Привод червячно-цепной

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального  образования

«Национальный исследовательский Томский политехнический университет»

Кафедра теоретической  и прикладной механики

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 ПРИВОД ЧЕРВЯЧНО-ЦЕПНОЙ

Пояснительная записка 

МЕХ 06003.20.00 ПЗ

 

 

 

 

                                               

 

 

 

 

 

 

 

      Студентка ____________________________ Анцупова П.А.

 

      Руководитель работы

       доцент__________________________ Гурин В.В.

 

 

 

Томск-2011

 

 

Привод червячно-цепной

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Исходные данные:

 

Привод нереверсивный

 

Частота вращения выходного вала привода  43 об/мин.

 

Мощность на выходном валу 1,8 кВт.

Срок  службы привода  23000 часов.

 

ОГЛАВЛЕНИЕ

Введение_________________________________________________3

 

Выбор  электродвигателя  и  кинематический  расчёт ___________4

 

Расчёт червячного редуктора    ______________________________5

 

Предварительный расчет валов редуктора и конструирование  червяка и червячного колеса____________________________8

 

Геометрические  параметры корпуса редуктора________________9

 

Выбор подшипников  качения_______________________________10

 

Расчет цепой передачи____________________________________11

 

Проверка долговечности  подшипников______________________14

 

Тепловой расчёт редуктора________________________________20

 

Проверка прочности  шпоночных соединений_________________21

 

Уточнённый расчёт валов__________________________________22

 

Посадки основных деталей  редуктора_______________________24

 

Выбор сорта масла_______________________________________26

 

Сборка редуктора________________________________________27

 

Заключение_____________________________________________ 28

 

Литература______________________________________________29

 

 

 

Введение

 

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.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Выбор   электродвигателя  и  кинематический  расчёт

 

По табл. 2.2[5,с.40] принимаем:

 КПД муфты  =0,98;

Коэффициент, учитывающий  потери пары подшипников качения  =0,99;

КПД червячной передачи =0,88;

КПД  цепной передачи =0,95;

Общий  КПД привода

= 0,98× 0,99 × 0,88 ×0,95=0,795;

Требуемая мощность электродвигателя 

= / =1,8/0,795=2,26 кВт;

По табл. П3[4, с.328] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4А90L2. Его основные параметры:

=3 кВт, п=3000 об/мин, =24 мм, s=4,3%;

Частота вращения ротора электродвигателя с учётом скольжения

=п(1-s)=3000(1-0,043)=2871 об/мин.

Передаточное  отношение привода:

U=

=2871 /43=66,77;

Руководствуясь  рекомендациями литературы [4,с.7], а  также

 стандартным рядом  передаточных чисел, принимаем:

 передаточное  отношение редуктора =16;

тогда передаточное отношение открытой цепной передачи

= =66,77/16=4,17;

Ближайшее стандартное значение – 4;

Погрешность

u= [(4,17-4)/4]×100%=4,3% >[ u];

[ u]=4%;  Итак, принимаем =4,17; =16;

Определяем частоту вращения, угловую скорость, крутящий момент на валах привода:

=2871 об/мин;

=2871/16=179,44 об/мин;

=179,44/4,17=43 об/мин;

= 3,14×2871 / 30 =300,5 рад/с;

=300,5/16=18,78 рад/с;

=18,78/4,17=4,5 рад/с;

=2260/300,5 =7,54 Н м;

=7,54×0,98×0,99=7,31 Нм;

=7,31×16,0×0,99× 0,88=101,9 Н м;

= 101,9×4,17× 0,95×0,99=399,66 Н м;

 

2. 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[5,c.54]: 

м/с

Здесь - момент кручения на выходном валу редуктора;

           - угловая скорость выходного вала;

При таком  значении по табл.3.5[5,c.54]принимаем для венца червячного колеса безоловянную бронзу БрО10Н1Ф1 (центробежная отливка ).

Допускаемые контактные напряжения по табл.3.6[5.c.55] для данной группы материалов определяем по формуле 

МПа;

где σ_b – предел прочности; для БрО10Н1Ф1 σ_b=285 МПа;

 C_v – коэффициент, учитывающий износ материала; для заданных условий C_v=0,8 8[5, c.54]

1. Межосевое расстояние [5, c.71]

мм.

Принимаем ближайшее  стандартное значение мм.

2. Число витков червяка z : по рекомендациям [5, c.71] при принимаем
3. Число зубьев червячного колеса

=2×16=32;

4. Модуль зацепления [5, c.71]

m=

мм.

Принимаем ближайшее  стандартное значение m=4мм.

