КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
НА ТЕМУ:
«ПРОЕКТ ЧЕРВЯЧНОГОРЕДУКТОРА»
Днепропетровск 2010
Введение
Курсовой проект –самостоятельная конструкторская работа. При выполнении проекта нужно проявитьмаксимум инициативы и самостоятельности.
Цель курсового проекта –углубить теоретические и практические навыки и знания, полученные в процессеобучения, а также закрепить необходимые навыки конструирования, расчета иэксплуатации червячного редуктора.
В данном курсовом проектенеобходимо решить следующие задачи:
1. Спроектировать 2 червячныепередачи на 5 kH*м на выходном валу.
2. Расчет на прочность.
3. Выбор подшипники из условияТСЛ =10000 часов.
1. Назначениеи область применения привода
Редуктором называютмеханизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в видеотдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочеймашине.
Назначение редуктора – понижениеугловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению свалом ведущим.
Редуктор состоит излитого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи – червяк,червячное колесо, подшипники, вал и пр. Входной вал редуктора посредствомзубчато-ременной передачи соединяется с двигателем, выходной посредством муфты –с конвейером.
Червячные редукторыприменяют для передачи движения между валами, оси которых перекрещиваются.
Так как КПД червячныхредукторов невысок, то для передачи больших мощностей в установках, работающихнепрерывно, проектировать их нецелесообразно. Практически червячные редукторыприменяют для передачи мощности, как правило, до 45 кВт и в виде исключения до150 кВт.
2. Расчетная часть
2.1 Спроектировать 2 червячныепередачи на 5kH*м на выходном валу
Исходные данные длярасчета: выходная мощность – />=5 кВт; выходнаячастота вращения вала рабочей машины – /> =65об/мин; нагрузка постоянная; долговечность привода – 10000 часов.
/>
Рис. 1 –кинематическая схема привода: 1 – двигатель; 2 – клиноременная передача; 3 –червячная передача; 4 – муфта
Определение требуемоймощности электродвигателя
/> – (2.1)
где: />-коэффициентполезного действия (КПД) общий.
/>х/> (2.2)
где [3, табл. 2.2]: /> — КПД ременной передачи
/> — КПД червячной передачи
/> — КПД подшипников
/> — КПД муфты
/>
/>
Определяем частотывращения и угловые скорости валов.
/> — угловая скорость двигателя;
/> — число оборотов быстроходного вала;
/> — угловая скорость быстроходного вала;
/> — число оборотов тихоходного вала;
/> – угловая скоростьтихоходного вала.
Определение мощностей ипередаваемых крутящих моментов валов
Определяем мощности навалах
Расчет ведем по [3]
Мощность двигателя -/>
Определяем мощность набыстроходном валу
/> (3.1)
/>
Определяем мощность натихоходном валу
/> (3.2)
/>
Определяем вращающиемоменты на валах
Определяем вращающиемоменты на валах двигателя, быстроходном и тихоходном валах по формуле
/> (3.3)
/>
/>
/>
Расчет червячной передачи
Исходные данные
/>
/>
/>
/>
/>
Выбор материала червяка ичервячного колеса
Для червяка с учетоммощности передачи выбираем [1, c. 211] сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующимшлифованием.
Марка материалачервячного колеса зависит от скорости скольжения
/> (4.1)
/>м/с
Для венца червячногоколеса примем бронзу БрА9Ж3Л, отлитую в кокиль.
