Курсовая работа: Проект червячного редуктора
Название: Проект червячного редуктора Раздел: Промышленность, производство Тип: курсовая работа | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
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 ТСЛ =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]: [ун ] =КHL Сv 0,9sв , (4.2) где Сv – коэффициент, учитывающий износ материалов, для Vs =0,75 он равен 1,21 sв , – предел прочности при растяжении, для БрА9Ж3Л sв ,=500 КHL – коэффициент долговечности КHL =, (4.3) где N=573w2 Lh , (4.4) Lh – срок службы привода, по условию Lh =10000 ч N=573х1,03х10000=5901900 Вычисляем по (4.3): КHL = КHL =1.068 [ун ] =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» ha =m=4 мм; hf =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: mа =[Faxd/2]: mа =6370·40×10-3 /2=127,4Н×м. Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости. 1åmАу =0 RBy ·(a+b)+Fr ·a – mа =0 RBy =(Fr ·0,093 – mа )/ 0,186=(4989·0,093–127,4)/ 0,186=649,8 Н Принимаем RBy =650Н 2åmВу =0 RА y ·(a+b) – Fr ·b – mа =0 RА y =(Fr ·0,093+ mа )/ 0,186=(4989·0,093+174,5)/ 0,186=2526,2 Н Принимаем RА y =2526 Н Проверка: åFКу =0 RА y – Fr + RBy =2526–3176+650=0 Назначаем характерные точки 1,2,2’, 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты: М1у =0; М2у = RА y ·а; М2у =2526·0,093=235 Нм; М2’у = М2у – mа (слева); М2’у =235–174,5=60,5 Нм; М3у =0; М4у =0; Строим эпюру изгибающих моментов Му , Нм. Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х) 1åmАх =0; Fш ·(a+b+с) – RВх ·(a+b) – Ft ·a=0; 1232·(0,093+0,093+0,067) – RВх ·(0,093+0,093) – 138·0,093=0; RВх =(311,7–12,8)/0,186; RВх =1606,9Н RВх »1607Н 2åmВх =0; – RАх ·(a+b)+Ft ·b+Fш ·с= 0; RАх =(12,834+82,477)/0,186; RАх =512,4Н RАх »512Н Проверка åmКх =0; – RАх + Ft – Fш + RВх =-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: М1х =0; М2х = – RАх ·а; М2х =-512·0,093=-47,6Нм; М3х = – Fш ·с; М3х =-1232·0,067=-82,5Нм М4х =0; Строим эпюру изгибающих моментов Мх . Крутящий момент ТI - I =0; ТII - II =T1 =Ft ·d1 /2; ТII - 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 Fа (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 dп3 =45 мм. Рис. 4 Схема нагружения вала-червяка Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок S=0,83×e×Fr [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. FaI =S1 ; FaII =S2 +FaI ; FaI =489Н; FaII =489+723; FaII =1216Н. Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II Fэ2 =(Х×V×Fr 2 +У×FaII )×Kd ×Kф ; где Kd – коэффициент безопасности; Kd =1,3…1,5 принимаем Kd =1,5; Kф – температурный коэффициент; Kф =1 (до 100єС) Fэ2 =(0,4×1×2577+1,78×1216)×1,5×1; Fэ2 =3195Н=3,2 кН Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах [1, c. 211]; Подставляем в формулу (12.2): ; ч. По заданию долговечность привода Lhmin =10000 ч. В нашем случае Lh > Lhmin , принимаем окончательно для червяка подшипник 7309. Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники ; Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа . ; ; 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×Fr S1 =0,83×0,392×7496; S1 =2440 Н; S2 =0,83×0,392×10426; S2 =3392 Н. Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники. FaI =S1 ; FaII =S2 +FaI ; FaI =2440Н; FaII =2440+3392; FaII =5832Н. Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II Fэ2 =(Х×V×Fr 2 +У×FaII )×Kd ×Kф ; где Kd – коэффициент безопасности; Kd =1,3…1,5 [1, c. 214, табл. 9.19]; принимаем Kd =1,5; Kф – температурный коэффициент; Kф =1 (до 100єС) [1, c. 214, табл. 9.20]; Fэ2 =(0,4×1×10426+1,78×5832)×1,5×1; Fэ2 =14550 Н=14,55 кН Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах Подставляем в формулу (12.2): ; ч. По заданию долговечность привода Lhmin =10000 ч. В нашем случае Lh > Lhmin , принимаем окончательно для червяка подшипник 7518. 3. Выбор системы и вида смазки Скорость скольжения в зацеплении VS = 0.8 м/с. Контактные напряжения sН = 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 hм (рис. 6): Рис. 6 Схема определения уровня масла в редукторе hм max £ 0.25d2 = 0.25×160 = 40 мм; hм 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×PII = 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 ТСЛ =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. |