5. Коэффициент диаметра червяка [5, c.72]

q=(0,212-0,25)

=(0,212-0,25)32=6,78-8; принимаем q=8;

6. Коэффициент смещения инструмента

;

7. Межосевое расстояние при стандартных значениях m и q:

8. Основные геометрические параметры передачи:

         а) основные размеры червяка: 

делительный диаметр 

8×4=32 мм;

диаметр вершин витков

=40 мм;

диаметр впадин витков

=22,4мм;

длина нарезаемой части червяка, при  2червяка

мм

принимаем 80 мм;

делительный угол подъема витка при  2 и 8, согласно [5, с73]   

=arctg2/8=14,03624

Основные размеры  венца червячного колеса:

делительный диаметр

32×4=128 мм;

диаметр вершин зубьев

 мм;

диаметр впадин зубьев

=118,4 мм;

наибольший  диаметр колеса

142 мм;

ширина венца  при 

мм.

Принимаем мм.

Радиусы закруглений  зубьев

мм.

мм.

Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2 :

; 

Окружная скорость червяка

4,81 м/с,

где - частота вращения червяка.

Скорость скольжения

4,96 м/с

Предположение о величине скорости вращения оказалось верным.

Согласно [5, с. 74],  угол трения .

10.    КПД червячной передачи [5, c.74]

;

11.     Силы в зацеплении:

окружная для  червяка и осевая для колеса

456,9 Н;

окружная для колеса и осевая для червяка

1592,3 Н;

радиальная  на колесе и червяке

579,5 Н.

12. Коэффициент нагрузки k=1,2 при v>3 м/с [5, c.74]
13. Проверка контактных напряжений ,

[5, c.74]

Перегрузка  передачи составляет 2,9%, что допустимо. Допускаемая перегрузка 5% [5, с. 74]

14. Проверка напряжений изгиба

; [5, c.74]

Эквивалентное число зубьев колеса

тогда, согласно [5, с. 75], коэффициент формы зуба 1,64.

Допускаемое напряжение изгиба

; [5, c.55]

Для Бронзы БрО10Н1Ф1 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);

для червяка 

циклов

для колеса

циклов.

Так как  и , то ;

МПа;

Напряжение  изгиба

=19,58 МПа,

что меньше допускаемого.

 

3. Предварительный  расчет валов редуктора и конструирование  червяка и червячного колеса

 

1. Червячный вал.

Ориентировочный диаметр  выходного конца вала

 мм

где - крутящий момент, Нмм;

- пониженное значение допускаемого  напряжения на

кручение, МПа. В соответствии с [4, c.241], принимаем =25 МПа;

Для соединения выходного  конца вала с валом электродвигателя ( мм) принимаем мм.

Под подшипниками принимаем  мм.

Длина нарезанной части  мм (определено ранее).

Расстояние  между опорами червяка примем мм.

2. Ведомый вал.

Пониженное  значение напряжения на кручение принимаем, учитывая нагрузку от цепной передачи МПа.

 мм,

примем 32 мм;

под подшипниками принимаем  d =35 мм.

Под зубчатым колесом  =40 мм.

Диаметр ступицы червячного колеса

мм.

 Принимаем  мм.

Длина ступицы червячного колеса

мм.

Принимаем мм.

Толщина обода центра колеса

=2×4=8 мм.

 Принимаем  =8мм.

Минимальная толщина венца

=2×4=8 мм.

 Принимаем  =8мм.

Толщина диска колеса

=0,25×28=7мм.

Принимаем  С=8мм.

 

4. Геометрические параметры корпуса редуктора

 

 

 

 

 В  соответствии  с рекомендациями [1, с.238] принимаем 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:

основания

=5,2 мм;

крышки

=4,56 мм;

Принимаем мм.

толщина нижнего  пояса корпуса:

=18,8 мм;

принимаем p=20 мм

диаметр фундаментных болтов

=14,4-14,88 мм;

 принимаем  16мм.

диаметр болтов у подшипников

=11,2-12 мм;

принимаем 12мм.

диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой

=8-9,6 мм;

 принимаем 10мм.

 

5. Выбор подшипников  качения

 

 

 

Согласно кинематической схемы привода предварительно выбираем для червячного вала конические роликоподшипники 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=16,5 мм, С=29,2 кН, С =21 Кн);

здесь С и  Со- динамическая и статическая грузоподъёмность  соответственно.

 

Ведомый вал:

7207 ( d=35 мм, D=72 мм, Т=18,25 мм, С=35,2 Кн, Со=26,3 Кн.)  

 

6. Расчет цепной  передачи

 

Выбираем приводную  роликовую цепь.

 

Вращающий момент на валу ведущей звездочки

101900 Нмм.

Коэффициент, учитывающий условия монтажа  и эксплуатации

,

где  -  динамический коэффициент;

       -   коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния;

       -   коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи;

       -   коэффициент способа регулировки цепи ;

      - коэффициент, зависящий от способа смазки;

      -  коэффициент периодичности работы.

