Курсовая работа-Конструирование ременно-червячного редуктора

11105_РЧО-100.16.РП.doc

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Томский политехнический университет»
Кафедра теоретической и прикладной механики
ПРИВОД РЕМЕННО-ЧЕРВЯЧНЫЙ
Пояснительная записка
Привод червячно-ременной
Привод нереверсивный
Частота вращения выходного вала привода 47 обмин.
Мощность на выходном валу 13 кВт.
Срок службы привода 47000 часов.
Проект - это комплекс технических документов относящихся к изделию предназначенному для изготовления или модернизации и содержащий чертежи расчеты описание с принципиальными обоснованиями и пр.
Конструктор должен уметь выполнять кинематические силовые прочностные и другие расчеты; из множества форм которые можно придать детали из множества материалов обладающих многочисленными и разнообразными свойствами от должен выбрать такие которые позволяют наивыгоднейшим образом использовать эти свойства для повышения эффективности и надежности изделия.
Целью данной работы является проектирование привода в соответствии с предложенной кинематической схемой.
Наиболее существенную часть задания составляет расчет и проектирование редуктора.
Редуктором называют механизм состоящий из зубчатых или червячных передач выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 2.2[5с.40] принимаем:
КПД ременной передачи =096;
Коэффициент учитывающий потери пары подшипников качения =099;
КПД червячной передачи =08;
= 096× 099× 08 ×098=0738;
Требуемая мощность электродвигателя
По табл. П3[4 с.328] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4А90L4. Его основные параметры:
=22 кВт п=1500 обмин =24 мм s=51%;
Частота вращения ротора электродвигателя с учётом скольжения
=п(1-s)=1500(1-0051)=14235 обмин.
Передаточное отношение привода:
Руководствуясь рекомендациями литературы [4с.7] а также
стандартным рядом передаточных чисел принимаем:
передаточное отношение редуктора =16;
тогда передаточное отношение ременной передачи
Ближайшее стандартное значение – 2;
Погрешность u= [(2-19) 19]×100%=53% >[u];
Итак принимаем =19; =16;
Определяем частоту вращения
угловую скорости крутящий момент на валах привода:
=1423519=74921 обмин;
=7492116=4683 обмин;
= 314×14235 30 =149 радс;
=1760 149 =1183 Н м;
=1183×19×096×099=2136 Н м;
= 2136×16× 099×08=27066 Н м;
=27066×098=26625 Н м.
Расчёт червячного редуктора
Согласно рекомендаций [5 с.54] принимаем для червяка материал – Сталь45 с закалкой до твёрдости HRC45 шлифование и полирование витков червяка.
Для выбора материала венца червячного колеса определим скорость его скольжения[5c.54]:
Здесь - момент кручения на выходном валу редуктора;
- угловая скорость выходного вала;
При таком значении по табл.3.5[5c.54]принимаем для венца червячного колеса Бронзу Бр.О5Ц5С5 (отливка в землю).
Допускаемые контактные напряжения по табл.3.6[5.c.55] для данной группы материалов определяем по формуле
Межосевое расстояние [5 c.71]
Принимаем ближайшее стандартное значение мм.
Число витков червяка z: по рекомендациям [5 c.71] при
Число зубьев червячного колеса
Модуль зацепления [5 c.71]
Принимаем ближайшее стандартное значение m=5мм.
Коэффициент диаметра червяка [5 c.72]
q=(0212-025)=(0212-025)32=678-8; принимаем q=8;
Коэффициент смещения инструмента
Фактическое значение межосевого расстояния
Основные геометрические параметры передачи:
а) основные размеры червяка:
делительный диаметр
диаметр вершин витков
диаметр впадин витков
длина нарезаемой части червяка при 2 червяка
делительный угол подъема витка при 2 и 8
Основные размеры венца червячного колеса:
диаметр вершин зубьев
диаметр впадин зубьев
наибольший диаметр колеса
Радиусы закруглений зубьев
Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:
Окружная скорость червяка
где - частота вращения червяка.
Предположение о величине скорости вращения оказалось верным.
Согласно [5 с. 74] угол трения .
КПД червячной передачи [5 c.74]
окружная для червяка и осевая для колеса
окружная для колеса и осевая для червяка
радиальная на колесе и червяке
Коэффициент нагрузки k=1 при v3 мс. [5 c.74]
Допускаемые контактные напряжения (по уточнённой скорости скольжения)
Проверка контактных напряжений
Проверка напряжений изгиба
Эквивалентное число зубьев колеса
тогда согласно [5 с. 75] коэффициент формы зуба 164.
