12.4 Тепловой расчет редуктора

Температура масла в корпусе редуктора:

= 95 С,

где t_в = 18 С – температура окружающего воздуха;

K_t = 17 Вт/м²К – коэффициент теплопередачи;

А = 0,24 м² – площадь поверхности охлаждения

t_м = 18 + 0,22210³(1 – 0,75)/170,24 = 32 С.

Условие t_м < [t_м] выполняется.

13. Технический уровень редуктор Масса редуктора

m = φρd₁0,785d₂²∙10^-9 = 10∙7300∙40∙0,785∙160²∙10^-9 = 58 кг

где φ = 10 – коэффициент заполнения редуктора

ρ = 7300 кг/м³ – плотность чугуна.

Критерий технического уровня редуктора

γ = m/T₂ = 58/105 = 0,55

При γ = 0,1…0,2 технический уровень редуктора считается низким, а производство в большинстве случаев экономически неоправданным.

14.Литература

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.–М.: Высш. шк., 1991.–432 с.

2. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.

3. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. – М.: Высш. шк. 1980.

4. Леликов О.П. Курсовое проектирование. – М.:Высш.шк.,1990.

5. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.:Высш. шк., 2002.

6. Альбом деталей машин.

7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 – М.:Машиностроение, 1978.

8. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. – Л.: Машиностроение, 1988.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Проектируемый машинный агрегат служит приводом электрической лебедки и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через клиноременную передачу соединен с ведущим валом червячного редуктора, ведомый вал червячного редуктора через упругую муфту с торообразной оболочкой соединяется с барабаном лебедки. Проектируемый привод работает в 2 смены в реверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.

Срок службы приводного устройства

Срок службы привода определяется по формуле

L_h = 365L_ГК_Гt_cL_cK_c

где L_Г = 7 лет – срок службы привода;

К_Г – коэффициент годового использования;

К_Г = 300/365 = 0,82

где 300 – число рабочих дней в году;

t_c = 8 часов – продолжительность смены

L_c = 2 – число смен

К_с = 1 – коэффициент сменного использования.

L_h = 365·7·0,82·8·2·1 = 33522 часа

С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 35 ·10³ часов.

Требуемая мощность рабочей машины

Р_рм = Fv = 1,0·0,17 = 0,17 кВт

Частота вращения звездочки

n_рм = 6·10⁴v/πD = 6·10⁴·0,17/π·200 = 16 об/мин

Общий коэффициент полезного действия

η = η_рпη_чпη_пк²η_мη_пс

где η_м = 0,98 – КПД муфты [1c.40],

η_чп = 0,80 – КПД закрытой червячной передачи,

η_pп = 0,97 – КПД открытой ременной передачи,

η_пк = 0,995 – КПД пары подшипников качения,

η_пс = 0,99 – КПД

η = 0,97·0,80·0,995²·0,98·0,99 = 0,745.

Требуемая мощность двигателя

Р_тр = Р_рм/η = 0,17/0,745 = 0,23 кВт.

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т. п. Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 0,25 кВт.

Передаточное число

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Привода	172.5	85,6	55.6	42.5
Редуктора	20	20	20	20
Открытой передачи	8,65	4,28	2,78	2,12

Анализируя полученные значения передаточных чисел и учитывая то, что двигатели с частотой 3000 и 750 об/мин нежелательно применять без особой необходимости, делаем выбор в пользу варианта 3, так как только в этом случае передаточное число ременной передачи попадает в рекомендуемые границы (2÷4). Таким образом выбираем электродвигатель 4ААМ63В6.

Вал	Число оборо­тов об/мин	Угловая ско­рость рад/сек	Мощность кВт	Крутящий момент Н·м
Вал электродвигателя	890	93,2	0,230	2,5
Ведущий вал редуктора	320	33,5	0,222	6,6
Ведомый вал редуктора	16	1,68	0,177	105,3

Механические характеристики материалов червячной передачи

Элемент передачи	Марка стали	Термоо-бработка	σв	σ-1	[σ]Н	[σ]F
			Н/мм2
Червяк	45	Закалка >HRC45	780	335
Колесо	СЧ15		315		176	16

Межосевое расстояние

= 61(105,3·10³/176²)^1/3 = 92 мм принимаем а_w = 100 мм

Основные геометрические параметры передачи

Модуль зацепления:m = (1,51,7)a_w/z₂,

где z₂ – число зубьев колеса.