В соответствии с требованиями к передаче, согласно [4, с. 86], принимаем

= 1; = 1; =1; =1,25; =1,0; =1.

Таким образом:

1,25.

Число зубьев ведущей и ведомой звездочек соответственно:

;

;

где  -  передаточное число.

=31-2×4,17=22,7,

 принимаем 23, тогда

23×4,17=95,9

принимаем 96.

Уточненное передаточное число

96/23=4,174;

Погрешность

u= [(4,174-4,17)/4,17]×100%=0,09% <[ u];

[

u]=4%;

Принимаем по табл.5.15 [4, c.191]

 значение допускаемого среднего давления [p]=24 МПа.

Определяем  шаг однорядной цепи

мм.

Принимаем из стандартного ряда [4, с. 82]   t=19,05  мм;

 по табл.5.12 [4, c.82]

Q=3180 кгс – разрушающая нагрузка,

q=1,5 кг/м – масса 1м цепи,

 F=105,8 мм - проекция опорной поверхности шарнира;

Скорость цепи

м/с;

Окружное усилие

Н;

Давление в  шарнирах цепи

  МПа,

где   -  окружное усилие, Н;

       - проекция опорной поверхности шарнира,  мм

Уточняем по табл. 5.15 [4, c.85] допускаемое давление [p]=25,44 МПа;

Условие выполнено.

Силы, действующие на цепь:

центробежная

=1,5×1,31 2,58 Н,

  где  - удельная масса цепи, кг/м,

здесь, согласно [4, с. 82], =0,8 кг/м;

от провисания цепи

= ×6×1,5×0,794=84,1 Н,

  где  - коэффициент, учитывающий расположение цепи,

здесь, согласно [4, с. 86] , =6.

межосевое расстояние в диапазоне  = , в этом случае

мм,

 принимаем =794 мм.

Расчетная нагрузка на валы

= 1628,8 Н.

Коэффициент запаса прочности

Допускаемый коэффициент запаса прочности, согласно [4, с. 87], =9,4.

Условие  выполнено

Диаметры делительных  окружностей звездочек:

ведущей

  мм;

ведомой

  мм.

Диаметры наружных окружностей звездочек:

ведущей

=148,24мм;

ведомой

=591,56мм

здесь - диаметр ролика цепи , согласно [4, с. 82] =11,91мм.

 

7. Проверка долговечности подшипников

 

Ведущий вал.

Из предыдущих расчётов имеем: усилия в зацеплении

окружная для  червяка и осевая для колеса

456,9 Н;

окружная для  колеса и осевая для червяка

1592,3 Н;

радиальная на колесе и червяке

579,5 Н.

Из 1-го этапа  компоновки имеем: мм, мм.

Реакции опор в плоскости YZ

Н ;

 Н;

Проверка:

Реакции опор в плоскости XZ

Н;

Н;

Проверка:

;

Суммарные реакции:

Н;

Н;

Подшипник 7205( d=25 мм, D=52 мм, Т=16,5 мм, С=29,2 кН, С =21 Кн);

Коэффициент осевого нагружения е=0,36 ; коэффициент Y=1,666; [4, c.342]

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

Н;

Н;

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае ;

Н;

Н;

 

 

 

 

Рассмотрим  левый подшипник «1»:

Отношение

;

 осевую  нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Н;

Здесь для  данных условий коэффициенты ; [4, c.118]

Рассмотрим правый подшипник  «2»:

Отношение

;

 поэтому  эквивалентную нагрузку определяем  с учётом осевой:

Н;

Расчётная долговечность, млн.об.

млн.об.

Расчётная долговечность, ч

ч;

Полученное  значение долговечности наиболее нагруженного подшипника меньше срока службы привода (Т=23000 часов), однако в процессе эксплуатации редуктора допускается замена подшипников. Таким образом, принимаем к установке подшипник 7205 с комплектацией в ЗИП запасных подшипников.

 

Изгибающие  моменты на ведущем валу:

 

Мx2=Rx2×l2=459,6×75= 34470,5Нмм.

Mx1= Rx1×l1=119,9×75=8994,5 Нмм

My1= Ry1×l1=228,5×75=17134,3 Нмм

My2= Ry2×l2=228,5×75=17134,3 Нмм

 

 

                 X

                                           FR1

                                                                                     Z

                       FA1

 

         Y                         

 

     FT1

                                l1                          l2

    X               Rx1                                               Rx2

    FR1  FA1

                                                                        Z

                

                                    34,47

                                 8,99

 

                                

           Y

        

                      Ry1                        FT1                       Ry2 

 

                                                                                 Z

 

   

 

 

 

                                17,13

 

        

Расчётная схема  ведущего вала

 

Ведомый вал. Из предыдущих расчётов имеем:

усилия в  зацеплении:

окружная для  червяка и осевая для колеса

456,9 Н;

окружная для  колеса и осевая для червяка

1592,3 Н;

радиальная  на колесе и червяке

579,5 Н.

