Конструирование и расчет червячного редуктора
Курсовая
работа по теме:
Конструирование
и расчет червячного редуктора
Введение
Транспортёры (конвейеры) перемещают сыпучие и
кусковые материалы или штучные однородные грузы непрерывным потоком на
небольшие расстояния. Их широко используют для механизации
погрузочно-разгрузочных операций, для транспортировки изделий в технологических
поточных линиях и т.д.
В данном курсовом проекте разрабатывается привод
цепного конвейера с тяговым органом, для которого используются специальные
тяговые цепи, а вместо барабанов устанавливаются звёздочки. Тяговый орган
получает движение от приводной станции, которая состоит из электродвигателя,
упругой муфты, Червячного редуктора, с предохранительным устройством, тяговой
звёздочки, приводного вала и рамы.
Редуктором называется механизм, состоящий из
передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи
мощности от двигателя к рабочей машине.
Редуктор предназначен для понижения угловой
скорости и повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом
ведущим.
Редуктор состоит из корпуса, в котором
помещаются элементы передачи - зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д.
Выбор червячного редуктора обусловлен удобством
общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вала
приводимой в движение машины и т.д.) и позволяет получить меньшие габариты по
длине и изменить направление передачи, что является её основным достоинством.
1. Кинематический и силовой расчет
привода
Определение мощности на приводном валупр = Ft.V
= 6,51 = 6,5 кВт-
тяговое усилие цепи конвейера;V - скорость движения цепи.
Определение КПД приводаη0.
η0 = ηмηчпηпп3ηцп=
0,980,750.9930.93
= 0,66
ηм - КПД муфты,
0,98;
-КПД червячной
передачи, 0,75;
ηцп - КПД цепной
передачи, 0,93;
ηпп - КПД пары
подшипников, 0,99.
Определение ориентировочного значения мощности
двигателяP`дв.`дв= 9,84 кВт
Определение частоты вращения приводного валаnпр
= 403 ммшаг, z-число
зубьев.дв= 47,4 .
Определение ориентировочногозначения частоты
вращения вала двигателя.`дв= nпривuредiцп= 47,4230=
2844 .ред - передаточное
число редуктора, принимаем uред=30;цп - передаточное отношение цепной передачи,
принимаем iцп=2.
.6.По найденным значениям и выбираем двигатель
4А132М2УЗ с частотой вращения валаn =2900 об/мин и мощностью =11кВт,диаметр
вала 38мм.
Определение передаточного числа привода.
= =
61,18
Определение передаточного числа червячного
редуктора.ред= 30,59
Определение частот вращения валов привода.
Частота вращения вала червяка nч= 2900 об/мин.
Выходной вал.вых = 94,8
Вал приводной.прив= 47,4
Определение крутящих моментов на валах привода.
Вал двигателя
Тдв= 9550·Рдв/nдв = 9550
= 36,03 Н
Входной вал редуктора
Твх= Тдв· ηм·
ηпп=
36,03 ·0.98·0.99= 34,95 Н
Выходной вал редуктора.
Твых = Тпром·uТ· ηпп·
ηзп
= 34,9·30.59·0.99·0.85= 899,66 Н
Приводной вал редуктора
Тпр=Твых·ηпп·iцпцп
= 899,66·0.99·2·0.93= 1656,6 Н
Исходные данные для расчета передач.
На входном валу= Tвх= 34,95 Нм= nвх = 2900
об/мин
На выходном валу
T1=Tвых=899,66Нм=
94,8об/мин
iч =30
Цепная передача
Р1=Рдв· = 11· 0,98· 0,992·
0,75=7.924 кВт=94,8 об/мин= 2
2. Расчет передачи с гибкой связью
Мощность на валу ведущей звёздочки Р1= 7,924кВт,
Частота вращения вала ведущей звёздочки
n1=94,8об/мин;
Передаточное отношение цепной передачи i=2.
Определение числа зубьев ведущей z1 и ведомой z2
звёздочек
Принимаем=10; z2= z1·iцп; z2=
10·2=20<z2max=100…120,
где z2max - максимальное число зубьев ведомой
звёздочки,
< 100 - условие выполнено.
