Курсовая работа: Червячная передача
Курсовая работа: Червячная передача
Задание
Спроектировать
привод.
В
состав привода входят следующие передачи:
1
- червячная передача.
Сила
на выходном элементе привода F = 1,4 кН.
Скорость
на ленте (цепи) привода V = 0,5 м/с.
Диаметр
выходного элемента привода D = 350 мм.
Коэффициент
годового использования Кг = 1.
Коэффициент
использования в течении смены Кс = 1.
Срок
службы L = 7 лет.
Число
смен S = 2.
Продолжительность
смены T = 8 ч.
Тип
нагрузки - постоянный.
Содержание
1
Введение
2
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
3
Расчёт 1-й червячной передачи
3.1
Проектный расчёт
3.2
Проверочный расчёт по контактным напряжениям
3.3
Проверка зубьев передачи на изгиб
4
Предварительный расчёт валов
4.1
Ведущий вал.
4.2
Выходной вал.
5
Конструктивные размеры шестерен и колёс
5.1
Червячное колесо 1-й передачи
6
Выбор муфт
6.1
Выбор муфты на входном валу привода
6.2
Выбор муфты на выходном валу привода
7
Проверка прочности шпоночных соединений
7.1
Червячное колесо 1-й червячной передачи
8
Конструктивные размеры корпуса редуктора
9
Расчёт реакций в опорах
9.
11-й вал
9.
22-й вал
10
Построение эпюр моментов валов
10.1
Расчёт моментов 1-го вала
10.2
Эпюры моментов 1-го вала
10.3
Расчёт моментов 2-го вала
10.4
Эпюры моментов 2-го вала
11
Проверка долговечности подшипников
11.
11-й вал
11.
22-й вал
12
Уточненный расчёт валов
12.1
Расчёт 1-го вала
12.2
Расчёт 2-го вала
13
Тепловой расчёт редуктора
14
Выбор сорта масла
15
Выбор посадок
16
Технология сборки редуктора
17
Заключение
18
Список использованной литературы
1
Введение
Инженер-конструктор
является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей
степени опредеделяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность
конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого
разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что
заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные
вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на
данных различных наук. При выполнении проекта используются математические
модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях,
относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике,
гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются
сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики,
машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию
самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
При
выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо
учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и
характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и
габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия,
эксплуатационные расходы.
Из
всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу,
стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при
тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые
передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой
надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия
проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и
передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение
зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в
приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
К
недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности
изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Косозубые
колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях.
Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в
машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми
поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание
неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.
Одной
из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том
числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги.
Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо
распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в
обозримом будущем моральному старению.
Существуют
различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми
зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и
т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При
выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными
являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность,
технологические требования, предпочитаемое количество изделий.
При
выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов
необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть
стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах -
75%, в автомобилях - 10% и т. д.
Поиск
путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой
дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов.
Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на
механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет
эксплуатационные расходы.
Наиболее
полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с
использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.
2
Выбор электродвигателя и кинематический
расчёт
По
табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:
-
для закрытой червячной передачи: 1 = 0,92
Общий
КПД привода будет:
= 1 x ... x n x подш.2 x муфты2
=
0,92 x 0,992 x 0,982 =
0,866
где
подш. = 0,99 - КПД
одного подшипника.
муфты = 0,98 - КПД одной муфты.
Угловая
скорость на выходном валу будет:
вых. =
=
= 2,857 рад/с
Требуемая
мощность двигателя будет:
Pтреб. =
=
= 0,808 кВт
В
таблице П.1[1](см. приложение) по требуемой мощности выбираем электродвигатель
90LB8, с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=1,1 кВт и скольжением 7% (ГОСТ
19523-81). Номинальная частота вращения
nдвиг. = 750 - =697,5
об/мин,
угловая
скорость
двиг. =
=
= 73,042 рад/с.
