Проектирование редуктора с зубчатой червячной передачей в закрытом корпусе

Размещено на http:www.allbest.ru/

ВВЕДЕНИЕ

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Материальное могущество современного человека заключено в технике - машинах, механизмах, аппаратах и приборах, выполняющих весьма разнообразную полезную работу. Поэтому технический уровень многих отраслей в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения.

На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.

Ускорение научно-технического прогресса связано с дальнейшим усовершенствованием и развитием конструкций современных машин. Проектируемые машины и механизмы должны иметь следующие технические характеристики:

- высокую производительность и высокий КПД;

- небольшой расход энергии и материалов;

- наименьшие габариты и массу;

- высокую надёжность и безопасность;

- экономичность и технологичность в производстве;

- удобство и безопасность в обслуживании;

- должны изготовляться из стандартных и унифицированных деталей и узлов. червячный редуктор подшипник

Объектом курсового проектирования является привод различных механизмов и машин, например, ленточных и цепных конвейеров, испытательных стендов, загрузочных устройств термопечей и т. д.

Привод - это система, состоящая из электродвигателя и связанных с ним устройств для приведения в движение рабочих органов машины.

В заданном приводе движение от электродвигателя через муфту передается на ведущий вал червячного редуктора, затем на ведомый вал червячного редуктора, от него - на цепную передачу, которая приводит в действие машину, выполняющую основную работу.

Заданный для проектирования редуктор представляет собой зубчатую червячную передачу в закрытом корпусе.

Редуктор одноступенчатый с нижним расположением червяка, оси валов колеса червяка скрещиваются под углом девяносто градусов. Режим работы постоянный. Редуктор предназначен для длительной работы с нереверсивной передачи. Валы установлены на подшипниках качения.

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Окружная сила на диске F=2,5 кН;

Скорость подачи земли V=0,55 м/сек.;

Диаметр диска D=700 мм.;

Срок службы привода L=6 лет.

Срок службы приводного устройства.

Срок службы:

L_h= 365*К_год*К_сут ,

где L_r= 6 лет - срок службы привода,

К_год = 0,75,

К_сут = 0,64 ,

L_h=365*6*24*0,75*0,64 =25228,8 часов.

Рабочий ресурс привода принимаем L_h= 25228,8 часов.

Привод работает в спокойном режиме, без колебаний, режим работы - нереверсивный.

1.Выбор двигателя и кинематический расчёт привода

Определение мощности и частоты вращения двигателя

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения - от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

1) Р_рм=F*V - требуемая мощность рабочей машины.

Р_рм=F*V=2500*0,55=1375 Вт=1,37 кВт.,

2) =_зп*_оп *_пк²*_м - общий коэффициент полезного действия (КПД).

По табл. 2.2:

_зп=0,92 - КПД закрытой червячной передачи,

_чп=0,88 - КПД чашевого питателя,

_пк=0,995 - КПД одной пары подшипников качения,

_м=0,86 - КПД муфты.

=0,92*0,88*0,995²*0,86=0,68.

3) Р_дв= Р_рм/ - требуемая мощность двигателя.

Р_дв=1,37/0,68=2,045 кВт.

4) Р_ном> Р_дв - номинальная мощность двигателя.

По табл. K9. выбираем двигатель: 100L6.

Р_ном= 2,2 кВт, n_ном= 1000 об/мин.

Определение передаточного числа привода и его ступеней

Передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя к частоте вращения приводного вала рабочей машины при номинальной нагрузке.

Для ленточных конвейеров:

1) n_рм=60000*V/(*D) - частота вращения приводного вала рабочей машины.

Где - D диаметр барабана,

n_рм=60000*0,55/(*700)= 15.01 об/мин.

2) U= n_ном/ n_рм - общее передаточное число привода.

U= 1000/15.01 = 66,62

3) Передаточные отношения ступеней привода.

U_зп=20 - передаточное число червячной передачи, назначено исходя из рекомендаций
в табл. 2.3.

U_оп=U/ U_зп - передаточное число чашевого питателя (диска и приводного ролика).

U_оп= 66,62 / 20 = 3,33

Определение силовых и кинематических параметров привода

Силовые и кинематические параметры привода рассчитывают на валах из требуемой мощности двигателя и его номинальной частоты вращения при установившемся режиме.

