Рефераты Главная Начертательная геометрия Оккультизм и уфология Педагогика Полиграфия Политология Программированиекомпьютеры и кибернетика Производство и технологии Социальная работа Начертательная геометрия Не сортированные Таможенная система Теория государства и права Арбитражный процесс Реклама Нотариат Менеджмент Металлургия Минералогия Москвоведение |
Расчет червячного редуктораРасчет червячного редуктораФедеральное агентство по образованию Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Шуйский государственный педагогический университет» Кафедра технологии КурсовОЙ ПРОЕКТ по дисциплине «Детали машин» Тема: Расчет и проектирование червячного редуктора Работу выполнил: Научный руководитель: Петров П.П. г. Шуя 2006 год Содержание. 1. Введение 2. Задание на проектирование 3. Предварительный расчет привода: а) Выбор двигателя б) Определение передаточного числа привода и его ступеней в) Определение силовых и кинематических параметров привода 4. Расчет червячной передачиа) Силы, действующие в зацеплении червячной передачиб) Проверка червяка на прочность и жесткостьв) Предварительный расчет валовг) Эскизная компоновка и предварительные размеры д) Подбор подшипникове) Подбор шпонок5. Конструирование корпусаа) Выбор арматуры. Компоновка редуктораб) Компоновка узла червячного колесав) Смазка зацепления и подшипниковг) Тепловой расчет редукторад) Посадки основных деталей6. Список использованной литературы Введение.Червячной передачей называется механизм, служащий для преобразования вращательного движения между валами со скрещиваю-щимися осями. Обычно червячная передача состоит из чер-вяка 1 и сопряженного с ним червячного колеса 2. Угол скрещива-ния осей обычно равен 90°; неортогональные передачи встречаются редко. Червяч-ные передачи относятся к передачам с заце-плением, в которых движение осуществля-ется по принципу винтовой пары. Поэтому червячные пе-редачи относят к категории зубчато-винтовых.Обычно ведущее звено червячной передачи -- червяк, но существуют механизмы, в которых ведущим звеном является червячное колесо.Достоинства червячных передач: компактность конструкции и возможность получения больших передаточных чисел в одноступенчатой передаче (до U = 300 и более); высокая кинематическая точность и повы-шенная плавность работы; малая интенсивность шума и виброактивности; возможность обеспечения самоторможения.Недостатки червячных передач: значительное геометрическое скольжение в зацеплении и связанные с этим трение, повышенный износ, склонность к заеданию, нагрев передачи и сравнительно низкий КПД (от з = 0,5 до 0,95); необходимость применения для ответственных передач дорогостоящих и дефицитных антифрикционных цветных металлов. Указанные недостатки ограничивают мощность червячных передач (обычно до 60 кВт).Червячные передачи находят широкое применение, например, в ме-таллорежущих станках, подъемно-транспортном оборудовании, транс-портных машинах, а также в приборостроении. №/зачетки: хххх97№/задания: табл.7; вар.9Задание на проектирование.Разработать рабочие чертежи деталей редуктора - основания корпуса, червяка и червячного колеса.1 - электродвигатель, 2 - упругая муфта, 3- червячный редуктор, 4 - цепная передача, 5 - ведущий барабан конвейера.Исходные данные: Ррм =14кВт. - мощность на валу рабочей машины. 10*/=10 => 3= (1/c) -угловая скорость вращения барабана. Предварительный расчет привода.Выбор двигателя.Дополнительно примем: нагрузка постоянная, нереверсивная, технический ресурс передачи Lh =20000 ч.Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода: з обш= з ч * зп * з м* з ц , гдез ч = 0,83 - КПД червячной передачи (среднее значение), [№1, табл 1.1]з п = 0,99 - КПД подшипников качения ( 2 пары), [№1, табл 1.1]з м = 0,99 - КПД муфты, [№2, с.346 ]з ц = 0,98 - КПД цепной передачи. [№1, табл 1.1]з = 0,83 * 0,992 * 0,99 * 0,98 = 0,7892412066Определим требуемую мощность двигателя:Рдв = Ррм / з [№2 с.113]Рдв = 14 / 0,7892412066 = 17,73855683526кВт.=17,74кВт.Выбираем тип двигателя [№5, табл. 22.4, стр.38], с учетом Р ном Рдв , Рном = 22 кВт.Двигатель асинхронный короткозамкнутый трехфазный общепромышленного применения, закрытый, обдуваемый, степень защиты IP54, типа 5A200L8, с частотой вращения 750 об/мин, n ном. = 735 об/ мин. [№2 с.113]Определение передаточного числа привода и его ступеней.Частота вращения выходного вала редуктора: 3= (1/c) (по условию) - частота вращения рабочего вала машины, тогда Общее передаточное число привода: U = nном1/nрм = 735/30 =24,5Примем Uч=20, тогда Uц=24,5/20=1,225.По рекомендации $9 [№2, c.201] принимаем число заходов червяка Z1=2Определение силовых и кинематических параметров привода.Из имеющихся данных:Ррм =14кВт; Рдв =17,74кВт; 3= (1/c); Находим вращающий момент Т по формулам: T=P/ или Т2=Т1*U* з [№2, c.113]Для 1-ого вала: T1= Рдв /, где Рдв - расчетная мощность двигателя, Вт.T1=18000/76,93= 233,98(Н*м)Для 2-ого вала: Т2=Т1*Uч* зред, где зред - КПД редукторазред=0,83* 0,992 =0,813 Т2=233,98*20*0,813= 3804,52(Н*м)2=1 / Uч=76.93/20= 3,8465 (1/c); Для 3-ого вала (транспортера): Т3=Т2* Uч* з ц=3804,52*1,225*0,9=4194,48(Н*м)3=2 / Uч =3,8465/1,225=3,14(1/c)-соответствует заданному.В результате предварительных расчетов получили:T1= 233,98(Н*м), 1=76,93(1/c); Т2=3804,52(Н*м), 2=3,8465 (1/c);Т3=4194,48(Н*м), 3=3,14(1/c)Расчет червячной передачи.Число зубьев червячного колеса Z2 = U*Z1 [№4 ф.1.1, с.8]Z2 = 2*20 =40Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения. В первом приближении оцениваем скорость скольжения:Us=[№2 с.211]Us= По рекомендации [№2 $9.7 и т.9.4] примем для червячного колеса алюминиевую бронзу БрАЖ9 - 4 (отливка в песок). Для червяка принимаем сталь 45х, закаленную до твердости Н=45HRCэ, с последующим шлифованием рабочих поверхностей витков. По таблице 8.6 [№3] находим допускаемое контактное напряжение н =140МПа и вычисляем предварительное межосевое расстояние, приняв коэффициент нагрузки К=1 (нагрузка постоянная): а= [№3 с.185] а==0,3532(м)=353,2(мм) Определяем модуль зацепления: m=2a/(q*Z2) [№3 с.185] где q - коэффициент диаметра червяка q=Z2/4 [№3 с.192] q=40/4=10 - соответствует стандартному значению [№3 таб.8.2] m=2*353,2/(10+40)=14,128(мм) По ГОСТу 2144-66 [№1 с.83] ближайшее стандартное значение m=14, тогда уточненное межосевое расстояние: a=0,5*m*(q+Z2) [№3 с.179] а=0,5*14*(10+40)=350(мм) Т.к. рассчитываемый редуктор не предназначен для серийного производства и по рекомендации [№1 с.88] оставляем окончательное межосевое расстояние = 350мм. Определим делительный угол подъема линии витка: tgy=Z1/q [№3 с.177] tgy=2/10=0,2 тогда Т.