ID: 1516

Название работы: Проект одноступенчатого редуктора для электродвигателя марки А100S2У3

Категория: Контрольная

Предметная область: Энергетика

Описание: Номинальные частоты вращения и угловые скорости редуктора. Делительный диаметр червячного колеса. Предварительный Расчет валов редуктора и конструирование червяка и червячного колеса. Конструкционные размеры корпуса редуктора.

Язык: Русский

Дата добавления: 2013-01-06

Размер файла: 28.75 KB

Работу скачали: 5 чел.

1 Выбор электродвигателя 

для проектирования редуктора дан Электродвигатель марки А100S2У3

мощность редуктора P=4000 вт

синхронная частота вращения n=3000 мин-1

скольжение S= 3.3%

по таблице П2 диаметр выходного конца вала ротора Dдв=28мм

Передаточное число равное передаточному отношению

U=31.5

Расчет редуктора

Номинальные частоты вращения и угловые скорости редуктора

 n1=nдв=3000-0.033*3000=2901 мин ⁻¹

 w1=wдв Пn1/30=3.14*2901/30=303.6 рад/с

 n2= n1/u1=2901/31.5=92 мин ⁻¹

 w2=w1/u=303.6/31.5=9.6 рад/с

Вращающие моменты

T1=Pэдв/Wэдв=4*10³/303.6=13.1*10– Н*мм

Т2=Т1uŋ=13.1*10³*31.5*0.75=309 * 10³ H*мм

Предполагая большую скорость скольжения(т.к. частота вращения червяка –

значительна –2901)

Принимаем для венца червяка бронзу Бр010Ф1 отлитую в кокиль, а для

Червяка - углеродистую сталь с твердостью HRC>45

В этом случае допускаемое контактное напряжение [δн]=221 Мпа

Коэффициент долговесноти примем равным Khl=0.67

Тогда

[δн]=221*0.67=148 МПа

Число витков червяка Z₁

При U=31.5 принимаем Z₁=1

Число зубьев червячного колеса

 Z₂= Z₁*u=32

Принимаем предварительный коэффициент диаметра червяка q=10 и

коэффициент нагрузки К=1.2

Определяем межосевой расстояние

 Aw=( Z₂/q+1)³√{(170/ (Z₂/q* [δн])²T₂K}=

=( 31.5/10+1)³√{(170/ (31.5/10* 148)²309*1.2}=155 мм

Модуль

 m=2Aw/ Z₂+q=2*155/32+10=7.30

Принимаем по ГОСТ 2144-76 стандартные значения q=8 m=8 а также Z₂=32 Z₁=1

Пересчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям

 Aw=m*( Z₂+q)/2=8*(32+8)/2=160 мм

Основные размеры червяка:

Делительный диаметр червяка

 D1=qm=8*8=64 мм

Диаметр вершин витков червяка

 Da1=D1+2m=64+16=80 мм

Диаметр впадин витков червяка

 Df1=d1-2.4m=64-19.2=45 мм

Длинна нарезанной части шлифовального червяка

 b1>= (11+0.06*Z₂)*m+35=(11+0.06*32)*8+35=138 мм

делительный угол подъема(по табл.) 4.3 равен γ=5⁰43’

Основные размеры венца червячного колеса:

Делительный диаметр червячного колеса

 D2== Z₂*8=256 мм

Диаметр вершин витков червячного колеса

 Da2=D2+2m=256+16=272 мм

Диаметр впадин витков червячного колеса

 Df2=d2-2.4m=256-19.2=236 мм

Наибольший Диаметр червячного колеса

 DaM2=da2+6*8/Z1+2=272+48/3=288 мм

Ширина венца червячного колеса

 B2>= 0.75Da1=0.75*80=60 мм

Окружная скорость червяка

 V1=π*d1*n160=3.14*64*10⁻³ *2901/60=9.7 м/c

Скорость скольжения

 Vs=V1/cos γ=9.7/0.992=10.5 м/с

 

Приведенный угол трения p’=1⁰

Пересчитываем КПД редуктора с учетом потерям в опорах, потерь на разбрызгивание и

перемещение масла

ŋ=(0.95-0.98)*tgγ/ tg(γ+p’)=(0.95-0.96)*0.12/0.14=0.80

 

Рассчитываю коэффициент неравномерности распределния нагрузки

(при не значительных нагрузках Х=0.6) θ=73(по табл. 4.6)

