Проект червячного редуктора

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

НА ТЕМУ:

«ПРОЕКТ ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА»

Днепропетровск 2010

Введение

Курсовой проект – самостоятельная конструкторская работа. При выполнении проекта нужно проявить максимум инициативы и самостоятельности.

Цель курсового проекта – углубить теоретические и практические навыки и знания, полученные в процессе обучения, а также закрепить необходимые навыки конструирования, расчета и эксплуатации червячного редуктора.

В данном курсовом проекте необходимо решить следующие задачи:

1. Спроектировать 2 червячные передачи на 5 kH*м на выходном валу.

2. Расчет на прочность.

3. Выбор подшипники из условия Т_СЛ =10000 часов.

1. Назначение и область применения привода

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 по сравнению с валом ведущим.

Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи – червяк, червячное колесо, подшипники, вал и пр. Входной вал редуктора посредством зубчато-ременной передачи соединяется с двигателем, выходной посредством муфты – 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, проектировать их нецелесообразно. Практически червячные редукторы применяют для передачи мощности, как правило, до 45 кВт и в виде исключения до 150 кВт.

2. Расчетная часть

2.1 Спроектировать 2 червячные передачи на 5 kH *м на выходном валу

Исходные данные для расчета: выходная мощность – =5 кВт; выходная частота вращения вала рабочей машины – =65 об/мин; нагрузка постоянная; долговечность привода – 10000 часов.

Рис. 1 – кинематическая схема привода: 1 – двигатель; 2 – клиноременная передача; 3 – червячная передача; 4 – муфта

Определение требуемой мощности электродвигателя

– (2.1)

где: - коэффициент полезного действия (КПД) общий.

х (2.2)

где [3, табл. 2.2]: - КПД ременной передачи

- КПД червячной передачи

- КПД подшипников

- КПД муфты

Определяем частоты вращения и угловые скорости валов.

- угловая скорость двигателя;

- число оборотов быстроходного вала;

- угловая скорость быстроходного вала;

- число оборотов тихоходного вала;

– угловая скорость тихоходного вала.

Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов валов

Определяем мощности на валах

Расчет ведем по [3]

Мощность двигателя -

Определяем мощность на быстроходном валу

(3.1)

Определяем мощность на тихоходном валу

(3.2)

Определяем вращающие моменты на валах

Определяем вращающие моменты на валах двигателя, быстроходном и тихоходном валах по формуле

(3.3)

Расчет червячной передачи

Исходные данные

Выбор материала червяка и червячного колеса

Для червяка с учетом мощности передачи выбираем [1, c. 211] сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения

(4.1)

м/с

Для венца червячного колеса примем бронзу БрА9Ж3Л, отлитую в кокиль.

Предварительный расчет передачи

Определяем допускаемое контактное напряжение [1]:

[у_н ] =К_HL С_v 0,9s_в , (4.2)

где С_v – коэффициент, учитывающий износ материалов, для V_s =0,75 он равен 1,21

s_в , – предел прочности при растяжении, для БрА9Ж3Л s_в ,=500

К_HL – коэффициент долговечности

К_HL = , (4.3)

где N=573w₂ L_h , (4.4)

L_h – срок службы привода, по условию L_h =10000 ч

N=573х1,03х10000=5901900

Вычисляем по (4.3):

К_HL =

К_HL =1.068

[у_н ] =1.068х1,21х500=646

Число витков червяка Z₁ принимаем в зависимости от передаточного числа при U = 17 принимаем Z₁ = 2

Число зубьев червячного колеса Z₂ = Z₁ x U = 2 x 17 = 34

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 10;

Коэффициент нагрузки К = 1,2; [1]

Определяем межосевое расстояние [1, c. 61]

(4.5)

Вычисляем модуль

(4.6)

Принимаем по ГОСТ2144–76 (таблица 4.1 и 4.2) стандартные значения

m = 4.5

q = 10

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

(4.7)

Принимаем aw = 100 мм.

