| |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
МЕНЮ
| Курсовая работа: Червячная передачаКурсовая работа: Червячная передачаЗадание 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:
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
Рассчитанные частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах
3 Расчёт 1-й червячной передачи 3.1 Проектный расчётЧисло 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. 3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениямПроверяем контактное напряжение (см. формулу 4.23[1]): H = = = 134,219 МПа; H = 134,219 МПа [h] = 142,563 МПа. 3.3 Проверка зубьев передачи на изгибПроверяем 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
Параметры червячной передачи, мм |
ИНТЕРЕСНОЕ | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|