 Kβ =1+(Z2/θ) ³*(1-x)=1+(32/72)*(1-0.6)=1.03

Коэффициент нагрузки

 K=Kβ*Ku=1.03*1.25=1.287

Проверяем контактное напряжение

δн=475\D2/√{T2K/d1}<=[ δн]=475/256*/√{309*10³*1.287/64}=146.2 МПа<[ δн] =148 Мпа

Проверим прочность зубьев червячного колеса на изгиб

Эквивалентное число зубьев

 Zu=Z2/cos³y=32/(cos 7⁰07’)=32.75

Коэффициент формы зуба=2.38

 бF =1.2*Т2KYF/Z2b2m²=1.2*309*10³*1.287*2.38/32*60*64=9.24 Мпа

Основное допускаемое напряжение для реверсивной работы=51 Мпа (табл. 4.8)

Коэффициент долговечности примем KFL=0.543

[δ-1F] = [δ-1F]’* KFL=51*0.543=27.6 Мпа

Прочность обеспечена т.к. бF< [δ-1F]

 

Предварительный Расчет валов редуктора и конструирование червяка и червячного колеса

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

(ведомого червяка)

 Tk2=T2=309*10³ Н*м

Ведущего червяка

 Tk1=T1=T2/un=309/31.5*0.80=12.5 мм

Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручение при [ţk=25Мпа]

dв1>=√{ Tk1/0.2*[ţk] }=√{ 12.5*10³/0.2*25 }=29.25мм

Для соединения его с валом ЭД примем dв1=28мм

Диаметр подшипниковых шеек dп1=35мм

Параметры нарезанной части

df1=45 мм d1=64 мм dа1=80 мм

длинна нарезанной части b1=138 мм

расстояние между опорами червяка примем L2=288

расстояние от середины выходного конца до ближайшей опoры примем f1=70мм

Ведомый вал

Диаметр выходного конца

Dв2=>=√{ Tk2/0.2*[ţk] }=√{ 309*10³/0.2*25 }=39.5мм

Принимаем Dв2=40мм

Диаметр подшипниковых шеек dп2=45мм

Диаметр вала в месте посадки червячного колеса dк2=50мм

Диаметр ступицы червячного колеса

dст2=(1.6-1.8) dк2=85 мм

Длинна ступицы червячного колеса

Lст2=(1.2-1.8) dк2=70мм

конструкционные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

δ=0.04aw+2=0.04*160+2=8.4мм принимаем 8 мм

δ1=0.032aw+2=0.032*160+2=7.12мм принимаем 8 мм

Толщина фланцев корпуса и крышки

b=b1=1.5 δ=1.5*8=12мм

Толщина нижнего пояса корпуса при наличие бобышек

P1=1.5 δ=1.5*8=12мм

P2=(2.25-2.75)δ==(2.25-2.75)*8=20мм

Диаметры Болтов

Фундаментных d1=(0.03-0.036)aw+12=17.6 мм принимаем болты с резьбой М20

Диметр болтов d2=16 мм d3=12 мм

 5 проверка долговечности подшипников

Силы в зацеплении

Окружная сила на червяке , равная осевой силе на червяке

Ft2= Fa1=2*T2/d2=2*309*10³/256=2414 H

Окружная сила на червяке , равная осевой силе на колесе

Ft1= Fa2=2*T1/d1=2*13.2*10³/64=409 H

Радиальные силы на колесе и червяке

Fr2= Fr1= Ft2tgα=2414*tg20º=878.62 H

При отсутствии специальных требований червяк должен иметь правое направление витков червяка.

Вал червяка

Расстояние между опорами l1= Daм2=288 мм Диаметр d1=64 мм

Реакции опор принимающих осевую силу

В плоскости xz

Rx1=Rx2=Ft1/2=409/2=204.5 H

В плоскости yz

Ry1L1+Fr1(l1/2)-Fa1(d1/2)=0

Ry2=878.6*144+2414*32/288=707 H

Ry1=878.6*144-2414*32/288=171 H

Проверка: Ry1+Ry2-Fr1=0

Суммарные реакции

P1=Pr1=√{R²x1+ R²y1}==√{204.5²+ 171²}=266.5 H

P2=Pr2=√{R²x2+ R²y2}==√{204.5²+ 707²}=736 H

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников

S1=ePr1=0.45*266.5=120H

S2=ePr2=0.45*736=331.2H

Где для подшипников шариковых - радиально упорных с углом α =12º коэффициент осевого нагружения e=0.45

