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
* ηпк
* 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:
Рдв
= Ррм
/
η = 4 /
0,79143075 = 5,054 кВт.
2.1.4.
Определим
номинальную
мощность двигателя:
Р
ном
Рдв
,
Рном
= 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:
nрм
= 55 об/мин.
2.2.2.
Определим
передаточное
число привода:
U
= nном1/nрм
=
2880/55 =52,36.
2.2.3.
Определим
передаточные
числа ступеней
привода:
U
= Uзп.
Uоп
= 20. 2,618
2.2.4.
Определим
максимальное
допускаемое
отклонение
частоты вращения
приводного
вала рабочей
машины nрм:
Δnрм=
nрм
*δ
/100
= 55*5/
100 = 2,75
об/мин.
2.2.5.
Определим
допускаемую
частоту вращения
приводного
вала рабочей
машины:
[nрм]
= nрм
+
∆ nрм
=
55+2,75 = 57,75
об/мин.
2.2.6.
Определим
фактическое
передаточное
число привода:
Uф=
nном/[nрм]
= 2880/57,75 =
49,87.
2.2.7.
Уточняем передаточные
числа:
Uзп=10
Uоп=4,987
2.3.
Определение
силовых и
кинематических
параметров
привода:
2.3.1.
Мощность: Рдв=5,5
(КВт)
Быстроходный
вал: Р1=Рдв*ηоп*ηпк=5,5*0,95*0,99=5,17275
Тихоходный
вал: Р2=Р1*ηзп*ηпк=5,17275*0,85*0,99=4,3528
| 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.
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
* ηпк
* 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:
Рдв
= Ррм
/
η = 4 /
0,79143075 = 5,054 кВт.
2.1.4.
Определим
номинальную
мощность двигателя:
Р
ном
Рдв
,
Рном
= 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:
nрм
= 55 об/мин.
2.2.2.
Определим
передаточное
число привода:
U
= nном1/nрм
=
2880/55 =52,36.
2.2.3.
Определим
передаточные
числа ступеней
привода:
U
= Uзп.
Uоп
= 20. 2,618
2.2.4.
Определим
максимальное
допускаемое
отклонение
частоты вращения
приводного
вала рабочей
машины nрм:
Δnрм=
nрм
*δ
/100
= 55*5/
100 = 2,75
об/мин.
2.2.5.
Определим
допускаемую
частоту вращения
приводного
вала рабочей
машины:
[nрм]
= nрм
+
∆ nрм
=
55+2,75 = 57,75
об/мин.
2.2.6.
Определим
фактическое
передаточное
число привода:
Uф=
nном/[nрм]
= 2880/57,75 =
49,87.
2.2.7.
Уточняем передаточные
числа:
Uзп=10
Uоп=4,987
2.3.
Определение
силовых и
кинематических
параметров
привода:
2.3.1.
Мощность: Рдв=5,5
КВт
Быстроходный
вал: Р1=Рдв*ηоп*ηпк=5,5*0,95*0,99=5,17275
Тихоходный
вал: Р2=Р1*ηзп*ηпк=5,17275*0,85*0,99=4,3528
| Лист | ||||||
| ||||||
| Изм. | Лист | № докум. | Подпись | Дата | ||
8.2 2-й вал
Дано: Ft2=8997
(H), Fr2=3275
(H),Fa2=2138(H)
lT=94
(MM), lM=149(MM),FM=6707(H),d2=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
RЕ:
Д) Определим
динамическую
грузоподъемность
по большему
значению
эквивалентной
нагрузки:
9.2. Тихоходный
вал.
2=6,0,47 (с-1)
,FA2=2138
(H), R1=15131(H),
R3=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
RЕ:
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 –
2012
60
на конце
II вала – 16
10 60
Расчет шпонки
под колесом.
,
ГДЕ []см=110…190
()
Ft2
=8997 (H)
10.4. Крышки
подшипниковых
узлов:
Манжета
армированная
ГОСТ 8752-79
d = 35 D=58 h1
= 10 d =60 D =85 h1
=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:
d1=
M14- фундаментный
d2=M12-крепления
корпуса и крышки
по бабкам
d3=M10
-//-//-//-//-//-//-//-// по фланцам
d4=M10-
крепление
торцевых крышек
d5=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.