.2 Предварительное определение межосевого
расстояния 1
а1= (30…50)рц, а=35·125 =437,5 мм
Определяем расчетную мощность передачи:=
P1kдkаkнkрегkс·kреж·kz·kn,
гдед - коэффициент динамической нагрузки, kд
=1,25а - коэффициент межосевого расстояния, kа =1 н - коэффициент наклона линии
центра к горизонту, kн =1,25рег- коэффициент, учитывающий способ натяжения
цепи, kрег =1с - коэффициент, учитывающий способ смазки, kс =1 реж -
коэффициент, учитывающий режим работы, kреж =1,25 - коэффициент числа зубьев
= z01/z1,
где z01 - число зубьев ведущей звёздочки типовой
передачи, z01=25=25/20=1,25- коэффициент частоты вращения= n01/n1,
где n01 - частота вращения ведущей звёздочки
типовой передачи, об/мин, =100 =100/98,4=1,016
Расчётная мощность передачи
Рр=7,924·1,254·1,016=19,655 кВт
Принимаем роликовую однорядную цепь ПР38,1- 127
ГОСТ13568-97 с шагом =38.1 мм
Рр =34.8< [Рр] =19.655 - условие выполняется
Определение окружной скорости в передаче V
м/с
При kс=1 и V=0,625м/с назначаем густую внутри
шарнирную смазку
Определение числа звеньев цепи или длины цепи в
шагах Lр
привод редуктор червячный передача
Принимаем чётное число звеньевLр =40
Уточнение межосевого расстояния a
По рекомендациям уменьшаем межосевое расстояние
на
∆а =0,002*472.35=0.944мм;
а=472.35 - 0.944= 471,4мм;
Определение делительных окружностей ведущей d1 и
ведомой d2 звёздочек
;
;
Определение окружной силы Ft= P/V,=
7,9·1000/0,625=12640 Н
.9 Определение натяжения от центробежных сил Fυυ=qV2,
где q - масса единицы длины цепи, кг/м, q =5,5
Fυ= 5,5 · 0,6252 = 2,148 Н
Определение силы предварительного натяжения цепи
F0=kf·a·q·g,
где kf - коэффициент провисания, kf =6;
а - длина свободной ветви цепи, м, а=1,5005;-
ускорение свободного падения, м/с2, g=9,81.=6·1,5005 ·5,5·9,81=485 Н
.11 Определение возможности резонансных
колебаний
где n1к - критическая частота вращения, об/мин.
,9<98,4- условие выполняется, резонанса нет.
Нагрузка на вал от цепной передачи=1.15Ft=1.1512640=14536 Н
3. Редуктор
Расчет допускаемых напряжений.
Для червяка выбираем сталь марки 40Х с
примесями, поверхностной закалкой шлифованием и полированием витков червяка.
Исходя из того, что скорость скольжения 12,6 м/с
выбираем материал для венца червячного колеса - высокооловянистую бронзу марки
БР.ОФ10-1 с отливкой в кокиль, что увеличивает сопротивление зубьев
изнашиванию.
=4,5· 10-4· 9,65·
2900= 12,6 м/с
Расчет контактных напряжений
=
-допускаемые
контактные напряжения, соответствующие числу циклов перемены напряжений.
= ,гдеNHG
- базовое число циклов перемены напряжений;
- эквивалентное число циклов перемены
напряжений.