Р_ном=2,045 кВт - требуемая мощность двигателя,

Р₁= Р_ном*_ч.п.*_п.к.*_м = 2,045*0,97*0,995*0,98 = 1,93 кВт - мощность на на быстроходном валу,

Р₂= Р₁*_з.п.*_п.к. = 1,93*0,92*0,995 = 1,76 кВт - мощность на на тихоходном валу,

Р_б.= 1,76 кВт - мощность на приводном ролике чашевого питателя,

n_ном=1000 об/мин - число оборотов двигателя,

n₁= n_ном = 1000 об/мин - число оборотов быстроходного вала,

n₂= n₁/ U_з.п. = 1000/20=50 об/мин - число оборотов тихоходного вала,

n_б.= n₂ = 50 об/мин - число оборотов приводного ролика чашевого питателя,

_ном= *n_ном/30 = 3,14*1000/30 = 104,66 с^-1 - угловая скорость вала двигателя,

₁ = 104,66 с^-1 - угловая скорость быстроходного вала,

₂=₁/ U_з.п. = 104,66/20,0 = 5,23 с^-1 - угловая скорость тихоходного вала,

_б.=₂ = 5,23 с^-1 - угловая скорость приводного ролика чашевого питателя,

Т_дв= Р_дв/_ном= 2200/104,66 = 21,02 Н*м - вращающий момент на валу двигателя,

Т₁= Т_дв*_ч.п.*_п.к.* _м = 21,02*0,97* 0,995*0,98 = 19,88 Н*м - вращающий момент на быстроходном валу редуктора,

Т₂= Т₁* U_з.п.*_з.п.*_п.к.= 19,88*20,0*0,92*0,995 = 363,96 Н*м - вращающий момент на тихоходном валу,

Т_б.= Т₂= 363,96 Н*м - вращающий момент на приводном ролике чашевого питателя.

2. Расчёт редуктора

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твёрдости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то в целях экономии принимаем для венца червячного колеса бронзу Бр.АЖ9-4Л (оливка в землю).

Предварительно примем скорость скольжения в зацеплении v_s=5 м/с. Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение [у]_Н=155 Н/мм².допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы [у₀]_F=F_FL[у₀]^/_F. В этой формуле F_FL=0,543 при длительной работе, когда число циклов нагружений зуба N_У?25*10⁷; [у₀]^/_F=989 Н/мм²

[у₀]_F=0,543*98=53,3 Н/мм².

Число витков червяка z₁ принимаем в зависимости от передаточного отношения, при i=20 принимаем z₁=2.

Число зубьев червячного колеса

z₂=iz₁=20*2=40.

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=10.

Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К=1,2.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности

Модуль

Принимаем по ГОСТ 2144-76 стандартные значения m=8 и q=10.

Межосевое расстояние при стандартных значениях m и q

Основные размеры червяка

делительный диаметр

d₁=qm,

d₁=10*8=80 мм,

диаметр вершин витков червяка

d_a1=d₁+2m,

d_a1=80+2*8=96 мм,

диаметр впадин витков червяка

d_f1=d₁-2.4*m,

d_f1=80-2,4*8=60,8 мм,

длина нарезанной части шлифованного червяка

b₁?(11+0.06z₂)m,

b₁?(11+0.06*40)*8=107,2 мм,

принимаем b₁=110 мм,

делительный угол подъёма г

г=11°18ґ36ґґ.

Основные размеры венца червячного колеса

делительный диаметр червячного колеса

d₂=z₂ m,

d₂=40*8=320 мм,

диаметр вершин зубьев червячного колеса

d_a2=d₂+2m,

d_a2=320+2*8=336 мм,

диаметр впадин зубьев червячного колеса

d_f2=d₂-2.4*m,

d_f2=320-2,4*8=300,8 мм,

наибольший диаметр червячного колеса

ширина венца червячного колеса

b₂?0.75d_a1,

b₂?0.75*96=72 мм.

Окружная скорость червяка

Скорость скольжения

При такой скорости [у]_Н =157 Н/мм².

Отклонение , к тому межосевое расстояние по расчёту было получено а_ю=160 мм, а после выравнивания m и g по стандарту было увеличено до а_ю=200 мм, т.е. на 25%, и пересчёта а_ю делать не надо, необходимо лишь проверить у_Н. Для этого уточняем КПД редуктора:

При скорости v_s=4,26 м/с приведённый коэффициент трения для безоловянистой бронзы и шлифованного червяка f^ґ=0,020*1,5=0,03 и приведённый угол трения с^ґ=1°43ґ.

КПД редуктора с учётом потерь в опорах, потерь на разбрызгивания и перемещения масла

Выбираем 7-ю степень точности передачи и нормальный гарантированный боковой зазор ч. В этом случае коэффициент динамичности К_v=1,1.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки

где коэффициент деформации червяка при g=10 и z₁=2, ?=86. Примем вспомогательный коэффициент x=0,6 (незначительные колебания нагрузки)

Коэффициент нагрузки

К=1,04*1,1=1,14.

