Проектирование и расчет одноступенчатого червячного редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Дальневосточный федеральный университет»

Кафедра транспортных машин и транспортных технологических процессов

КУРСОВАЯ РАБОТА

на тему: «Проектирование и расчет одноступенчатого червячного редуктора»

по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»

Выполнил: Завирюхин Н.А.

Руководитель: Михненок В.М.

Владивосток - 2016

Аннотация

В данной курсовой работе представлены расчеты и конструирование одноступенчатого червячного редуктора, приведены расчеты косозубых зубчатых передач, валов, шпонок на прочность; геометрия и кинематика зубчатой передачи.

По этим расчетам сконструирован сборочный чертеж редуктора в масштабе 1:1 с указанием габаритных, присоединительных посадочных размеров, а также представлен общий вид привода.

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещены элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазки зацеплений и подшипников.

Редукторы делятся по следующим признакам:

- по типу передачи - на зубчатые, червячные или зубчато-червячные:

- по числу ступеней - на одноступенчатые (когда передаче осуществляется одной парой колес), двух-, трех- или многоступенчатые:

- по типу зубчатых колес - на цилиндрические, конические, или коническо-цилиндрические;

- по расположению валов редуктора в пространстве - на горизонтальные,

вертикальные и наклонные:

- по особенностям кинематической схемы " на развернутую, соосную с раздвоенной ступенью.

червячный редуктор вал колесо

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Спроектировать одноступенчатый червячный редуктор с нижним расположением червяка.

Исходные данные:

Рисунок 1 - кинематическая схема привода.

1.1 Определение требуемой мощности электродвигателя

Где - Выходная мощность

- коэффициент полезного действия общий.



1.2 Определение ориентировочной частоты вращения вала электродвигателя

где - выходная частота вращения вала рабочей машины

- Общее передаточное число редуктора.

По таблице П1 приложения по требуемой мощности выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1500мин^-1 4А132М4, с параметрами Рном = 11кВт, мин ^-1.

Кинематический силовой расчет привода.

1.3 Определение действительных передаточных отношений

Разбиваем по ступеням.

Принимаем стандартное значение (по таблице 23 [4]

Передаточное число ременной передачи

Принимаем

1.4 Определяем частоты вращения и угловые скорости валов

1.5 Определяем мощность на валах

1.6 Определяем вращающие моменты на валах

2. Расчет плоскоременной передачи

Исходные данные для расчета:

Мощность Р_ТР = 8,09 кВт

Частота вращения ведущего малого шкива

n_ДВ = 1500 мин^-1

Передаточное отношение U = 2,3

Вращающий момент на валу ведущего шкива

T_ДВ = 51,53 Н м

Диаметр ведущего шкива (мм) вычисляют по формуле

мм

По найденному значению подбираем диаметр шкива из стандартного ряда по ГОСТ 173.83-73; Выбираем шкив с диаметром 200 мм.

Диаметр ведомого шкива определяем по формуле

мм.

Из стандартного ряда шкивов выбираем шкив с диаметром 450 мм.

Передаточное отношение

Межосевое расстояние передачи

Угол обхвата малого шкива



Длинна ремня мм.

Расчетная скорость ремня

Окружная сила Н

Выбираем ремень Б800 с числом прокладок Z = 3:; р₀ = 3 Н/мм.

Проверяем выполнение условий

условие выполнено.

Коэффициент угла обхвата



Коэффициент учитывающий влияние скорости ремня

Коэффициент режима работы Ср по таблице (7.5)

Для передачи к ленточному конвейеру при постоянной нагрузке Ср = 1.0

Коэффициент учитывающий угол наклона линии центров передачи Со

При наклоне до 60 є принимаем Со = 1

Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм. ширины прокладки Н/мм.

(2.12)

Ширина ремня ,мм.

(2.13)

По таблице (7.1) принимаем b = 71мм.

Предварительное натяжение ремня Н.

(2.14)

Натяжение ветвей Н.

Ведущей

 (2.15)

Ведомой

(2.16)

Напряжение от силы F₁ мПа

(2.17)

Напряжение от центробежной силы мПа

с= 1100 - плотность ремня

(2.18)

Напряжение изгиба мПа

Еи = 100 ч200 мПа

(2.19)

Максимальное напряжение

Условие выполнено

Проверка долговечности ремня

Число пробегов

(2.20)

(2.21)

Сн = 1 при постоянной нагрузке (2.22)

Долговечность часов

Нагрузка на валах Н

3. Расчет зубчатой передачи

Исходные данные

3.1 Материал червяка и червячного колеса

Для венца червячного колеса примем бронзу Бр 010Ф1, отлитую в кокиль.

