Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
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
ЛистИзм. 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 МАСЛАГ) 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 корпусаБ) 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 ЗначениеМежосевое расстояние aw
87Диаметры червяка:
Делительный d1
Начальный dw1
Вершин витков da1
Впадин витков
d f1
40
40
48
30,4
Модуль зацепления m
4Диаметры колеса
Делительный диаметр d2=dw
Вершин зубьев
da2
впадин зубьев
d f2
наибольший dam
160
168
150,4
174
Коэфициент диаметра червяка
10Делительный угол подьема витков червяка угол
11
Угол обхвата червяка червяка венцом 2
103
Число ветков червяка z1
2Число зубьев колеса z2
40Ширина зубчатого венца колеса b2
36Длина нарезаемой части червяка b1
48 Проверочный расчет Параметры Допускаемое значение Расчетное значение Прим.Коэффициент полезного действия
0,7…0,75
0,824
Контактное напряжения
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 Лист1
Введение 22
Пояснительная записка 3-42.1
Кинематический расчет привода 4-83
Выбор материала червяка 94
Расчет червячной передачи 95
Расчет ременной передачи (не производился)6
Нагрузки валов редуктора 106.1
Определение сил в зацеплении закрытой передачи 116.2
Определение консольных сил 116.3
Силовая схема нагружения валов редуктора 117
Проектный расчет валов12-13а
7.1
Выбор допускаемого напряжений на кручение7.2
Выбор допускаемых напряжений на кручение7.3
Определение геометрических параметров ступеней валов7.4
Пре6дварительный выбор подшипников качения7.5
Эскизная компоновка редуктора8
Расчетная схема валов редуктора 14-158.1
Определение реакций в опорах подшипника8.2
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов9
Проверочный расчет подшипников качения 16-1710
Конструктивная компоновка привода 18-2011
Проверочные расчеты 21-2412
Технический уровень редуктора 2413
Список использованной литературы 2514
Приложения10;14а;15
15
Графическая частьВведение
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 РАЗРАБОТАЛБогданов 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:
Рдв = Ррм / п = 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: прм = 55 об/мин.
2.2.2. Определим передаточное число привода: U = nном/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:
nрм= nрм . /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:
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:
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 =
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
аw=
Принимаем аw = 90 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.=220=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 uф 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 YF2 – 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:
Конические роликовые подшипники типа 7000, так как аw 160 мм., средней серии; схема установки – враспор.
I вал – подшипники № 7207
II вал – подшипники № 7212
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 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:
А) фундаментный фланец основания корпусаБ) 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)
В) определение количества масла
Г) определение уровня масла
Д) контроль уровня масла.
Жезловы
В) определение
В) ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА МАСЛАГ) 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. Дата6. 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 валd1
d2
d3
d4
Типо
размеры
d*D*B(T)
MM
Динам.
Грузоп.
Cr , KH
Статич.
Групод.
Cro, kH
l1
l2
l3
l4
быстр 30 35 45 35 750735*72*
24.5
53 40 40 45 20 Тихох. 55 60 70 60 7212 60*110*24 72.2 58.4 70 80 257.5. 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 (MM)
Fr
! OM=58 (MM)
Fa=8997(H)
!б=175 (MM)
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
ARB=
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 700 460 497,32 110,244. 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 МАСЛАГ) 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 корпусаБ) 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 700 460 497,32 110,244. 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