кп по тмс червячный редуктор. 2. техническое задание спроектировать одноступенчатый червячный редуктор с нижним расположением червяка

• Название: 2. техническое задание спроектировать одноступенчатый червячный редуктор с нижним расположением червяка
• Анкор: кп по тмс червячный редуктор
• Дата: 15.03.2023
• Размер: 1.08 Mb.
• Имя файла: 33e65da.doc
• Тип: Документы; #991579
• страница: 1 из 3

1.ВВЕДЕНИЕ

Выполнение курсовой работы - важнейший этап на пути становления инженера по специальности 190701.65 Организация перевозок и управление на транспорте (автомобильный транспорт). Только в процессе самостоятельного проектирования можно лучше изучить конструкцию проектируемой машины, более глубоко понять, почему так, а не иначе выполнены элементе этой машины.

Целью курсовой работы является проектирование одноступенчатого червячного редуктора нижним расположением червяка. В ходе работы определяются основные параметры зубчатого зацепления, и проводится его расчёт по критериям контактной выносливости и усталости при знакопеременном изгибе. Проектируются валы редуктора, и проводится проверка их на жесткость и усталую прочность. Выполняется проверочный расчёт выбранных подшипников. По итогам проектирования выполняется сборка редуктора.

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

Редукторы – продукция материально-технического назначения, служат для изменения скорости вращения при передаче вращательного момента от одного вала к другому. Все это механика, а если точнее детали машин.

Червячный редуктор применяется при передаче движения между скрещивающимися осями. Одним из существенных преимуществ червячных редукторов является возможность получить большое передаточное число в одной ступени. Такие редукторы обладают высокой плавностью хода, бесшумностью в работе и самоторможением при определённых передаточных числах, что позволяет исключить из привода тормозные устройства.

Есть различные варианты данных механизмов, например, одноступенчатые универсальные, двухступенчатые, трёх, одноступенчатые с нижним расположением червяка, с верхним расположением червяка и глобоидные.
2. ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ
Спроектировать одноступенчатый червячный редуктор с нижним расположением червяка.




Рис.1 Кинематическая схема привода и редуктора

1. 
   электродвигатель;
   
2. 
   муфта;
   
3. 
   червяк;
   
4. 
   червячное колесо.
   

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

Мощность на выходном валу редуктора Р_вых = 1,6 кВт;

Частота вращения выходного вала n= 115 об/мин;

Редуктор предназначен для длительной эксплуатации - ресурс работы

L_h= 14 ▪ 10³ часа;

Нагрузка - III, (умеренные толчки),

валы установлены на подшипниках качения.

3. КОНСТРУКТИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ

3.1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Прием КПД червячного редуктора η ≈ 0,8.

КПД червячной передачи η ≈ 0,8, для масляной ванны.

Требуемая мощность электродвигателя:

2 кВт

По таблице приложения П1 по требуемой мощности P_ТР = 2 кВт, выбираем электродвигатель асинхронный, трехфазный серии 4А закрытый, обдуваемый (по ГОСТ – 19523-81) 4А90L4.

Мощность двигателя Р_ДВ = 2,2 кВт.

Синхронная частота вращения n= 1500 об/мин.

Диаметр выходного конца вала двигателя d_ДВ= 24 мм.

Номинальная частота вращения двигателя будет меньше синхронной частоты вращения на величину (0,95….0,96) т.е.

n_ДВ = 0,96 ▪ 1500=1440 об/мин.

Угловая скорость:

151 рад/с

Передаточное число (равное передаточному отношению)



Согласно ГОСТ 2144-76 [1], стр. 54, принимаем U = 12,5.

Вращающий момент на валу червячного колеса:

133 Нм = 133 ▪ 10³ Нмм,

где

12,04 рад/с

3.2 Расчет червячной передачи

Число витков червяка Z₁ принимаем, в зависимости от передаточного числа: при U = 12,5, Z₁ = 4 (приложение П3).

Число зубьев червячного колеса Z₂ = Z₁U = 4 ▪ 12,5 =50.

Принимаем стандартное знание Z₂ = 50 (приложение П4).

В основу расчета червячной передачи берется контактная и изгибочная прочность зубьев колеса и витков червяка.

Выбираем материал червяка и венец червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закладкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием [1, стр. 66].

Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, принимаем для венца червячного колеса бронзу БрА9ЖЗЛ (отливка в песочную форму) [1, стр. 65].

Предварительно принимаем скорость скольжения в зацеплении

V_S = 5 м/с.

Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение (приложение П5)

[σ_Н] = 155 МПа..

Расчетное значение допускаемого напряжения изгиба [σ_OF] для нереверсивной работы получают умножением табличного значения [σ_OF]' на коэффициент долговечности K_FL [1, стр. 66] (приложение П6).