к. делительный диаметр червяка: d1 =m*q [№3 с.177] d1 =14*10=140(мм)=0,14(м), то скорость скольжения в зацеплении [№3 с.193] - что близко к расчетному значению. По рекомендации [№6 стр.97] назначаем для передачи 8-ю степень точности. Проверим КПД передачи, приняв по табл.8.3 [№3 с.181] приведенный угол трения для безоловянной бронзы: . Тогда [№3 с.183] что достаточно близко к предварительно принятому значению. Проверим прочность зубьев колеса на изгиб. Определяем эквивалентное число зубьев колеса: [№3 с.186] =42,5 По табл.8.4 [№3 с.186] находим коэффициент формы зуба По табл.8.7 [№3 с.192] находим допускаемое напряжение изгиба при нереверсивном нагружении и базе испытаний []=78МПа Определяем заданное число циклов нагружений [№3 с.190] колеса при частоте вращения Вычислим коэффициент долговечности [№3 с.190] - условие выполняется. Тогда допускаемое напряжение изгиба: - [№3 с.191] (МПа) Проверим напряжение изгиба - [№3 с185] Т.к. =7,72(МПа) << =51,22(МПа) - прочность колеса обеспечена. Определим другие основные размеры червяка и червячного колеса. а) Червяк: Диаметр внешних витков: [№3 с.178] (мм.) Диаметр впадин: [№3 с.178] (мм.) Длина нарезанной части червяка (при числе заходов Z1=2): (№3 с.178) (мм.) Т.к. червяк шлифованный принимаем b1=187,6+35=222,6(мм.) [№3 с.178] b) Червячное колесо: Делительный диаметр [№3 с.178](мм.)Диаметр вершин зубьев в среднем сечении: [№3 с.178](мм.)Диаметр впадин в среднем сечении: [№3 с.178](мм.)Наибольший диаметр червячного колеса: [№3 с.178](мм.)Ширина венца: [№3 с.179](мм.)Окончательно проверим зубья колеса на контактную усталость по условию: [№3 с185] (т.е значение должно лежать в интервале 126…147(МПа) ) и формуле:(№3 с.185)(Па)=141,3(Мпа)Т.к. - прочность зубьев на контактную усталость обеспечена. По рекомендации [№1 с.251] выполним червячное колесо составным. Венец и центр литые: венец - бронза, центр - чугун СЧ15-32. Соединение венца с центром осуществляется отливкой венца в литейную форму, в которой заранее установлен чугунный центр колеса. Силы, действующие в зацеплении червячной передачи.Fа - осевая сила, Ft - окружная сила, Fr - радиальная сила, Т1 - вращающий момент на червяке, Т2 - вращающий момент на червячном колесе.Окружная сила на червяке (Ft1) , численно равная осевой силе на червячном колесе (Fa2):(№3 с.182)(Н)Осевая сила на червяке(Fa1), численно равная окружной силе на червячном колесе(Ft2):(№3 с182)(Н)Радиальная сила(Fr), раздвигающая червяк и червячное колесо: [№3 182] , где a - угол профиля витка червяка в осевом сечении: [№3 с.178](Н)Проверка червяка на прочность и жесткость.При проверочном расчете тело червяка рассматривают как цилиндрический брус круглого сечения, лежащий на двух опорах и работающий на изгиб и кручение:Где: Fа - осевая сила, Ft - окружная сила, Fr - радиальная сила, Т1 - вращающий момент, - расстояние между опорами, по рекомендации [№3 с.187] принимаем = (0,8…1,0)d2 , тогда =560мм.[№3 с.187](Нм)[№3 с.187] (Нм)[№3 с.187] (Нм)Из эпюр изгибающих моментов видно, что опасным будет сечение в середине пролета, и что результирующий изгибающий момент в этом сечении равен: [№3 с.186](Нм)Максимальные напряжения изгиба:[№3 с186] (Па) = 10,53 МПаМаксимальные напряжения кручения: [№3 с.186] (Па) =1,03(МПа)Условие прочности: [№3 с186], где = 45…60(МПа) - допускаемое напряжение изгиба для стального червяка [№3 с.186](МПа)Т.к. =45…60 (МПа) >=10,68(МПа) - условие выполняется.Максимальный изгиб (стрела прогиба): [№3 с.187], где - равнодействующая окружной и радиальной силы [№3 с.187],(Н) - осевой момент инерции червяка [№3 с.187](Н*мм)Е - модуль продольной упругости материала червяка, для стали 45х, закаленной до твердости Н=45HRCэ (МПа) [№1 с.87].(мм)Условие жесткости червяка: [№4 ф. 1.56] (мм)Т.к. - условие выполняется. Предварительный расчет валов.а) Тихоходный вал.По рекомендации $12.2 [№3 с.225], для компенсации напряжений изгиба и других неучтенных факторов принимаем для расчета значительно пониженные значения допустимых напряжений кручения. Т.