T - крутящий момент на валу;
α - коэффициент,
учитывающий распределение времени действия нагрузки;ц - время работы передачи;-
частота вращения вала колеса, об/мин.ц = 365 L 24 KсутKгод = 365· 7· 0,6· 0,67=
1027,11= 60 n2tц=
15582980,85 = = 0,95
= 225·0,95
= 213,75
Предел прочности при растяжении = 250 МПа
Предел текучести =
150 МПа
Допускаемые напряжения по изгибу ’=73 МПа
Допускаемые напряжения контактные ’=225 МПа
Допускаемые контактные напряжения при расчете на
перегрузку.
max = 4
= 4· 150=600 МПа
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на
перегрузку.
max =0,8
= 0,8· 150=120 МПа
Напряжения изгиба
,
где -
допускаемые напряженияна изгиб, соответствующие эквивалентному числу циклов
перемены напряжений;
- допускаемые
напряжения на изгиб;- коэффициент долговечности при расчёте на изгибную
выносливость
=
где: NFG - базовое число циклов перемены
напряжений. NFG=106- эквивалентное число циклов перемены напряжений.
=60·(1,49·0,7+(0,6·1,4)9·0,3)·94,81·1027,11=84854474,08=
=
Тогда
=73· 0,61=44.53МПа
Расчет червячной передачи передачи.
-приведенный модуль
упругости (сталь-бронза)
= 1,26·105 МПа
Число заходов витков резьбы z1=1.
Число зубьев колеса z2=z1i = 31
Ориентировочное значение скорости скольжения в
передаче.
==4,5
·104·2900·12,6 м/с
Принимаем величину q/z2 = 0,3.
Межосевое расстояние.
=0.625[(q/z2)+1]
= 1.26·105
- модуль упругости
материала червяка;
- модуль упругости
материала колеса.= 0,625 = 158,79 мм
Ориентировочное значение коэффициента диаметра
червяка.
= 0,3·31=
9,18
.2.6 Модуль
= = 7,9
примем=8
Делительные
диаметры червяка и колеса= mq= 8 ·10= 80 мм= mZ2 = 8·30,59= 244,72 мм
.2.8
Угол подъёма витков резьбы червяка
γ
= arctg(z1/q) = arctg (1/10)= 5,71
Окружная
скорость червяка== = 12,14 м/с
Уточним
скорость скольжения в передаче
VS
= V1/cosγ = 12,14/cos0,1 = 12,20 м/с
Коэффициент
торцового перекрытия
=1,84
Окружная
скорость на колесе= = = 1,21 м/с
.2.13
Коэффициент нагрузки =KF=KV∙Kβ,=1,2·1,1=1,32
Проверка
по контактным напряжениям
≤ ,
допускается - ≤ 0,15
Рабочие
контактные напряжения
= 1,18 = 209
α
= 75;
δ=0,8727
( 50°)- угол
обхвата, рад;
ξ=
0,75 - коэффициент,
учитывающий уменьшение длины контактной линии.
Окружная
сила на червяке и колесе= 2 T1/d1= 2= 873,75 Н=2 T2/d2 = 2899,66/244,7210-3= 7352,56 Н
Осевые
силы на червяке и колесе= Ft2 = 7352,56= Ft1= 873,75
Радиальная
сила для червяка и колеса
Fr
= Ft2tgα = 7352,563,73= 27440 Н
Модуль
нормальный
mn
= mcosγ = 80,999=7,982
Диаметры
выступов червяка и колеса= d1 + 2 m = 80+16 = 96 мм= d2 + 2 m = 244,72+16 =
260,72 мм
.2.20
Диаметры впадин червяка и колеса= d1 - 2,4m = 80-2,48=60,8 мм= d2 - 2,4m = 244,72-2,4 мм
Ширина
зубчатого венца колеса= 0,75da1=0,7596=72
Длина
нарезной части червяка при коэффициенте смещения x=0= (11+0,06z2) m= (11+0,0631)8= 102,88 мм
Эквивалентное
число зубьев колеса
zV2
= z2 / cos3γ = 31/0,997=31,09
Коэффициент
формы зуба колеса = 1,74
Проверка
по напряжениям изгиба
σF
= 0.7 YF2= 0,7 = 20,78
,78
Уточним
кпд передачи
η
= = = 0,83
φ
- угол
трения в зацеплении
Максимальный
диаметр колеса=da2 +2 m= 200,72 + 16= 276,7
Проверка
передачи при перегрузках по контактным напряжениям
Проектный
расчет валов редуктора:
входного
вала редуктора с использованием диаметра вала электродвигателя:
Рис.