Предварительный расчетпередачи
Определяем допускаемоеконтактное напряжение [1]:
[ун] =КHLСv0,9sв, (4.2)
где Сv – коэффициент,учитывающий износ материалов, для Vs=0,75 он равен 1,21
sв, – предел прочностипри растяжении, для БрА9Ж3Л sв,=500
КHL – коэффициентдолговечности
КHL =/>, (4.3)
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 зависимостиот передаточного числа при U = 17 принимаем Z1 = 2
Число зубьев червячногоколеса Z2 = Z1 x U= 2 x17 = 34
Принимаем предварительнокоэффициент диаметра червяка q = 10;
Коэффициент нагрузки К =1,2; [1]
Определяем межосевоерасстояние [1, c. 61]
/> (4.5)
/>
Вычисляем модуль
/> (4.6)
/>
Принимаем по ГОСТ2144–76(таблица 4.1 и 4.2) стандартные значения
m = 4.5
q = 10
Тогда пересчитываеммежосевое расстояние по стандартным значениям m, q и Z2:
/> (4.7)
/>
Принимаем aw = 100 мм.
Расчет геометрическихразмеров и параметров передачи
Основные размерычервяка.:
Делительный диаметрчервяка
/> (4.8)
/>
Диаметры вершин и впадин витковчервяка
/> (4.9)
/>
/> (4.10)
/>
Длина нарезной частишлифованного червяка [1]
/> (4.11)
/>
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 геометрическиеразмеры червячного колеса [1]:
Делительный диаметрчервячного колеса
/> (4.12)
/>
Диаметры вершин и впадин зубьевчервячного колеса
/> (4.13)
/>
/> (4.14)
/>
Наибольший диаметрчервячного колеса
/> (4.15)
/>
Ширина венца червячногоколеса
/> (4.16)
/>
Принимаем b2=32 мм
Окружная скорость
/> (4.17)
червяка -/>
колеса – />
Скорость скольжениязубьев [1, формула 4.15]
/>
КПД редуктора с учетомпотерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивания масла [1, формула4.14]
/>
Уточняем вращающий моментна валу червячного колеса
/> (4.18)
/>
По [1, табл. 4.7]выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициентадинамичности Kv = 1,1
Коэффициент неравномерностираспределения нагрузки [1, формула 4.26]
/>
В этой формулекоэффициент деформации червяка при q =10 и Z1 =2 /> [1, табл.4.6]
При незначительныхколебаниях нагрузки вспомогательный коэффициент Х=0,6
/>
Коэффициент нагрузки
/>
Таблица 1. Параметрычервячной передачиПараметр 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 наопорах в местах подшипников.
Рассматриваемвертикальную плоскость (ось у)
Изгибающий момент отосевой силы Fабудет:
mа=[Faxd/2]:
mа=6370·40×10-3/2=127,4Н×м.
Определяем реакции вподшипниках 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 характерныеточки 1,2,2’, 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1у=0;
М2у= RАy·а;
М2у=2526·0,093=235Нм;
М2’у= М2у– mа(слева);
М2’у=235–174,5=60,5Нм;
М3у=0;
М4у=0;
Строим эпюру изгибающихмоментов Му, Нм.
Рассматриваемгоризонтальную 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. Эпюрыизгибающих и крутящих моментов ведущего вала
Назначаем характерныеточки 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 изгибающихмоментов Мх.
Крутящий момент
ТI-I=0;
ТII-II=T1=Ft·d1/2;
ТII-II=2,76Нм
Определяем суммарныеизгибающие моменты:
/>
/>
/>
/>
/>
Определяем эквивалентныемоменты:
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
По рис. 2 видно, чтонаиболее опасным является сечение С-С ведущего вала.
2.3 Выбор подшипников
Так как межосевоерасстояние составляет 100 мм для червяка выбираем роликовые подшипники7309 ГОСТ333–79, а для червячного колеса – 7518 ГОСТ333–79 (рис. 3).
/>
Рис. 3 ПодшипникГОСТ333–79.
Параметры подшипниковприведены в табл. 2.
Таблица 2. ПараметрыподшипниковПараметр 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 радиальныенагрузки, действующие на подшипники
/>; (12.1)
/>; />
Здесь подшипник 2 – этоопора А в сторону которой действует осевая сила Fа (рис. 2).
/>;
/>; />
Назначаем тип подшипника,определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который еевоспринимает (здесь подшипник 2)
/>;
/>;
Так как соотношениебольше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник среднейсерии по dп3=45 мм.
