Детали машин, червячный редуктор

2.3.2. Частота вращения и угловая скорость:

Дв n=2880 (об/мин)

Б

Т

2.3.3. Вращающий момент Т, нм:

Дв.

Б 18,2366*2,4935*0,9*0,99=42,7675 (н*м)

Т 42,7675*20*0,85*0,99=719,17 (н*м)

3.1. Червячная передача.

3.1.1. Выбор материала червяка:

По табл. 3.1 определим марку стали для червяка:

Сталь 40Х с твердостью  45 НRCэ, термообработка – улучшение и закалка ТВЧ.

По табл. 3.2 для стали 40Х – твердость 45…50HRCэ

>в> =900 (Н/мм2), >т >=750 ( Н/мм2 )

3.1.2. Выбор материала червячного колеса:

Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения:

V>s>.

V>s>.

В соответствии со скоростью скольжения по табл. 3.5 из группы II принимаем бронзу БрА10Ж4Н4, полученную способом центробежного литья;

>в >=700 (Н/мм2 ),> >>т >=460 (Н/мм2 )

3.1.3. Определим допускаемые контактные напряжения >н> и изгибные >F >напряжения:

а) при твердости витков червяка  45HRCэ

>н >= (табл. 3.6),[ 2 ]

> >С>>=0,97 – коэффициент, учитывающий износ материала

где N – число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы – наработка. (см. 3.1. п. 2а) [2 ]

, где =6,047 =15*105

N>2>=573*6.047*15*103=51.973*106 циклов

=185 (н/мм2)

Б) коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

=0,6447

Для нереверсивных передач:

=(0,08*700+0,25*460)0,6447=

=110,(н/мм2)

Табл. 3.7[ 2 ]

Д>пред>

HRC>э>

Червяк

Ст.40Х

125

У+ТВY

45…50

900

750

Колесо

Ц

700

460

497,32

110,24

4. Расчет червячной передачи.

4.1. Определим главный параметр – межосевое расстояние

а>w>=

Принимаем а>w >= 100 мм ( см. табл. 13.15)

4.2. Выбираем число витков червяка z>1>:

z>1 > зависит от u>чер >

u>чер.>=20, следовательно z>1>=2

4.3. Определим число зубьев червячного колеса:

z>2> = z>1*> u>чер.>=2*20=40

Z>2>=40

4.4. Определим модуль зацепления:

m = (1.5…1.7)

Принимаем m = 4

4.5. Из условия жесткости определим коэффициент диаметра червяка:

q (0.212…0.25)z>2>=(0.212…0.25)*40=8.48…10

Принимаем q = 10

4.6. Определим коэффициент смещения инструмента:

x = 0,714285

4.7. Определим фактическое передаточное число u>ф> и проверим его отклонение u от заданного u:

4.8. Определим фактическое значение межосевого расстояния:

(мм)

a>w>=100(мм)

4.9. Определим основные геометрические параметры передачи:

а) Основные размеры червяка:

делительный диаметр: d>1>=g*m=10*4=40(мм)

начальный диаметр: d>w1>=m*(g+2)=4*(10+2*0)=40(мм)

диаметр вершин витков: d>a1>=d>1>+2*4=48(мм)

диаметр впадин витков: d>f1>=d>1>-2,4m=40-2,4*4=30,4(мм)

делительный угол подъема линии витков: =arctg(Z>1>/g)= arctg(2/10)=11,30

=11018!32!!

длина нарезаемой части червяка:

b>1>=(10+5,5*!X!+Z>1>)m+c

Так как х=0,714285, то С=0

в>1>=(10+5,5*0+2)*4+0=48(мм)

б) основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр: d>2>=d>w2>=m*z>2>=4*40=160 (мм)

диаметр вершин зубьев: d>a2>=d>2>+2m*(1+x)=160+2*4(1+0)=168 (мм)

наибольший диаметр колеса: d>ам2>≤d>a2>+6m/(z>1>+2)=168+6*4/2+2)=174(мм)

диаметр впадин зубьев: d>f2>=d>2>-2m(1,2-x)=160-2*4(1,2-0)=150,4 (мм)

ширина венца: b>2>=0,355*a>w>=0,355*100=35,5 (мм)

b>2>=36 (мм)

радиусы закруглений зубьев: R>a>=0,5d>1>-m=0,5*40-4=16 (мм)

R>f>=0,5d>1>+1,2m=0,5*40+1,2*4=28,8(мм)

условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:

=1030

d!=d>a1>-0,5m=48-0,5*4=46 (мм)

2.3.2. Частота вращения и угловая скорость:

Дв n=2880 (об/мин)

Б

Т

2.3.3. Вращающий момент Т, нм:

Дв.

Б 18,2366*2,4935*0,9*0,99=42,7675 (н*м)

Т 42,7675*20*0,85*0,99=719,17 (н*м)

3.1. Червячная передача.