Проверяем контактное напряжение

Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб.

Эквивалентное число зубьев

Коэффициент формы зуба Y_F=2,25.

Напряжение изгиба

что значительно меньше вышеперечисленного выше [у₀]_F=53,3 Н/мм².

3. Предварительный расчёт валов редуктора и конструирование червяка и червячного колеса

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведомого (вал червячного колеса)

М_к2=М₂=363,98 Н*м,

ведущего (червяка)

М_к1=М₁=19,88 Н*м.

Витки червяка выполнены заодно с валом

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

d_в1=

d_в1 = мм.

Но для соединения его с валом электродвигателя примем d_в1= d_дв=28 мм; для того, что бы червячный вал проходил через подшипниковые отверстия увеличиваем диаметры подшипниковых шеек d_п1=45 мм. Параметры нарезанной части: d_f1=60,8 мм; d₁=80 мм и d_а1=96 мм. Для выхода режущего инструмента при нарезании витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке, протачивать до диаметра меньше d_f1.

Длина нарезанной части b₁=110 мм.

Расстояние между опорами червяка примем l₁=340 мм;

Расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры f₁=90 мм.

Ведомый вал.

Диаметр выходного конца

d_в2=

d_в2 = мм.

Принимаем d_в2=42 мм.

Диаметры подшипниковых шеек d_п2=50 мм, диаметр вала в месте посадки червячного колеса d_к2=55 мм.

Диаметр ступицы червячного колеса

d_ст=(1,6ч1,8) d_к2=(1,6ч1,8)*55=88ч99 мм.

Принимаем d_ст=95 мм.

Длина ступицы червячного колеса

l_ст=(1,2ч1,8) d_к2=(1,2ч1,8)*55=66ч99 мм.

Принимаем l_ст=90 мм.

1. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

д=0,04а+2=0,04*200+2=8 мм,

принимаем д=8 мм;

д₁=0,032а+2=0,032*200+2=8,4 мм,

принимаем д₁=8 мм;

Толщина фланцев (поясков) корпуса и крышки

b=b₁=1,5д=1,5*8=12 мм,

принимаем b=b₁=12 мм;

Диаметры болтов:

фундаментных d₁=(0,03ч0,036)а+12=(0,03ч0,036)*200+12=18ч19,2 мм,

принимаем болты с резьбой М20;

диаметр болтов d₂=16 мм и d₃=12 мм.

2. Первый этап компоновки редуктора

Принимаем подшипники

Условное обозначение подшипников	d	D	B	Грузоподъёмность кН
	Размеры, мм	С	С0
46309 7210	45 50	100 90	25 21	64,1 56	37 40

5. Проверка долговечности подшипников

Усилия в зацеплении окружное усилие на червячном колесе, равное осевому усилию на червяке,

окружное усилие на червяке, равное осевому усилию на колесе,

радиальные усилия на колесе и червяке

Р_r1=P_r2=P₂*tgб,

Р_r1=P_r2=2275*tg20°=828 Н.

При отсутствии специальных требований червяк должен иметь правое направление витков.



Рис.1. Усилия в червячном зацеплении и опорные реакции.

Направление усилий представлены на рис.1, опоры, воспринимающие внешние осевые усилия обозначим цифрами 2 и4.

Вал червяка

Расстояния между опорами l₁=340 мм. Диаметр 80 мм.

Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Р_а1, обозначаем цифрой «2»):

в плоскости zx

в плоскости yz

Проверка R_y1+R_y2-P_r1=146+682-828=0

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

S₁=eF_r1=0,68*288=195 H;

S₂=eF_r2=0,68*726=494 H,

для подшипников шариковых радиально-упорных с углом б=26° коэффициент влияния осевого нагружения е=0,68.

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае S₁?S₂; F_a=P_a1?S₂-S₁; тогда F_a1=S₁=195 H; F_a2=S₁+F_a=195+2275=2470 Н.

Рассмотрим левый (первый) подшипник.

Отношение ?е; осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Р_э1=F_r1*V* K_у *К_т=288*1,3=374 Н.

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.

Рассмотрим правый (второй) подшипник.

Отношение е, коэффициенты X=0.4 и Y=1,124

поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учётом осевой

Р_э2=(XF_r2V+YF_a2)K_уК_т=(0,4726*1+1,124*2470)*1,3=3610 Н=3.61 кН.

Расчётная долговечность, млн. об.,

Расчётная долговечность, ч,

где n=1000 об/мин - частота вращения червяка.

Ведомый вал

Расстояние между опорами l₂=125 мм; диаметр d₂=320 мм.

Реакции опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Р_а2, будем считать цифрой «4» и при определении осевого нагружения будем считать её «второй».

