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 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 – 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] =КHLСv0,9sв, (4.2)
sв, – предел прочности
при растяжении, для БрА9Ж3Л sв,=500
КHL – коэффициент
долговечности
КHL =,
(4.3)
где N=573w2Lh, (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
|
dаm, 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
RАy·(a+b) – Fr·b
– mа=0
Принимаем RАy=2526 Н
Проверка:
åFКу=0
RАy – Fr+ RBy=2526–3176+650=0
Назначаем характерные
точки 1,2,2’, 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1у=0;
М2у= RАy·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
|
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×Fr2+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.
FaI=S1;
FaII=S2
+FaI;
FaI=2440Н;
FaII=2440+3392; FaII=5832Н.
Определяем эквивалентную
нагрузку наиболее нагруженного подшипника II
Fэ2=(Х×V×Fr2+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.
.ru