Спроектировать привод с червячным редуктором

КУРСОВАЯ РАБОТА

“ПРИВОД С ЧЕРВЯЧНЫМ РЕДУКТОРОМ”

ДЕТАЛИ МАШИН - 500 ₽ - https://vk.com/public126547225
Расчетно- графические работы:
РАСЧЕТ ПО ВАШИМ ДАННЫМ + ЧЕРТЕЖ ф. А3 = ЦЕНА 500 руб.
Курсовые:
РАСЧЕТ ПО ВАШИМ ДАННЫМ + КОМПЛЕКТ ЧЕРТЕЖЕЙ от 2000 руб.
Обращаться по почте [email protected] или через личные сообщения в Контакте: https://vk.com/public126547225 Исполнитель -

ХХХХХ.ХХ

Руководитель –

А.С. Васильев

 

Петрозаводск 2016

 

Спроектировать привод с червячным редуктором

 

 

 

Рисунок 1 – Схема привода

 

 

Мощность на выходном валу ………………………………………………Р = 3,7 кВт.

Частота вращения выходного вала ……………………………………….n = 18 об./мин.

Коэффициент годового использования ………………………………….Кг = 0,5.

Коэффициент использования в течении смены ………………………..Кс = 0,4.

Срок службы …………………………………………………………………..L = 8 лет.

Число смен ……………………………………………………………………S = 1.

Продолжительность смены ………………………………………………..T = 8 ч.

Тип нагрузки …………………………………………………………………. переменный.

 

 

Содержание

ВВЕДЕНИЕ.............................................................................................................. 4

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.............................................. 5

2 Расчёт поликлиноременной передачи................................................................... 7

3 Расчёт червячной передачи................................................................................... 9

3.1 Проектный расчёт..................................................................................................... 9

3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям................................................... 13

3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб......................................................................... 14

4 Предварительный расчёт валов............................................................................. 16

4.1 Ведущий вал............................................................................................................ 16

4.2 Выходной вал........................................................................................................... 16

5 Конструктивные размеры шестерен и колёс......................................................... 17

5.1 Ведущий шкив ременной передачи........................................................................... 17

5.2 Ведомый шкив ременной передачи........................................................................... 17

5.3 Червячное колесо.................................................................................................... 17

6 Выбор муфты на выходном валу привода............................................................ 19

7 Проверка прочности шпоночных соединений....................................................... 20

7.1 Ведущий шкив поликлиноременной передачи.......................................................... 20

7.2 Ведомый шкив поликлиноременной передачи.......................................................... 20

7.3 Червячное колесо.................................................................................................... 21

8 Конструктивные размеры корпуса редуктора....................................................... 22

9 Расчёт реакций в опорах........................................................................................ 23

9.1 1-й вал...................................................................................................................... 23

9.2 2-й вал...................................................................................................................... 24

10 Построение эпюр моментов валов........................................................................ 25

10.1 Расчёт моментов 1-го вала....................................................................................... 25

10.2 Эпюры моментов 1-го вала....................................................................................... 26

10.3 Расчёт моментов 2-го вала....................................................................................... 27

10.4 Эпюры моментов 2-го вала....................................................................................... 28

11 Проверка долговечности подшипников................................................................. 29

11.1 1-й вал...................................................................................................................... 29

11.2 2-й вал...................................................................................................................... 30

12 Уточненный расчёт валов...................................................................................... 32

12.1 Расчёт 1-го вала....................................................................................................... 32

12.2 Расчёт 2-го вала....................................................................................................... 34

13 Тепловой расчёт редуктора.................................................................................... 38

14 Выбор сорта масла................................................................................................. 39

15 Компоновка редуктора........................................................................................... 40

16 Выбор посадок........................................................................................................ 41

17 Технология сборки редуктора................................................................................ 42

18 Заключение............................................................................................................. 43

Список использованных источников.................................................................... 44

 

ВВЕДЕНИЕ

Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие технико-экономические и эксплуатационные показатели.

 

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине:

 

· высокая производительность,

· надежность,

· технологичность,

· ремонтопригодность,

· минимальные габариты и масса,

· удобство эксплуатации, экономичность,

· техническая эстетика.

 

Все эти требования должны быть основополагающими в процессе проектирования и конструирования.

Цель данной курсовой работы – проектирование привода с червячным редуктором.

При выполнении курсового проекта нам необходимо произвести кинематический расчет, определить силы, действующие на звенья узла, произвести расчеты конструкции на прочность, решить вопросы, связанные с выбором материалов и наиболее технологических форм деталей, продумать вопросы сборки, разборки отдельных узлов и редуктора в целом.

Расчёт червячной передачи

 

 

 

Рисунок 3.1 – Схема передачи

 

 

Проектный расчёт

 

 

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

 

Vск= 0.45 x10-3xn(черв. кол.)xU x = 0.45 x10-3x18,008 = 3,601 м/с.

 

Выбираем для червяка сталь 40X с закалкой более HRC 45 и последующим шлифованием.

Для червячного колеса по предварительно найденной скорости скольжения выбираем по табл. 2.14[2] материал 2-й группы БрА10Ж3Мц1,5 (отливка в кокиль).

 

Для данного материала допускаемое контактное напряжение:

 

[s]H= [s]Ho- 25 xVск

 

где [s]Ho= 300 МПа для червяков с твёрдостью на поверхности витков >= 45HRC.

