающий момент на червяке Т1= 107,36 Н*м

Вращающий момент на колесе Т2= 828,82 Н*м

Передаточное число передачи u= 8,00

При 6< uзп<14 выбираем число витков червяка z1= 4

определяем число зубьев червячного колеса z2=z1*uзп= 4*8=32

Определяем коэффициент диаметра червяка q=(0,212...0,25) z2= 6,784 8 мм.

Принимаем коэффициент диаметра червяка по ГОСТ 19672-74 q= 8,0

Определяем межосевое расстояние аw=(z2/q+1)*3?(170/(z2[?]2H/q))2Т2*103*K=

=(32/8+1)*3?(170/(32[?]2H/8))2 Т2*103*K= 198,9 мм.

Принимаем межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 аw= 200 мм.

Определяем модуль зацепления m=(1,5...1,7)*a?/z2=(1,5...1,7)* 200/32 =10,00

мм.

Принимаем модуль зацепления по ГОСТ 9563-60 m= 10 мм.

Определяем коэффициент смещения инструмента ?=(aw/m)-0,5*(q+z2)= (200/10)-

0,5*(8+32)= 0,000

Определяем фактическое межосевое расстояние аw=0,5*m*(q+z2+2?)=

0,5*10*(8+32+2*0) =200 мм.

3. Определяем основные геометрические параметры передачи

для червяка:

Делительный диаметр d1=q*m= 8*10=80 мм.

Начальный диаметр dw1=m*(q+2?)=10*(8+2*0)= 80 мм.

Диаметр вершин витков dа1=d1+2m=80+2*10 = 100 мм.

Диаметр впадин витков df1=d1-2,4*m=80-2,4*10= 56 мм.

Делительный угол подъёма линии витков ?=arctn(z1/q)= arctn(4/8)= 26,56505 °

При (?0 Коэффициент C= 0,00

длина нарезной части червяка b1=(10+5,5*|?|+z1)+C=(10+5,5*|?|+4)+0 = 140,00

мм.

для червячного колеса:

Делительный диаметр d2=mz2= 10*32= 320 мм.

Диаметр вершин зубьев dа2=d2+2m(1+?)= 320+2*10(1+0)= 340 мм.

Диаметр впадин зубьев df2=d2-2m(1,2-?)= 320-2*10(1,2-0)=296 мм.

Наибольший диаметр колеса dam2 ?da2+6m/(z1+2)= 340+6*10/(4+2)=350 мм.

Ширина венца при z1=4, b2=0,315*aw=0,315*200= 63 мм.

Принимаем b2= 63 мм.

Радиусы закругления зубьев:

Радиус закругления вершин зубьев Ra=0,5d1-m=0,5*80-10 = 30 мм.

Радиус закругления впадин зубьев Rf=0,5d1+1,2*m=0,5*80+1,2*10= 52 мм.

Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2? :

Sin?=b2/(da1-0,5*m) =63/(100-0,5*10)= 0,6632

Тогда 2? = 83,09 °

4. Проверочный расчет.

4.1. Угол трения определяем в зависимости от фактической скорости

скольжения Vs=uф*?2*d1/(2cos(?) * 103) =32*6,35*38 /(2cos(?) * 103)= 2,272

м/с ,

где uф - фактическое передаточное число привода,

?2 – угловая скорость тихоходного вала,

d1 – делительный диаметр для червяка,

? – делительный угол подъема линии витков червяка.

Принимаем по табл.4.9. [1] угол трения ? = 2,5 °

Определяем КПД червячной передачи h=tg(g)/tg(g-j)= 0,90

окружная скорость колеса V2=?2*d2/(2*103) =6,35*320/(2*103) = 1,016 м/с

4.2. Проверяем контактные напряжения зубьев

Окружная сила на колесе Ft2=2*Т2*103/d2=2*828,82*103/320= 5180,125 H,

где Т2 – вращающий момент на червячном колесе,

d2 – делительный диаметр для червячного колеса.

При V2<3м/с принимаем коэффициент нагрузки К= 1

Тогда контактные напряжения зубьев ?H=340*? Ft2*K/(d1*d2) =340*?

5180,125*1/(80*320) = 152,943 Н/мм2, отклонение от допускаемой составляет

9,44 %.

Условие ?H<[?]H выполняется

4.3. Проверяем напряжения изгиба зубьев.