Значение K_FL при бронзовом венце червячного колеса определяют по формуле:



где N_∑ - суммарное число циклов напряжений,

N_∑ = 60 ▪ n_ВЫХ ▪ L_h = 60 ▪ 115 ▪ 14 ▪ 10³ = 9,7 ▪ 10⁷ = 97 ▪ 10⁶,

где n_ВЫХ - частота вращения червячного колеса, об/мин;

L_h - срок службы передачи, ч.

Вычисляем значение коэффициента К_FL:

0,601517 = 0,602,

Из таблицы приложения П6 принимаем [σ_OF] = 98 МПа.

Тогда [σ_OF] = K _FL [σ_OF]’ = 0,602 ▪ 98 = 58,996 МПа = 59 МПа.

Принимаем предварительно:

коэффициент диаметра червяка: q = 12,5 (приложение П7),

коэффициент нагрузки: К = 1,2 , стр. 369, 64].

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости:



=114,4684 = 114,5 мм

Модуль 3,664=3,7 мм.

Принимаем по ГОСТ 2144-76 (приложение П7) стандартное значение m = 4 мм и q = 12,5.

Межосевое расстояние при стандартных значениях m и q:

125 мм.

Определение основных размеров червяка и венца червячного колеса сведено в табл. 1.
Таблица 1

Параметры червяка и колеса

Параметр	Расчетная формула	Принято (мм)
Размеры червяка (мм)
Делительный диаметр		50
Диаметр вершин витков червяка		58
Диаметр впадин витков червяка		40,4
Длина нарезанной части шлифованного червяка		81
Делительный угол подъема витка 
Размеры венца червячного колеса (мм)
Делительный диаметр		200
Диаметр вершин зубьев		208
Диаметр впадин зубьев		190,4
Наибольший диаметр		212
Ширина венца		43,5

Окружная скорость червяка:

мм

Скорость скольжения:

4 м/с

При этой скорости [σ_Н] 161 МПа (приложение П5) 1, табл. 4.9, стр.68.

Отклонение что соответствует допустимому значению.

Уточним КПД редуктора 1,стр 58,формула 4.14 при скорости v_s = 4 м/c приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка (приложение П8) ƒ’= 0,023 ▪ 1,5 = 0,03 и приведенный угол трения ρ’= 1°43’ 1, табл. 4.4. 

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

.
Определим значение коэффициента нагрузки:



где – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки:

,

где  - коэффициент деформации червяка.

При Z₁ = 4; q = 12,5;  = 98 (приложение П9) 1, стр. 64, табл. 4.6:

X – вспомогательный коэффициент, зависящий от характера изменения нагрузки.

При незначительных колебаниях нагрузки Х = 0,6 1, стр. 65.
Тогда



Для изготовления червячной передачи выбираем 8-ю степень точности, тогда К_v = 1,4 (приложение П10) 1, стр. 65, табл. 4.7.
Коэффициент нагрузки:

.

Проверяем расчетные контактные напряжения:



.

= 150 МПа < 161 МПа

Отклонение % , что соответствует допустимому значению.

Результат расчета следует признать удовлетворительным, т.к. расчетное напряжение ниже допускаемого на 4,6 % (разрешается до 15%) , стр. 372.
Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб.

Эквивалентное число зубьев:

.

Коэффициент формы зуба Y_F = 2,20 (приложение П11) , стр. 63, табл. 4.5.
Напряжение изгиба:

МПа,

что значительно меньше вычисленного ранее допускаемого значения

_OF = 59 МПа.

Таким образом, прочность зубьев червячного колеса на изгиб обеспечивается.

3.3. Предварительный расчет валов редуктора

и конструирование червяка и червячного колеса
Вращающие моменты на валах:

ведомом (вал червячного колеса)

³ Нмм,

ведущем (червяк)

Нмм.
Ведущий вал (червяк) (см. рис. 2)



Рис. 2. Червяк
Витки червяка выполнены за одно целое с валом (рис. 2).

Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручение при

МПа , стр. 161.
мм
Учитывая, что вал двигателя d_дв = 24 мм, применим для соединения его с входным концом ведущего вала (червяка) муфту упругую со звездочкой (приложение П12) , стр.279, табл. 11.6 и тогда диаметр входного конца ведущего вала примем =24 мм.
Диаметр участка вала для упора муфты:

мм

где 2,5 мм

Согласно ГОСТ 6636-69 (приложение П13) принимаем = 30 мм.

Диаметр участка вала под подшипник:

мм

Согласно ГОСТ 6636-69 (приложение П13) принимаем = 36 мм.

Диаметр участка вала для упора подшипника:

мм

Согласно ГОСТ 6636-69 (приложение П13) принимаем = 42 мм.

Расстояние между опорами червяка .

Ведомый вал (см. рис. 3).



Рис. 3 Червячное колесо

Диаметр выходного конца:

мм.