/>
Рис. 4 Схеманагружения вала-червяка
Определяем осевыесоставляющие 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 осевыенагрузки, действующие на подшипники.
FaI=S1;
FaII=S2+FaI;
FaI=489Н;
FaII=489+723; FaII=1216Н.
Определяем эквивалентнуюнагрузку 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 – температурныйкоэффициент;
Kф =1 (до 100єС)
Fэ2=(0,4×1×2577+1,78×1216)×1,5×1; Fэ2=3195Н=3,2 кН
Определяем номинальнуюдолговечность роликовых подшипников в часах
/> [1, c. 211];
Подставляем в формулу(12.2):
/>; />ч.
По заданию долговечностьпривода Lhmin=10000 ч.
В нашем случае Lh> Lhmin, принимаем окончательнодля червяка подшипник 7309.
Определяем радиальныенагрузки, действующие на подшипники
/>; />
Здесь подшипник 2 – этоопора А в сторону которой действует осевая сила Fа.
/>;
/>;
/>
Назначаем тип подшипника,определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который еевоспринимает (здесь подшипник 2)
/>;
/>;
/>>е
где V – коэффициент вращения,при вращении внутреннего кольца V=1.
/>
Тогда Х=0,4.
Изображаем схемунагружения подшипников. Подшипники устанавливаем враспор.
/>
Рис. 5. Схеманагружения тихоходного вала
Определяем осевыесоставляющие от радиальных нагрузок
S=0,83×e×Fr
S1=0,83×0,392×7496; S1=2440Н;
S2=0,83×0,392×10426; S2=3392Н.
Определяем осевыенагрузки, действующие на подшипники.
FaI=S1;
FaII=S2+FaI;
FaI=2440Н;
FaII=2440+3392; FaII=5832Н.
Определяем эквивалентнуюнагрузку 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 – температурныйкоэффициент;
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 номинальнуюдолговечность роликовых подшипников в часах
/>
Подставляем в формулу(12.2):
/>; />ч.
По заданию долговечностьпривода Lhmin=10000 ч.
В нашем случае Lh> Lhmin, принимаем окончательнодля червяка подшипник 7518.
3. Выбор системы и видасмазки
Скорость скольжения взацеплении VS = 0.8 м/с. Контактные напряжения sН = 510 Н/мм2.По таблице 10.29 из [3] выбираем масло И-Т-Д-460.
Используем картернуюсистему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венецзубчатого колеса был в него погружен на глубину hм (рис. 6):
/>
Рис. 6 Схемаопределения уровня масла в редукторе
hм max £ 0.25d2 = 0.25×160 = 40 мм;
hм min= m = 4 мм.
При вращении колеса маслобудет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенкикорпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесьчастиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутрикорпуса деталей, в том числе и подшипники.
Объем масляной ванны
V = 0.65×PII = 0.65×7 = 4.55 л.
Контроль уровня маслапроизводится пробками уровня, которые ставятся попарно в зоне верхнего инижнего уровней смазки. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливкамасла в редуктор производится через съемную крышку.
И для вала-червяка, и длявала червячного колеса выберем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752–79. Установимих рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступмасла.
Заключение
Во время выполнениякурсового проекта, я углубил теоретические, практические навыки и знания,полученные в процессе обучения, а также закрепил необходимые навыки конструирования, расчета иэксплуатации механизма червячного редуктора. А также, решил следующие конструкторскиезадачи:
1. Спроектировал 2 червячныепередачи на 5kH*м на выходном валу.
2. Проверил на прочность.
3. Подобрал подшипники изусловия ТСЛ =10000 часов.
червячный редуктор передача подшипник
Литература
1. С.А. Чернавскийи др. «Курсовое проектирование деталей машин» М. 1987 г.
2. Анурьев В.И. Справочникконструктора-машиностроителя: В 3 т. -8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой.– М.: Машиностроение, 1999
3. Шейнблит А.Е. Курсовоепроектирование 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.