3.1.1. Выбор материала червяка:

По табл. 3.1 определим марку стали для червяка:

Сталь 40Х с твердостью  45 НRCэ, термообработка – улучшение и закалка ТВЧ.

По табл. 3.2 для стали 40Х – твердость 45…50HRCэ

>в> =900 (Н/мм2), >т >=750 ( Н/мм2 )

3.1.2. Выбор материала червячного колеса:

Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения:

V>s>.

V>s>.

В соответствии со скоростью скольжения по табл. 3.5 из группы II принимаем бронзу БрА10Ж4Н4, полученную способом центробежного литья;

>в >=700 (Н/мм2 ),> >>т >=460 (Н/мм2 )

3.1.3. Определим допускаемые контактные напряжения >н> и изгибные >F >напряжения:

а) при твердости витков червяка  45HRCэ

>н >= (табл. 3.6),

> >С>>=0,97 – коэффициент, учитывающий износ материала

где N – число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы – наработка. (см. 3.1. п. 2а)

, где =6,047 =15*105

N>2>=573*6.047*15*103=51.973*106 циклов

=185 (н/мм2)

Б) коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

=0,6447

Для нереверсивных передач:

=(0,08*700+0,25*460)0,6447=

=110,(н/мм2)

Табл. 3.7

Д>пред>

HRC>э>

Червяк

Ст.40Х

125

У+ТВY

45…50

900

750

Колесо

Ц

700

460

497,32

110,24

4. Расчет червячной передачи.

4.1. Определим главный параметр – межосевое расстояние

а>w>=

Принимаем а>w >= 100 мм ( см. табл. 13.15)

4.2. Выбираем число витков червяка z>1>:

z>1 > зависит от u>чер >

u>чер.>=20, следовательно z>1>=2

4.3. Определим число зубьев червячного колеса:

z>2> = z>1*> u>чер.>=2*20=40

Z>2>=40

4.4. Определим модуль зацепления:

m = (1.5…1.7)

Принимаем m = 4

4.5. Из условия жесткости определим коэффициент диаметра червяка:

q (0.212…0.25)z>2>=(0.212…0.25)*40=8.48…10

Принимаем q = 10

4.6. Определим коэффициент смещения инструмента:

x = 0,714285

4.7. Определим фактическое передаточное число u>ф> и проверим его отклонение u от заданного u:

4.8. Определим фактическое значение межосевого расстояния:

(мм)

a>w>=100(мм)

4.9. Определим основные геометрические параметры передачи:

а) Основные размеры червяка:

делительный диаметр: d>1>=g*m=10*4=40(мм)

начальный диаметр: d>w1>=m*(g+2)=4*(10+2*0)=40(мм)

диаметр вершин витков: d>a1>=d>1>+2*4=48(мм)

диаметр впадин витков: d>f1>=d>1>-2,4m=40-2,4*4=30,4(мм)

делительный угол подъема линии витков: =arctg(Z>1>/g)= arctg(2/10)=11,30

=11018!32!!

длина нарезаемой части червяка:

b>1>=(10+5,5*!X!+Z>1>)m+c

Так как х=0,714285, то С=0

в>1>=(10+5,5*0+2)*4+0=48(мм)

б) основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр: d>2>=d>w2>=m*z>2>=4*40=160 (мм)

диаметр вершин зубьев: d>a2>=d>2>+2m*(1+x)=160+2*4(1+0)=168 (мм)

наибольший диаметр колеса: d>ам2>≤d>a2>+6m/(z>1>+2)=168+6*4/2+2)=174(мм)

диаметр впадин зубьев: d>f2>=d>2>-2m(1,2-x)=160-2*4(1,2-0)=150,4 (мм)

ширина венца: b>2>=0,355*a>w>=0,355*100=35,5 (мм)

b>2>=36 (мм)

радиусы закруглений зубьев: R>a>=0,5d>1>-m=0,5*40-4=16 (мм)

R>f>=0,5d>1>+1,2m=0,5*40+1,2*4=28,8(мм)

условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:

=1030

d!=d>a1>-0,5m=48-0,5*4=46 (мм)

Проверочный расчет:

4.10. Определим кпд червячной передачи:

>где =11,3>>,>>угол трения, определяется в зависимости>

>от фактической скорости скольжения.>

>>

4.11. Проверяем контактные напряжения зубьев колеса >н>:

где F>t= >2 T>2>103/d>2>

К – коэффициент нагрузки. Принимаем в зависимости от окружной скорости колеса:

т. к V>2> м /с, то К=1

4.12. Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса:

где Y>F>>2> – коэффициент формы зуба колеса, определяется по табл. 4.10(стр.74 ) в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса.

ZV>2>=Z>2>/COS3

Y

4.13. Составляем табличный ответ.(ТАБ.4.11)

6. Нагрузки валов редуктора.

