Сборка червячного редуктора

смотреть на рефераты похожие на "Сборка червячного редуктора"
Курсовой проект на тему
«Сборка червячного редуктора»
РЕФЕРАТ
Пояснительная записка к курсовому проекту: 49 с., 5 рис., 2 табл., 3 источника.
Объектом данной работы является червячный редуктор общего назначения.
Цель работы — расчет и проектирование редуктора со следующими параметрами: передаваемая мощность — 4.2 кВт, частота вращения выходного вала — 45 об/мин.
Разработка редуктора выполнялась на основе теории зубчатых передач. При расчете отдельных элементов устройства использованы теории прочности (проектирование валов, расчет шпонок) и надежности (выбор подшипников).
В результате работы спроектирован редуктор, обеспечивающий заданные параметры и разработан его общий вид. Объем проведенных расчетов и конструкторских проработок позволяет перейти к разработке комплекта технической документации на одноступенчатый червячный редуктор общего назначения.
РЕДУКТОР, СБОРОЧНЫЙ ЧЕРТЕЖ, ВАЛ, ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ, РЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА,
ЧЕРВЯЧНАЯ ПЕРЕДАЧА, ЧЕРВЯЧНОЕ КОЛЕСО, ЭПЮРА
ЗАДАНИЕ для курсового проекта по предмету Теоретическая механика раздел «Детали машин» учащемуся специальности 5.090242курса 2 группы МО-00-1д тов. Сивер Донецкого электрометаллургического техникума.
Тема задания: рассчитать червячный редуктор общего назначения.
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ Мощность на выходном валу редуктора, pвых = 4,2 КВт. Частота вращения ведомого вала, nвых = 45 об/мин. Режим нагрузки — постоянный. Редуктор предназначен для длительной эксплуатации и мелкосерийного производства.
Курсовой проект на указанную тему выполняется учащимся техникума в следующем объеме:
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
1. Общая часть Введение
2. Расчетная часть 2.1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя. 2.2. Расчет клиноременной передачи. 2.3. Расчет зубчатой передачи редуктора. 2.4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников. 2.5. Конструктивные размеры шестерни и колеса. 2.6. Конструктивные размеры корпуса редуктора. 2.7. Первый этап эскизной компоновки редуктора. 2.8. Проверка долговечности подшипников. 2.9. Второй этап эскизной компоновки редуктора. 2.10. Выбор посадок основных деталей редуктора. 2.11. Тепловой расчет редуктора. 2.12. Проверка прочности шпоночных соединений. 2.13. Уточненный расчет валов. 2.14. Выбор сорта масла. 2.15. Сборка редуктора.
3. Графическая часть Лист 1. Сборочный чертеж
РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА 1. Чернавский С.А., Боков К.Н. Курсовое проектирование деталей машин.— М.: 1987. 2. Дунаев П.Ф.. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование.— М.: 1990. 3. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин.— М.: 1984. 4. Чернилевский Д.В. Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование.— К.: 1987.
КАЛЕНДАРНЫЙ ГРАФИК выполнения курсового проекта |№ |Содержание работ |Примерн|Месяц и дни выполнения | |п | |ый | | |/ | |объем | | |п | |работ, | | | | |% | | |1 |1435 |151,2 |36,34 | |2 |722,5 |75,62 |69,79 | |3 |45,0 |4,9 |897 |
[pic]
Кинем. схема
2.2. Расчёт шинорем. передачи
Исходные данные для расчёта: - передаваемая мощность — 5,5 кВт; - частота вращения ведущего шкива — 1445 об/мин; - передаточное число ирем = 2.
По номогра мме рисунок 5.2 ( ) в зависимости от частоты вращения n1 = 1445 об/мин и перед. мощности Рэл.дв. = 5,5 кВт принимаем сечение клинового ремня А.
Вращающий момент: Ттр = Рэл.тр. / ?1 ?1 = ?n / 30 = 3,14 * 1445 / 30 = 151,2с – 1 Ттp = 5,5 * 103 / 151,2 = 36376 Н мм
Диаметр меньшего шкива d1 = (3...4) 3?Tтр d1 = (3...4) 3?36376 = 99,4...132,5
Согласно таб. 5.4 min (( шкива 90 мм.
Принимаем d = 100 мм.
