Проектирование привода общего назначения с червячным редуктором

Министерство  образования и науки Российской Федерации Государственное образовательное  учреждение высшего профессионального  образования Самарский Государственный  Технический Университет

 

 

Кафедра: «Механика»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

КУРСОВОЙ  ПРОЕКТ

 

Тема: Проектирование привода общего назначения с червячным редуктором

 

Вариант №54

Выполнил  студент! 

2-ХТФ-1 Шашков  М.О.

 

Проверил  преподаватель: 

Пинская Т.Ю.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Самара 2011 г.

Содержание

1. Введение  3
2. Кинематический и силовой анализ привода  5

 

1. Расчет  частоты вращения каждого вала  5
2. Расчет крутящего момента на каждом валу  5
3. Расчет потребной мощности и выбор электродвигателя   6

3. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений для червячных колес   ... 8

1. Выбор материала и термообработки  8
2. Расчет допускаемых напряжений на контактную выносливость  8
3. Расчет допускаемых напряжений на изгибную выносливость  9

4. Расчет передачи  10

1. Проектный расчет передачи  10
2. Проверочные расчеты передачи на контактную и изгибную выносливость . . 13
3. Усилия в зацеплении   13

5. Эскизное проектирование  14

1. Входной вал   14
2. Выходной вал   15
3. Расчет элементов червячного колесеа  15
4. Расчет элементов корпуса редуктора  16

6. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений   18

1. Входной вал   18
2. Выходной вал   18

 

7. Проверочный расчет выходного вала на усталостную  выносливость  19
8. Расчет коэффициента запаса усталостной прочности   22
9. Проверочный расчет подшипников выходного вала   24
10. Смазывание редуктора  26
11. Подбор соединительной муфты  27
12. Сборка и регулировка основных узлов редуктора   28

Техническое задание  №54

 

Частота вращения вала двигателя

 

^дв = 750 о б/мин

 

Частота ВрЭ^ЩвНИЯ ВЫХОДНОГО BcUTcl

 

^ивых = 50 о б/мин

 

Вращающий момент на выходном валу

 

Г_вых = 600 Н - м.

 

Срок  службы редуктора (в годах)

L 

6

 

Тип редуктора: червячный (ЧР)

Коэффициенты  загрузки

год 

0.3

сут 

0.2

 

Расположение  валов: 

 

 

 

вых

 

ZZLI7

вх

 

1. Введение

 

В наше время все машины и механизмы  современного оборудования имеют привод, который включает в себя электродвигатель и редуктор.

Конструктивно привод состоит из двигателя и  редуктора, соединенные муфтой, которые смонтированы на общем основании: литой плите или раме. Выходной вал редуктора стыкуется с исполнительным агрегатом, рабочее сопротивление которого составляет нагрузку на привод.

Назначение  редуктора - уменьшить до заданного  значения частоту вращения вала электродвигателя при одновременном увеличении вращающего момента.

Червячные передачи широко используются в зубчатых механизмах для передачи движения между перекрещивающимися валами (обычно угол скрещивания 90°). Достоинства червячных передач: возможность получения больших передаточных отношений в одной ступени (и = 10 ... 71), плавность и бесшумность работы, возможность самоторможения. Основные недостатки: низкий КПД, нагрев, необходимость применения дефицитных цветных метэллов.

Основными видами повреждений червячных передач  являются:

а) усталостное выкрашивание - разрушение рабочих поверхностей зубьев, вызыва- 
емое переменными контактными напряжениями он-

б) поломка зуба - разрушение в результате развития усталостной трещины, образу- 
ющейся под действием переменных изгибных напряжений a_F-

В червячных передачах, в связи с высокими скоростями скольжения и неблагоприятными условиями смазки, применяют антифрикционную пару: сталь-бронза. Червяки, испытывающие гораздо большее количество циклов нагружения, изготавливают из углеродистых или легированных сталей с термообработкой, обеспечивающей высокую твердость (HRC 45.. .63).Боковые поверхности червяков шлифуют и полируют с целью снижения износа и потерь на трение. Венцы червячных колес изготавливают из бронз, хорошо работающих в условиях трения скольжения.