6.1. Определение сил в червячном зацеплении:

Окружная: F>t>

F>t>

Радиальная: F>r>

Осевая: F>a1=>F>t>=8997 (H) F>A>=F>t>=2138 (H)

6.2. Определение консольных сил на выходные концы валов:

F>M>

Муфта на быстроходном валу. 800-1-55-1У2 ГОСТ 20884-81(К25)

С>>= 1542 F>M>=C>>=r=1542*3=4626

6.3. Силовая схема нагружения валов редуктора.

(СМ. приложение № 1)

Направление витков червяка – правое.

Направление вращения двигателя – правое.

6. Нагрузки валов редуктора.

6.1. Определение сил в червячном зацеплении:

Окружная: F>t>

F>t>

Радиальная: F>r>

Осевая: F>a1=>F>t>=8997 (H) F>A>=F>t>=2138 (H)

6.2. Определение консольных сил на выходные концы валов:

F>M>

С>>= 1542 F>M1>=C>>=r=1542*3=4626

F>K >>МУФТ (НА ТИХ. ВАЛУ)>=2488

F>K (>>НА БЫСТРОХОДНОМ ВАЛ)>=5440

6.3. Силовая схема нагружения валов редуктора.

(СМ. приложение № 1)

Направление витков червяка – правое.

Направление вращения двигателя – правое.

7. Проектный расчет валов. Эскизная компановка редуктора.

7.1. Выбор материала валов:

Червяк – Сталь 40Х.

Вал – Сталь 45.

7.2. Допускаемое напряжение на кручение.

2

7.3. Определение геометрических параметров ступеней валов:

I вал:

d>1>=

d>1>=30 ( MM)

l>1>=(1.2…1.5) *d>1>=( 1.2…1.5)*30=36…45

l>1>=40 (MM)

d>2>=d>1>+2t=30+2*2.2=3.4

d>2>=35 (MM)

l>2>= 1.5d>2>=1.5*35=45.5

l>2>=45(MM)

d>3>=d>2>+3.2r=35+3.2*2.5

d>3>=45(MM)

l>3>=ГРАФИЧЕСКИ

d>4>=d>2>=35 (MM)

l>4>=18.5=T l>4>≈20(MM)

II вал.

d>1>=

d>1>≈55 (MM)

l>1>=(1.0…1.5) d>1>=(1.0…1.5)55=55…80

l>1>≈70(MM)

d>2>=d>1>+2t=55+2*3=61

d>2>≈60(MM)

l>2>=1.25d>2>=1.25*60=75

l>2>≈80

d>3>=d>2>+3.2r=60+3.2*3.5=71.2

d>3>≈70(MM)

l>3> Определяется Графически

d>4>=d>2>

l>4>=T=24≈25(MM)

d>5>=d>3>+3*f=70*3.25=77.5

d>5>≈80(MM)

l>5>-ОПРЕДЕЛЯЕТСЯ ГРАФИЧЕСКИ

7.4. Предварительный выбор подшипников качения:

(по ТАБ 7.2) К29 [ 2 ]выбираем

  1. Конические роликовые подшипники типа 7000, так как

  2. а>w> 160 мм., средней серии; схема установки – в распор.

  3. I вал – подшипники № 7207

II вал – подшипники № 7212

  1. основные параметры подшипников

Размеры мм

Подшипники

вал

d>1>

d>2>

d>3>

d>4>

Типо

размеры

d*D*B(T)

MM

Динам.

Грузоп.

C>r , KH >

Статич.

Групод.

Cro, kH

l>1>

l>2>

l>3>

l>4>

быстр

30

35

45

35

7507

35*72*

24.5

53

40

40

45

20

Тихох.

55

60

70

60

7212

60*110*24

72.2

58.4

70

80

25

7.5. Эскизная компоновка редуктора (См. приложение№2)

X=8…10 Y > 4X= 32…40 R= d>am>

S =(0.1…0.2) D =(0.1…0.2)72 =7.2…14.4 (MM) h =

h>1> = h>2>= a=( T+) a>1>=0.5(24.5+) =18.42 (MM)

a>2>=0.5(24+)=21.92 (MM)

8. Расчетная схема валов редуктора.

8.1. I вал – определение реакций в подшипниках.

ДАНО :

F>t>

d>1>=40 (MM)

F>r>

! >OM>=58 (MM)

F>a>=8997(H)

!>б>=175 (MM)

F>op>=862(H)

  1. Вертик. Плоск.