В плоскости xz

В плоскости yz

Проверка: R_y3-R_y4+P_r2=222-1050+828=0.

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

S₃=0,83eF_r3=0,83*0,374*1159=360 H;

S₄=0,83eF_r4=0,83*0,374*1548=480 H,

для подшипников 7210 коэффициент влияния осевого нагружения е=0,374.

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае S₃?S₄; F_a=P_a2?S₄-S₃; тогда F_a3=S₃=360 H; F_a4=S₃+F_a=360+497=857 Н.

Для правого (с индексом «3») подшипника

Отношение ?е; осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Р_э3=F_r3VK_уК_т=1159*1,3=1507 Н.

В качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7210. Долговечность определим для левого подшипника («четвёртого»), для которого эквивалентная нагрузка значительно больше.

Для левого (индекс «4») подшипника

Отношение е, коэффициенты X=0.4 и Y=1,710

поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учётом осевой

Р_э2=(XF_r4V+YF_a4)K_уК_т=(0,4*1548*1+1,710*857)*1,3=2710 Н=2,71 кН.

Расчётная долговечность, млн. об.,



Расчётная долговечность, ч,

где n=50 об/мин - частота вращения червячного колеса.

3. Тепловой расчёт редуктора

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности F=0,73 м³.

Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работы

,

где N_ч=2,2 кВт=2200 Вт-требуемая для работы мощность на червяке.

Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха и принимаем коэффициент теплопередачи r_t =17вт/(м² * °С). Тогда

Допускаемый перепад температур при нижнем расположении червяке [Дt]=60°.

4. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78 табл. 8.9

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности находим по формуле:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [у_см]=100-120 Мпа, при чугунной [у_см]=50-70 Мпа.

Ведущий вал: d=8 мм

шпонка: ширина - b=10 мм

высота - h=7 мм

длина - l=40 мм

глубина паза вала - t₁=4 мм

М₁=47,11 x 10³ Н мм

.

Ведомый вал: d=50 мм

шпонка: ширина - b=16 мм

высота - h=10 мм

длина - l=80 мм

глубина паза вала - t₁=6 мм

М₂=363,98 x 10³ Н мм

.

Червячное колесо: d=55 мм

шпонка: ширина - b=16 мм

высота - h=10 мм

длина - l=90 мм

глубина паза вала - t₁=6 мм

М₁=363,98 x 10³ Н мм

.

5. Уточнённый расчёт валов

Червячный вал проверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчёта геометрических характеристик (d₁=80 мм, d_a1=96 мм и d_f1=60,8 мм), значительно превосходят те, которые могли быть получены расчётом на кручение. Диаметр выходного конца получился при расчёте 15,84 мм, приняли 28 мм.

Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жёсткость).

Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка

Стрела прогиба



Допускаемый прогиб

[f]=(0,005ч0,01)m=(0,005ч0,01)*8=0,04ч0,08 мм.

Таким образом жёсткость обеспечена, так как

f=0.00418 мм?[f].

Ведомый вал.

Сталь 45 нормализованная.

По табл. 3.3 при диаметре заготовки до 90 мм среднее значение у_в=570 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Расчёт ведём в наиболее опасном сечении.

Сечение А-А. Концентрацию напряжений в этом сечении вызывает наличие шпоночной канавки с прессовкой колеса на вал.

Коэффициент запаса прочности



Момент сопротивления кручению

При d=55 мм, b=16 мм, t₁=6 мм, h=10, l=90

Момент сопротивления изгибу

Примем k_ф=1,49 k_у=1,59

е_ф=0,67 е_у=0,775

ш_ф=0,1 ш_у=0,15

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

6. Посадки деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл.8.11.

Посадка зубчатого колеса на вал Н7/к6 по СТ СЭВ 144-75.

Посадка муфты и приводного ролика чашевого питателя на вал редуктора к7.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонениями вала к6 по ОСТ. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7 по ОСТ.

7. Выбор сорта масла

Смазка зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла. По табл.8.9 устанавливаем вязкость масла. При скорости v_ск=5,33 м/с рекомендуемая вязкость v₅₀=118 сСт. По табл. 8.10 принимаем масло индустриальное И-100А по ГОСТ 20799-75.

8. 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 червячный вал надевают роликовые подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80-100°С. собранный вал вставляют в корпус.

Вначале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают роликовые конические подшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основание корпуса и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка фланца спиртовым лаком.

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

Ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной.

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде в соответствии с техническими условиями.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ:

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М. ВШ, 1990.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М. ВШ. 1991.

3. Чернавский С.А. - Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1988. - 416с

Размещено на Allbest.ru

...