Проект привода одноступенчатого червячного редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Забайкальский государственный педагогический университет им. Н.Г.Чернышевского

Технолого-экономический факультет

КАФЕДРА МАШИНОВЕДЕНИЯ

КУРСОВАЯ РАБОТА

Проект привода одноступенчатого червячного редуктора

Чита 2009 г.

Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет зубчатых колес редуктора

3. Предварительный расчет редуктора

4. Конструктивные размеры шестерни колеса

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6. Первый этап компоновки редуктора

7. Выбор подшипников

8. Второй этап компоновки редуктора

9. Тепловой расчет редуктора

10. Проверка прочности шпоночных соединений

11. Выбор сорта масла

12. Сборка редуктора

Заключение

Список литературы

Приложение

редуктор сборочный шероховатость конструирование

Введение

В процессе выполнения курсового проекта необходимо усвоить методику расчета и конструирования механизмов приборов и деталей, научиться пользоваться технической литературой, справочниками, каталогами, материалами ЕСКД, нормами и ГОСТ.

Необходимо развить в себе способность выполнения сборочных чертежей механизмов и рабочих чертежей детали с правильной постановкой размеров, предельных отклонений и шероховатостей, поверхности в соответствии с требованиями ЕСДП.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Примем КПД первичного редуктора з = 0,8

Требуемая мощность электродвигателя

Н_тр = Н/з (1)

гдеN - мощность на выходном валу, КВт

з - КПД редуктора

N_тр = 12 / 0,8 = 15 КВт

По таблице П₁ выбираем асинхронный двигатель с повышенным пусковым магнитом АОП2 - 64 - 2 , параметры которого N_дв = 17 КВт, n_дв = n₁ = 1440 об/мин. По таблице П₂ находим диаметр конца вала d _дв = 42 мм.

Передаточное отношение

і = n_дв / n₂ (2)

гдеn_дв - чистота вращения входного вала;

n_{2 -} частота вращения выходного вала.

і = 1500 / 90 = 16

2. Расчет редуктора

Число витков червяка Z₁ принимаем в зависимости от передаточного отношения (передаточного числа) по таблице 3.2.1. при і = 16 принимаем Z₁ = 4

Число зубьев червячного колеса

Z₂ = і · Z₁ (3)

Z₂ = 16 · 4 = 64

Выбираем материал червяка и червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкою для твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Так как к редуктору не предъявляется специальных требований, то в целях экономии принимаем для венца первичного колеса бронзу БрАЖ - 4 Л (отливка в землю).

Предварительно определяем ожидаемую скорость скольжения

U_s = 0.45 · 10³ · n₁ (4)

где Т₂ - вращающий момент на колесе

Т₂ = (9,55 · Н _дв) / n₂ (5)

Т₂ =

U_s = 0,45 · 10^-3 · 1500 · = 7,9 м/с

Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение [у]_Н = 140 Н/мм²

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 12,5

Вращающий момент на валу червячного колеса

М₂ = Н₂ / щ₂ (6)

гдещ₂ - угловая скорость выходного вала рад/с

щ₂ = Пn₂ / 30(7)

щ₂ =

М₂ =

Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К = 1,2

Определяем межосевое расстояние из угловой контактной прочности

бщ = (Z₂ /q + 1) (8)

бщ = (64/12,5 + 1)

Модуль

m = 2 бщ / (Z₂ + q) (9)

m = 2 · 264 / 64 + 12,.5 = 6,9 мм

Принимаем по ГОСТ 2144 - 76 стандартные значения

m = 10 и q = 12,5 мм.

Межосевое расстояние при стандартных значениях m и q

бщ = m ( q + Z₂) / 2 (10)

бщ = 10 (12,5 + 64) / 2 = 382,5 мм

Передаточное отношение U

U = Z₂ / Z₁ (11)

U = 64 / 4 = 16

Основные размеры червяка. Делительный диаметр червяка

d₁ = qm (12)

d₁ = 12,5 · 10 = 125 мм

Диаметр вершин витков червяка

da₁ = d₁ + 2m (13)

da₁ = 125 + 2 · 10 = 145 мм

Диаметр впадин витков червяка

df₁ = d₁ - 2,4 m (14)

df₁ = 125 - 2,4 · 10 = 101 мм

Длина нарезной части шлифованного червяка

в₁ ? (11 + 0,06 Z₂) m + 25 (15)

в₁? ( 11 + 0,06 · 64) · 10 + 25 = 173,4 мм

Принимаем в₁ = 173 мм

Делительный угол подъема j

tqj = Z₁ /q (16)

tqj = 4 / 12,5 = 0,32

j = 18^о 25ґ 06?