а. Определяем опорные р-ции

F>r1>*

> >

>>

ПРОВЕРКА :> >Y=0 R>AY>-F>r1>+R>BY>=0609.3-3275+2665.7=0

Строим эпюру изгибающих моментов

Относительно оси Х :

В характерных сечениях, Н*М: М>Х>=0

М>Х =>> >R>AY>*

M>X >0 M>X >= > >

2.Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции , Н:

R>BX>=

R>AX>=2216.7 (H)

Проверка: Х=0 F>O>>П>-R>AX>+F>t1>-R>BX>=0

862-2216.7+2138-783.3=0

Б) Строим эпюру изгиб. моментов относительно

Оси У в характерных сечениях

М>у1>=0 М>У2>=F>ОП>*l>оп>=862*0.058=50 Н*М

М>У4>=0 М>у3>= -R>BX>*=-783,3*0,0875=-68,5 ( H*M)

3.Строим эпюру крут. Моментов :

М >к>=Мz=

4.Определяем суммарные радиальные реакции, Н

R

R>2>

>A>

R>B>=

5.Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н*М

М>2>=My>2>=50 H*M M>3>=

9. Проверочный расчет подшипников.

9.1. Быстроходный вал.

Подшипники установлены в распор. (см. рис. 9.1.б)

А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:

Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения:

Г) По отношениям выбираем формулы для определения R>Е>:

Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

9.2. Тихоходный вал.

Подшипники установлены враспор.

А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:

Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения:

Г) По отношениям

Соответствующие формулы для определения R>Е>:

Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

Подшипник пригоден.

10. Конструктивная компановка привода.

10.1. Конструирование червячного колеса.

Так как диаметр колеса небольшой, то необходимо его изготовить цельнокованным.

10.2.Конструирование червяка.

Червяк выполняется заодно с валом.

А) конец вала.

10.3. Выбор соединений.

Шпонки: на конце I вала – 8 7 30

под колесом червячным – 2012 60

на конце II вала – 16 10  60

Расчет шпонки под колесом.

10.4. Крышки подшипниковых узлов:

Манжета армированная ГОСТ 8752-79

Крышки торцовые

Для защиты подшипников от продуктов износа червячных колес, а также излишнего полива маслом, подшипниковые узлы закроем с внутренней стороны корпуса маслозащитными шайбами.

Толщина шайб 1,2…2 мм., зазор между корпусом и наружным диаметром шайбы 0,2.ю..0,6 мм.

10.5. Конструирование корпуса редуктора.

10.5.1 Форма корпуса.

Корпус разъемный по оси колеса.

А) толщина стенок корпуса и ребер жесткости:

Принимаем

Б) диаметр болтов фланцев:

В) ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА МАСЛА

Г) ОПРЕДЕЛЕНИЕ УРОВНЯ МАСЛА

Д) КОНТРОЛЬ УРОВНЯ масла

Жезловый маслоуказатель ( рис. 10.63)

Е) слив масла

Пробка сливная (рис. 10.30)

Ж) отдушина (рис. 10.67)

Проверочные расчеты.

А) фундаментный фланец основания корпуса

Б) фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса.

Количество болтов на одну сторону корпуса – 2шт.

H>2> – графически

В) соединительный фланец крышки и основания корпуса

Г) винты для крепления крышек торцовых:

Д) фланец для крышки смотрового окна:

Смазывание.

А) смазывание зубчатого зацепления – окунание, картерный непроточный способ.

Б) Сорт масла И-Т-Д-460 ГОСТ 17479.4-87 (табл. 10.29)

8.2 2-й вал

Дано: F>t2>=8997 (H), F>r2>=3275 (H),F>a2>=2138(H)

l>T>=94 (MM), l>M>=149(MM),F>M>=6707(H),d>2>=160(MM)

1.ВЕРТИКАЛЬНАЯ ПЛОСКОСТЬ

А) ОПРЕДЕЛЯЕМ ОПОРНЫЕ РЕКЦИИ

ПРОВЕРКА:

Б) СТРОИМ ЭПЮРУ ИЗГИБАЮЩИХ МОМЕНТОВ

ОТНОСИТЕЛЬНО ОСИ Х :

2. ГОРИЗОНТАЛЬНАЯ ПЛОСКОСТЬ

а) ОПРЕДЕЛЯЕМ ОПОРНЫЕ РЕАКЦИИ

ПРОВЕРКА:

б) СТРОИМ ЭПЮРУ ИЗГИБАЮЩИХ МОМЕНТОВ ОТНОСИТЕЛЬНО ОСИ У:

в ХАРАКТЕРНЫХ СЕКЦИЯХ

3.ОПРЕДЕЛЯЕМ ЭПЮРУ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ

4.ОПРЕДЕЛЯЕМ СУММАРНЫЕ РАДИАЛЬНЫЕ РЕАКЦИИ.

5.ОПРЕДЕЛЯЕМ СУММАРНЫЙ ИЗГИБАЮЩИЕ МОМЕНТЫ В НАИБОЛЕЕ НАГРУЖЕННЫХ СЕЧЕНИЯХ, Н*М

9. Проверочный расчет подшипников.

9.1. Быстроходный вал.

Подшипники установлены в распор. (см. рис. 9.1.б)

А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:

Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения:

Г) По отношениям выбираем формулы для определения R>Е>:

Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

9.2. Тихоходный вал.