1 - Входной вал редуктора
а)
Если входной вал и электродвигатель соединяются муфтой, т.е. крутящий момент
для них одинаков, то можно диаметр вала под муфту принять примерно равным
диаметру вала электродвигателя (допускаемое отклонение составляет 20%). Тогда
зададимся диаметром вала под муфту. Так как диаметр вала двигателя составляет
38мм, то выбираем диаметр вала под муфту (рис 2)м=36 мм
б)
определим диаметр вала под подшипники. п=dм+2h=36+8=44 мм
принимаем
диаметр под подшипники равным 45 мм.
в)
определяем диаметр буртика на валуб=dп+2h=45+10=55 мм
г)
принимаемп=dу=45 мм
Проектный
расчет выходного вала редуктора (рис. 2).
Рис.
2 - Выходной вал редуктора
а)
определим наименьший диаметр вала по формулем=
б)
определяем диаметр вала под подшипникип=dм+2h=63+14=77 мм
принимаем
диаметр вала под подшипники равным 75 мм
в)
диаметр вала под уплотнениеп=dу=75 мм
г)
диаметр под колесок=dп+2мм=75+2=77 мм
д)
принимаем диаметр вала под втулкувт=dк=77 мм
е)
диаметр вала под буртикб=dк+2h=77+15=92 мм
Расчетная
схема и определение реакций опор выходного вала редуктора:
Рис.
3 - Расчетные схемы выходного вала редуктора: а) общая; б) в вертикальной
плоскости; в) в горизонтальной плоскости
а=112
мм, b=112 мм, с=120 мм.
Реакции
опор
а)
в горизонтальной плоскости
б)
вертикальная плоскость
в)
суммарные реакции
Подбор
и проверка подшипников качения для тихоходного вала редуктора.
Выбираем
подшипник средней серии № 315 ГОСТ 8338-75, у которогорок службы 7 лет
Кгод=0,6
Ксут=0,67
Динамическая
грузоподъёмность Cr = 112000H
Статическая
радиальная грузоподъёмность Cor = 72500 Н.
Расчет
ведем по подшипнику B, так как он более нагружен.
Расчетную
динамическую грузоподъемность определяем по формуле
где
Рr(a)-эквивалентная
динамическая радиальная осевая нагрузка.=3долговечность в млн. оборотов
Эквивалентная
радиальная нагрузка
Где
-радиальная
иосевая силы;
Х,
Y-коэффициенты радиальной иосевой силX=1,Y=0.
коэффициент
вращения, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается;V=1
,-коэффициент
безопасности, учитывающий характер нагрузки; Кб =1
-
температурный коэффициент, =1,25
0.19 значит Xи Yвыбраны верно при
=210791.25=26348
Осевые
составляющие радиальных нагрузок.А = e1/*Fr1 = 0.19*16003 = 3040H; В = e2/*Fr2
= 0.19*21079 = 4005H.
Расчётная
осевая нагрузка:= Sa2 =3040H
Срок
службы подшипника: t = 7*0,6*0,67*365*24 = 24650.6 ч.
Долговечность
подшипника:
млн. об.
Долговечность
на каждой ступени графика нагрузки:= L*0,001 = 140.2*0,001 = 0.140 млн. об.=
L*0,4 = 140.2*0,4 = 98.14 млн. об.= L*0,6 = 140.2*0,3 = 42.6 млн. об.
Динамическая
нагрузка с учётом графика нагрузки= Pr2*1.4= 26348*1.5 = 39522H= Pr2 *1=
26348H= Pr2 * 0.5 = 26348*0.5 = 13174H
Определяем
приведённую динамическую нагрузку:
Расчётная
динамическая нагрузка:
Подшипник
выбран правильно
Проектный
расчет крышек подшипниковых узлов.
Рис.
4
Глухая
для входного вала.