Допускаемое напряжение изгиба
Для Бронзы Бр.О5Ц5С5 МПа МПа;
Коэффициент долговечности ;
Где =4000000 – число циклов перемены напряжений для всех сталей соответствующих пределу выносливости;
N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)
где w – угловая скорость соответствующего вала;
- срок службы привода (ресурс);
что меньше допускаемого.
Предварительный расчет валов редуктора и конструирование червяка и червячного колеса
Ориентировочный диаметр выходного конца вала
где - крутящий момент Нмм;
- пониженное значение допускаемого напряжения на
кручение МПа. В соответствии с [4 c.241] пониженное значение напряжения на кручение принимаем учитывая нагрузку от ременной передачи МПа.
Под подшипниками принимаем мм.
Длина нарезанной части мм (определено ранее).
Расстояние между опорами червяка принимаем мм.
В соответствии с [4 c.241] принимаем =20 МПа;
под подшипниками принимаем d=45 мм.
Под зубчатым колесом =50 мм.
Диаметр ступицы червячного колеса
Длина ступицы червячного колеса
Толщина обода центра колеса
Минимальная толщина венца
=2×5=10 мм. Принимаем мм
Толщина диска колеса
Геометрические параметры корпуса редуктора
В соответствии с рекомендациями [1 с.238] примем материал для корпуса СЧ 15-32 ГОСТ 1412-70.
Размеры основных элементов корпуса согласно [4 с. 242] и [5 c.216] :
толщина стенки одноступенчатого червячного редуктора:
толщина верхнего пояса (фланца) корпуса
толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса
толщина нижнего пояса корпуса:
=188 мм; Принимаем мм.
диаметр фундаментных болтов
=1575-165 мм; принимаем 16мм.
диаметр болтов у подшипников
=112-12 мм; принимаем 12мм.
диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой
=8-96 мм; принимаем 10мм.
Выбор подшипников качения
Согласно кинематической схемы привода предварительно выбираем для червячного вала конические роликоподшипники и радиальный шарикоподшипник лёгкой серии для ведомого вала конические роликоподшипники лёгкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников.
Ведущий вал: 7205( d=25 мм D=52 мм Т=165 мм С=239 кН С=179 Кн);
5 (d=25 мм D=52 мм В=15 мм С=11 кН С=709 Кн );
здесь С и Со- динамическая и статическая грузоподьёмности соответственно.
Ведомый вал: 7209 ( d=45 мм D=85 мм Т=21 мм С=427 Кн Со=334 Кн.)
Расчет ременной передачи
По номограмме на рис.7.3[4с.134] при n1=14235 обмин и Рдв=176 кВт принимаем сечение клинового ремня 0 .
Вращающий момент Т1=1183 Н м (определён ранее).
Диаметр меньшего шкива
d1=(3-4)=(3-4)=6835-9114 мм.
По табл.7.8[4с.132] принимаем d1=80 мм.
Диаметр большего шкива
d2=uрем×d1(1-)=19×80(1-0015)=14972 мм.
Принимаем d2=150 мм.
Здесь =0015 – относительное скольжение.
Уточняем передаточное отношение
ирем=d2d1(1-)=15080(1-0015)=1904.
(1904-1919)×100%=02%3%.
Итак: d1=80 мм; d2=150 мм.
Межосевое расстояние принимаем в интервале
Amin=055(d1+d2)+T0=055(80+150)+6=1325 мм.
где Т0=6 мм (высота сечения ремня 0)
Принимаем предварительно близкое к среднему значение а=296 мм.
Расчётная длина ремня
L=2Aр+05П(d1+d2)+(d2-d1)4Aр=
=2×296+05×314(80+150)+(150-80) 4×296=9577 мм
Ближайшее стандартное значение L=1000 мм.
Уточнённое значение межосевого расстояния АР с учётом стандартной длины ремня L
Где w=05П(d1+d2)=05×314(80+160)=3768 мм;
y=(d2-d1)=(150-80)=4900;
Aр=025×[(1000-3768)+]=318 мм
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения и увеличения АW :
в меньшую сторону на 001L=001×1000=10 мм;
в большую сторону на 0025L=0025×1000=25 мм.
Угол обхвата меньшего шкива
=180-57×(d2-d1)AР=180-57×(150-80)318=16743390
Коэффициент режима работы учитывающий условия эксплуатации передачи по табл.7.10 [4с.136] ср=10.
Коэффициент учитывающий влияние длины ремня по табл.7.9 [4с.135] СL=092.
Коэффициент учитывающий влияние угла обхвата С=092 [4с.135].
Коэффициент учитывающий число ремней в передаче СZ=09 [4с.135].