о. диаметр вала определится из условия прочности: [№4 с.53 ф.3.22], где Т - крутящий момент на валу,- допускаемое напряжение на кручение.По рекомендации [№3 с.225] принимаем материал выходного вала редуктора сталь 45, тогда (МПа) [№4 с.53]Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения из ряда Rа40 [№3 с.226] , тогда (мм) - диаметр вала в месте посадки подшипника,(мм) - диаметр вала в месте посадки шестерни,(мм) - диаметр вала в месте посадки звездочки.Определим длину ступицы:[№4 с.53](мм), принимаем (мм)По рекомендации [№4 с.53] предварительно принимаем длину выходного конца тихоходного вала(мм),расстояние между точками приложения реакции подшипников тихоходного вала (мм).Выполним упрощенный проверочный расчет(рекомендации [№3 с.229]) по формулам:[№3 с.228] [№3 с.228] [№3 с.227][№3 с.228]Из предыдущих расчетов имеем:окружная сила - (H)осевая сила - (H)радиальная сила - (H)Т2=3804,52 (Н*м)a1=а2=120 (мм)d2=560(мм) (Н*м) (Н*м) (Н*м) Приняв по табл.12.1 [№3 с.229] допускаемое напряжение (МПа) Т.к. в вместе посадки шестерни на валу будет шпоночный паз то увеличив расчетный диаметр на 10% , в результате получим dp=95(мм).Сравнивая расчетный диаметр вала с принятым:видим, что сопротивление усталости вала обеспечено со значительным запасом.б) Определим размеры быстроходного вала (червяка).Из предыдущих расчетов имеем:расстояние между центрами приложения реакции опор подшипников диаметр впадин Для увеличения прочности вала примем, что червяк изготовлен как одно целое валом [№3 с.232]. Т.о. ,диаметр вала вместе посадки подшипников По рекомендации [№4 с.54] принимаем диаметр выходного вала червяка равным 0,8…1,2 диаметра вала электродвигателя [№5, табл. 22.4, стр.38], т.е. Длину выходного вала примем .По табл. 9.2 [№2 с.203] назначаем 8 - ю степень точности. Эскизная компоновка и предварительные размеры.После определения размеров основных деталей выполним эскизную компоновку редуктора. Червяк и червячное колесо располагаем симметрично относительно опор и определяем соответствующие длины.; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; .По рекомендации [№1 с.380] : 1) принимаем диаметр вала под уплотнения для подшипников:быстроходного - ; тихоходного - ;2) зазор между колесом (и другими деталями) и корпусом: [№1 с.380] , принимаем 3) ширину подшипников предварительно принимаем равной их диаметру [№1 с.380], т.е. и .Подбор подшипников.Для вала червячного колеса предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7219 ГОСТ333 - 71 с размерами:; ; ; ; ; ; [№4 табл.5.34], рабочая температура Из предыдущих расчетов имеем:(H), (H), (H), , , .По рекомендации $13.4 [№3 с.246] проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию , где - требуемая величина грузоподъёмности; - динамическая грузоподъемность подшипника (из таблицы). [№3 с.246], где Р - эквивалентная динамическая нагрузка: [№3 с.247].Определим коэффициент [№2 т.16.5].При коэффициенте вращения V=1 [№2 прим. к ф.16.29] получим Из табл.16.5 [№2 с.335] находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок: ; По рекомендации к формуле 16,29 [№2 с.335]: коэффициент безопасности (умеренные толчки);температурный коэффициент (до ).Тогда (Н)Т.к. - обеспечен значительный запас прочности подшипниковых узлов вала червячного колеса.Для вала червяка предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7220 ГОСТ333 - 71 с размерами:; ; ; ; ; ; [№4 табл.5.34], рабочая температура Из предыдущих расчетов имеем:(H), (H), (H), , , .