>2>=6,0,47 (с-1) ,F>A2>=2138 (H), R>1>=15131(H), R>3>=13297 (H)

ПОДШИПНИКИ 7212

Подшипники установлены в распор.

А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:

Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения:

Г) По отношениям

Соответствующие формулы для определения R>Е>:

Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

Подшипник пригоден.

10. Конструктивная компоновка привода.

10.1. Конструирование червячного колеса.

Так как диаметр колеса небольшой, то необходимо его изготовить цельнокованым.

10.2.Конструирование червяка.

Червяк выполняется заодно с валом.

А) конец вала.

10.3. Выбор соединений.

Шпонки: на конце I вала – 8 7 30

под колесом червячным – 2012 60

на конце II вала – 16 10  60

Расчет шпонки под колесом.

, ГДЕ []см=110…190 ()

F>t2 >=8997 (H)

10.4. Крышки подшипниковых узлов:

Манжета армированная ГОСТ 8752-79

d = 35 D=58 h>1 >= 10 d =60 D =85 h>1 >=10

Крышки торцовые

Для защиты подшипников от продуктов износа червячных колес, а также излишнего полива маслом, подшипниковые узлы закроем с внутренней стороны корпуса маслозащитными шайбами.

Толщина шайб 1,2…2 мм., зазор между корпусом и наружным диаметром шайбы 0,2.ю..0,6 мм.

10.5. Конструирование корпуса редуктора.

10.5.1 Форма корпуса.

Корпус разъемный по оси колеса.

А) толщина стенок корпуса и ребер жесткости:

=5.8

Принимаем 6 (MM)

Б) диаметр болтов фланцев:

d>1>= M14- фундаментный

d>2>=M12-крепления корпуса и крышки по бабкам

d>3>=M10 -//-//-//-//-//-//-//-// по фланцам

d>4>=M10- крепление торцевых крышек

d>5>=M6- крепление крышки смотрового мока

В) ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА МАСЛА

Г) ОПРЕДЕЛЕНИЕ УРОВНЯ МАСЛА

Д) КОНТРОЛЬ УРОВНЯ масла

Жезловый маслоуказатель ( рис. 10.63)

Е) слив масла

Пробка сливная (рис. 10.30)

Ж) отдушина (рис. 10.67)

Проверочные расчеты.

А) фундаментный фланец основания корпуса

Б) фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса.

Количество болтов на одну сторону корпуса – 2шт.

H>2> – графически

В) соединительный фланец крышки и основания корпуса

Г) винты для крепления крышек торцовых:

Д) фланец для крышки смотрового окна:

Смазывание.

А) смазывание зубчатого зацепления – окунание, картерный непроточный способ.

Б) Сорт масла И-Т-Д-460 ГОСТ 17479.4-87 (табл. 10.29)

Параметры

значение

Параметры

Значение

Межосевое расстояние a>w>

87

Диаметры червяка:

Делительный d>1>

Начальный d>w1>

Вершин витков d>a1>

Впадин витков

d> f1>

40

40

48

30,4

Модуль зацепления m

4

Диаметры колеса

Делительный диаметр d>2>=d>w>

Вершин зубьев

d>a2>

впадин зубьев

d> f2>

наибольший d>am>

160

168

150,4

174

Коэфициент диаметра червяка

10

Делительный угол подьема витков червяка угол

11

Угол обхвата червяка червяка венцом 2

103

Число ветков червяка z>1>

2

Число зубьев колеса z>2>

40

Ширина зубчатого венца колеса b>2>

36

Длина нарезаемой части червяка b>1>

48

Проверочный расчет

Параметры

Допускаемое значение

Расчетное значение

Прим.

Коэффициент полезного действия

0,7…0,75

0,824

Контактное напряжения

250-25V>s>

997.32

Список использованной литературы.

  1. Н.Г. Куклин Детали Машин М.: Высшая школа ,- 1984

  2. А.Е. Шейнблинт Курсовое проектирование Детали Машин М.: Высшая школа,-1991г.

Оглавление

№

Пункт

Лист

1

Введение

2

2

Пояснительная записка

3-4

2.1

Кинематический расчет привода

4-8

3

Выбор материала червяка

9

4

Расчет червячной передачи

9

5

Расчет ременной передачи (не производился)

6

Нагрузки валов редуктора

10

6.1

Определение сил в зацеплении закрытой передачи

11

6.2

Определение консольных сил

11

6.3

Силовая схема нагружения валов редуктора

11

7

Проектный расчет валов

12-13а

7.1

Выбор допускаемого напряжений на кручение

7.2

Выбор допускаемых напряжений на кручение

7.3

Определение геометрических параметров ступеней валов

7.4

Пре6дварительный выбор подшипников качения

7.5

Эскизная компоновка редуктора

8

Расчетная схема валов редуктора

14-15

8.1

Определение реакций в опорах подшипника

8.2

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

9

Проверочный расчет подшипников качения

16-17

10

Конструктивная компоновка привода

18-20

11

Проверочные расчеты

21-24

12

Технический уровень редуктора

24

13

Список использованной литературы

25

14
Приложения

10;14а;15

15
Графическая часть



















Изм.