 

 

Достоинства и  недостатки редукторов

 

Цилиндрические  зубчатые передачи - отличаются надёжностью  и имеют высокий ресурс эксплуатации. Обычно применяются при особо  сложных режимах работы, для передачи и преобразовывания больших мощностей. Цилиндрические передачи бывают прямозубыми, косозубыми и шевронными.

Прямозубые  цилиндрические передачи легко изготавливать, но при их работе возникает высокий шум, они создают вибрацию и из-за этого быстрее изнашиваются.

Косозубые цилиндрические передачи обладают хорошей  плавностью работы, низким шумом и хорошими эксплуатационными характеристиками. Существенный недостаток - возникают осевые силы, из-за которых приходится делать более жёсткую конструкцию корпуса редуктора. Шевронные цилиндрические передачи обладают крайне высокой плавностью работы. Шестерни этих передач представляют собой сдвоенные косозубые шестерни, но они имеют больший угол зубьев, чем косозубые. Стоимость изготовления шевронных зубчатых колес высокая, они требуют специализированных станков и высо

 

кой квалификации рабочих.

Конические  зубчатые передачи в отличие от цилиндрических имеют пересекающиеся оси входных  и выходных валов. Применяются если необходимо изменить направление кинетической передачи.

Червячные - представляют собой механическую передачу от винта, называемого червяком на зубчатое колесо, называемое червячным колесом. Отличаются высоким передаточным отношением, относительно низким КПД. Червяки бывают однозаходные и мно-гозаходные. Передаточное отношение червячного редуктора определяется как отношение количества зубьев на червячном колесе к количеству заходов на червяке.

2.   Кинематический и силовой анализ  привода.

 

Передаточное  отношение - основной параметр, характеризующий  способность передаточного механизма изменять частоту вращения и вращающий момент ведомого звена по отношению к ведущему. При соединении вала редуктора с валом электродвигателя через муфту.

 

 

2.1   Расчет частоты вращения каждого  вала.

 

Общее передаточное отношение определяют по зависимости:

п_дв 750

50

Частоты вращения вэлов

п₁ = п_дв = 750 об/мин. п₂ = п_вых = 50 об/мин.

 

 

2.2   Расчет крутящего момента на  каждом валу.

 

Вращающий (нагрузочный) момент на выходном валу редуктора:

 

T2 = Т_вых = 600 Н - м.

 

На  входном валу:

T 600

Ti = = = ⁵⁰ Н • м^.

u • п     15 • 0.8

где п = 0.8 - коэффициент полезного действия (КПД) редуктора.

2.3   Расчет потребной мощности и  выбор электродвигателя

 

Мощность  на выходном валу редуктора, кВт:

Увых • Ивых = 600 • 50 9550     = 9550

р_вых = ~^вьгх_;:^вьгх        = з.ш4 _кв т.

Расчетная мощность двигателя:

Рис. 1 - Кинематическая схема червячной передачи

P        3 1414 P' = — = ^3.1414 = 3.9267 кВ т. ^дв      п 0.8

 

3.   Выбор материала и расчет допускаемых  напряжений для червячных колес

 

Допускаемые напряжения определяют в зависимости  от видов повреждений червячных передач, механических характеристик материала червячного колеса и заданного срока службы передачи.

 

 

3.1   Выбор материала и термообработки

 

В червячных передачах, в связи  с высокими скоростями скольжения и  неблагоприятными условиями смазки, применяют антифрикционную пару: сталь-бронза. Червяки, испытывающие гораздо большее количество циклов нагружения, изготавливают из углеродистых или легированных сталей с термообработкой, обеспечивающей высокую твердость (HRC 45... 63). Боковые поверхности червяков шлифуют и полируют с целью снижения износа и потерь на трение. Венцы червячных колес изготавливают из бронз, хорошо работающих в условиях трения скольжения.

Марку бронзы выбирают в зависимости от ориентировочной скорости скольжения У_сж , в м/с:

V_CK = • VT2 =i⁵⁵lZ⁵° • #600= 2.8466 м/с,

10000    ^{v  2}      10000 ¹ '

где n₁ = 750 - частота вращения вала червяка, об/мин;

T₂ = 600 - вращающий момент на валу червячного колеса, Нм.

Т. к. Vk ^ 5, то выбираем бронзу: БрАЖ 9-4; предел прочности а_в: 500 МПа; предел текучести a_T' 200 МПа.