При передаточном числе 20,0 число заходов червяка z₁ = 2, тогда число зубьев колеса:

z₂ = z₁u = 220,0 = 40

m = (1,51,7)100/40 = 3,74,3 мм,

принимаем m = 4,0 мм.

Коэффициент диаметра червяка:

q = (0,2120,25)z₂ = (0,2120,25)40 = 8,510

принимаем q = 10

Коэффициент смещения

x = a/m – 0,5(q+z₂) = 100/4,0 – 0,5(10+40) = 0

Фактическое значение межосевого расстояния:

a_w = 0,5m(q+z₂+2x) = 0,54,0(10+40 – 20) = 100 мм

Делительный диаметр червяка:

d₁ = qm =104,0 = 40 мм

Начальный диаметр червяка d_w1 = m(q+2x) = 4,0(10-2·0) = 40.0 мм

Диаметр вершин витков червяка:

d_a1 = d₁+2m = 40+24,0 = 48 мм.

Диаметр впадин витков червяка:

d_f1 = d₁ – 2,4m = 40 – 2,44,0 = 30 мм.

Длина нарезной части червяка:

b₁ = (10+5,5|x|+z₁)m + C = (10+5,50+2)4,0+0 = 48 мм.

при х < 0  С = 0.

Делительный угол подъема линии витка:

 = arctg(z₁/q) = arctg(2/10) = 11,31

Делительный диаметр колеса:

d₂ = mz₂ = 4,040 = 160 мм.

Диаметр выступов зубьев колеса:

d_a2 = d₂+2m(1+x) = 160+24,0(1+0) = 168 мм.

Диаметр впадин зубьев колеса:

d_f2 = d₂ – 2m(1,2 – x) = 160 – 24,0(1,2 – 0) = 150 мм.

Наибольший диаметр зубьев колеса:

d_am2 = d_a2+6m/(z₁+2) = 168+64,0/(2+2) = 174 мм.

Ширина венца колеса:

b₂ = 0,355a_w = 0,355100 = 36 мм.

Фактическое значение скорости скольжения

v_s = u₂d₁/(2000cos) = 201,6840/(2000cos11,31°) = 0,68 м/с

Коэффициент полезного действия червячной передачи

 = (0,950,96)tg/tg(+)

где  = 3 - приведенный угол трения [1c.74].

 = (0,950,96)tg11,31°/tg(11,31°+3) = 0,75.

Силы действующие в зацеплении

Окружная на колесе и осевая на червяке:

F_t2 = F_a1 = 2Т₃/d₂ = 2105,310³/160 = 1316 H.

Радиальная на червяке и колесе:

F_r1 = F_r2 = F_t2tg = 1316tg20 = 480 H.

Окружная на червяке и осевая на колесе:

F_t1 = F_a2 = 2Т₂/d₁ = 26,610³/40 = 330 H.

Расчетное контактное напряжение

_Н = 340(F_t2K/d₁d₂)^0,5,

где К – коэффициент нагрузки.

Окружная скорость колеса

v₂ = ₃d₂/2000 = 1,68160/2000 = 0,13 м/с

при v₂ < 3 м/с  К = 1,0

_Н = 340(13161,0/40160)^0,5 = 154 МПа,

недогрузка (176 – 154)100/176 =12,4% < 15%.

Расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса

_F = 0,7Y_F2F_t2K/(b₂m),

где Y_F2 – коэффициент формы зуба колеса.

Эквивалентное число зубьев колеса:

z_v2 = z₂/(cos)³ = 40/(cos11,31°)³ = 42,4  Y_F2 = 1,52.

_F = 0,71,5213161,0/(364,0) = 9,7 МПа.

Условие _F < []_F = 16 МПа выполняется.

Так как условия 0,85<_H < 1,05[_H] и _F < [_F] выполняются, то можно утверждать, что устойчивая работа червячной закрытой пере­дачи обеспечена в течении всего срока службы привода.

39