Эквивалентное число зубьев колеса zv2=z2/cos3?=320/cos3?= 44,721

Выбираем по табл. 4.10. [1] коэффициент формы зуба YF2= 1,55

Тогда напряжения изгиба зубьев ?F= 8,921 Н/мм2

Условие ?F<[?F] выполняется

4.4 Силы в зацеплении передачи.

Окружная:

Ft1=2T1*1000/d1=2*107,36*1000/80= 2684,000 H

Ft2=2T2*1000/d2=2*828,82*1000/320= 5180,125 H

Радиальная:

Fr1=Fr2=Ft2*tg?= 5180,125 * tg20 =1885,411 H

Осевая:

Fa1=Ft2= 5180,125 H

Fa2=Ft1= 2684,000 H

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

1. Выбор материала

Принимаем для обоих валов сталь 40Х

Термообработка - улучшение

Механические характеристики материала принимаем по табл. 3.2. [1]:

Твёрдость заготовки- 270 НВ.

Предел на растяжение ?B= 900 Н/мм2

Предел текучести ?Т= 750 Н/мм2

2. Выбор допускаемых напряжений на кручение.

Так как расчёт валов выполняем как при чистом кручении , т.е. не учитываем

напряжений изгиба, то допускаемые напряжения на кручение принимаем

заниженными:

Для быстроходного вала [?k]= 10 Н/мм2

Для тихоходного вала [?k]= 20 Н/мм2

3. Определения геометрических параметров ступеней валов.

Быстроходный вал :

диаметр консольного участка вала d1=3? Т1*103/(0,2*[?]к) =3?

107,36*103/(0,2*10)= 37,72 мм,

где [?]к - допускаемое напряжение на кручение для быстроходного вала.

Принимаем d1= 38 мм.

длина консольного участка вала l1=1,2*d1=1,2*37,72 = 45,60 мм.

Принимаем по ряду Ra40 l1= 45 мм.

Принимаем высоту буртика t= 2,5 мм.

диаметр под уплотнение крышки и подшипник d2=d1+2t=38+2*2,5 = 43,00 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d2= 45 мм.

Длина вала под уплотнение крышки и подшипник l2=1,5d2= 1,5*43=67,5 мм.

Принимаем по ряду Ra40 l2= 67 мм.

Принимаем координаты фаски подшипника r= 3 мм.

диаметр под червяк d3=d2+3,2r= 45+3,2*3= 54,60 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d3= 56 мм.

длина вала под червяк принимается графически l3= 280 мм.

диаметр под подшипник d4=d2= 45 мм.

длина вала под подшипник l4= 25 мм.

Тихоходный вал:

диаметр консольного участка вала d1=3? Т1*103/(0,2*[?]к) =3?

107,36*103/(0,2*20)= 59,17 мм,

где [?]к - допускаемое напряжение на кручение для тихоходного вала.

Принимаем по ряду Ra40 d1= 60 мм.

длина консольного участка вала l1=1,2*d1=1,2*60= 72,00 мм.

Принимаем по ряду Ra40 l1= 71 мм.

Принимаем высоту буртика t= 3 мм.

диаметр под уплотнение крышки и подшипник d2=d1+2t=60+2*3 = 65,17 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d2= 65 мм.

длина вала под уплотнение крышки и подшипник l2=1,25d2=1,25*65,17= 81,25

мм.

Принимаем по ряду Ra40 l2= 80 мм.

Принимаем координаты фаски подшипника r= 3,5 мм.

диаметр под червячное колесо d3=d2+3,2r=65+3,2*3=76,20 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d3= 75 мм.

длина вала под червячное колесо принимается графически l3= 120 мм.

диаметр под подшипник d4=d2= 65 мм.

длина вала под подшипник l4= 18 мм.

РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.

1. Проектный расчет.

Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива d1=6 3? Т1= 6 3? 107,36=229,811

мм.

Принимаем из стандартного ряда расчетный диаметр ведущего шкива d1= 224 мм.

Принимаем коэффициент скольжения ?= 0,01

Передаточное число передачи u= 2,00

Определяем диаметр ведомого шкива d2=ud1(1-?)=2*229,811 (1-0,01)= 443,52

мм.

По ГОСТу из табл. К40 [1] принимаем диаметр ведомого шкива d2= 450,00 мм.

Определяем фактическое передаточное число uф=d2/(d1(1-?))= 450/(224(1-

0,01))=1,98

Проверяем отклонение ?u от заданного u: ?u=|uф-u| /u *100%= |1,98-2| /2

Страницы: 1, 2, 3