фланец основания
корпуса
Б) фланец
подшипниковой
бобышки крышки
и основания
корпуса.
Количество
болтов на одну
сторону корпуса
– 2шт.
H2
– 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 | 87 | Диаметры Делительный Начальный Вершин Впадин d | |
40 40 48 30,4 | |||
Модуль | 4 | Диаметры Делительный Вершин da2 впадин d наибольший | 160 168 150,4 174 |
Коэфициент | 10 | ||
Делительный | 11 | ||
Угол | 103 | ||
Число | 2 | ||
Число | 40 | ||
Ширина | 36 | ||
Длина | 48 | ||
| Проверочный расчет | |||
| Параметры | Допускаемое значение | Расчетное значение | Прим. |
Коэффициент | 0,7…0,75 | 0,824 | |
Контактное | 250-25Vs | 997.32 | |
Список
использованной
литературы.
Н.Г.
Куклин Детали
Машин М.: Высшая
школа ,- 1984
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 |
Введение Целькурсового 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).
| ||||||||||||||||||
| Изм. | Лист | Подпись | Дата | |||||||||||||||
| РАЗРАБОТАЛ | Богданов | Стадия | Лист | Листов | ||||||||||||||
| Проверил. | Гоголенко | |||||||||||||||||
| . | ||||||||||||||||||
| Н. Контр. | Шиляева | |||||||||||||||||
| Утвердил. | ||||||||||||||||||
| ||||||||||||||||||
| ||||||||||||||||||
Конические I II основные 7.5. 8. 8.1. 9. 9.1. Подшипники А) Б) В)
| ||||||||||||||||||
фланец основания корпуса
| ||||||||||||||||||
| В) ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА МАСЛА
| |||||||||||||||||
| . | ||||||||||||||||||
| Лист | ||||||||||||||||||
| Изм. | Лист | № докум. | Подп. | Дата | ||||||||||||||
6. Нагрузки
валов редуктора.
6.1. Определение
сил в червячном
зацеплении:
Окружная:
Ft
Ft
Радиальная:
Fr
Осевая:
Fa1=Ft=8997
(H) FA=Ft=2138
(H)
6.2. Определение
консольных
сил на выходные
концы валов:
FM
С=
1542
FM1=C=r=1542*3=4626
FK
МУФТ
(НА ТИХ. ВАЛУ)=2488
FK
(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:
d1=
d1=30
( MM)
l1=(1.2…1.5)
*d1=(
1.2…1.5)*30=36…45
l1=40
(MM)
d2=d1+2t=30+2*2.2=3.4
d2=35
(MM)
l2=
1.5d2=1.5*35=45.5
l2=45(MM)
d3=d2+3.2r=35+3.2*2.5
d3=45(MM)
l3=ГРАФИЧЕСКИ
d4=d2=35
(MM)
l4=18.5=T
l4≈20(MM)
II
вал.
d1=
d1≈55
(MM)
l1=(1.0…1.5)
d1=(1.0…1.5)55=55…80
l1≈70(MM)
d2=d1+2t=55+2*3=61
d2≈60(MM)
l2=1.25d2=1.25*60=75
l2≈80
d3=d2+3.2r=60+3.2*3.5=71.2
d3≈70(MM)
l3
Определяется
Графически
d4=d2
l4=T=24≈25(MM)
d5=d3+3*f=70*3.25=77.5
d5≈80(MM)
l5-ОПРЕДЕЛЯЕТСЯ
ГРАФИЧЕСКИ
7.4. Предварительный
выбор подшипников
качения:
(по ТАБ
7.2) К29 [
2 ]выбираем
Конические
роликовые
подшипники
типа 7000, так как
аw
160 мм., средней
серии; схема
установки –
в распор.