Лист

Подпись

Дата

РАЗРАБОТАЛ

Богданов В.О.

Стадия

Лист

Листов

Проверил.

Гоголенко

.

Н. Контр.

Шиляева

Утвердил.



Введение

Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемых редукторах используются различные передачи. Передачи классифицируются:

По принципу действия:

а) с использованием сил трения (фрикционные, ременные).

б) работающие в результате возникновения давления между зубьями и кулачками.

Изм.

Лист

Подпись

Дата

РАЗРАБОТАЛ

Богданов В.О.

Стадия

Лист

Листов

Проверил.

Гоголенко

.

Н. Контр.

Шиляева

Утвердил.

2.1. Выбор двигателя, кинематический расчет привода.

2.1.1. Требуемая мощность рабочей машины: Р рм = 4 кВт.

2.1.2. Определим общий коэффициент полезного действия (кпд) привода: п = п зп . ппк . п кп, где

п зп = 0,85 – кпд червячной передачи,

п пк = 0,99 – кпд подшипников качения ( 2 пары),

п кп = 0,95 – кпд клиноременной передачи.

П = 0,85. 0,992. 0,95 = 0,79143075.

2.1.3. Определим требуемую мощность двигателя:

Р>дв> = Р>рм >/ п = 4 / 0,79143075 = 5,054 кВт.

2.1.4. Определим номинальную мощность двигателя:

Р >ном > Р>дв, >Р>ном >= 5,5 кВт.

2.1.5. Выбираем тип двигателя по табл. К9:

Двигатель асинхронный короткозамкнутый трехфазный общепромышленного применения, закрытый, обдуваемый типа 4АМ100L2У3, с частотой вращения 3000 об/мин, n >ном.> = 2880 об/ мин.

2.2. Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.2.1.Частота вращения выходного вала редуктора: п>рм> = 55 об/мин.

2.2.2. Определим передаточное число привода: U = n>ном>>/>n>рм >= 2880/55 =52,36.

2.2.3. Определим передаточные числа ступеней привода:

U = U>зп>. U>оп >= 20. 2,618



2.2.4. Определим максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины n>рм>:

n>рм>= n>рм . >/100 = 55 . 5/ 100 = 2,75 об/мин.

2.2.5. Определим допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины:

[n>рм>] = n>рм>> >+ n>рм>> >= 55+2,75 = 57,75 об/мин.

2.2.6. Определим фактическое передаточное число привода:

U>ф>= n>ном>/[n>рм>] = 2880/57,75 = 49,87.

2.2.7. Уточняем передаточные числа:

2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода:

2.3.1. Мощность:

2.3.2. Частота вращения и угловая скорость:

2.3.3. Вращающий момент Т, нм:

3.1. Червячная передача.

3.1.1. Выбор материала червяка:

По табл. 3.1 определим марку стали для червяка:

Сталь 40Х с твердостью  45 НRCэ, термообработка – улучшение и закалка ТВЧ.

По табл. 3.2 для стали 40Х – твердость 45…50HRCэ

>в> =900 Н/мм2, >т >=750 Н/мм2

3.1.2. Выбор материала червячного колеса:

Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения:

V>s>=

В соответствии со скоростью скольжения по табл. 3.5 из группы II принимаем бронзу БрА10Ж4Н4, полученную способом центробежного литья;

>в >=700 Н/мм2,> >>т >=460 Н/мм2















3.1.3. Определим допускаемые контактные напряжения >н> и изгибные >F >напряжения:

а) при твердости витков червяка  45HRCэ

>н >=

> >С>>=0,97 – коэффициент, учитывающий износ материала

Б) коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

Для нереверсивных передач:



Табл. 3.7



4. Расчет червячной передачи.

4.1. Определим главный параметр – межосевое расстояние

а>w>=

Принимаем а>w >= 90 мм ( см. табл. 13.15)

4.2. Выбираем число витков червяка z>1>:

z>1> зависит от u>чер.>

u>чер.>=20, следовательно z>1>=2

4.3. Определим число зубьев червячного колеса:

z>2> = z>1> u>чер.>=220=40

4.4. Определим модуль зацепления:

m =

Принимаем m = 3,5

4.5. Из условия жесткости определим коэффициент диаметра червяка:

q 

q 

Принимаем q = 10

4.6. Определим коэффициент смещения инструмента:

x = 0,714285

















4.7. Определим фактическое передаточное число u>ф> и проверим его отклонение u от заданного u:

4.8. Определим фактическое значение межосевого расстояния:



4.9. Определим основные геометрические параметры передачи:

а) Основные размеры червяка:

делительный диаметр:

начальный диаметр:

диаметр вершин витков:

диаметр впадин витков:

делительный угол подъема линии витков:



длина нарезаемой части червяка:

Так как х=0,714285, то С=



б) основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр:

диаметр вершин зубьев:

наибольший диаметр колеса:

диаметр впадин зубьев:

ширина венца:

радиусы закруглений зубьев:

условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:



Проверочный расчет:

4.10. Определим кпд червячной передачи:



4.11. Проверяем контактные напряжения зубьев колеса >н>:



К – коэффициент нагрузки. Принимаем в зависимости от окружной скорости колеса.