По рекомендации $13.4 [№3 с.246] проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию , где - требуемая величина грузоподъёмности; - динамическая грузоподъемность подшипника (из таблицы). [№3 с.246], где Р - эквивалентная динамическая нагрузка: [№3 с.247].Определим коэффициент [№2 т.16.5].При коэффициенте вращения V=1 [№2 прим. к ф.16.29] получим Из табл.16.5 [№2 с.335] находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок: ; По рекомендации к формуле 16,29 [№2 с.335]: коэффициент безопасности (умеренные толчки);температурный коэффициент (до ).Тогда (Н)Т.к. - обеспечен значительный запас прочности подшипниковых узлов вала червяка.Подбор шпонок и проверочный расчетшпоночного соединения.Для выходного конца быстроходного вала d1вых =70(мм), передающего вращающий момент Т1=246,98(Н*м).По табл. 4.1 [№4 с.78] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение А):b=20(мм) - ширина шпонки,h=12(мм) - высота шпонки,t1=7,5(мм) - глубина паза на валу,t2=4,9(мм) - глубина паза на муфте.Радиус закругления пазов 0,3<r<0,5(мм) (интерполяция)Учитывая длину вала и предполагаемую длину ступицы муфты = 130(мм), принимаем по СТ СЭВ 189 - 75 [№4 с.78] длину шпонки (мм).Расчетная длина шпонки [№3 с.55] (мм)Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести [№3 с.57], а допускаемый коэффициент запаса прочности [s]=2,3 (нагрузка постоянная нереверсивная) [№3 с.56], определим допускаемое напряжение [№3 с.57],(МПа)Проверим соединение на смятие: [№3 с.56],(МПа).Т.к. [№3 с.55] - прочность шпоночного соединения обеспечена. Напряжение среза [№3 с.55], где - площадь среза шпонки:(МПа)Т.к. [№3 с.57] - прочность шпоночного соединения обеспечена.Для вала под ступицу червячного колеса d2ш =100 (мм), передающего вращающий момент Т2=3804,52(Н*м), (мм).По табл. 4.1 [№4 с.78] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение А):b=28(мм); h=16(мм); t1=10(мм); t2=6,4(мм); 0,4<r<0,6(мм); (мм); (мм)(МПа).Т.к. - условие выполняется.(МПа)Т.к. - прочность шпоночного соединения обеспечена.Для выходного конца тихоходного вала d2ЗВ =90 (мм), передающего вращающий момент Т2=3804,52(Н*м).Учитывая длину вала и предполагаемую длину ступицы ведущей звездочки = 130(мм): шпонка призматическая со скрученными концами, исполнение А:b=25(мм); h=14(мм); t1=9(мм); t2=5,4(мм); 0,4<r<0,6(мм); (мм); (мм)(МПа).Т.к. - условие выполняется.(МПа)Т.к. - прочность шпоночного соединения обеспечена.Конструирование корпуса. Выбор арматуры. Компоновка редуктора.1. Для удобства сборки редуктора корпус выполняем разъем-ным; плоскость разъема совмещена со средней плоскостью колеса. Корпус и крышка литые из серого чугуна СЧ 15-32. При несущих корпусе и крышке корпуса толщины их стенок одинаковые. Расчетная толщина стенки [№1 с.384](мм) Принимаем (мм)2. Диаметр фундаментных болтов[№1 с.384](мм)Принимаем (мм)Для уменьшения габаритов и веса редуктора крышку и корпус соединяем шпильками, ввернутыми в корпус. Диаметры шпилек: у подшипников [№1 с.384](мм)для соединения крышки с корпусом [№1 с.384](мм)Крышки подшипников при диаметрах гнезд 180 и 170 мм прикре-плены каждая шестью болтами диаметром (мм)[№4 с.167].Для сня-тия крышки корпуса предусмотрен отжимной болт.