I
вал – подшипники
№ 7207
II вал
– подшипники
№ 7212
основные
параметры
подшипников
Размеры мм | Подшипники | |||||||
| вал | d1 | d2 | d3 | d4 |
размеры | d*D*B(T) MM | Динам. Грузоп. Cr | Статич. Групод. Cro, kH |
l1 | l2 | l3 | l4 | |||||
| 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= dam
S =(0.1…0.2)
D =(0.1…0.2)72 =7.2…14.4 (MM) h =
h1
=
h2=
a=( T+)
a1=0.5(24.5+)
=18.42 (MM)
a2=0.5(24+)=21.92
(MM)
8. Расчетная
схема валов
редуктора.
8.1. I
вал – определение
реакций в
подшипниках.
ДАНО :
Ft | d1=40 |
Fr | ! |
Fa=8997(H) | !б=175 |
Fop=862(H) |
Вертик.
Плоск.
а. Определяем
опорные р-ции
Fr1*
ПРОВЕРКА
: Y=0
RAY-Fr1+RBY=0609.3-3275+2665.7=0
Строим
эпюру изгибающих
моментов
Относительно
оси Х :
В характерных
сечениях, Н*М:
МХ=0
МХ
=
RAY*
MX
0
MX
=
2.Горизонтальная
плоскость
а) определяем
опорные реакции
, Н:
RBX=
RAX=2216.7
(H)
Проверка:
Х=0
FOП-RAX+Ft1-RBX=0
862-2216.7+2138-783.3=0
Б) Строим
эпюру изгиб.
моментов
относительно
Оси У в
характерных
сечениях
Му1=0
МУ2=FОП*lоп=862*0.058=50
Н*М
МУ4=0
Му3=
-RBX*=-783,3*0,0875=-68,5
( H*M)
3.Строим
эпюру крут.
Моментов :
М
к=Мz=
4.Определяем
суммарные
радиальные
реакции, Н
R
R2
A
RB=
5.Определяем
суммарные
изгибающие
моменты в наиболее
нагруженных
сечениях, Н*М
М2=My2=50
H*M M3=
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
Ft=
2
T2103/d2
К – коэффициент
нагрузки. Принимаем
в зависимости
от окружной
скорости колеса:
т. к
V2
м /с,
то К=1
4.12. Проверяем
напряжения
изгиба зубьев
колеса:
где
YF2
– коэффициент
формы зуба
колеса, определяется
по табл. 4.10(стр.74
) в зависимости
от эквивалентного
числа зубьев
колеса.
ZV2=Z2/COS3
Y
4.13. Составляем
табличный
ответ.(ТАБ.4.11)
6. Нагрузки
валов редуктора.
6.1. Определение
сил в червячном
зацеплении:
Окружная:
Ft
Ft
Радиальная:
Fr
Осевая:
Fa1=Ft=8997
(H) FA=Ft=2138
(H)
6.2. Определение
консольных
сил на выходные
концы валов:
FM
Муфта
на быстроходном
валу. 800-1-55-1У2
ГОСТ 20884-81(К25)
С=
1542
FM=C=r=1542*3=4626
6.3. Силовая
схема нагружения
валов редуктора.
(СМ.
приложение
№ 1)
Направление
витков червяка
– правое.
Направление
вращения двигателя
– правое.
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:
Vs.
Vs.
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
N2=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
Дпред | HRCэ | |||||||
| 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
аw=
Принимаем
аw
=
100 мм
( см. табл. 13.15)
4.2. Выбираем
число витков
червяка z1:
z1
зависит
от uчер
uчер.=20,
следовательно
z1=2
4.3. Определим
число зубьев
червячного
колеса:
z2
= z1*
uчер.=2*20=40
Z2=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)z2=(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 uф
и проверим его
отклонение
u
от
заданного
u:
4.8. Определим
фактическое
значение межосевого
расстояния:
(мм)
aw=100(мм)
4.9. Определим
основные
геометрические
параметры
передачи:
а) Основные
размеры червяка:
делительный
диаметр: d1=g*m=10*4=40(мм)
начальный
диаметр: dw1=m*(g+2)=4*(10+2*0)=40(мм)
диаметр
вершин витков: da1=d1+2*4=48(мм)
диаметр
впадин
витков: df1=d1-2,4m=40-2,4*4=30,4(мм)
делительный
угол подъема
линии витков:
=arctg(Z1/g)=
arctg(2/10)=11,30
=11018!32!!