4.12. Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса:



где Y>F>>2> – коэффициент формы зуба колеса, определяется по табл. 4.10 в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса.



4.13. Составляем табличный ответ.



6. Нагрузки валов редуктора.

6.1. Определение сил в червячном зацеплении:

Окружная:

Радиальная:

Осевая:

6.2. Определение консольных сил на выходные концы валов:

Муфта на быстроходном валу.



6.3. Силовая схема нагружения валов редуктора.

Направление витков червяка – правое.

Направление вращения двигателя – правое.



7. Проектный расчет валов. Эскизная компановка редуктора.

7.1. Выбор материала валов:

Червяк – Сталь 40Х.

Вал – Сталь 45.

















7.2. Допускаемое напряжение на кручение.



7.3. Определение геометрических параметров ступеней валов:







I вал.





II вал.





7.4. Предварительный выбор подшипников качения:

  1. Конические роликовые подшипники типа 7000, так как а>w> 160 мм., средней серии; схема установки – враспор.

  2. I вал – подшипники № 7207

II вал – подшипники № 7212

  1. основные параметры подшипников.

7.5. Эскизная компановка редуктора:

8. Расчетная схема валов редуктора.

8.1. I вал – определение реакций в подшипниках.

9. Проверочный расчет подшипников.

9.1. Быстроходный вал.

Подшипники установлены враспор. (см. рис. 9.1.б)

А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:

Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения:

Г) По отношениям выбираем формулы для определения R>Е>:

Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

9.2. Тихоходный вал.

Подшипники установлены враспор.

А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:



Б) Определим осевые нагрузки подшипников:



В) Определим отношения:



Г) По отношениям



Соответствующие формулы для определения R>Е>:



Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:





Подшипник пригоден.



10. Конструктивная компановка привода.

10.1. Конструирование червячного колеса.

Так как диаметр колеса небольшой, то необходимо его изготовить цельнокованным.















10.2.Конструирование червяка.

Червяк выполняется заодно с валом.

А) конец вала.

10.3. Выбор соединений.

Шпонки: на конце I вала – 8 7 30

под колесом червячным – 2012 60

на конце II вала – 16 10  60

Расчет шпонки под колесом.

10.4. Крышки подшипниковых узлов:

Манжета армированная ГОСТ 8752-79

Крышки торцовые

Для защиты подшипников от продуктов износа червячных колес, а также излишнего полива маслом, подшипниковые узлы закроем с внутренней стороны корпуса маслозащитными шайбами.

Толщина шайб 1,2…2 мм., зазор между корпусом и наружным диаметром шайбы 0,2.ю..0,6 мм.

10.5. Конструирование корпуса редуктора.

10.5.1 Форма корпуса.

Корпус разъемный по оси колеса.

А) толщина стенок корпуса и ребер жесткости:

Принимаем

Б) диаметр болтов фланцев:



А) фундаментный фланец основания корпуса

Б) фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса.

Количество болтов на одну сторону корпуса – 2шт.

H>2> – графически

В) соединительный фланец крышки и основания корпуса



Г) винты для крепления крышек торцовых:

Д) фланец для крышки смотрового окна:



Смазывание.

А) смазывание зубчатого зацепления – окунание, картерный непроточный способ.

Б) Сорт масла И-Т-Д-460 ГОСТ 17479.4-87 (табл. 10.29)























































































В) определение количества масла

Г) определение уровня масла

Д) контроль уровня масла.

Жезловы

В) определение

В) ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА МАСЛА

Г) ОПРЕДЕЛЕНИЕ УРОВНЯ МАСЛА

Д) КОНТРОЛЬ УРОВНЯ масла



Жезловый маслоуказатель ( рис. 10.63)

Е) слив масла

Пробка сливная (рис. 10.30)

Ж) отдушина (рис. 10.67)

Проверочные расчеты.

.

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата





















Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата



Введение

Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемых редукторах используются различные передачи. Передачи классифицируются:

По принципу действия:

а) с использованием сил трения (фрикционные, ременные).

б) работающие в результате возникновения давления между зубьями и кулачками.

2.1. Выбор двигателя, кинематический расчет привода.