Нагрузка от цепной передачи Rц=1628,8 Н.

Из 1-го этапа  компоновки имеем: мм, мм. мм,

Реакции опор в плоскости ZY

Н ;

 Н;

Проверка:

Реакции опор в плоскости XZ (Н):

 

Проверка:

;

Суммарные реакции:

Н;

Н;

Подшипник 7207( d=35 мм, D=72 мм, Т=18,25 мм, С=35,2 кН, С =26,3 Кн);

Коэффициент осевого нагружения е=0,37 ; коэффициент Y=1,62; [4, c.342]

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

Н;

Н;

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае ;

Н;

Н;

Рассмотрим  левый подшипник «1»:

Отношение

;

осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Н;

Здесь для  данных условий коэффициенты ; [4, c.118]

Рассмотрим  правый подшипник «2»:

Отношение

;

осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Н;

Здесь для  данных условий коэффициенты ; [4, c.118]

Долговечность рассчитываем для наиболее нагруженной  опоры.

Расчётная долговечность, млн.об.

млн.об.

Расчётная долговечность, ч

Н;

Полученное  значение долговечности больше срока  службы привода (Т=23000 часов).

Изгибающие  моменты на ведомом валу:

 

Mx3= Rx3×l3=962,5×41=39464,1 Нмм

Mx3’=-Rц×(l5+l4)+Rx4×l4=-1628,8×(81+41)+3170,9×41=68706,6Нмм

Mx4= Rц×l5=1628,8×81=131931,2 Нмм

MZ3= RZ3×l3=796,1×41=32641,2 Нмм

MZ4= RZ4×l4=796,1×41=32641,2 Нмм

 

            X     А

    Rц

                                       

                RX4                                           RX3     

                                                                                 Z

                           FA2

                                  Fr2

                А

l5                       l4                      l3

 

131,93            

68,71

       39,46

 

 

                                        

       Z

     RцZ                                   FT2                   

         R4Z                                          R3Z

                                                 Y

 

           32,64

                       

 

 

 

 

 

 

 

Расчётная схема  ведомого вала

 

9. Тепловой расчёт редуктора

 

Для проектируемого редуктора  площадь теплоотводящей поверхности

F=0,25 кв.м.

Условие работы редуктора без перегрева  при продолжительной работе

,

где - требуемая мощность электродвигателя;

Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха и  принимаем коэффициент теплопередачи Вт/

Тогда 

 

Допускаемый перепад температур .

 

 

9. Проверка прочности шпоночных соединений

 

Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Материал шпонок – сталь45 нормализованная.

Напряжения  смятия и условие прочности

=2T/ d(h-t )(l-b) ;

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице

 

=100÷120 МПа;

Ведущий вал:

d=22 мм, b×h×l=6×6×28 мм;

=3,5 мм; =7,54 Нм;

=2×7540/22×(6-3,5)(28-6)=12,1 МПа<

Ведомый вал. Проверяем шпонку под зубчатым колесом:

d=40 мм, b×h×l=12×8×45 мм,

=5 мм; =101,9 Нм;

=2×101900/40×(8-5)(45-12)=51,5 МПа<

Проверяем шпонку на выходном конце  вала:

d=32 мм, b×h×l=10×8×45; t₁=5 мм;

=2×101900/32×(8-5)(45-10)=60,7 МПа< ;

 

 

10. Уточнённый расчёт валов

 

Ведомый вал. Материал-;сталь30ХГС, термообработка-улучшение.

В соответствии с [4,с.28] предел прочности  =1020 МПа.

Пределы выносливости: =0,43 =0,43×1020=438,6 МПа;

        

=0,58 =0,58×438,6=254,4 МПа;

Сечение А-А. Крутящий момент Т2=101,9 Нм;

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А

МА-А= Rц×l5=1628,8×81=131931,2 Нмм

Где Rц – нагрузка на вал от цепной передачи (значение определено ранее);

l5 – плечо нагрузки;

Момент сопротивления  сечения

W=

=3,14×35 /32 =4207,1 Нмм

Где dп – диаметр вала в месте посадки подшипника;

Полярный момент сопротивления 

Wр=

=2W=8414,2 мм

Амплитуда и  среднее напряжение цикла касательных напряжений

=101900/2×8414,2=6,06 МПа ;

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

=131931,2/4207,1=31,36 МПа;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям 

=438,6/3,8×31,36=3,68;

-эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;