Oбщее
передаточное отношение:
U
=
=
= 25,566
Для
передач выбрали следующие передаточные числа:
U1 = 25
Рассчитанные
частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу:
Вал 1-й |
n1 = nдвиг. = 697,5 об./мин. |
1 = двиг. = 73,042 рад/c. |
Вал 2-й |
n2 = = = 27,9 об./мин. |
2 = = = 2,922 рад/c. |
Мощности
на валах:
P1 = Pтреб. x подш. =
0,808
x 106 x 0,99
= 799,92 Вт
P2 = P1 x 1 x подш. =
799,92
x 0,92 x 0,99 = 728,567 Вт
Вращающие
моменты на валах:
T1 =
=
= 10951,507 Нxмм
T2 =
=
= 249338,467 Нxмм
По
таблице П.1(см. приложение учебника Чернавского) выбран электродвигатель 90LB8,
с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с мощностью Pдвиг.=1,1 кВт и скольжением 7% (ГОСТ 19523-81).
Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 697,5 об/мин.
Передаточные
числа и КПД передач
Передачи |
Передаточное
число |
КПД |
1-я
червячная передача |
25 |
0,92 |
Рассчитанные
частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах
Валы |
Частота
вращения,
об/мин
|
Угловая
скорость,
рад/мин
|
Момент,
Нxмм
|
1-й
вал |
697,5 |
73,042 |
10951,507 |
2-й
вал |
27,9 |
2,922 |
249338,467 |
3
Расчёт 1-й червячной передачи
Число
витков червяка z1 принимаем в
зависимости от передаточного числа: при U=25 принимаем z1=2 (см. с.55[1]). Число зубьев червячного колеса:
z2 = z1 x U = 2 x 25 = 50
Принимаем
стандартное значение z2 = 50
При
этом фактическое передаточное число Uф =
=
= 25
Отличие
от заданного:
x 100% =
x 100% = 0%
По
ГОСТ 2144-76 допустимо отклонение не более 4%.
Выбираем
материал червяка и венца червячного колеса.
Принимаем
для червяка сталь 45 с закалкой менее HRC 45 и последующим шлифованием.
Предварительно
примем скорость скольжения V=2,937м/c. Тогда по таблицам 4.8 и 4.9[1] выбираем
для венца червячного колеса БрА10Ж4Н4Л (отливка в кокиль).
В
этом случае по табл. 4.8 и 4.9 основное допускаемое контактное напряжение:
[H] = [H] x KHL
где
[H] = 181,378 МПа - по
табл. 4.9[1], KHL -
коэффициент долговечности.
KHL = ,
где
NHO = 107 - базовое число циклов
нагружения;
NH = 60 x n(кол.) x t
здесь:
n(кол.) = 27,9 об/мин. -
частота вращения червячного колеса;
t = 365 x Lг x C x tc - продолжительность работы передачи в расчётный срок
службы, ч.
-
Lг=7 г. - срок службы
передачи;
-
С=2 - количество смен;
-
tc=8 ч. - продолжительность
смены.
t = 365 x 7 x 2 x 8 =
40880 ч.
Тогда:
NH = 60 x 27,9 x 40880
= 68433120
В
итоге получаем:
КHL =
= 0,786
Допустимое
контактное напряжение:
[H] = 181,378 x 0,786 = 142,563 МПа.
Расчетное
допускаемое напряжение изгиба:
[-1F] = [-1F]' x KFL
где
[-1F]' = 81 МПа -
основное допускаемое напряжение изгиба для реверсивной работы по табл. 4.8[1],
KFL - коэффициент
долговечности.
KFL = ,
где
NFO = 106 - базовое число циклов
нагружения;
NF = 60 x n(кол.) x t
здесь:
n(кол.) = 27,9 об/мин. -
частота вращения червячного колеса;
t = 365 x Lг x C x tc - продолжительность работы передачи в расчётный срок
службы, ч.
-
Lг=7 г. - срок службы
передачи;
-
С=2 - количество смен;
-
tc=8 ч. - продолжительность
смены.
t = 365 x 7 x 2 x 8 =
40880 ч.
Тогда:
NF = 60 x 27,9 x 40880
= 68433120
В
итоге получаем:
КFL =
= 0,625
Допустимое
напряжение изгиба:
[-1F] = 81 x 0,625 = 50,625 МПа.
Принимаем
предварительно коэффициент диаметра червяка q=20, и коэффициент нагрузки K=1,2.
Вращающий
момент на колесе:
T(кол.) = T(черв.) x U
x передачи x подш. =
10951,507 x 25 x 0,92 x 0,99 = 249338,467 Нxмм.
Определяем
межосевое расстояние из условия контактной прочности [см. формулу(4.9[1])]:
a =
=
= 142,909 мм.