2.1.1. Требуемая мощность рабочей машины: Р рм = 4 кВт.

2.1.2. Определим общий коэффициент полезного действия (кпд) привода: η= η >зп> * η>пк> * η >кп>, где

η >зп> = 0,85 – кпд червячной передачи,

η >пк> = 0,99 – кпд подшипников качения ( 2 пары),

η >кп> = 0,95 – кпд клиноременной передачи.

η = 0,85. 0,992. 0,95 = 0,79143075.

2.1.3. Определим требуемую мощность двигателя:

Р>дв> = Р>рм >/ η = 4 / 0,79143075 = 5,054 кВт.

2.1.4. Определим номинальную мощность двигателя:

Р >ном >  Р>дв >,> >Р>ном >= 5,5 кВт.

2.1.5. Выбираем тип двигателя по табл. К9:

Двигатель асинхронный короткозамкнутый трехфазный общепромышленного применения, закрытый, обдуваемый типа 4АМ100L2У3, с частотой вращения 3000 об/мин,

n >ном.> = 2880 об/ мин.

2.2. Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.2.1.Частота вращения выходного вала редуктора:

n>рм> = 55 об/мин.

2.2.2. Определим передаточное число привода:

U = n>ном>>1/>n>рм >= 2880/55 =52,36.

2.2.3. Определим передаточные числа ступеней привода:

U = U>зп>. U>оп >= 20. 2,618

2.2.4. Определим максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины n>рм>:

Δn>рм>= n>рм >>*>δ> >/100 = 55*5/ 100 = 2,75 об/мин.

2.2.5. Определим допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины:

[n>рм>] = n>рм>> >+ ∆ n>рм>> >= 55+2,75 = 57,75 об/мин.

2.2.6. Определим фактическое передаточное число привода:

U>ф>= n>ном>/[n>рм>] = 2880/57,75 = 49,87.

2.2.7. Уточняем передаточные числа:

U>зп>=10

U>оп>=4,987

2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода:

2.3.1. Мощность: Р>дв>=5,5 (КВт)

Быстроходный вал: Р>1>=Р­>дв>*η>оп>*η>пк>=5,5*0,95*0,99=5,17275

Тихоходный вал: Р>2>=Р>1>*η>зп>*η>пк>=5,17275*0,85*0,99=4,3528

Введение

Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемых редукторах используются различные передачи. Передачи классифицируются:

По принципу действия:

а) с использованием сил трения (фрикционные, ременные).

б) работающие в результате возникновения давления между зубьями и кулачками.

2.1. Выбор двигателя, кинематический расчет привода.

2.1.1. Требуемая мощность рабочей машины: Р рм = 4 кВт.

2.1.2. Определим общий коэффициент полезного действия (кпд) привода: η= η >зп> * η>пк> * η >кп>, где

η >зп> = 0,85 – кпд червячной передачи,

η >пк> = 0,99 – кпд подшипников качения ( 2 пары),

η >кп> = 0,95 – кпд клиноременной передачи.

η = 0,85. 0,992. 0,95 = 0,79143075.

2.1.3. Определим требуемую мощность двигателя:

Р>дв> = Р>рм >/ η = 4 / 0,79143075 = 5,054 кВт.

2.1.4. Определим номинальную мощность двигателя:

Р >ном >  Р>дв >,> >Р>ном >= 5,5 кВт.

2.1.5. Выбираем тип двигателя по табл. К9:

Двигатель асинхронный короткозамкнутый трехфазный общепромышленного применения, закрытый, обдуваемый типа 4АМ100L2У3, с частотой вращения 3000 об/мин,

n >ном.> = 2880 об/ мин.

2.2. Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.2.1.Частота вращения выходного вала редуктора:

n>рм> = 55 об/мин.

2.2.2. Определим передаточное число привода:

U = n>ном>>1/>n>рм >= 2880/55 =52,36.

2.2.3. Определим передаточные числа ступеней привода:

U = U>зп>. U>оп >= 20. 2,618

2.2.4. Определим максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины n>рм>:

Δn>рм>= n>рм >>*>δ> >/100 = 55*5/ 100 = 2,75 об/мин.

2.2.5. Определим допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины:

[n>рм>] = n>рм>> >+ ∆ n>рм>> >= 55+2,75 = 57,75 об/мин.

2.2.6. Определим фактическое передаточное число привода:

U>ф>= n>ном>/[n>рм>] = 2880/57,75 = 49,87.

2.2.7. Уточняем передаточные числа:

U>зп>=10

U>оп>=4,987

2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода:

2.3.1. Мощность: Р>дв>=5,5 КВт

Быстроходный вал: Р>1>=Р­>дв>*η>оп>*η>пк>=5,5*0,95*0,99=5,17275

Тихоходный вал: Р>2>=Р>1>*η>зп>*η>пк>=5,17275*0,85*0,99=4,3528