Диаметр большого шкива d2 = upeм * d1 * (l – ?) где ? = 0,015 — скольжение ремня и = 2 — перед. число рем. перед. d2 = 2 * 100(1 – 0,015) = 197
Принимаем d2 = 200 мм
Уточняем перед. число d2 / d1(1 – ?) = 200 / 100(1 – 0,015) = 2,03.
Окончательно принимаем диам. шкивов: d1 = 100 мм; d2 = 200 мм.
Межосевое расстояние следует принять в интервале: amin = 0,55 (d1 + d2) + Tо аmax = d1 + d2 где То — высота сечения ремня аmin = 0,55(100 + 200) + 8 = 173 аmax = 100 + 200 = 300 мм
Предварительно принимаем арем = 240 мм.
Расчетная длина ремня определяется по формуле: Lp = 2apeм + 0,5?(d1 + d2) + (d2 – d1)2 / 4 * арем Lp = 2 * 240 + 0,5 * 3,14(100 + 200) + (200 – 100)2 / 4 * 240 = 961,7 мм
Ближайшее стан. значение длины ремня по ГОСТ 12841-80 L = 1000 мм.
Условное обозначение ремня сечения А с расчетной длиной L = 1000 мм с хордной тканью в тянущем слое.
Ремень А — 1000Т ГОСТ 12841-80.
Уточненное значение межосевого расстояния aрем с учетом стандарт, длины ремня L считаем по формуле: арем = 0,25[(L – ?) + ?(L – ?)2 – 2y где ? = 0,5?(d2 – d1) = 0,5 * 3,14(200 – 100) = 157,1 y = (d1 + d2)2 = (100 + 200)2 = 90000 мм2 арем = 0,25[(1000 – 157,1) + ?(1000 – 157,1)2 – 2 * 90000 = 392,8 мм
Принимаем арем = 392 мм.
При монтаже передачи необх. обеспечить возможность уменьшения межосевого расст. на 0,01L = 0,01 * 1000 = 10 мм для обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L = 0,025 * 1000 = 25 мм для натяжения ремней.
Угол обхвата меньшего шкива опред. по формуле L = 180° – 57° ((d2 – d1) / aрем)) = 180 – 57((200 – 100) / 392) = 165° 30'
Коэф. режима работы, учитыв. условия эксплуатации Ср = 1,0.
Коэф. учит, влияние длины ремня с1 = 0,98.
Коэф. учит. Влияние угла обхвата с1 = 0,98.
Скорость ремня: v = (?d1n1) / (60 * 103) = (3,14 * 100 * 1445) / (60 * 103) = 7,57 м/с Ро — мощность передав. одним ремнем 1,6 кВт коэф. числа ремня в передаче сz = 0,9
Число ремней: z = (55 * 1) / (1,6 * 0,98 * 0,9 * 0,98) = 3,71
Принял z = 4
Определяем силу предвар. натяж. Fo, и одного клинового ремн: Fo = 850 * Pном * C1 / z * V * Cx * СР = (850 * 5,5 * 0,98) / (4 * 7,57 * 0,98 * 1) = 154,5 Н
Давление на вал определяется по формуле: Fa = 2Fo * zsina / 2 = 2 * 154,5 * 4sin165,5 / 2 = 1226 Н
Ширина шкивов Вш = (Я – 1)у + 2а = (4 – 1)15 + 2 * 10 = 65 мм.
2.3. Расчёт зубчатой передачи редуктора
Число витков червяка z1 принимаем в зависимости от передаточного числа.
При и = 15...30 число витков червяка z1 = 2.
Число зубьев червячного колеса: z2 = z1 * и = 16 * 2 = 32
Выбираем материал червяка и червячного колеса.
Для червяка Сталь 45 с закалкой до твёрдости 45HRC с последующим шлифованием.
Т. к. материал колеса связан со скоростью скольжения, определяем предварительно ожидаемую скорость скольжения: Vs = 4,3 * ?и?T2 / 10 Т2 = Р / ?2 = 4,2 * 103 / 4,7 = 897 Нм
Вращающий момент на колесе: ?2 = ?1 / и2 * ипep = 151,2 / 2 * 16 = 4,7с-1 Vs = 4,3 * 4,7 * 16 3?1019,10 4 / 10 * = 3,39м/с
При скорости Vs = 2...5м/с применяют безоловянные бронзы и латуни
Принимаем БрАЖ9 – 4, отливка в землю ?в = 400 МПа, ?Т = 200МПа.