По
наружному диаметру подшипника 100 мм выбираем
Толщина
стенки крышки
=7 мм
Толщина
фланца крышки
мм
мм
Высота
крышки
мм
Глубина
проточки h1=2 мм
Диаметр
резьбы =10 мм
Число
винтов для крышкишт=6
Диаметр
отверстия под винт
мм
Наружный
диаметр фланцаф=D+4d=100+40=140 мм
Диаметр
центров отверстий под винты
мм
Глухая
для выходного вала.
По
наружному диаметру подшипника 160 мм выбираем
Толщина
стенки крышки
=8 мм
Толщина
фланца крышки
мм
Высота
крышки
мм
Глубина
проточки h1=2 мм
Диаметр
резьбы =12мм
Число
винтов для крышкишт=6
Диаметр
отверстия под винт
мм
Наружный
диаметр фланцаф=D+4d=160+48=208мм
Диаметр
центров отверстий под винты
мм
Проходная
для входного вала.
По
dу=45 мм выбираем уплотнение типа 1 с размерами=65мм=10мм=16 мм
По
наружному диаметру подшипника 100 мм выбираем
Толщина
стенки крышки
=7 мм
Толщина
фланца крышки
мм
мм
Высота
крышки
мм
Глубина
проточки h1=2 мм
Диаметр
резьбы =10 мм
Число
винтов для крышкишт=6
Диаметр
отверстия под винт
мм
Наружный
диаметр фланцаф=D+4d=100+40=140 мм
Диаметр
центров отверстий под винты
мм
Проходная
для выходного вала.
По
dу=75 мм выбираем уплотнение типа 1 с размерами=100 мм=12 мм
По
наружному диаметру подшипника 160 мм выбираем
Толщина
стенки крышки
=8 мм
Толщина
фланца крышки
мм
мм
Высота
крышки
мм
Глубина
проточки h1=2 мм
Диаметр
резьбы =12мм
Число
винтов для крышкишт=6
Диаметр
отверстия под винт
мм
Наружный
диаметр фланцаф=D+4d=160+48=208мм
Диаметр
центров отверстий под винты
мм
Подбор
и проверка шпонок.
Шпонка
на вал-шестерню.
Для
установки на входной вал (d=38 мм) полумуфты выберем шпонку 10×8 ГОСТ
23360-78.
Размеры
шпонки: ширина b=10 мм, высота h=8 мм
Материал
шпонки - сталь 45 Х нормализованная.
Определим
расчетную длину шпонки из условия напряжения смятия
,
Выбираем
стандартную длину шпонки l = 22мм
Шпонки
на выходной вал.
Для
установки на выходной вал (d=65 мм) колеса выберем шпонку 18×11 ГОСТ
23360-78.
Размеры
шпонки: ширина b=20 мм, высота h=12 мм
Материал
шпонки - сталь 45 Х нормализованная.
Определим
расчетную длину шпонки из условия напряжения смятия
,
где
Выбираем
стандартную длину шпонки l = 56мм
Для
установки на выходной вал (d=50 мм) полумуфты выберем шпонку 18×11 ГОСТ
23360-78
Размеры
шпонки: ширина b=18 мм, высота h=11 мм
Материал
шпонки - сталь 45 Х нормализованная.
Определим
расчетную длину шпонки из условия напряжения смятия
,
Выбираем
стандартную длину шпонки l = 80мм
Определение
размеров корпуса и крышки редуктора
Определим
толщину стенки корпуса и крышки
δ=
0,025ат+3=0,025*132+3=6,6мм
δ1=0,02*ат+3=5,64мм
Принимаем
δ
и
δ1равными 8
мм;
Толщина
ребер корпуса редуктора:
m=(0,85…..1)δ=6мм
.8.3
Толщина ребер крышки редуктора:
m1=(0,85…..1)δ1=6мм
.8.4
Диаметр фундаментных болтов:=(0,03)ат+12=16мм
.8.5
Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой:=12 мм
Смазка
передачи и подшипников.
Так
как окружная скорость 12,6 м/с, то для смазки передач применяем картерную
смазку.
Рекомендуемая
кинематическая вязкость масла для зубчатых колес закрытых передач при окружной
скорости более 5 м/с составляет при 100ºС 18∙10-6 м2/с. Для
смазки применяем масло цилиндровое 52 ГОСТ 20799-88.