Согласно ГОСТ 6636-69 (приложение П13) принимаем = 32 мм.

Диаметр участка вала под подшипник:

мм.

Диаметр участка вала в месте посадки червячного колеса:

мм.

Диаметр участка вала для упора ступицы червячного колеса:

мм.

Согласно ГОСТ 6636-69 (приложение П13) принимаем = 48 мм.

Таблица 2

Основные параметры валов, мм

Вал-червяк	24	30	36	42	50	58	40,4	81	212	-	-
Вал колеса	32	-	37	-	-	-	-	-	-	42	48

Таблица 3

Определение размеров червячного колеса

Наименование	Расчетные формулы	Принято
Колесо
Диаметр ступицы		71,4
Длина ступицы		63
Толщина диска		10,9
Толщина обода и центра		8
Диаметр обода		174,4
Диаметр отверстия		25,75(4 шт)
Диаметр окружности центров		122,9
Диаметр винта*		М5 (4 шт)
Длина винта		15,2

^*Винт, фиксирующий обод червячного колеса на центре (ступице).

3.4. Конструктивная разработка корпуса редуктора

Основные конструктивные размеры корпуса редуктора определяются на основании [1, стр.240 рис. 10.18; и стр.242, стр. 241 табл. 10.2; стр. 242 табл. 10.3].

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора:

мм,

принимаем = 7 мм;

мм,

принимаем  6 мм;

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

мм

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

мм

Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек:

мм,

=17,5мм.

Толщина ребер основания корпуса:

= 6,5 мм

Толщина ребер крышки:

= 5,5 мм

Диаметры фундаментных болтов:

мм,

принимаем болты с резьбой М16;

Диаметр болтов у подшипников:

мм,

принимаем М12;

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой:

мм,

принимаем М9.

3.5. Первый этап компоновки редуктора
Компоновочный чертеж выполняется на миллиметровке в двух проекциях – разрез по оси колеса и разрез по оси червяка (рис. 4); желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.



Рис. 4. Компоновка червячного редуктора
Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим осевую линию; вторую осевую, параллельно первой, проводим на расстоянии 125мм. Затем проводим две вертикальные осевые линии, одну для главного вида, вторую – для вида сбоку.
Вычерчиваем на двух проекциях червяк и червячное колесо.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, принимаем зазор между стенкой и червячным колесом и между стенкой и ступицей червячного колеса  15 мм.

Вычерчиваем подшипники червяка на расстоянии мм один от другого, располагаем их симметрично относительно среднего сечения червяка.

Так же симметрично располагаем подшипники вала червячного колеса. расстояние между ними замеряем по чертежу мм.

В связи с тем, что в червячном зацеплении возникают значительные осевые усилия, примем радиально-упорные подшипники: шариковые средней серии для червяка и роликовые конические легкой серии для вала червячного колеса (приложения П 6 и П 7) [1, стр. 177-178].

Таблица 3

Характеристики подшипников

Условное обозначение подшипника	d	D	B	T	C	e
	мм				кН
46309	45	100	25	-	61,4	0,68
7211	55	100	21	23	65,0	0,41

3.6. Проверка долговечности подшипников

Силы в зацеплении (рис. 5)



Рис. 5 Силы в червячном зацеплении и опорные реакции

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

Н.

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

Н.

Радиальные силы на колесе и червяке:

Н.

При отсутствии специальных требований, червяк должен иметь правое направление витков [1, стр. 56].

Направления сил представлены на рис. 5; опоры, воспринимающие внешние осевые силы, обозначим цифрами «2» и «4».

Вал червяка:

расстояние между опорами мм, диаметр =50 мм.

Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу , обозначим цифрой «2»):
в плоскости ХZ

Н,
в плоскости YZ




= 85,160377 = 85 Н




= 398,83962 = 399 Н

Проверка: .

Суммарные реакции:

Н

Н

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников [1, стр. 216]:

Н

Н

где для подшипников шариковых радиально-упорных с углом   ^0, коэффициент осевого нагружения e = 0,68 (приложение П14).

Осевые нагрузки подшипников (приложение П15).

В нашем случае

Тогда .

Рассмотрим левый («первый») подшипник.

Отношение .

Осевую нагрузку при этом не учитываем (X = 1, Y = 0).

Эквивалентная нагрузка:

,

где V - коэффициент, учитывающий вращение колец подшипника,

при вращении внутреннего кольца V = 1,0;

K_ - коэффициент безопасности при спокойной нагрузке с легкими толчками;

K_ = 1,1[1, стр. 40] (см. приложение П16);

K_T - температурный коэффициент.

При рабочей температуре подшипников меньше 100 С K_Т = 1,0.

Долговечность подшипника определим по более нагруженному.

Рассмотрим правый («второй») подшипник.

Отношение > е и в соответствии с приложением П14

Х = 0,41, Y = 0,87.