Для червяка допускаемое напряжение [?]н = [?]н° – 25Vs где [?]н° — 300 МПа при твердости > 45 HRC [?]н = 300 – 25 * 3,39 = 215,25 МПа
Допускаемое напряжение изгиба [?]f = KFL[?]F° где KFL = 102 / N — коэффициент долговечности N — общее число циклов перемены напряжений N = 573?2Ln;
Т. к. общее время работы передачи неизвестно, то принимаем N = 25 * 107 KFL = 9?l06 / 25 * 107 = 0,54 [?]F° = 0,25 * ? + 0,08 ?u; [?]F° = 0,25 * 200 + 0,08 * 400 = 82МПа [?]F° = 0,54 * 82 = 44,28 МПа
Межосевое расстояние передачи: aw > 61 3?Т2 * 103 / [?]Н2 > 61 3?897 * 103 / 215,252 = 166,3 мм.
Полученное межосевое расстояние округляем в большую сторону до целого числа аw = 180 мм
Предварительно определяем модуль зацепления: m = (l,5...1,7)aw / z2 = (l,5...1,7)180 / 32 = 8,4...9,56 мм
Значение модуля округляем в большую сторону до стандартного ряда т = 10
Из условия жёсткости определяем коэф. диаметра червяка q = (0,212...0,25) * z2 = (0,212...0,25) * 32 = 6,78...8
Полученное значение округляем до стандартного q = 10
Определяем коэффициент смещения инструмента х: X = (aw / M) – 0,5(q + z2) Х = 180 / 10 – 0,5 (10 + 32) = -3
По условию неподрезания и незаострённости зубьев -1 ? Х ? +1
Если это условие не выполняется, то следует варьировать значениями q, z2 или aw.
Примем q = 8; z2 = 32; aw = 200. Х = 200 / 10 – 0,5(8 + 32) = 0 Условие выполняется.
Определяем фактическое значение межосевого расстояния: aw = 0,5m(q + z2) = 0,5 * 10(8 + 32) = 200 мм
Определяем основные геометрические параметры передачи:
Основные размеры червяка делительный диаметр d1 = qm = 8 * 10 = 80 мм начальный диаметр dw1 = m(q + 2x) = 10(8 + 2 * 0) = 80 мм Диаметр вершин витков da1 = d1 + 2Т = 80 + 2 * 10 = 100 мм Диаметр впадин витков df1 = d1 – 2,4m = 80 – 2,4 * 10 = 56 мм Делительный угол подъема линии витков y = arctg(z1 / q) = arctg2 / 10 = 11,3099° Длина нарезной части червяка в1 = (10 + 5,5 / х / + z1)m + c1 где х – коэф. смещения при х ? 0 с = 0 в1 = (10 + 2)10 = 120 мм
Основные размеры венца червячного колеса делительный диаметр d2 = dw2 = mz2 = 10 * 32 = 320 мм диаметр впадин зубьев df2 = d2 – 2m(1,2 – х) = 320 – 2 * 10(1,2 – 0) = 296 мм наибольший диаметр колеса dam2 е,
Поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учётом осевой Pэ2 = (XPz2V + YPa2)KбKT Рэ2 = (0,40 * 1867,61 + 1,459 * 5997,38) * 1,3 = 12346,38Н = 12,35 кН где Х = 0,40; Y = 1,459 см. [1, табл. 9.18] для конических подшипников.
Расчётная долговечность определяется по формуле: L = (С / Рэ2)3 = (72,2 / 12,35)3 = 200 млн. об. Расчетная долговечность, r: Lh = L106 / 60n Lh = 200 * 106 / 60 * 722,5 = 5618 r Где n = 722,5 об/мин — частота вращения червяка
Ведомый вал.
Расстояние между опорами (между точками приложения радиальных реакций Р3 и Р4) L2 = 125 мм, диаметр колеса d2 = 320 мм.
Реакции опор
Левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Fa2 обозначим цифрой «4» и при определении осевого нагружения будем считать ее «второй».