Расчет геометрических размеров и параметров передачи

Основные размеры червяка.:

Делительный диаметр червяка

(4.8)

Диаметры вершин и впадин витков червяка

(4.9)

(4.10)

Длина нарезной части шлифованного червяка [1]

(4.11)

Принимаем b₁ =42 мм

Делительный угол подъема г:

г =arctg(z₁ /q)

г =arctg (4/10)

г = 21 є48’05»

h_a =m=4 мм; h_f =1,2x m=4,8 мм; c=0,2x m=0,8 мм.

Основные геометрические размеры червячного колеса [1]:

Делительный диаметр червячного колеса

(4.12)

Диаметры вершин и впадин зубьев червячного колеса

(4.13)

(4.14)

Наибольший диаметр червячного колеса

(4.15)

Ширина венца червячного колеса

(4.16)

Принимаем b₂ =32 мм

Окружная скорость

(4.17)

червяка -

колеса –

Скорость скольжения зубьев [1, формула 4.15]

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивания масла [1, формула 4.14]

Уточняем вращающий момент на валу червячного колеса

(4.18)

По [1, табл. 4.7] выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv = 1,1

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки [1, формула 4.26]

В этой формуле коэффициент деформации червяка при q =10 и Z₁ =2 [1, табл. 4.6]

При незначительных колебаниях нагрузки вспомогательный коэффициент Х=0,6

Коэффициент нагрузки

Таблица 1. Параметры червячной передачи

2.2 Расчет на прочность

Расчет ведущего вала – червяка

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:

m_а =[Faxd/2]:

m_а =6370·40×10^-3 /2=127,4Н×м.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1åm_Ау =0

R_By ·(a+b)+F_r ·a – m_а =0

R_By =(F_r ·0,093 – m_а )/ 0,186=(4989·0,093–127,4)/ 0,186=649,8 Н

Принимаем R_By =650Н

2åm_Ву =0

R_{А y} ·(a+b) – F_r ·b – m_а =0

R_{А y} =(F_r ·0,093+ m_а )/ 0,186=(4989·0,093+174,5)/ 0,186=2526,2 Н

Принимаем R_{А y} =2526 Н

Проверка:

åF_Ку =0

R_{А y} – F_r + R_By =2526–3176+650=0

Назначаем характерные точки 1,2,2’, 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1у =0;

М_2у = R_{А y} ·а;

М_2у =2526·0,093=235 Нм;

М_2’у = М_2у – m_а (слева);

М_2’у =235–174,5=60,5 Нм;

М_3у =0;

М_4у =0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у , Нм.

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1åm_Ах =0;

F_ш ·(a+b+с) – R_Вх ·(a+b) – F_t ·a=0;

1232·(0,093+0,093+0,067) – R_Вх ·(0,093+0,093) – 138·0,093=0;

R_Вх =(311,7–12,8)/0,186;

R_Вх =1606,9Н

R_Вх »1607Н

2åm_Вх =0;

– R_Ах ·(a+b)+F_t ·b+F_ш ·с= 0;

R_Ах =(12,834+82,477)/0,186;

R_Ах =512,4Н

R_Ах »512Н

Проверка

åm_Кх =0;

– R_Ах + F_t – F_ш + R_Вх =-512+138–1232+1607=0

Рис. 2. Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведущего вала

Назначаем характерные точки 1,2,2’, 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1х =0;

М_2х = – R_Ах ·а;

М_2х =-512·0,093=-47,6Нм;

М_3х = – F_ш ·с;

М_3х =-1232·0,067=-82,5Нм

М_4х =0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х .

Крутящий момент

Т_{I - I} =0;

Т_{II - II} =T₁ =F_t ·d₁ /2;

Т_{II - II} =2,76Нм

Определяем суммарные изгибающие моменты:

Определяем эквивалентные моменты:

По рис. 2 видно, что наиболее опасным является сечение С-С ведущего вала.

2.3 Выбор подшипников

Так как межосевое расстояние составляет 100 мм для червяка выбираем роликовые подшипники 7309 ГОСТ333–79, а для червячного колеса – 7518 ГОСТ333–79 (рис. 3).

Рис. 3 Подшипник ГОСТ333–79.

Параметры подшипников приведены в табл. 2.

Таблица 2. Параметры подшипников

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники

; (12.1)

;

Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила F_а (рис. 2).