При
картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла. Масло
захватывается и разбрызгивается тихоходным колесом и, таким образом, маслом покрываются
все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес,
с валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипники.
Для
защиты подшипников от внешней среды и удержания смазки применяем манжетные
уплотнения.
4.
Выбор муфты
Для
соединения вала электродвигателя с валом-шестерней редуктора выберем муфту типа
МУВП. Так как крутящий момент на выходном валу редуктора равен Тх=29,1Н∙м,
выбираем муфту на диаметр посадочного отверстия d=18 мм и моментТ=31,5Н∙м.
Длина муфты L=84 мм, длина полумуфты l=42мм, ширина зазора B=4 мм, внешний
диаметр муфты D=90 мм.
Для
соединения выходного вала редуктора с приводным валом выберем муфту типа МУВП.
Так как крутящий момент на выходном валу редуктора равен Т4=446,18Н∙м,
выбираем муфту на диаметр посадочного отверстия d=40 мм и моментТ=500Н∙м.
Длина муфты L=169 мм, длина полумуфты l=80 мм, ширина зазора B=8 мм, внешний
диаметр муфты D=170 мм.
5.
Выбор посадок сопряженных деталей
В
единичном и мелкосерийном производстве для соединения деталей редуктора
применяем посадки с зазором и переходные посадки, облегчающие процессы сборки и
разборки.
Для
цилиндрического зубчатого колеса принимаем переходную посадку . Сборка
производится под прессом или ударами молотка, разборка - с помощью съемника.
Для
распорных втулок принимаем переходную посадку .
Для
муфты принимаем переходную посадку .
Для
подшипников принимаем посадку на вал к6, обеспечивающую неподвижное соединение,
в корпус H7, обеспечивающую возможность передвижения подшипника в корпусе при
регулировке. А для манжеты выбираем посадку на вал е9.
6.
Экономическое обоснование конструкции привода
С
экономической точки зрения данный редуктор достаточно дешев в изготовлении и
эксплуатации. Это обосновано тем что:
За
исключением червячного колеса для основных деталей редуктора (колеса, валы,
крышки подшипников, корпуса крышки редуктора и др.) применялись дешевые
материалы, такие как сталь 40 Х, серый чугун;
были
использованы только стандартные изделия, что обуславливает их легкую замену в
случае поломки;
все
основные узлы были проверены на прочность и долговечность, что позволяет
использовать их максимальное время;
колесо
и шестерня стандартизированы, в результате чего не возникает проблем с их
изготовлением;
использование
картерной системы смазки также удешевляет производство редуктора.
Заключение
В
данном курсовом проекте разработан привод цепного конвейера с червячным
редуктором. Это удобно в помещениях с ограниченным местом под установку. Так же
были спроектированы основные сборочные единицы редуктора (червячное колесо,
валы, корпус и крышка редуктора) и всего привода в целом (муфта, приводной
вал). Были выбраны стандартные изделия такие, как крепежные болты, подшипники,
шпонки и т.д., а также подобрана система смазки подшипников и колес. Для
данного привода производился подбор электродвигателя, удовлетворяющего условию
проектного задания. Была спроектирована рама для крепления редуктора и
двигателя к фундаменту.
Библиография
1. Фатеев
В.И., Соловьев В.Д. Курсовое проектирование деталей машин. - Тула: Изд-во
ТулГУ, 2002. - 338 с.
2. Иванов
М.Н. Детали машин. - М.: Высш. шк., 1991. - 383 с.
. Дунаев
П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Издательский
центр «Академия», 2003. - 496 с.
. Решетов
Д.М. Атлас деталей машин. - М.: Машиностроение, 88.
. Леликов
О.П. Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин. - М.:
Машиностроение, 2004. - 440 с.
. Чернавский
С.А., Снесарев Г.А., Козинцев Б.С. и др. Проектирование механических передач. -
М.: Машиностроение, 1984. - 580 с.