Основные размеры венца червячного колеса:

Делительный диаметр червячного колеса

d₂ = Z 2 m (17)

d₂ = 64 · 10 = 640 мм

Диаметр вершины зубьев червячного колеса

dq₂ = d₂ + 2 m (18)

dq₂ = 640 + 2 · 10 = 660 мм

Диаметр впадин червячного колеса

df₂ = d₂ - 2,4 m (19)

df₂ = 640 - 2,4 · 10 = 616 мм

Наибольший диаметр червячного колеса

da M₂ ? da + 6 m / Z₁ + 2 (20)

da M₂ ? 660 + (6 · 10) / (4+2) = 670 мм

Ширина венца червячного колеса

в₂ ? 0,75 da1 (21)

в₂ ? 0,75 · 145 = 108,75 мм

Окружная скорость червяка

И₁ = Пd₁ n₁ / 60 (22)

И₁ = 3,14 · 125 · 10^-3 · 1500 / 60 = 4,42 м/с

Скорость скольжения

Иs = И₁ / cos j (23)

Иs = 4,42 / 0,9479 = 4,6 м/с

При этой скорости [у] н = 138 Н/мм²отклонение

Перерасчета бщ делать не надо, необходимо проверить ун.

Для этого уточним КПД редуктора: при скорости Иs = 4,6, приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка

fґ = 0,020

pґ = 1^o 10ґ

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла

з = (0,95 ? 0,96) tqj / (j + pґ) (24)

з = (0.95 ? 0.96)

По таблице 2.7 выбираем 6-ю степень точности передач и нормативной гарантированной боковой зазор. В этом случае коэффициент динамичности Кч = 1,2.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки:

Кв = 1 + ( Z₂ /Q)³ · (1 - х) (25)

гдеQ - коэффициент деформации червяка;

х - вспомогательный коэффициент.

По таблице 3.2.8. Q = 94, х = 0,6.

Кв = 1 = (64 / 94)³ · (1 - 0,6) = 1,12

Коэффициент нагрузки

К = КВ Кч (26)

К = 1,12 · 1,1 · 1,2 = 1,3

Проверяем контактное напряжение

ун = 170 / (Z₂ / q) (27)

Эквивалентное число зубьев

Zч = Z₂ /cos³ j (28)

Zч = 64 / (0,9478)³ = 75

Коэффициент формы зуба по таблице 3.2.9.

IF = 2,09

Напряжение изгиба

уF = 1,2 М₂К I F/Z₂ в₂ m₂ (29)

уF = (1,2 · 1273 · 10³ · 1,3 · 2,09) / 64 · 640 · 10² = 104 Н/мм²

3. Предварительный расчет редуктора

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

Ведомого

Мк₂ = М₂ (30)

МК₂ = М₂ = 1273 · 10³ Н/мм

Ведущего (червяк)

МК₁ = М₁ = М₂ / Цз (31)

МК₁ = 1273 · 10³ / 19,5 · 0,9 = 79 · 10³ Н/мм

Витки червяка выполнены заодно с валом.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Ведущий вал

Диаметр выходного конца вала по расчету на кручение при [ф]н = 25 Н/мм²

dВ₁ (32)

dВ₁

Но для соединения его с валом электродвигателя примем

dB₁ = dдв = 42 мм

Диаметры подшипниковых шеек

dn₁ = dв₁ + 2Т (33)

гдеТ - определяем по таблице, Т = 1,2

dn₁ = 25 + 2 · T = 42 мм

Для выхода режущего инструмента при нарезании витков рекомендуются участки вала, прилегающие к нарезке, протачивать до диаметра меньше df_1.

Длина нарезной части в₁ = 173 мм.

Расстояние между спорами червяка

б₁ = da M₂ (34)

б₁ = 670 мм

Расстояние до середины выходного конца до ближайшей опоры f₁ =

Ведомый вал

Диаметр выходного конца

dв₂ = (35)

dв₂ =

Примем dв₂ = 70 мм

Диаметры подшипниковых шеек

dn₂ = dв₂ + 2 t (36)

dn₂ = 70 + 2 · 2,5 = 80 мм

Диаметр вала под червячным колесом

Дк₂ = dn₂ + 3 n (37)

Дк₂ = 80 + 4 · 3 = 90 мм

Диаметр структуры червячного колеса

dcm₂ = (1,6 : 1,8) dк₂ (38)

dcm₂ = (1,6 : 1,8) · 90 = (144 : 162)

Примем dcm₂ = 150 мм.