Эквивалентную нагрузку определим с учетом осевой силы:



Требуемая динамическая грузоподъемность

.

Полученное значение < .

Таким образом, выбранный подшипник 46309 для червяка удовлетворяет условию динамической.
Ведомый вал (рис. 5)

Расстояние между опорами (точнее, между точками приложения радиальных реакций R₃ и R₄) l₂ = 115 мм; диаметр d₂ = 200 мм.

При определении реакций опор левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу F_a2,обозначим цифрой «4» и при определении осевого нагружения будем считать ее «второй» (приложение П15).

В плоскости XZ

.
В плоскости YZ

,



,

,


Проверка:

.
Суммарные реакции





Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле (приложение П14).





где для подшипников 7211 коэффициент осевого нагружения e = 0,41.

Осевые нагрузки подшипников (приложение 15) в нашем случае

< ; .
Тогда





Для правого (с индексом»3») подшипника отношение

< е

поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка:

.

В качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7211. Долговечность определим для левого подшипника («четвертого»), для которого эквивалентная нагрузка значительно больше.

Для левого (индекс «4») подшипника:

> е.

Учитывая осевые силы, определим эквивалентную нагрузку по формуле (9.3) [1] стр. 212, примем V = 1, К_ = 1,1, К_Т = 1, для конических подшипников 7211 при > е коэффициенты Х = 0,4, [1, табл. 9.18] и Y = 1,46. [1] (П7).



Требуемая динамическая грузоподъемность конического роликоподшипника:

.

Полученное значение <
Большой запас динамической грузоподъемности объясняется тем, что ведомый вал имеет малую частоту вращения n = 115 об/мин.

3.7. Второй этап компоновки редуктора
Используем чертежи первого этапа компоновки (рис. 4). Второй этап (рис. 6) имеет целью конструктивно оформить основные деталь - червячный вал, вал червячного колеса, червячное колесо, корпус, подшипниковые узлы и др.

Смазывание зацепления - разбрызгиванием жидкого масла, залитого в корпус ниже уровня витков так, чтобы избежать попадания масла в подшипники. На валу червяка устанавливаем крыльчатки, которые при работе редуктора будут разбрызгивать масло и забрасывать его на колесо, обеспечивая таким образом смазку зацепления червяка с колесом.

Так как в проектируемом редукторе для обоих валов произведение





то для смазки подшипников применяем пластичные смазочные материалы (стр. 35).



Рис. 6. Червячный редуктор с нижним расположением червяка.

Для предохранения от попадания в полость подшипников жидкой смазки между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса устанавливают мазеудерживающие кольца [1, стр. 207, рис. 9.39].

Уплотнение валов обеспечивается резиновыми манжетами [1, стр. 208, 209].

В крышке люка размещаем отдушину [1, стр. 244, 245]. В нижней части корпуса размещаем пробку для спуска масла [1, стр.246], устанавливаем маслоуказатель.

Конструируем стенку корпуса и крышки. Их размеры были определены в п. 3.4 данного расчета. Вычерчиваем фланцы и нижний пояс.

Конструируем крюки для подъема.

Устанавливаем крышки подшипников глухие [1, стр.198, рис.9.3], сквозные для манжетных уплотнений [1, рис. 9.41 и 9.42].

Под крышки устанавливаем металлические прокладки для регулировки зазора в зацеплении.

Конструкцию червячного колеса выполняем по [1, рис.10.9], насаживая бронзовый венец на чугунный центр с натягом.

Посадка Н7/р6 по ГОСТ 25347-82.

Вычерчиваем пазы под призматическую шпонку:

вала червячного колеса b*h*l = 10*8*50 мм, и шпонку под червячным колесом b*h*l = 8*7*50 мм приложения (П18 и П12) или [1, стр.169, табл. 8.9 и стр.279, табл. 11.6. ]

4. 
   ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА
   

Для проектируемого редуктора ориентировочно площадь теплоотводящей поверхности А  м² (здесь учитывалась также площадь днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).

По формуле (10.1) [1] условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе
,
где Р_тр= 2 кВт = 2000 Вт - требуемая для работы мощность на червяке.

Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплопередачи К_t = 17 Вт/(м² С) [1, стр. 256].

Тогда

< .

Допускаемый перепад температур при нижнем червяке [t] = 60 .

4. 
   ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
   

Проведем проверку шпонки на смятие лишь одного соединения, передающего вращающий момент от вала червячного колеса к муфте, так как момент в этом случае будет наибольшим, а диаметр вала наименьшим.

Диаметр вала в этом месте d_в2= 32 мм.

Сечение и длина шпонки b*h*l = 10*8*50 мм; глубина паза t₁ =5,0 мм [1, стрю169, табл. 8.9].

Момент T_к2 = T₂ = 13310³ Н·мм.