Осевые нагрузки подшипников

Pa1=S1=120 H 

Pa2=S1+Pa1=120+2414=2534 H

Рассмотрим левый(первый) подшипник

Pa1/Pr1=120/266.5=0.45=e

Эквивалентная нагрузка

Pэ1=Pr1VKбKT=266.5*1.3=346.5 H

Для приводов винтовых конвейеров Kб=1.3 V=1 KT=1

Долговечность определяем по второму более нагруженному подшипнику

Pa2/Pr2=2534/736=3.44>e

Поэтому эквивалентую нагрузку определяем с учетом осевой

Pэ2=(XPr2V+YPa2)KбKT =(0.45*736+1.01*2534)*1.05=3030 H

Где Х=0.41 У=0.87

Расчетная долговечность

L=(С/Pэ2)³=(30.8/3.03)=1050 млн об/мин

Расчетная долговечность ч

Lh=L*10⁶/60n=2351*10⁶/60*2901=6032 ч

Ведомый Вал

Расстояние между опорами l2=125 мм диаметр d2=320 мм

В плоскости xz

Rz3=Rz4=Ft2/2=2414/2=1207 H

В плоскости yz

Ry3L2+Fr2(l2/2)-Fa2(d2/2)=0

Ry3=-872.62*50+409*128/100=87.21 H

Ry4=872.62*50+409*128/100=959,83 H

Проверка: Ry3+Ry4-Fr2=0

Суммарные реакции

P3=Pr3=√{R²x3+ R²y3}=√{1207²+ 87.2²}=1210 H

P4=Pr4=√{R²x4+ R²y4}=√{1207²+ 959.83²}=1542 H

Осевые составляющие радиальных реакций конических однорядных подшипников

S3=ePr3=0.83*0.41*1210=412 H

S4=ePr4=0.83*0.41*1542=525 H

для подшипников в нашем случае(подшипник 7209) коэффициент осевого нагружения e=0.41

Осевые нагрузки подшипников

S3<S4

Pa3=S3=565 H 

Pa4=S4+Fa=412+409=821 H

Рассмотрим правый подшипник

Pa3/Pr3=412/1210=0.34<e

Эквивалентная нагрузка

Pэ3=Pr3VKбKT=1210*1.3=1573 H

Для приводов винтовых конвееров Kб=1.3 V=1 KT=1

Для левого подшипника

Pa4/Pr4=821/1542=0.53>e

Х=0.4 У=1.49(по табл. 9.18)

определяем эквивалентную нагрузку

Pэ4 =(0.4*1542+1.49*821)*1.3=2392 H

Расчетная долговечность

L=(С/Pэ2)³* ³√(С/Pэ2)=(50/2.392)* ³√(50/2.392)=24750 млн об/мин

Расчетная долговечность ч

Lh=L*10⁶/60n=24750*10⁶/60*92=44*10⁶ ч

6 проверка шпоночных соединений

Проведем проверку прочности лишь одного шпоночного соединения передающего вращающий момент от вала червячного колеса к муфте

Диаметр вала в этом месте dв2=40 Сечение и длинна шпонки=b*h*l=12*8*80 мм

Глубина паза t1=5.0 мм Момент Tk2=T2=309*10³ H*мм

Напряжение смятия

δ=2T2/(dв2 (h-t1)(l-b)=2*309*10³/39.5*(8-5)(80-12)=76 мм < [δсм]

7 уточненный расчет валов

Проверим стрелу прогиба червяка(расчет на жестоктсь)

Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка

Jпр=π*d⁴f1/64*(0.375+0.625*(da1/df1)= π *45⁴/64*(0/375+0.625*(80/45)=29.8*10⁴ мм

Стрела прогиба

f=l³1*√{Ft1²+ Fr1²}/48*E* Jпр=288³*√{4091²+ 878.61²}/48*2.1*10⁵*29.8*10⁴=0.0077 мм

Допускаемый прогиб

[f]=(0.005-0.01)*m=(0.005-0.01)*8=0.04-0.08 мм

Таким образом жесткость обеспечена тк f=0.0077<[f]

В данном примере запасы прочности s значительно больше [s] тк диаметры валов выбранные по условиям монтажа значительно превышают расчетные.

   Задание на расчетно-графическую работу

 Проектирование одноступенчатого редуктора общего назначения от электро

двигателя 4А100S2У3 мощностью P=4 Квт с синхронной

частотой вращения 3000 мин-1 ,скольжением S=3.3(%) к неизвестному

 потребителю при передаточном числе редуктора U=31.5

 8 Выбор сорта масла

Смазывание зацепления и подшипников производиться разбрызгиванием жидкого масла. При контактных напряжениях δн=148 Мпа и при скорости скольжения Vs=10.5 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть равна 15* 10⁶ м²/с. ПО таблице 10.10 принимаем масло авиационное Мс-22.

 9 Список используемой литературы

1 “Курсовое проектирование деталей машин”

(авторы: А.С. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Коинцов)