Для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Основное допускаемое контактное напряжение [ у_н]ґ =186 МПа.

Расчетное допускаемое напряжение [ у_н] =[ у_н]ґх К_HL

Где коэффициент долговечности примем по его минимальному значению К_HL =0,67

тогда [ у_н] =МПа.

Число витков червяка Z₁ принимаем в зависимости от передаточного числа при U = 10 принимаем Z₁ = 4

Число зубьев червячного колеса

Z₂ = Z₁ x U = 4 x 10 = 40 (3.1)

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 10;

Коэффициент нагрузки К = 1,2;

Межосевое расстояние aw = 250 мм;

m = 10мм;

Определяем Межосевое расстояние исходя из условия контактной прочности.

(3.2)

Модуль

(3.3)

Принимаем по ГОСТ2144-76 (таблица 4.1 и 4.2) стандартные знач?Дия

m = 10

q = 10

а также Z₂ = 40 Z₁ = 4

Тогда пересчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям m, q и Z₂:

(3.4)

Принимаем aw = 250 мм.

Основные размеры червяка.

Делительный диаметр червяка

(3.5)

Диаметр вершин витков червяка

(3.6)

(3.7)

Длинна нарезной части шлифованного червяка (по формуле 4.7)

(3.8)

Делительный угол подъема Y (по таблице 4.3) при Z₁ = 4 и q =10;

Принимаем Y = 21 є48ґ

Основные размеры венца червячного колеса:

Делительный диаметр червячного колеса

d₂ = Z₂ x m = 40 x 10 = 400мм (3.9)

Диаметр вершин зубьев червячного колеса

(3.10)

Диаметр впадин зубьев червячного колеса

(3.11)

Наибольший диаметр червячного колеса

(3.12)

Ширина венца червячного колеса (формула 4.12)

(3.13)

Окружная скорость червяка.

(3.14)

Скорость скольжения.

(3.15)

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

(3.16)

По таблице (4.7) выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv = 1,1

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки (формула 4.26)

(3.17)

В этой формуле коэффициент деформации червяка при q =10 и Z₁ =4 по таблице (4.6) принимаем

При незначительных колебаниях нагрузки вспомогательный коэффициент Х =0,6 (стр. 65 1)

Коэффициент нагрузки

(3.18)

Проверяем контактное напряжение

(3.19)

мПа < [G_H] = 125мПа.

Проверяем прочность зубьев червячного колеса на изгиб.

Эквивалентное число зубьев.

(3.20)

Коэффициент формы зуба (по таблице 4.5)

Y_F = 2,19

Напряжение изгиба

П = 7,903 мПа (3.21)

4. Предварительный расчет валов

Ведущий вал

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении (по формуле 8.16)

(4.1)

По ГОСТ принимаем d_В1 =40мм

Диаметры подшипниковых шеек d_П1 = 50мм

Параметры нарезной части:

d_F1 = 76мм

d₁ = 100мм

d_а1 =120мм

Для выхода режущего инструмента при нарезании витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке протачивать до диаметра меньше d_F1

Длинна нарезной части b₁ = 201мм

Расстояние между опорами червяка l₁ = d_am₂ = 465мм

Ведомый вал.

Диаметр выходного конца

(4.2)

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (стр. 162)

Принимаем d_В2 = 55мм.

Диаметр вала под подшипниками d_П2 = 60мм

Под зубчатым колесом d_K2 = 70

5. Конструктивные размеры червяка и червячного колеса

Червяк выполняется за одно целое с валом, его размеры определены выше.

d₁ = 100мм

d_a1 = 120мм

b₁ =170мм

Колесо кованое

d₂ = 400мм

d_а2 = 420мм

b₂ = 80,4мм

Диаметр ступицы

(5.1)

Принимаем d_ст2 =120мм

Длинна ступицы

(5.2)

Принимаем L_ст2 =100мм

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

(6.1)

Принимаем

(6.2)

Принимаем

Толщина фланцев (поясов)корпуса и крышки

(6.3)

Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек

(6.4)

(6.5)

Принимаем

Диаметры болтов

Фундаментных

(6.6)

Принимаем болты с резьбой М22

Диаметры болтов

(6.7)

Принимаем

(6.8)

Принимаем

7. Эскизная компоновка редуктора

Первый этап компоновки редуктора

Принимаем зазор между стенкой и ступицей червячного колеса

L₁ = 465мм; L₂ = 143мм; а₁ = 33мм; а₂ = 22мм; L_СТ2 = 100мм; aw = 250мм; d₁ = 100мм; d₂ =400мм.

