Привод с червячной передачей

    З А Д А Н И  Е

    Спроектировать  привод. 

    В состав привода входят следующие передачи: 

1 - червячная передача. 
 
 

Мощность  на выходном валу Р = 4 кВт.

Частота вращения выходного  вала n = 74 об./мин. 

Коэффициент перегрузки Кп = 1,2.

Коэффициент годового использования Кг = 0,65.

Коэффициент использования в  течении смены  Кс = 0,7.

Срок  службы L = 5 лет.

Число смен S = 2.

Продолжительность смены T = 8 ч.

Тип нагрузки - переменный. 
 
 
 
 
 
 
 
 

    Содержание

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:  h₁ = 0,8 

    Общий КПД привода будет: 

    h = h₁ ^x ... ^x h_n ^x h_подш. ^{2 x} h_муфты ²

        = 0,8 ^x 0,99 ^{2 x} 0,98 ² = 0,753 

где h_подш. = 0,99 - КПД одного подшипника.

  h_муфты = 0,98 - КПД одной муфты. 

    Угловая скорость на выходном валу будет: 

    w_вых. = = = 7,749 рад/с 

    Требуемая мощность двигателя  будет: 

    P_треб. = =   =  5,312 кВт 

    В таблице 24.7[2] по требуемой  мощности выбираем электродвигатель 132S4 (исполнение IM1081), с  синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с параметрами: P_двиг.=7,5 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения n_двиг. = 1440 об/мин, угловая скорость  

    w_двиг. = = = 150,796 рад/с. 

    Oбщее  передаточное отношение: 

    U = = = 19,46 

    Руководствуясь таблицами 1.2[2] и 1.3[2], для передач выбрали следующие передаточные числа: 

    U₁ = 20 

    Рассчитанные  частоты и угловые  скорости вращения валов  сведены ниже в  таблицу : 

    Мощности  на валах: 

P₁ = P_треб. ^x h_подш. =

       5,312 ^x 10 ^{6 x} 0,99 = 5258,88 Вт 

P₂ = P₁ ^x h₁ ^x h_подш. =

       5258,88 ^x 0,8 ^x 0,99 = 4165,033 Вт 

    Вращающие моменты на валах: 

T₁ = = = 34874,135 Н^xмм 

T₂ = = = 552391,645 Н^xмм

По таблице 24.7(см. приложение учебника Дунаева/Леликова) выбран электродвигатель 132S4 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с мощностью P_двиг.=7,5 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения n_двиг. = 1440 об/мин. 

    Передаточные  числа и КПД  передач

    Рассчитанные  частоты, угловые  скорости вращения валов  и моменты на валах

3. Расчёт 1-й  червячной передачи

1. Проектный расчёт

    Так как выбор материала  для колеса связан со скоростью скольжения, то предварительно определяем её значение: 

    V_ск = 0.45 ^x 10 ^{-3 x} n_{(черв. кол.)} ^x U ^x = 0.45 ^x 10 ^{-3 x} 72 = 5,317 м/с. 

    Выбираем  для червяка сталь 45 с закалкой менее 350 HB и последующим  шлифованием.

    Для червячного колеса по предварительно найденной  скорости скольжения выбираем по табл. 2.14[2] материал 1-й группы БрО10Ф1 (отливка в  песчаную форму).

    Для данного материала  допускаемое контактное напряжение будет: 

    [s]_H = K_HL ^x C_v ^x [s]_Ho 

где [s]_Ho = 0.75 ^x s_в - для червяков при твёрдости <= 350HB. s_в = 215 МПа - из табл. 2.14[2]. Тогда: 

[s]_Ho = 0.75 ^x 215 = 161,25 МПа. 

K_HL - коэффициент долговечности. 

K_HL = , 

где N_HO = 10 ⁷ - базовое число циклов нагружения; 

N_HE = 60 ^x n_(кол.) ^x t_S ^x K_HE 

здесь: n_(кол.) = 72 об/мин. - частота вращения червячного колеса;

t_S = 365 ^x L_г ^x C ^x t_c ^x k_г ^x k_с - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч. 

- L_г=5 г. - срок службы передачи;

- С=2 - количество смен;

- t_c=8 ч. - продолжительность смены;

- k_г=0,65 - коэффициент годового использования.

- k_с=0,7 - коэффициент суточного использования. 

t_S = 365 ^x 5 ^x 2 ^x 8 ^x 0,65 ^x 0,7 = 13286 ч. 

K_HE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности. 

K_HE = _S =  

          + = 0,409 

Тогда: 

N_HE = 60 ^x 72 ^x 13286 ^x 0,409 = 23474767,68 

В итоге получаем: 

К_HL = = 0,899 

Коэффициент С_v, учитывающий интенсивность изнашивания материала колеса, находим в зависимости от скорости скольжения V_ск (см. стр. 34[2]) по формуле: 

С_v = 1.66 ^x V_ск ^-0.352 = 1.66 ^x 5,317 ^-0.352 = 0,922 

    Допустимое  контактное напряжение: 

    [s]_H = 0,899 ^x 0,922 ^x 161,25 = 133,657 МПа. 

    Допускаемые напряжения изгиба вычисляются  для материала  зубьев червячного колеса: 

    [s]_F = K_FL ^x [s]_Fo 

где: 

[s]_Fo = 0.25 ^x s_т + 0.08 ^x s_в 

Для выбранного материала  червячного колеса s_т = 135 МПа, s_в = 215 МПа, тогда: 

[s]_Fo = 0.25 ^x 135 + 0.08 ^x 215 = 50,95 МПа, K_FL - коэффициент долговечности. 

K_FL = , 

где N_FO = 10 ⁶ - базовое число циклов нагружения; 

N_FE = 60 ^x n_(кол.) ^x t_S ^x K_FE 

здесь: n_(кол.) = 72 об/мин. - частота вращения червячного колеса;

t_S = 365 ^x L_г ^x C ^x t_c ^x k_г ^x k_с - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч. 

- L_г=5 г. - срок службы передачи;

- С=2 - количество смен;

- t_c=8 ч. - продолжительность смены;

- k_г=0,65 - коэффициент годового использования.

- k_с=0,7 - коэффициент суточного использования. 

t_S = 365 ^x 5 ^x 2 ^x 8 ^x 0,65 ^x 0,7 = 13286 ч. 

K_FE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности. 

K_FE = _S =  

          + = 0,4 

Тогда: 

N_FE = 60 ^x 72 ^x 13286 ^x 0,4 = 22958208 

В итоге получаем: 

К_FL = = 0,706 

В итоге получаем: 

[s]_F = 0,706 ^x 50,95 = 35,971 МПа. 

    Предельно допускаемые напряжения при проверке на максимальную статическую или  единичную пиковую  нагрузку для материала  червячного колеса:

предельно допускаемые контактные напряжения: 

    [s]_Hmax = 4 ^x s_т = 4 ^x 135 = 540 МПа. 

предельно допускаемые напряжения изгиба: 

    [s]_Fmax = 0.8 ^x s_т = 0.8 ^x 135 = 108 МПа.