длина
нарезаемой
части червяка:
b1=(10+5,5*!X!+Z1)m+c
Так как
х=0,714285, то С=0
в1=(10+5,5*0+2)*4+0=48(мм)
б) основные
размеры венца
червячного
колеса:
делительный
диаметр: d2=dw2=m*z2=4*40=160
(мм)
диаметр
вершин
зубьев: da2=d2+2m*(1+x)=160+2*4(1+0)=168
(мм)
наибольший
диаметр колеса:
dам2≤da2+6m/(z1+2)=168+6*4/2+2)=174(мм)
диаметр
впадин зубьев:
df2=d2-2m(1,2-x)=160-2*4(1,2-0)=150,4
(мм)
ширина
венца: b2=0,355*aw=0,355*100=35,5
(мм)
b2=36
(мм)
радиусы
закруглений
зубьев: Ra=0,5d1-m=0,5*40-4=16
(мм)
Rf=0,5d1+1,2m=0,5*40+1,2*4=28,8(мм)
условный
угол обхвата
червяка венцом
колеса 2:
=1030
d!=da1-0,5m=48-0,5*4=46
(мм)
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
RЕ:
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
RЕ:
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
– 2012
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.
фланец основания
корпуса
Б) фланец
подшипниковой
бобышки крышки
и основания
корпуса.
Количество
болтов на одну
сторону корпуса
– 2шт.
H2
– 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)
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:
Vs.
Vs.
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
N2=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
]
Дпред | HRCэ | |||||||
| 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
аw=
Принимаем
аw
=
100 мм
( см. табл. 13.15)
4.2. Выбираем
число витков
червяка z1:
z1
зависит
от uчер
uчер.=20,
следовательно
z1=2
4.3. Определим
число зубьев
червячного
колеса:
z2
= z1*
uчер.=2*20=40
Z2=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)z2=(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 uф
и проверим его
отклонение
u
от
заданного
u:
4.8. Определим
фактическое
значение межосевого
расстояния:
(мм)
aw=100(мм)
4.9. Определим
основные
геометрические
параметры
передачи:
а) Основные
размеры червяка:
делительный
диаметр: d1=g*m=10*4=40(мм)
начальный
диаметр: dw1=m*(g+2)=4*(10+2*0)=40(мм)
диаметр
вершин витков: da1=d1+2*4=48(мм)
диаметр
впадин
витков: df1=d1-2,4m=40-2,4*4=30,4(мм)
делительный
угол подъема
линии витков:
=arctg(Z1/g)=
arctg(2/10)=11,30
=11018!32!!
длина
нарезаемой
части червяка:
b1=(10+5,5*!X!+Z1)m+c
Так как
х=0,714285, то С=0
в1=(10+5,5*0+2)*4+0=48(мм)
б) основные
размеры венца
червячного
колеса:
делительный
диаметр: d2=dw2=m*z2=4*40=160
(мм)
диаметр
вершин
зубьев: da2=d2+2m*(1+x)=160+2*4(1+0)=168
(мм)
наибольший
диаметр колеса:
dам2≤da2+6m/(z1+2)=168+6*4/2+2)=174(мм)
диаметр
впадин зубьев:
df2=d2-2m(1,2-x)=160-2*4(1,2-0)=150,4
(мм)
ширина
венца: b2=0,355*aw=0,355*100=35,5
(мм)
b2=36
(мм)
радиусы
закруглений
зубьев: Ra=0,5d1-m=0,5*40-4=16
(мм)
Rf=0,5d1+1,2m=0,5*40+1,2*4=28,8(мм)
условный
угол обхвата
червяка венцом
колеса 2:
=1030
d!=da1-0,5m=48-0,5*4=46
(мм)