Курсовая Проект червячного редуктора
Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-25Поможем написать учебную работу
Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
от 25%
Подписываем
договор
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 –
Рис. 1 – кинематическая схема привода: 1 – двигатель; 2 – клиноременная передача; 3 – червячная передача; 4 – муфта
Определение требуемой мощности электродвигателя
где:
где [3, табл. 2.2]:
Определяем частоты вращения и угловые скорости валов.
– 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
Определяем мощность на тихоходном валу
(3.2)
Определяем вращающие моменты на валах
Определяем вращающие моменты на валах двигателя, быстроходном и тихоходном валах по формуле
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
Для венца червячного колеса примем бронзу БрА9Ж3Л, отлитую в кокиль.
Предварительный расчет передачи
Определяем допускаемое контактное напряжение [1]:
[ун] =КHLСv0,9sв, (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 =
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]
Вычисляем модуль
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:
Принимаем aw = 100 мм.
Расчет геометрических размеров и параметров передачи
Основные размеры червяка.:
Делительный диаметр червяка
(4.8)
Диаметры вершин и впадин витков червяка
Длина нарезной части шлифованного червяка [1]
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
Наибольший диаметр червячного колеса
Ширина венца червячного колеса
Принимаем b2=32 мм
Окружная скорость
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
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
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
RАy=(Fr·0,093+ mа)/ 0,186=(4989·0,093+174,5)/ 0,186=2526,2 Н
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
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.
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×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.
Размещено на Allbest.ru
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
RАy=(Fr·0,093+ mа)/ 0,186=(4989·0,093+174,5)/ 0,186=2526,2 Н
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 | 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
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
Подставляем в формулу (12.2):
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)
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×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):
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.
Размещено на Allbest.ru
