Конструирование и расчет червячного редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

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 валу

Pпр = Ft.V = 6,51 = 6,5 кВт

Ft - тяговое усилие цепи конвейера;V - скорость движения цепи.

Определение КПД приводаз0.

з0 = змзчпзпп3зцп= 0,980,750.9930.93 = 0,66

зм - КПД муфты, 0,98;

-КПД червячной передачи, 0,75;

зцп - КПД цепной передачи, 0,93;

зпп - КПД пары подшипников, 0,99.

Определение ориентировочного значения мощности двигателяP`дв.

P`дв= 9,84 кВт

Определение частоты вращения приводного валаnпр

= 403 мм

t- шаг, z-число зубьев.

nдв= 47,4 .

Определение ориентировочногозначения частоты вращения вала двигателя.

n`дв= nпривuредiцп= 47,4230= 2844 .

uред - передаточное число редуктора, принимаем uред=30;

iцп - передаточное отношение цепной передачи, принимаем iцп=2.

1.6.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.

Uред= 30,59

Определение частот вращения валов привода.

Частота вращения вала червяка nч= 2900 об/мин.

Выходной вал.

nвых = 94,8

Вал приводной.

nприв= 47,4

Определение крутящих моментов на валах привода.

Вал двигателя

Тдв= 9550·Рдв/nдв = 9550 = 36,03 Н

Входной вал редуктора

Твх= Тдв· зм· зпп= 36,03 ·0.98·0.99= 34,95 Н

Выходной вал редуктора.

Твых = Тпром·uТ· зпп· ззп = 34,9·30.59·0.99·0.85= 899,66 Н

Приводной вал редуктора

Тпр=Твых·зпп·iцпцп = 899,66·0.99·2·0.93= 1656,6 Н

Исходные данные для расчета передач.

На входном валу

T1= Tвх= 34,95 Нм

n1= nвх = 2900 об/мин

На выходном валу

T1=Tвых=899,66Нм

n1= 94,8об/мин

iч =30

Цепная передача

Р1=Рдв· = 11· 0,98· 0,992· 0,75=7.924 кВт

n1=94,8 об/мин

i = 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

z1=10; z2= z1·iцп; z2= 10·2=20<z2max=100…120,

где z2max - максимальное число зубьев ведомой звёздочки,

20< 100 - условие выполнено.

2.2 Предварительное определение межосевого расстояния 1

а1= (30…50)рц, а=35·125 =437,5 мм

Определяем расчетную мощность передачи:

P= P1kдkаkнkрегkс·kреж·kz·kn,

где

kд - коэффициент динамической нагрузки, kд =1,25

kа - коэффициент межосевого расстояния, kа =1

kн - коэффициент наклона линии центра к горизонту, kн =1,25

kрег- коэффициент, учитывающий способ натяжения цепи, kрег =1

kс - коэффициент, учитывающий способ смазки, kс =1

kреж - коэффициент, учитывающий режим работы, kреж =1,25

kz - коэффициент числа зубьев

kz= z01/z1,

где z01 - число зубьев ведущей звёздочки типовой передачи, z01=25

kz=25/20=1,25

kn - коэффициент частоты вращения

kn= n01/n1,

где n01 - частота вращения ведущей звёздочки типовой передачи, об/мин,

n01=100

kz=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

t=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

Ft= P/V,

Ft = 7,9·1000/0,625=12640 Н

2.9 Определение натяжения от центробежных сил Fх

Fх=qV2,

где q - масса единицы длины цепи, кг/м, q =5,5

Fх= 5,5 · 0,6252 = 2,148 Н

Определение силы предварительного натяжения цепи F0

F0=kf·a·q·g,

где kf - коэффициент провисания, kf =6;

а - длина свободной ветви цепи, м, а=1,5005;

g - ускорение свободного падения, м/с2, g=9,81.

F0=6·1,5005 ·5,5·9,81=485 Н

2.11 Определение возможности резонансных колебаний

где n1к - критическая частота вращения, об/мин.

47,9<98,4- условие выполняется, резонанса нет.

Нагрузка на вал от цепной передачи

Fk=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;

NHE - эквивалентное число циклов перемены напряжений.

T - крутящий момент на валу;

б - коэффициент, учитывающий распределение времени действия нагрузки;

tц - время работы передачи;

n2 - частота вращения вала колеса, об/мин.

tц = 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;

KFL - коэффициент долговечности при расчёте на изгибную выносливость

KFL =

где: NFG - базовое число циклов перемены напряжений. NFG=106

NFE - эквивалентное число циклов перемены напряжений.

=60·(1,49·0,7+(0,6·1,4)9·0,3)·94,81·1027,11=84854474,08

KFL = =

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.

aw=0.625[(q/z2)+1]

= 1.26·105

- модуль упругости материала червяка;

- модуль упругости материала колеса.

aw= 0,625 = 158,79 мм

Ориентировочное значение коэффициента диаметра червяка.

= 0,3·31= 9,18

примем

q=10

3.2.6 Модуль

= = 7,9

примем

m=8

Делительные диаметры червяка и колеса

d1 = mq= 8 ·10= 80 мм

d2 = mZ2 = 8·30,59= 244,72 мм

3.2.8 Угол подъёма витков резьбы червяка

г = arctg(z1/q) = arctg (1/10)= 5,71

Окружная скорость червяка

V1== = 12,14 м/с

Уточним скорость скольжения в передаче

VS = V1/cosг = 12,14/cos0,1 = 12,20 м/с

Коэффициент торцового перекрытия

=1,84

Окружная скорость на колесе

V1= = = 1,21 м/с

3.2.13 Коэффициент нагрузки

KH=KF=KV•Kв,=1,2·1,1=1,32

Проверка по контактным напряжениям

? , допускается - ? 0,15

Рабочие контактные напряжения

= 1,18 = 209

б = 75;

д=0,8727 ( 50°)- угол обхвата, рад;

о= 0,75 - коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной линии.