 

 

3.2   Расчет  допускаемых напряжений на контактную  выносливость

 

Допускаемые напряжения на контактную [a]_H и изгибную [а]р выносливость определяют для наиболее слабого звена в передаче. Таким звеном является червячное колесо, зубчатый венец которого, изготовленный из бронзы, прежде всего, выходит из строя. При этом зубья червячного колеса испытывают циклические напряжения в течение заданного срока службы привода L.

Фактическое число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь период эксплуатации определяют по зависимости:

 

 

N2 = 60 • ts • П2 = 60 • 3153.6 • 50 = 9460800

п2

t_s - суммарное время работы передачи в часах:

ts = 365 • L • К_год • 24 • К_сут = 365 • 6 • 0.3 • 24 • 0.2 = 3153.6 час

 

Параметры L, К_год, К_сут приведены в техническом задании.

 

Для оловянистых бронз допускаемые  контактные напряжения определяются по зависимости:

 

 

[о]н  = оно - 25 • У_ск = 300 - 25 • 2.8466 = 228.8354 МП а,

где о_но = 300 - предел контактной выносливости, МПа.

 

 

3.3   Расчет  допускаемых напряжений на изгибную выносливость

 

Допускаемые напряжения на изгибную выносливость для всех марок бронз определяют по зависимости:

 

[o]f = °§° • K_FL = — • 1 = 90.2857 МП а.

Здесь o_FO - предел изгибной выносливости, МПа; определяют по зависимости: ofo = 0.44 • от + 0.14 • о_ъ = 0.44 • 200 + 0.14 • 500 = 158 МП а.

 

S_F = 1.75 - коэффициент запаса изгибной прочности;

K_FL - коэффициент долговечности, рассчитывают по зависимости:

_K <Nfo     9 1000000

_{^kfl =^ ~n7 = V 9460800 = ^0.779}

 

Здесь N_fo = 10⁶ - базовое число циклов. Принимаю K_fl = 1.

 

4.   Расчет передачи

 

Расчет  чисел зубьев червячной передачи. Передаточное отношение и реализуется в зубчатых механизмах за счет соотношения чисел зубьев ведомого Z₂ и ведущего Z_\ звеньев.

Z\

величины  передаточного отношения передачи: u < 30 и u > 14 значит Zi = 2.

Расчетное число зубьев колеса Z2 , необходимое для реализации передаточного числа

u

 

Z'₂ = Zi • u = 2 • 15 = 30.

 

Полученное  значение округляют до целого: Z₂ = 30.

 

 

4.1   Проектный  расчет передачи

 

Рассчитывают  основные геометрические параметры  из условия контактно-усталостной  прочности активных поверхностей зубьев (с точностью 0,01мм - для линейных величин, 0,0001 град. - для угловых величин):

1. Диаметр делительной окружности  червячного колеса (предварительное значение)

d'₂ мм:

[o]H • q V 228.8354² • 8

₃T₂ • Z₂ • K_{h            3}600 • 30 • 1.2 
d'₂ = 630 • a -^—2 ^H = 630 • \l ₂  „ = 234.48 мм.

где K_h - коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность ее распределения и динамику работы передачи; в курсовом проектировании с достаточной степенью точности можно принять К_н = 1.2.

q = d₁ /m - коэффициент диаметра червяка; величина q предварительно может быть определена по зависимости:

 

q = 0.25 • Z2 = 0.25 • 30 = 7.5.

 

Полученное  значение q' округляют до ближайшего значения q в соответствии со

q=8

_m'

 

d^'2 234.48

m = — = ——— = 7.8161 мм.

Z₂ 30

 

_m'

m=8

3. Межосевое  расстояние a_W мм:

m • (q + Z2)     8 • (8 + 30) 
a_W = = = 152 мм.

 

4. Диаметры  делительных окружностей червяка d_i и червячного колеса d₂:

d\ = m • q = 8 • 8 = 64 мм. 62 = m • Z₂ = 8 • 30 = 240 мм.

5. Диаметры окружностей вершин червяка d_ai и червячного ко леса d_a2, мм:

d₀i = di + 2 • m = 64 + 2 • 8 = 80 мм. d_a2 = d₂ + 2 • m = 240 + 2 • 8 = 256 мм.