Число ремней в передаче
z=P×Cр Р0×СL×C×CZ=176×10 08×092×092×09=289
здесь Р0 – мощность передаваемая одним клиновым
ремнём Р0=08 кВт; принимаем z=3;
Натяжение ветви клинового ремня
F0=(850×P×CР×СL z×v×C)
v=05×wдв×d1=05×149×008=596 мс;
F0=[(850×176×1×092) (3×596×092)] =838 Н;
Ft=Рном×1000v=176×1000596=2957 Н.
F1=F0+Ft2z=838+29576=1331 Н;
Проверка долговечности подшипников
Из предыдущих расчётов имеем: усилия в зацеплении
Нагрузка на вал от ременной передачи Rр=4997Н.
Из 1-го этапа компоновки имеем: мм мм мм.
Реакции опор в плоскости YZ
Реакции опор в плоскости XZ
Подшипник 7205( d=25 мм D=52 мм Т=165 мм С=292 кН С=21 Кн);
Коэффициент осевого нагружения е=036 ; коэффициент Y=167; [4 c.342]
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:
Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае ;
Рассмотрим левый подшипник «1»:
Осевую нагрузку не учитываем.
Эквивалентная нагрузка
Здесь для данных условий коэффициенты ; [4 c.118]
Рассмотрим правый подшипник «2»:
поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учётом осевой:
Расчётная долговечность млн.об.
Расчётная долговечность ч
Полученное значение меньше срока службы привода Т=47000ч. однако при эксплуатации таких приводов допускается замена подшипников с комплектацией подшипников в ЗИП.
Изгибающие моменты на ведущем валу:
Мx2=Rp×l0=4997 ×66=329802 Нмм.
Mx1= Rx1×l1=4412×113=498556 Нмм
Mx1’= Rp×(l0+l2)-Rx2×l2=4997(66+107)+2905×107=1175316 Нмм
My1= Ry1×l1=5194×113=586922 Нмм
My2= Ry2×l2=5485×107=586895 Нмм
Расчётная схема ведущего вала
Из 1-го этапа компоновки имеем: мм.
Реакции опор в плоскости ZY
Подшипник 7209( d=45 мм D=85 мм Т=21 мм С=427 кН С=334 Кн);
Коэффициент осевого нагружения е=041 ; коэффициент Y=145; [4 c.342]
осевую нагрузку не учитываем.
Долговечность рассчитываем для наиболее нагруженной опоры.
Полученное значение больше срока службы привода Т=47000 часов.
Изгибающие моменты на ведомом валу:
Mx3= Rx3×l3=15246×47=716562 Нмм
Mx4= Rx4×l3=2932×47=137804 Нмм
MZ3= RZ3×l3=16916×47=795052 Нмм
MZ4= RZ4×l3=16916×47=795052 Нмм
Расчётная схема ведомого вала
Тепловой расчёт редуктора
Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности
Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе
где - требуемая мощность электродвигателя;
Считаем что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха и принимаем коэффициент теплопередачи Вт
Допускаемый перепад температур .
Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Материал шпонок – сталь45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице
Ведущий вал: d=20мм b-h- =35 мм; =2136 Нм;
=2×2136020×(6-35)(32-6)=329 МПа
Ведомый вал. Проверяем шпонку под зубчатым колесом:
d=50 мм b-h- =27066 Нм;
=2×27066050×(9-55)(63-14)=631 МПа
Проверяем шпонку на выходном конце вала:
=2×27066040×(8-5)(70-12)=741 МПа;
Уточнённый расчёт валов
Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. и К; масштабный фактор ==074;
Материал-;сталь45 термообработка-нормализация.
По табл.3.3[4с.28] предел прочности =590 МПа.
Пределы выносливости:
=043=043×590=254 МПа;
=058=058×254=147 МПа;
Крутящий момент =27066 Нм;
М= Rx3×l3=15246×47=716562 Нмм
= RZ3×l3=16916×47=795052 Нмм
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А
Момент сопротивления кручению(d=50мм b=14мм t=55мм)
=314×5016-14×55×(50-55)2×50=230065 Нмм
Момент сопротивления изгибу
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
=2706602×230065=588 МПа ;
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
=107032107408=996 МПа;
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
=254(159074)×996=1184
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
=147(149074)×588+01×588=1186
Результирующий коэффициент запаса прочности
Полученное значение превышает допускаемое значение [n]=25;
Проверим стрелу прогиба червяка ( расчёт на жёсткость)
Из предыдущих расчётов имеем:
Диаметр вершин зубьев червяка da=50мм
Диаметр впадин зубьев червяка df=28мм
Модуль червячного зацепления m=5мм
Расстояние между опорами вала червяка =178мм
Радиальная нагрузка на червяке Fr1 =12314 Н.