В плоскости xz Rz3 = Rz4 = Ft2 / 2 Rz3 = Rz4 = 5606,25 / 2 = 2803,13 H
В плоскости yz Ry3 L2 + Fz2 L2 / 2 – Fa2 d2 / 2 = 0 Ry3 = (Fa2 d2 – Fz2 L) / 2L2 = (1742,5 * 320 – 2040,5 * 125) / 2 * 125 = 1210,15 H Ry4 L2 – Fz2 L2 / 2 – Fa2 d2 / 2 = 0 Ry4 = (Fz2 L2 + Fa2d2) / 2L2 = (2040,5 * 125 + 1742,5 * 320) / 2 * 125 = 3250,65 H
Проверка: Ry3 – Ry4 + Fz2 = 0 1210,15 – 3250,65 + 2040,5 = 0
Суммарные реакции: Р3 = Рr3 = ?Rz32 + Ry32 Р3 = Рr3 = ?2803,132 + 1210,152 = 3053,2 Н Pr4 = Pr4 = ?Rz42 + Ry42 P4 = Pr4 = ?2803,13 + 3250,65 = 4292,35 H
Осевые составляющие радиальных реакции конических подшипников S3 = 0,83 е Рr3 S3 = 0,83 * 0,41 * 3053,2 = 1039 Н S4 = 0,83 е Рr4 S4 = 0,83 * 0,41 * 4292,35 = 1460,7 H где е = 0,41 — коэффициент влияния осевого нагружения В нашем случае S3 Pa3 = Fa?S4 – S3 Тогда Ра3 = S3 = 1039 Н Pa4 = S4 = 1460,7 H
Для левого (с индексом 4) подшипника отношения: Ра4 / Рr4 = 1460,7 / 4292,35 = 0,34
Поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.
Эквивалентная нагрузка Рэ4 = Рr4VKбKt Рэ4 = 4292,35 * 1,3 = 5580 Н
В качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7212.
Для правого подшипника: Ра3 / РrЗ = 1039 / 3053,2 = 034
Осевые силы не учитываем и определяем эквивалентную нагрузку: Рэ3 = Рr3VКбKt Рэ3 = 3053,2 * 1,3 = 3969,16 Н = 3,969 kН
Расчетная долговечность, млн. об.: L = (с / Рэ3)3 L = (42,7 / 3,969)3 = 1254 млн. об.
Расчетная долговечность, r: Lh = L 106 / 60п Lh = 1254 * 106 / 60 * 45 = 464761 r Где п = 45 об/мин — частота вращения вала червячного колеса.
По ГОСТ 16162-85 минимальная долговечность подшипников для червячных редукторов Lh = 50004, следовательно подшипники выбраны правильно.
2.8. Второй этап компоновки редуктора
Используем чертежи первого этапа компоновки. Второй этап представлен на листе и имеет целью конструктивно оформить основные детали — червячный вал, вал червячного колеса, червячное колесо, корпус, подшипниковые узлы и др.
Смазка зацепления и подшипников — разбрызгиванием жидкого масла, залитого в корпус ниже уровня витков так, чтобы избежать чрезмерного заполнения подшипников маслом начиняемым червяком. На валу червяка устанавливаем крыльчатки. При работе редуктора они будут разбрызгивать масло и забрасывать его на колесо и в подшипнике.
Уплотнение валов обеспечивается резиновыми манжетами. В крышке тока размещаем отдушину. В нижней части корпуса вычерчиваем пробку для спуска масла и устанавливаем маслоуказатель с трубкой из оргстекла.
Конструируем стенку корпуса и крышки. Их размеры были определены ранее. Вычерчиваем фланцы и нижний пояс. Конструируем крюки для подъема. Устанавливаем крышки подшипников глухие и сквозные с манжетными уплотнениями. Под крышки устанавливаем металлические прокладки для регулировки. Конструкцию червячного колеса выполняем по [1], рис. 109, насаживая бронзовый венец на чугунный центр с натягом. Посадка Н7 / р6 по ГОСТ 25347-82
Вычерчиваем призматические шпонки: на выходном конце вала червяка: b * h * l = 14 * 8 * 40 мм на выходном конце вала червячного колеса: b * h * l = 14 * 9 * 80 мм и под червячным колесом: b * h * l = 20 * 12 * 80 мм
2.9. Выбор посадок основных деталей редуктора
Выбор посадок колец подшипников
Быстроходный вал (вал 2, рис. 1) редуктора устанавливается на конические роликовые подшипники. Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет следовательно, циркуляционное нагружение.
По таблице 6.5. [2] выбираем поле допуска вала — к6.
Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. По табл. 6.6 [2] определяем поле допуска отверстия = Н7
Тихоходный вал (вал 3, рис. 1) устанавливается на роликовых подшипниках.
Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет, следовательно, циркуляционное нагружение. По табл. 6.5 [2] выбираем поле допуска вала к6.
Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. По табл. 6.6 [2] определяем поле допуска отверстия — Н7
Выбор посадки червячного колеса на вал. Примем, что вращательный момент (табл. 1) передается от колеса к валу соединением с натягом. Для подбора посадки примем материал вала сталь 40 * Н (?Т1 = 750 Н/мм2) Материал колеса — чугун (?Т2 = 280 Н/мм2). Сборка осуществляется нагревом колеса.
Используем методику подбора посадок с натягом, изложенную в парагр. 3 гл. 5 [2]
Устанавливаем колесо на вал с натягом к6 через шпонку.
2.10. Проверка прочности шпоночных соединений.
Призматические шпонки выбранные для редуктора, проверяем на снятие. Проверку проводим для шпонки под колесом.
Условие прочности ?см = Ft / Aсм ? [?]cм где Ft — окружная сила на колесе, Н Acм = (0,94h – t1) lp — площадь снятия, мм2 Здесь lр = l – b — рабочая длина шпонки ?см = 38,3 Н/мм2 Т.к. ступицу колеса изготавливаем из чугуна, то значение [?] см снижаем вдвое: ?см = 38,3
2.11. Уточненный расчёт валов
Червячный вал проверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчёта геометрических характеристик (d1 = 80; da1 = 100 мм; df1 = 56 мм), значительно превосходят те, которые могли быть получены расчётом на кручение. Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жёсткость).
Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка: Jnp = ?df / 64(0,375 + 0,625da1 / df1) Jnp = 3,14 * 56 / 64(0,375 + 0,625 * 100 / 56) = 72 * 104 мм4.
Стрела прогиба: f = l1 ?Ft1 + Fr1 / 48 E Jnp f = 0,02 мм
Допускаемый прогиб [f] = (0,005...0,01)m = (0,005...0,01)8 = 0,04...0,08 мм.
Таким образом, жёсткость обеспечена, так как f = 0,02
Определение коэффициентов запасов прочности в опасных сечениях вала червячного колеса.
Построение эпюр моментов вала червячного колеса. Для построения эпюр моментов определяем значение изгибающих моментов в характерных сечениях вала (см. рис. 5). [pic]
Рисунок 5 — Эпюры моментов
Вертикальная плоскость (YOZ): Сечение 3 Мх = 0 Сечение 1 Mx = Ry4 * 86 * 10-3
Мх = 3250,65 * 86 * 0,001 = 279,6 Нм Сечение 4 Mx = Fy2 * 47,5 * 10-3
Мх = 5606,25 * 133,5 * 0,001 = 748,4 Нм Сечение 2 Мх = 0
Горизонтальная плоскость (XOZ) Сечение 3 Му = 0 Сечение 1 My = Rz4 * 86 * 10-3
Мy = 2803,13 * 83 * 0,001 = 241 Нм Сечение 4 (справа) My = Rz3 * 47,5 * 10-3
Мy = 2803,13 * 47,5 * 0,001 = 133,1 Нм Сечение 4 (слева) Мy = 2040,13 * 133,5 * 0,001 – 2803 * 47,5 * 0,001 = -139,2 Нм
МR = М2 = 69,79 Нм
Осевой момент сопротивления: W = nd3 / 32 = 3,14 * 603 / 32 = 21195 мм3 Материал вала — сталь 40ХН
Из таблицы 12.7 [2] определяем допускаемые напряжения для данного материала: ?вр = 920 Н/мм2 ?т = 750 Н/мм2 ?-1 = 420 Н/мм2 ? = 25Н/мм2
Опасным сечением является сечение 1 на валу
Выполняем расчёт сечения 1 на статическую прочность: Результирующий изгибающий момент М = ?Mx2 + Мy2 М = ?279,62 + 2412 = 369,13 Нм Mk = T = 891
Эквивалентное напряжение: ?экв = ?M2 + Mk2 / W = 964,4
Коэффициент запаса прочности по текучести при коэффициенте перегрузки Кп = 2,5 определяется: SТ = ?Т / Кп?экв ST = 750 / 2,5 * 964,4