;

;

Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)

;

;

Так как соотношение больше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по d_п3 =45 мм.

Рис. 4 Схема нагружения вала-червяка

Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок

S=0,83×e×F_r [1, c. 216]

S₁ =0,83×0,34×1733; S₁ =489Н;

S₂ =0,83×0,34×2577; S₂ =727Н.

Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.

F_aI =S₁ ;

F_aII =S₂ +F_aI ;

F_aI =489Н;

F_aII =489+723; F_aII =1216Н.

Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II

F_э2 =(Х×V×F_{r 2} +У×F_aII )×K_d ×K_ф ;

где K_d – коэффициент безопасности;

K_d =1,3…1,5

принимаем K_d =1,5;

K_ф – температурный коэффициент;

K_ф =1 (до 100єС)

F_э2 =(0,4×1×2577+1,78×1216)×1,5×1; F_э2 =3195Н=3,2 кН

Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах

[1, c. 211];

Подставляем в формулу (12.2):

; ч.

По заданию долговечность привода L_hmin =10000 ч.

В нашем случае L_h > L_hmin , принимаем окончательно для червяка подшипник 7309.

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники

;

Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила F_а .

;

;

Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)

;

;

>е

где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.

Тогда Х=0,4.

Изображаем схему нагружения подшипников. Подшипники устанавливаем враспор.

Рис. 5. Схема нагружения тихоходного вала

Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок

S=0,83×e×F_r

S₁ =0,83×0,392×7496; S₁ =2440 Н;

S₂ =0,83×0,392×10426; S₂ =3392 Н.

Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.

F_aI =S₁ ;

F_aII =S₂ +F_aI ;

F_aI =2440Н;

F_aII =2440+3392; F_aII =5832Н.

Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II

F_э2 =(Х×V×F_{r 2} +У×F_aII )×K_d ×K_ф ;

где K_d – коэффициент безопасности;

K_d =1,3…1,5 [1, c. 214, табл. 9.19];

принимаем K_d =1,5;

K_ф – температурный коэффициент;

K_ф =1 (до 100єС) [1, c. 214, табл. 9.20];

F_э2 =(0,4×1×10426+1,78×5832)×1,5×1; F_э2 =14550 Н=14,55 кН

Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах

Подставляем в формулу (12.2):

; ч.

По заданию долговечность привода L_hmin =10000 ч.

В нашем случае L_h > L_hmin , принимаем окончательно для червяка подшипник 7518.

3. Выбор системы и вида смазки

Скорость скольжения в зацеплении V_S = 0.8 м/с. Контактные напряжения s_Н = 510 Н/мм² . По таблице 10.29 из [3] выбираем масло И-Т-Д-460.

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен на глубину h_м (рис. 6):

Рис. 6 Схема определения уровня масла в редукторе

h_{м max} £ 0.25d₂ = 0.25×160 = 40 мм;

h_{м min} = m = 4 мм.

При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.

Объем масляной ванны

V = 0.65×P_II = 0.65×7 = 4.55 л.

Контроль уровня масла производится пробками уровня, которые ставятся попарно в зоне верхнего и нижнего уровней смазки. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку.

И для вала-червяка, и для вала червячного колеса выберем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752–79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.

Заключение

Во время выполнения курсового проекта, я углубил теоретические, практические навыки и знания, полученные в процессе обучения, а также закрепил необходимые навыки конструирования, расчета и эксплуатации механизма червячного редуктора. А также, решил следующие конструкторские задачи:

1. Спроектировал 2 червячные передачи на 5kH*м на выходном валу.

2. Проверил на прочность.

3. Подобрал подшипники из условия Т_СЛ =10000 часов.

червячный редуктор передача подшипник

Литература

1. С.А. Чернавский и др. «Курсовое проектирование деталей машин» М. 1987 г.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. -8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 1999

3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – М.: Высш. шк., 1991

4. Чернин И.М. и др. Расчеты деталей машин. – Мн.: Выш. школа, 1978

5. Строганов Г.Б., Маслов Г.С. Прикладная механика: Учеб. для вузов / Под ред. Г.Б. Иосилевича. М.: Высш. шк., 1989.-351 с.

содержание   ..  51  52  53   ..