Название: Проект червячного редуктора
Вид работы: курсовая работа
Рубрика: Промышленность и производство
Размер файла: 201.77 Kb
Скачать файл: referat.me-299216.docx
Краткое описание работы: Назначение и область применения привода - червячного редуктора. Методика и основные этапы процесса проектирования двух червячных передач на 5kH*м на выходном валу. Расчет на прочность. Выбор системы и вида смазки, его обоснование. Подбор подшипников.
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 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
Параметр |
Колесо |
Червяк |
m |
4.5 |
|
z |
34 |
2 |
ha, мм |
4 |
|
hf , мм |
4,8 |
|
с, мм |
0,8 |
|
d, мм |
153 |
40 |
dа , мм |
162 |
48 |
df , мм |
142.2 |
30,4 |
dа m , мм |
168.25 |
- |
b, мм |
32 |
42 |
г |
21є48’05» |
|
V, м/с |
0,75 |
0.75 |
Vs , м/с |
0.8 |
|
Ft , Н |
6370 |
138 |
Fa , Н |
138 |
6370 |
Fr , Н |
4989 |
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
Параметр |
7309 |
7518 |
Внутренний диаметр d, мм |
45 |
90 |
Наружный диаметр D, мм |
100 |
190 |
Ширина Т, мм |
27 |
46.5 |
Ширина b, мм |
22 |
36 |
Ширина с, мм |
17 |
28 |
Грузоподъемность Сr , кН |
65 |
106 |
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.
Похожие работы
-
Кинематический и силовой расчет привода 2
1 Кинематический и силовой расчет привода 1.1 Выбор электродвигателя Определим потребляемую мощность привода по формуле: /1000, – тяговая сила конвейера, Н;
-
Червячный одноступенчатый редуктор
Государственный комитет Российской Федерации по рыболовству Камчатский Государственный Технический Университет Кафедра механики Курсовой проект
-
Кинематический расчет привода ленточного конвейера и расчет червячной передачи
Кинематическая схема привода ленточного конвейера. Кинематический расчет электродвигателя. Определение требуемуй мощности электродвигателя, результатов кинематических расчетов на валах, угловой скорости вала двигателя. Расчет зубчатых колес редуктора.
-
Расчет кремового соединения
Задача 1. Рассчитать болт кремового соединения, посредством которого рычаг неподвижно закрепляется на валу. Диаметр вала =60 мм, сила, действующая на рычаг,
-
Лекции Детали Машин
18.Конические зубчатые передачи. Геометрия конического зацепления – внешний делительный диаметр – внешний диаметр вершин зубьев – внешний диаметр впадин зубьев
-
Расчеты привода клиноременной передачи
Кинематический расчет и подбор двигателя привода: определение требуемой мощности, выбор варианта. Расчет клиноременной передачи по номограмме в зависимости от частоты вращения меньшего шкива. Расчет червячного редуктора, значения допускаемых напряжений.
-
Червячная передача
Кинематический и силовой расчет. Выбор и расчет частоты вращения вала электродвигателя. Выбор материала и режима термической обработки для червяка. Расчет допустимых контактных напряжений. Проверочный расчет червячной передачи на контактную прочность.
-
Проектирование одноступенчатого червячного редуктора привода междуэтажного подъемника
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Подбор подшипников качения быстроходного вала. Проверочный расчет шпонок. Конструирование корпуса и крышки редуктора. Выбор материала червячного колеса. Конструирование корпуса и крышки редуктора.
-
Редуктор червячный
. тверской. политехнический. ТЕХНИКУМ. .
-
Детали машин
Расчет клиноременной передачи. Мощность на ведущем валу. Выбор сечения ремня. Оценка ошибки передаточного отношения. Кинематический расчет редуктора. Передаточное отношение червячной передачи. Вал червячного колеса редуктора и подбор подшипники качения.