Проект червячного редуктора

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ НА ТЕМУ:

«ПРОЕКТ ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА»

Днепропетровск 2010

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 =10 000 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 5kH*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 — 10 000 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_HLС_v0,9_в, (4.2)

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

_в, — предел прочности при растяжении, для БрА9Ж3Л _в,=500

К_HL — коэффициент долговечности К_HL =, (4.3)

где N=573₂L_h, (4.4)

L_h — срок службы привода, по условию L_h=10 000 ч

N=573×1,03×10 000=5901900

Вычисляем по (4.3):

К_HL =

К_HL =1.068

[у_н] =1.068×1,21×500=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 = 2×17 = 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 ГОСТ 2144–76 (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· 4010^-3/2=127,4Нм.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1m_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

2m_Ву=0

R_Аy· (a+b) — F_r· b — m_а=0

R_Аy=(F_r· 0,093+ m_а)/ 0,186=(4989· 0,093+174,5)/ 0,186=2526,2 Н Принимаем R_Аy=2526 Н Проверка:

F_Ку=0

R_Аy — 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_Аy· 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)

1m_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_Вх1607Н

2m_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_Ах512Н Проверка

m_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 ГОСТ 333–79, а для червячного колеса — 7518 ГОСТ 333–79 (рис. 3).

Рис. 3 Подшипник ГОСТ 333–79.

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=0,83eF_r [1, c. 216]

S₁=0,830,341 733; S₁=489Н;

S₂=0,830,342 577; 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=(ХVF_r2+УF_aII)KK_ф;

где K — коэффициент безопасности;

K =1,3…1,5

принимаем K =1,5;

K_ф — температурный коэффициент;

K_ф =1 (до 100єС)

F_э2=(0,412 577+1,781 216)1,51; 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=10 000 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=0,83eF_r

S₁=0,830,3 927 496; S₁=2440 Н;

S₂=0,830,39 210 426; 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=(ХVF_r2+УF_aII)KK_ф;

где K — коэффициент безопасности;

K =1,3…1,5 [1, c. 214, табл. 9.19];

принимаем K =1,5;

K_ф — температурный коэффициент;

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

F_э2=(0,4 110 426+1,785 832)1,51; F_э2=14 550 Н=14,55 кН Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах Подставляем в формулу (12.2):

; ч.

По заданию долговечность привода L_hmin=10 000 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 _Н = 510 Н/мм². По таблице 10.29 из 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 = 0.65P_II = 0.657 = 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 =10 000 часов.

червячный редуктор передача подшипник

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.