В связи с тем что в червячном зацеплении возникают значительные осевые усилия, принимаем радиально упорные подшипники ; шариковые средней серии для червяка и роликовые конические легкой серии для вала червячного колеса (таблица П6 и П7)

Условное обозначение подшипника	d	D	B	T	r	C kH	Co kH
46310	50	110	27	20	3	71,8	44

Условное обозначение подшипника	d	D	T	B	c	r	r1	C	Co	L	Y	Yo
7212	60	110	23,75	23	19	2,5	0,8	78	58	0,35	1,71	0,94

8. Подбор и проверка долговечности подшипников

Силы в зацеплении

Окружная сила на червячном колесе , равная осевой силе на червяке.

(8.1)

Окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе

(8.2)

Радиальные силы на колесе и червяке

(8.3)

При отсутствии спец требований червяк должен иметь правое направление витков

Вал червяка

Расстояние между опорами червяка l₁ = d_am₂ = 465мм

Диаметр d₁ = 100мм

Реакции опор в плоскости X,Z

(8.4)

В плоскости Y, Z

(8.5)

(8.6)

Проверка

(8.7)

Суммарные реакции

(8.8)

(8.9)

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально упорных подшипников

(8.10)

(8.11)

где для подшипников шариковых радиально упорных с углом б=26є коэффициент осевого нагружения е = 0,68

Осевые нагрузки подшипников

В данном случае

(8.12)

Тогда

(8.13)

Рассмотрим левый (первый) подшипник

Отношение осевую нагрузку не учитываем (8.14)

Эквивалентная нагрузка

(8.15)

где

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику

Рассмотрим правый (второй) подшипник

Отношение

 (8.16)

Эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой.

где

Расчет на долговечность, млн.об (по формуле 9.1)

млн.об (8.19)

Расчетная долговечность ч

(8.20)

Ведомый вал

Расстояние между опорами червяка l₂ = 143мм

Диаметр d₂ = 400мм

Реакции опор в плоскости X,Z

(8.21)

В плоскости X, Z

(8.22)

(8.23)

Проверка

(8.24)

Суммарные реакции

(8.25)

(8.26)

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

(8.27)

(8.28)

где для подшипников 7212 коэффициент осевого нагружения е = 0,35

Осевые нагрузки подшипников

В данном случае

(8.29)

Тогда

Рассмотрим правый подшипник с индексом (3) (8.30)

Отношение поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем

Эквивалентная нагрузка

(8.31)

где

В качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7212

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику

Рассмотрим левый подшипник с индексом (4)

Отношение Эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой.

 (8.32)

где для конических подшипников 7212

Расчет на долговечность, млн.об (по формуле 9.1)

млн.об (8.33)

Расчетная долговечность ч

(8.34)

Столь большая долговечность объясняется тем что по условию монтажа диаметр шейки должен быть больше диаметра d_В2 = 55мм. Поэтому был выбран подшипник 7212. Кроме того, следует учесть, что ведомый вал имеет малую частоту вращения n = 65,2мин^-1

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Проведем проверку прочности лишь одного соединения, передающего вращающий момент от вала червячного колеса к шкиву ременной передачи.

Диаметр вала в этом месте d_В2 = 55мм

Сечение и длинна шпонки t x h x L = 16 x 10 x 80

Глубина паза t₁ = 6мм; L = 80мм

Момент T_K2 = T₂ =802 x 10 ³Н мм

Напряжение смятия

(9.1)

- для стали

Условие G_СМ < [G_СМ] выполняется.

10. Уточненный расчет валов

Проверим стрелу прогиба червяка.

Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка.

(10.1)

(10.2)

Стрела прогиба

Допускаемый прогиб

(10.3)

Таким образом, жесткость обеспечена, так как

Плоскость YZ (Н ·м)

M₁ = 0

M₄ = 0

Плоскость XZ (Н ·м)

M₁ = 0

M₄ = 0



Рисунок 2 - расчетная схема ведущего вала

Плоскость YZ

M₁ = 0



M₄ = 0

Плоскость XZ

M₁ = 0

M₃ = M₂ = 159 H ·м

М₄ = 0

Рисунок 3 - расчетная схема ведомого вала

11. Выбор посадок и расчет полей допусков

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в таблице 10,13

Определяем предельное отклонение, предельные размеры, допуск, предельные зазоры или натяги, допуск посадки.

Посадка червячного колеса на вал Ш70мм по ГОСТ 25347-82

1. Посадка в системе отверстия, вид посадки с натягом.