Длина ступицы червячного колеса

Lcm₂ = (1,2 : 1,8) dк₂ (39)

Lcm₂ = (1,2 : 1,8) · 90 = (108 : 162)

Примем Lcm₂ = 125 мм

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

у 0,04 а + 2 (40)

у= 0,04 · 182,5 + 2 = 9,3 мм

Примем у = 10 мм

у₁ = 0,032 а + 2 (41)

у₁ = 0,032 · 182,5 + 2 = 7,84 мм

Примем у₁ = 10 мм

Толщина фланцев (поясков) корпуса и крышки:

в = в₁ = 1,5 у (42)

в = 1,5 · 10 = 15 мм

Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек

Р₁ = 1,5 у (43)

Р₁ = 1,5 · 10 = 15 мм

Р₂ = (2,25 : 2,27) у (44)

Р₂ = (2,25 : 2,27) · 10 = 22,5 : 2,75

Примем Р₂ = 25 мм

Диаметры болтов: фундаментальных.

d₁ = (0,30 : 0,36) а + 12 (45)

d₁ = (0,30 : 0,36) 182,5 + 12 = 18 - 19 мм

Примем болты с резьбой М 20.

Диаметр болтов d₂ = 16 мм и d₃ = 12 мм

6. Первый этап компоновки редуктора

Вычертить на двух проекциях червяк и червячное колесо.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, принять зазор между стенкой и червячным колесом и между стенкой и ступицей червячного колеса ? 15 мм.

Вычертить подшипники колеса на расстояние б₁ = dаМ₂ = 670 мм, один от другого, располагая их симметрично, относительно среднего сечения червяка.

Так же симметрично располагаем подшипники вала червячного колеса. Расстояние между ними замерить по чертежу б₂ =

7. Выбор подшипников

В связи с тем, что в червячном зацеплении возникают значительные усилия, принять радиально - упорные подшипники: шариковые средний червяка и роликовые конические легкой серии вала червячного колеса.

Проверка долговечности подшипников

Усилия в зацеплении.

Окружное усилие на червячном колесе, равное осевому усилию на червяке.

Р₂ = Ра₁ = 2М₂ / d₂ (46)

Р₂ = 2 · 1273 · 10³ / 640 = 3978 Н

Окружное усилие на червяке, равное основному усилию на колесе

Р₁ = Ра₂ = 2М₁ / d₁ (47)

Р₁ = 2 · 79 · 10³ /125 = 1264 Н

Радиальные усилия на червяке и колесе

Рr₂ = Pr₁ = P₂tqб (48)

Pr₂ = 3978 tq 20^o = 1445 H

Червяк имеет правое направление витков.

Вал червяка

Расстояние между опорами б₁ = 670 мм

Диаметр d₁ = 125 мм

Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Рх обозначить цифрой «2»)

В плоскости XZ

Rx₁ = Rx₂ = P₁ /2 (49)

Rx₁ = 1264 / 2 = 632 H

В плоскости YZ

- Ry₁ + Pr₁ ( б₁/2) - Pa₁ (d/2) = 0 (50)

Ry₁ = (1445 · 670/2 - 3978 · 125/2) = 353 Y

Ry₂ = (485750 + 248625) / 670 = 1096 H

Проверка: Ry₁ + Ry₂ - Pr₁ = 353 + 1092 - 1450 = 0

Суммарные реакции:

Fr₁ = R₁ = (51)

Fr₁ =

Fr₂ = R₂ = (52)

Fr₂ = = 1265 H

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально - упорных подшипников

S₁ = eFr₁ (53)

S₁ = 0,68 · 723 = 491 H

S₂ = eFr₂ (54)

S₂ = 0,68 · 1265 = 860 H

Осевые нагрузки подшипников в нашем случае

S₁ < S₂ ; Fa = Pa₁ > S₂ - S₁; тогда Fа₁ = S₁ = 491 Н

Fa₂ = S₁ + Fa (55)

Fa₂ = 491 + 3978 = 4469 H

Рассмотрим левый подшипник

Отношение

Fa₁ / Fr₁ = 491 / 723 = 0,68 = e

Осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Рэ₁ = Fr₁ · V KуKT (56)

Рэ₁ = 723 · 1,3 = 989,9 Н

Рассмотрим правый подшипник

Fa₂ / Fr₂ = 4469 / 1265 = 3,52 > e

Поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой:

Рэ₂ = (хFr₂ V + YFa₂) kуKT (57)

Рэ₂ = (0,4 · 1265 · 1 + 0,87 · 4469) · 1,3 = 5712 Н = 5,7 кН

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.