Округлим:
a = 143 мм.
Модуль:
m
=
=
= 4,086 мм.
Принимаем
по ГОСТ 2144-76 (табл. 4.1 и 4.2) стандартные значения m=4 мм и q=20, а также z1=2 и z2=50.
Тогда
пересчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям m, q и Z2:
a =
=
= 140 мм.
Основные
размеры червяка:
делительный
диаметр червяка:
d1 = q x m = 20 x 4
= 80 мм;
диаметр
вершин витков червяка:
da1 = d1 + 2 x m =
80 + 2 x 4 = 88 мм;
диаметр
впадин витков червяка:
df1 = d1 - 2.4 x m
= 80 - 2.4 x 4 = 70,4 мм.
длина
нарезанной части шлифованного червяка (см. формулу 4.7[1]):
b1 >= (11 + 0.06 x z2) x m + 25
= (11 + 0.06 x 50) x 4 + 25 = 81 мм;
принимаем
b1 = 82 мм.
делительный
угол по табл. 4.3[1]: при z1=2
и q=20 угол =5,717o.
Основные
размеры венца червячного колеса:
делительный
диаметр червячного колеса:
d2 = z2 x m = 50 x 4 = 200 мм;
диаметр
вершин зубьев червячного колеса:
da2 = d2 + 2 x m =
200 + 2 x 4 = 208 мм;
диаметр
впадин червячного колеса:
df2 = d2 - 2.4 x m
= 200 - 2.4 x 4 = 190,4 мм;
наибольший
диаметр червячного колеса:
daM2 da2 +
=
= 214 мм;
принимаем:
daM2 = 214 мм.
ширина
венца червячного колеса (см. формулу 4.12[1]):
b2 0.75 x da1 = 0.75 x 88
= 66 мм.
принимаем:
b2 = 66 мм.
Окружная
скорость червяка:
V
=
=
= 2,922 м/c.
Скорость
скольжения:
Vs =
=
= 2,937 м/c.
Уточняем
КПД редуктора (cм. формулу 4.14[1]).
По
табл. 4.4[1] при скорости Vs=2,937 м/c при шлифованном червяке приведённый угол
трения ' = 1,75o. КПД
редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание
масла:
= (0.95 ... 0.96) x
= 0.95 x
= 72,563%.
По
табл. 4.7[1] выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение
коэффициента динамичности Kv=1.
Коэффициент
неравномерности распределения нагрузки (cм. формулу 4.26[1]):
K = 1 + x (1 - ).
В
этой формуле: коэффициент деформации червяка =197 - по табл. 4.6[1].
При постоянной нагрузке вспомогательный коэффициент =1 (см. c.65[1]).
Тогда:
K = 1 + x (1 - 1) = 1.
Коэффициент
нагрузки:
K
= K x Kv = 1 x 1 =
1.
Проверяем
контактное напряжение (см. формулу 4.23[1]):
H =
=
= 134,219 МПа;
H = 134,219 МПа [h]
= 142,563 МПа.
Проверяем
прочность зуба на изгиб.
Эквивалентное
число зубьев:
Zv
=
=
= 50,753.
Коэффициент
формы зуба по табл. 4.5[1] Yf=2,186.
Напряжение
изгиба:
F =
=
=
12,388
МПа [-1F] =
50,625 МПа.
Условие
прочности выполнено.
Силы
действующие на червяк и червячное колесо:
окружная
сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке:
Ft2 = Fa1 =
=
= 2493,385 H;
окружная
сила на червяке, равная осевой силе на колесе:
Ft1 = Fa2 =
=
= 273,788 H;
радиальные
силы на колесе и червяке:
Fr1 = Fr2 = Ft2 x tg(20o) = 2493,385 x tg(20o) = 907,518 H.
Механические
характеристики материалов червячной передачи
Элемент
передачи |
Марка
материала |
Способ
отливки |
в |
|
[]H |
[]F |
H/мм2 |
Червяк |
сталь
45 с закалкой менее HRC 45 и последующим шлифованием |
- |
570 |
290 |
- |
- |
Колесо |
БрА10Ж4Н4Л |
отливка в кокиль |
590 |
275 |
181,378 |
81 |
Параметры
червячной передачи, мм
Страницы: 1, 2, 3, 4
|