Окружное усилие на червяке Ft1=10679 Н.
Модуль упругости материала вала червяка Е=210000 МПа.
Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка
4×2864×(0375+0625×5028) =4496559 мм
[f]=(0005-001)m==003-005мм.
Условие жёсткости выполнено.
Посадки основных деталей редуктора
Посадки назначаем в соответствии с указаниями данными в табл.8.11[4с.169].
Посадка зубчатого колеса на вал H7p6.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6 отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7. Остальные посадки назначаемпользуясь данными табл.8.11[4с.169]. Рассмотрим характерные виды посадок в проектируемом редукторе
Посадка зубчатого колеса на вал : ф50;
Максимальный зазор 0001мм.
Максимальный натяг 0042 мм.
Посадка крышки подшипника в корпус редуктора
Максимальный зазор 0076
Соединение выходного конца ведущего вала
Макс.зазор 0018мм. Макс. Натяг 0023мм.
Смазка червячного зацепления производится окунанием червячного колеса в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обозначенного на сборочном чертеже.
Объём масляной ванны
Vм=04×Ртр=04×176=071 дм
По табл.8.8[4с.164] устанавливаем вязкость масла.
При скорости v=157 мс рекомендуемая вязкость
По табл.8.10[4с.165] принимаем масло индустриальное
И-20А ГОСТ 20799-75.
Подшипники смазываются той же смазкой за счёт разбрызгивания.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов валов:
на ведущий вал одевают роликоподшипники предварительно нагретые в масле до 80-100С.
-в ведомый вал закладывают шпонку под червячное колесо и напрессовывают последнее до упора в бурт вала; затем надевают роликоподшипники предварительно нагретые в масле дистанционное кольцо шлицевую гайку с многолапчатой шайбой.
-В основание корпуса устанавливают стакан.
-Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка герметиком.; затягивают болты крепящие крышку к корпусу.
-В подшипниковые камеры нагнетают пластичную смазку.
-Далее ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок. Перед постановкой сквозных крышек в них устанавливают манжеты. Проверяют проворачиванием отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки ) и закрепляют крышки болтами.
-Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
В процессе работы был спроектирован одноступенчатый червячный редуктор входящий в состав электромеханического привода. Также был произведен полный расчет привода состоящий из кинематического расчета расчета геометрических параметров силового и проверочного расчета.
Редуктор выполнен в закрытом чугунном корпусе. Детали редуктора выполнены из качественной конструкционной стали.
Основные достоинства редуктора:
Высокая надежность долговечность;
Относительно небольшие габариты редуктора;
Простота и удобство для проведения регламентных и ремонтных работ;
Технологичность и невысокая стоимость используемых материалов.
Основные недостатки редуктора:
Большой вес редуктора;
Повышенная хрупкость чугунного корпуса;
В целом редуктор отвечает требованиям технического задания и пригоден к эксплуатации.
Справочник конструктора-машиностроителя.
В3-х т.6-е изд.перераб.и доп.-М.:Машиностроение1982
Детали машин. Атлас конструкций.
Под ред Д.Н.Решетова. 3-е изд. доп. и перераб. -М.: Машиностроение 1979.
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. –4-е изд. перераб. и доп. -М.: Высш. шк. 1985.
Курсовое проектирование деталей машин: С.А.Чернавский Г.М.Ицкович К.Н.Боков и др.-2-е изд.
-М.: Машиностроение 1979.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин : -М.: Высш. шк. 1991.

11105_РЧО-100.16.РП.dwg

Внутреннюю полость корпуса редуктора
покрыть маслостойкой краской.
Поверхности стыка покрыть герметиком.
В редуктор залить масло И-20А
799-75 в количестве 1
Передаточное число 16
Частота вращения выходного вала 47обмин.
Момент кручения на выходном валу 271 Нм.
Техническая характеристика.
Кольцо дистанционное
Пояснительная записка
Подшипники ГОСТ 333-71
Прокладка регулировочная
Шайба 24 ГОСТ 11872-80
Штифт 8х25 ГОСТ 3129-70
Сталь45 ГОСТ 1050-88
Неуказанные радиусы 1
Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий H14
обеспеченный инструментом.
отв. М6 сверлить и нарезать после напрессовки венца
После затяжки выступающую часть спилить и раскернить
Коэффициент смещения
Межосевое расстояние
Неуказанные предельные отклонения
Формовочные уклоны 1°
Неуказанные радиусы 5 мм max.