Расчетная долговечность, млн. об.,

L = (c/Pэ₂)³ (58)

L = (56,8 / 5,7)³ = 970 млн. об.

Расчетная долговечность, ч.

Ih = L · 10⁶ / 60 n₁ (59)

Ih = 970 · 10⁶ /60 · 1500 = 10777 ч > т.ч.

Ведомый вал

Расстояние между опорами б₂ = 330 мм

Диаметр d = 640 мм

В плоскости YZ

Rz₃ = Rz₄ = P₂ / 2 (60)

Rz₃ = 3978 / 2 = 1989 H

В плоскости YZ

Ry₃б₂ + Pr₂ (б₂ / 2) - Pa₂ (d₂ / 2) = 0 (61)

Ry₃ = 1264 · 320 - 1445 · 165 - 238425 / 330 = 503 H

Ry₄ = Pr₂ = 404480 + 238425 = 1948 H

Проверка:

Ry₃ - Ry₄ + Pr₂ = 0 (62)

503 - 1948 + 1265 = 0

Суммарные реакции

Fr₃ = R₃ = (63)

Fr³ =

Fr₄ = R₄ = (64)

Fr₄ =

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

S₃ = 0,83 e Fr₃ (65)

S₃ = 0,83 · 0,411 · 2051 = 699 Н

S₄ = 0.83 e Fr₄ (66)

S₄ = 0,83 · 0,411 · 2784 = 961 Н

Осевые нагрузки подшипников в нашем случае S₃ < S₄ ; Fa = Pa₂ > S₄ - S₃, тогда Fa₃ = S₃ = 699 H

Fa₄ = S₃ + Fa (67)

Fa₄ = 699 + 1264 = 1963 H

Для правого (с индексом «3») подшипника

Fa₃ / Fr₃ = 699 / 2051 = 0,340 < e

Поэтому осевые силы не учитываем

Эквивалентная нагрузка

Рэ₃ = Fr₃ V k у KT (68)

Рэ₃ = 2051 · 1,3 = 2666 Н

В качестве опор ведомого вала примем одинаковые подшипники 7516. Долговечность определяем для левого подшипника, для которого эквивалентная нагрузка значительно больше.

Для левого (индекс «4») подшипника

Fa₄ / Fr₄ (69)

1963 / 2784 = 0,650 > е

Мы должны учитывать осевые силы при подсчете эквивалентной нагрузки.

Примем V - 1; к у = 1,3; х = 0,4.

Для конических подшипников х = 0,4 и у = 1,459

Рэ₄ = (0,4 · 2784 · 1 + 1,459 · 1963) · 1,31 = 4924 Н = 4,9 кН

Расчетная долговечность, млн. об.

L = (c /Рэ₄) (70)

L = (56,8 / 4,9) = 9000 млн. об. мин.

Расчетная долговечность, ч.

бh = б · 10⁶ / 60n₂ (71)

бh = > 10000 т.ч.

гдеn₂ = 90 об/ мин. Частота вращения вала червячного колеса.

8. Второй этап компоновки редуктора

Используем чертежи первого этапа компоновки.

Смазка зацепления и подшипников - разбрызгиванием жидкого масла, залитого в корпус ниже уровня витков так, чтобы избежать чрезмерного заполнения подшипников маслом, нагнетаемым червяком.

На валу червяка устанавливаем крыльчатки: при работе редуктора они будут разбрызгивать масло и забрасывать его на колесо и в подшипники.

Уплотнение валов обеспечивается резиновыми манжетами. В крышке люка корпуса отдушины. В нижней части корпуса вычеркиваем пробку для спуска масла и устанавливаем маслоуказыватель с трубкой из оргстекла.

Конструируем стенку корпуса и крышки. Вычеркиваем фланцы и нижний пояс. Конструируем крюки для подъема.

Устанавливаем крышки подшипников гладкие и сквозные для манжетных уплотнений. Под крышки устанавливаем металлические прокладки для регулировки.

Вычерчиваем шпонки.

На выходном конце вала червяка

в · h · б = 12 · 8 · 42 мм

На выходном конце вала червячного колеса

В · h · б = 18 · 11 · 80 мм

9. Тепловой расчет редуктора

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности F ? 0,73 м².