Окружная сила на червяке и колесе

Ft1 = 2 T1/d1= 2= 873,75 Н

Ft2 =2 T2/d2 = 2899,66/244,7210-3= 7352,56 Н

Осевые силы на червяке и колесе

Fa1= Ft2 = 7352,56

Fa2 = Ft1= 873,75

Радиальная сила для червяка и колеса

Fr = Ft2tgб = 7352,563,73= 27440 Н

Модуль нормальный

mn = mcosг = 80,999=7,982

Диаметры выступов червяка и колеса

da1 = d1 + 2 m = 80+16 = 96 мм

da2 = d2 + 2 m = 244,72+16 = 260,72 мм

3.2.20 Диаметры впадин червяка и колеса

df1 = d1 - 2,4m = 80-2,48=60,8 мм

df2 = d2 - 2,4m = 244,72-2,4 мм

Ширина зубчатого венца колеса

b2 = 0,75da1=0,7596=72

Длина нарезной части червяка при коэффициенте смещения x=0

b1 = (11+0,06z2) m= (11+0,0631)8= 102,88 мм

Эквивалентное число зубьев колеса

zV2 = z2 / cos3г = 31/0,997=31,09

Коэффициент формы зуба колеса

YF2= 1,74

Проверка по напряжениям изгиба

уF = 0.7 YF2= 0,7 = 20,78

20,78

Уточним кпд передачи

з = = = 0,83

ц - угол трения в зацеплении

Максимальный диаметр колеса

daM2=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)

dм=36 мм

б) определим диаметр вала под подшипники.

dп=dм+2h=36+8=44 мм

принимаем диаметр под подшипники равным 45 мм.

в) определяем диаметр буртика на валу

dб=dп+2h=45+10=55 мм

г) принимаем

dп=dу=45 мм

Проектный расчет выходного вала редуктора (рис. 2).

Рис. 2 - Выходной вал редуктора

а) определим наименьший диаметр вала по формуле

dм=

б) определяем диаметр вала под подшипники

dп=dм+2h=63+14=77 мм

принимаем диаметр вала под подшипники равным 75 мм

в) диаметр вала под уплотнение

dп=dу=75 мм

г) диаметр под колесо

dк=dп+2мм=75+2=77 мм

д) принимаем диаметр вала под втулку

dвт=dк=77 мм

е) диаметр вала под буртик

dб=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 которого

Cрок 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.

P=3

L-долговечность в млн. оборотов

Эквивалентная радиальная нагрузка

Где

-радиальная иосевая силы;

Х, Y-коэффициенты радиальной иосевой силX=1,Y=0.

V-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

P=210791.25=26348

Осевые составляющие радиальных нагрузок.

SА = e1/*Fr1 = 0.19*16003 = 3040H;

SВ = e2/*Fr2 = 0.19*21079 = 4005H.

Расчётная осевая нагрузка:

Fa2 = 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:

L1 = L*0,001 = 140.2*0,001 = 0.140 млн. об.

L2 = L*0,4 = 140.2*0,4 = 98.14 млн. об.

L3 = L*0,6 = 140.2*0,3 = 42.6 млн. об.

Динамическая нагрузка с учётом графика нагрузки

P1 = Pr2*1.4= 26348*1.5 = 39522H

P2 = Pr2 *1= 26348H

P3 = 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

d=10 мм

Число винтов для крышки

Zшт=6

Диаметр отверстия под винт

мм

Наружный диаметр фланца

Dф=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

мм

Высота крышки

мм

Глубина проточки h1=2 мм

Диаметр резьбы

d=12мм

Число винтов для крышки

Zшт=6

Диаметр отверстия под винт

мм

Наружный диаметр фланца

Dф=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

D=65мм

h=10мм

h1=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

d=10 мм

Число винтов для крышки

Zшт=6

Диаметр отверстия под винт

мм

Наружный диаметр фланца

Dф=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

D=100 мм

h=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

d=12мм

Число винтов для крышки

Zшт=6

Диаметр отверстия под винт

мм

Наружный диаметр фланца

Dф=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

,

где

Выбираем стандартную длину шпонки l = 80мм

Определение размеров корпуса и крышки редуктора

Определим толщину стенки корпуса и крышки

д= 0,025ат+3=0,025*132+3=6,6мм

д1=0,02*ат+3=5,64мм

Принимаем д и д1равными 8 мм;

Толщина ребер корпуса редуктора:

m=(0,85…..1)д=6мм

3.8.3 Толщина ребер крышки редуктора:

m1=(0,85…..1)д1=6мм

3.8.4 Диаметр фундаментных болтов:

d1=(0,03)ат+12=16мм

3.8.5 Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой:

d3=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 100?С 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.

3. Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Издательский центр «Академия», 2003. - 496 с.

4. Решетов Д.М. Атлас деталей машин. - М.: Машиностроение, 88.

5. Леликов О.П. Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин. - М.: Машиностроение, 2004. - 440 с.

6. Чернавский С.А., Снесарев Г.А., Козинцев Б.С. и др. Проектирование механических передач. - М.: Машиностроение, 1984. - 580 с.

Размещено на Allbest.ru