Болты, шпильки и установочные штифты располагаем так, чтобы между ними (или соответствующими отверстиями для них) и ближайшей свободной поверхностью или отверстием оставалось тело толщиной не менее [№1 с.384] где -- диаметр соответствующей детали; оси этих деталей должны располагаться на расстояниях [№1 с.384] от ближайшего от-верстия или поверхности. Кроме того, должна быть обеспечена воз-можность поворота гаечного ключа. (мм) (мм) (мм) (мм) (мм) (мм) (мм) (мм)3. В принятой схеме редуктора подшипники червячного колеса и червяка находятся в верхнем положении. При такой конструкции редуктора под-шипники смазываются консистентной смазкой через пресс-масленки, а так же масляным туманом, образующимся в процессе работы [№6 с.348].4. При небольших габаритах редуктора для контроля уровня масла применен жезловой маслоуказатель, ввернутый в стенку корпуса.5. Компоновку и недостающие размеры рассчитываем по рекомендациям [№1 с.261].Компоновка узла червячного колеса.1. Определяем все конструктивные размеры зубчатого венца и ступицы колеса и наносим их на чертеж по рекомендации [№1 с.261].2. Вычерчиваем подшипники вала колеса.3. Определяем размеры подшипниковых гнезд, крышек подшип-ников, уплотнений и наносим эти детали на чертеж.4. Определяем толщину поясов, высоту бобышек для шпилек и проводим наружный контур корпуса.Форму и размеры основания корпуса определяем конструктивно в зависимости от положения редуктора и способа его крепления к фундаменту.Компоновка узла червячного вала.1. Размещаем подшипники в соответствии с выбранным рассто-янием между ними.2. Определяем размеры гнезд под подшипники, крышек подшипников и уплотнений и все эти детали наносим на чертеж.3. Обводим внутренний контур корпуса.4. Проводим наружный контур корпуса на проекции.Смазка зацепления и подшипников.1. Зацепление смазывается окунанием червячного колеса в масляную ванну. Глубина окунания - 1/3 радиуса колеса [№6 с.349]. При скорости скольжения (м/сек) по табл. 11.10 [№1 с.275] рекомендуемая вязкость масла (сст) (интерполяция). По табл. 11.11 [№1 с.275]выби-раем масло автотракторное АК - 152. Смазка подшипников - консистентная и масляным туманом, образующимся в процессе работы [№6 с.348]. Для конических роликоподшипни-ков при рабочей температуре < 110° С по табл. 11.11[№1 с.277] выбираем смазку ЦИАТИМ-201.Тепловой расчет редуктора. Получив предварительно размеры корпуса, производим теп-ловой расчет редуктора. Для увеличения поверхности охлаждения корпус редук-тора сделан ребристым. При данной конструкции корпуса обес-печивается достаточно хорошая циркуляция воздуха и можно при-нять коэффициент теплопередачи [№1 с.386]. Площадь поверхности ребер Fр Общая площадь поверхности охлаждения редуктора F' = F + 0,5* Fр[№1 с.387]. Площадь поверхности редуктора (без учета днища) F. Тогда F'=3,1+0,5*0,5=3,35(кв.м). При тем-пературе окружающей среды , температура масла:[№1 с.386]- что допустимо.Посадки основных деталей.1. Согласно табл. 11.13 [№1 с.279] выбираем легкопрессовую посадку червячного колеса на вал 2. При вращающихся валах и неподвижном корпусе, в соот-ветствии с табл. 9.7 и 9.8 [№1 с.206-207], выбираем посадки подшипников: на валы -- напряженную подшипниковую (Нп), в корпус -- сколь-зящую подшипниковую (Сп). Список использованной литературы.1. Г.М. Ицкович и др. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: «Машиностроение», -1970г.2. М.Н.Иванов и др. Детали машин. - М.: Высшая школа,- 1991г. 3. А.А.Эрдели, Н.А.Эрдели. Детали машин. - М.: Высшая школа,- 2002г.4. А.В. Кузьмин и др. Курсовое проектирование деталей машин. - Мн.: «Вышэйшая школа»,-1982г.5. Владимирский электромоторный завод: технический каталог - 2003г.,www.vemp.ru6. В.Н. Кудрявцев и др. Курсовое проектирование деталей машин. - Ленинград.: «Машиностроение», - 1984г. |
|