Условные работы без перегрева без продолжительности работе.

? t = t_m - t_B= N₄ (1 - n) / RtF ? [?t] (72)

гдеNч = 17 кВт = 17000 Вт - мощность на червяке

Rt = 17 Вт (м² с^о) - коэффициент теплопередачи.

?t = 17000 (1 - 0,9) / 17 · 0,73 = 136 > [?t]

Допускаемый перепад температур при нижнем червяке [?t] = 60. Для уменьшения ?t следует, соответственно увеличивать теплоотдающую поверхность пропорционально соотношению.

?t / [?t] = 136 / 60, сделав корпус ребристым.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными концами. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [у] см = 100 : 120 Н/мм²

Ведущий вал

dв₁ = 42 мм; в · h · б = 12 · 8 · 42 мм.

Мк₁ = 79 · 10³ мм, t₁ = 5 мм

у см = 2 М₁ / (dв₁(h - t₁) (l - в) (73)

у см = 2 · 79 · 10³ / (42 (8 - ) (42 - 12) = 38 Н мм² < [у]см

Ведомый вал.

Из двух шпонок - под червячным колесом и на выходном конце вала червячного колеса - далее нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).

Проверим шпону на выходном конце ведомого вала.

dв₂ = 63 мм; в · h · б = 18 · 11· 80 мм.

t₁ = 7,5 мм

у см = 2М₂ / (dв₂ (h - t₁ ) (б - в) (74)

у см = 2 · 1273 · 10³ / 63 · 4,5 · 62 = 110 Н/мм² < [у]

11. Выбор сорта масла

Смазка зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла. По таблице 3.11.1. установить вязкость масла. При скорости скольжения И_ск = 9,9 м/с рекомендуемая вязкость V₅₀ = 118 c ст.

По таблице 3.11.2. принимаем масло индустриальное N = 100А по ГОСТ 20799 - 75.

12. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того, что на червячной вал надевают крыльчатки и шариковые, радиально - упорные подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80^о - 100^о С. Собранный червячный вал вставляют в корпус.

В начале сборки червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора и бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают роликовые конические подшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основание корпуса и нагревают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхность стыка фланцев спиртовым маслом. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух конических штифтов и затягивают болты.

Закладывают в подшипниковые, сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливают крышки с прокладками.

Ввертывают провод в маслоспускного отверстие с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие отдушиной. Собранный редуктор обкатывают и испытывают на складе в соответствии с техническими условиями.

Заключение

В процессе выполнения курсового проекта усвоили методику расчета и конструирования механизмов проборов и деталей, научились пользоваться технической литературой, каталогами, материалами ЕСКД, нормами и ГОСТ.

Развили в себе способность выполнения сборочных чертежей механизмов и рабочих чертежей деталей с правильной постановкой размеров, предельных отклонений и шероховатостей поверхности в соответствии с требованиями ЕСДП.

Список литературы

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя. Изд. 5-е в 3-х тт. - М.: Машиностроение, 2007.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Расчет допусков размеров - М.: Машиностроение, 2006.

3. Детали машин - Метод. указ. - Чита: Заб. ГПУ - 2008.

4. Иванов М.Н. Детали машин. Учебник для вузов. Изд. 6-е. М. Высшая школа., 2006.

5. Черновский С.А. Курсовая проектирования деталей машин. Изд. 2-е. М.: Машиностроение, 1998.

Приложение

Расчет валов на прочность

Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка.

У_пр = ( 0,375 + 0.625

У_пр

Стрела прогиба

f =

f =

Допускаемый прогиб

[f] = (0,005 : 0,01) m

[f] = (0,005 : 0,01) 10 = 0,05 : 0,1 мм.

Жидкость обеспечивается, т.к.

f = 0,00905 мм < [f]

Определение коэффициента запаса прочности в опасных сечения вала червячного колеса.

S =

гдеFтц - окружная сила, Н.

Fтц =

гдеFv - от центробежных сил.

Fv = q · д²

Fv = 3,8 · 2,65² = 25Н

Ff = 9,81 Kf · qац

Ff = 9,81 · 1,5 · 3,8 · 1,562 = 80Н.

Расчетная нагрузка на валы.

Fв = Fтц + 2 Ff

Fв = 2150 + 2 · 80 = 2310 Н

S =

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [S] ? 9,4; следовательно, условие S > [S] выполнено.

Размещено на Allbest.ru