2. Номинальный размер D = 70мм.

3. Детали соединения

отверстие. Ш70Н7, квалитет 7

вал Ш70 р6, квалитет 6

4. Предельные отклонения ГОСТ25347-82

отверстие ES = +0,03мм = +30мкм

EI = 0

вал es = +0.051мм = 51мкм

ei = +0,032мм = 32мкм

5. Обозначения на чертежах

6. Предельные размеры (мм)

Отверстие

D_max = D + ES = 70 + (+0,030) = 70,030 (11.1)

D_min = D + EI = 70 + 0 = 70 (11.2)

вал d_max = D + es = 70 + (+0,051) = 70,0,51 (11.3)

d_min = D + ei = 70 + (+0,032) = 70,032 (11.4)

7. Допуски мм.

Отверстие

TD = D_max - D_min = 70,030 - 70 = 0,030 (11.5)

TD = ES - EI = 0,030 - 0 = 0,030 (11.6)

вал Td = d_max - d_min = 70,051 - 70,032 = 0,019 (11.7)

Td = es - ei = 0,051 - (+0,032) = 0,019 (11.8)

8. Предельные зазоры (мм)

N_max = d_max - D_min = 70,051 - 70 = 0,051 (11.9)

N_max = es - EI = 0,051 - 0 = 0,051 (11.10)

N_min = d_min = D_max = 70,032 - 70,030 = 0,002 (11.11)

N_min = ei - ES = 0,032 - 0,030 = 0,002 (11.12)

(11.13)

9. Допуск посадки (мм)

ТП = TD + Td = 0,030 + 0,019 = 0,049 (11.14)

ТП = TS = N_max - N_min = 0,051 - 0,002 = 0,049 (11.15)

10. Схема поля допуска.

Рисунок 4 - Схема поля допуска червячного колеса на вал

Посадка шкива ременной передачи на вал редуктора Ш40мм по ГОСТ 25347-82

1. Посадка в системе отверстия, вид посадки переходная.

2. Номинальный размер D = 40мм.

3. Детали соединения

отверстие. Ш40Н7, квалитет 7

вал Ш40 n6, квалитет 6

4. Предельные отклонения ГОСТ25347-82

отверстие ES = +0,025мм = +25мкм

EI = 0

вал es = +0.033мм = 33мкм

ei = +0,017мм = 17мкм

5. Обозначения на чертежах



6. Предельные размеры (мм)

Отверстие

D_max = D + ES = 40 + (+0,025) = 40,025 (11.16)

D_min = D + EI = 40 + 0 = 40 (11.17)

вал d_max = D + es = 40 + (+0,028) = 40,033 (11.18)

d_min = D + ei = 40 + (+0,015) = 40,017 (11.19)

7. Допуски мм.

Отверстие

TD = D_max - D_min = 40,025 - 40 = 0,025 (11.20)

TD = ES - EI = 0,025 - 0 = 0,025 (11.21)

вал Td = d_max - d_min = 40,033 - 40,017 = 0,016 (11.22)

Td = es - ei = 0,033 - (+0,017) = 0,016 (11.23)

8. Предельные зазоры (мм)

N_max = d_max - D_min = 40,033 - 40 = 0,033 (11.24)

N_max = es - EI = 0,033 - 0 = 0,033 (11.25)

N_min = d_min = D_max = 40,017 - 40,025 = -0,008 (11.26)

N_min = ei - ES = 0,017 - 0,025 = -0,008 (11.27)

(11.28)

9. Допуск посадки (мм)

ТП = TD + Td = 0,025 + 0,017 = 0,042 (11.29)

ТП = TS = N_max - N_min = 0,033 - (-0,008) = 0,042 (11.30)

10. Схема поля допуска.

Рисунок 5 - Схема поля допуска шкива ременной передачи на вал редуктора

Посадка бронзового венца на чугунный центр

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружный кольца по Н7

12. Выбор сорта масла

Тепловой расчет

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А ?0,83 м ²

(здесь учитывалась также площадь днища.), поэтому конструкция опорных лап обеспечивают циркуляцию воздуха около днища.

По формуле (10,1) условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе.

(12.1)

Допускаемый перепад температур при нижнем расположении червяка.

Смазывание зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла. При контактных напряжениях Gн = 125 мПа и скорости скольжения Vs = 3,76м/с.

Рекомендуемая вязкость масла должна быть приблизительно равна 20 х 10^-6 м²/с

Принимаем масло авиационное МК-22

Размещено на Allbest.ru

...