 

Тогда: [s]H= 300 - 25 x3,601 = 209,975 МПа.

 

Допускаемые напряжения изгиба вычисляются для материала зубьев червячного колеса:

 

[s]F= KFLx[s]Fo

 

где:

 

[s]Fo= 0.25 xsт+ 0.08 xsв

 

Для выбранного материала червячного колеса sт= 360 МПа, sв= 550 МПа, тогда:

 

[s]Fo= 0.25 x360 + 0.08 x550 = 134 МПа,

 

где KFL- коэффициент долговечности.

 

KFL=,

 

где NFO= 106- базовое число циклов нагружения;

 

NFE= 60 xn(кол.)xtSxKFE

 

здесь: n(кол.)= 18,008 об/мин. - частота вращения червячного колеса;

 

tS= 365 xLгxC xtcxkгxkс- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

 

- Lг=8 г. - срок службы передачи;

- С=1 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,5 - коэффициент годового использования.

- kс=0,4 - коэффициент суточного использования.

 

tS= 365 x8 x1 x8 x0,5 x0,4 = 4672 ч.

 

KFE- дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.

 

KFE= S = + + = 0,716

 

Тогда:

 

NFE= 60 x18,008 x4672 x0,716 = 3614369,833

 

В итоге получаем:

 

КFL= = 0,867

 

В итоге получаем:

 

[s]F= 0,867 x134 = 116,178 МПа.

 

Для полученной выше скорости скольжения выбираем число витков червяка z1= 1.

 

Межосевое расстояние червячной передачи:

 

aw³ Kax

 

где Ka= 610 - для эвольвентного червяка;

KHb- коэффициент концентрации нагрузки, при переменном режиме нагружения:

 

KHb= 0.5 x(KHbo+ 1)

 

По графику (рис. 2.12[2]) для z1= 1 принимаем KHbo= 1,063.

Тогда:

 

KHb= 0.5 x(1,063 + 1) = 1,031

 

Получаем:

 

aw³ 610 x = 218,338 мм

 

Полученное расчётом межосевое расстояние округляем в большую сторону: для нестандартной червячной пары - до числа из табл. 24.1[2]: aw= 220 мм

 

Число зубьев червячного колеса:

 

z2= z1xU = 1 x35,5 = 35,5, принимаем z2= 36

 

Предварительно вычислим значение модуля червячной передачи:

 

m = (1,4...1,7) x = (1,4...1,7) x = 8,556...10,389 мм

 

Выбираем из стандартного ряда m = 10 мм.

 

Минимальное значение коэффициента диаметра червяка:

 

qmin= 0,212 xz2= 0,212 x36 = 7,632.

 

Коэффициент диаметра червяка:

 

q = = = 8

 

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного q = 8.

 

Коэффициент смещения инструмента по условию неподрезания и незаострения зубьев по ГОСТу:

 

x = 0

 

Угол подъёма линии витка червяка:

 

на делительном цилиндре:

 

g = arctgarctg7,125o

 

на начальном цилиндре:

 

gw= arctgarctg7,125o

 

Фактическое передаточное число:

 

Uф= = 36

 

Фактическое значение передаточного числа отличается на 1,4%, что меньше, чем допустимые 5% для одноступенчатого редуктора.

 

Размеры червяка:

 

диаметр делительный:

 

d1= q xm = 8 x10 = 80 мм

 

диаметр начальный червяка:

 

dw1= m x(q + 2 xx) = 10 x(8 + 2 x0) = 80 мм

 

диаметр вершин витков:

 

da1= d1+ 2 xm = 80 + 2 x10 = 100 мм

 

диаметр впадин:

 

df1= d1- 2,4 xm = 80 - 2,4 x10 = 56 мм

 

Длина b1нарезанной части червяка:

 

b1= (10 + 5,5 x|x| + z1) xm = (10 + 5,5 x0 + 1) x10 = 110 мм

 

Для шлифованного червяка при m<10 мм полученную длину увеличиваем на 35 мм:

 

b1= 110 + 25 = 145 мм

 

Полученную величину округляем в ближайшую сторону до числа из табл. 24.1[2]: b1= 150 мм.

 

Размеры червячного колеса:

 

диаметр делительный:

 

d2= z2xm = 36 x10 = 360 мм

 

диаметр вершин зубьев:

 

da2= d2+ 2 xm x(1 + x) = 360 + 2 x10 x(1 + 0) = 380 мм

 

диаметр впадин:

 

df2= d2- 2 xm x(1,2 - x) = 360 - 2 x10 x(1,2 + 0) = 336 мм

 

диаметр колеса наибольший:

 

daM2£ da2+

 

где для данного типа червяка k = 2, тогда:

 

daM2£ 380 +

 

Принимаем daM2= 400 мм.

 

При z1= 1 ширина венца червячного колеса:

 

b2= 0,355 xaw= 0,355 x220 = 78,1 мм

 

Окружная скорость на начальном диаметре червяка:

 

Vw1= 2,678 м/с

 

Скорость скольжения в зацеплении:

 

Vск= 2,699 м/с

 

По полученному значению Vскуточняем допускаемое контактное напряжение:

 

[s]H= 300 - 25 x2,699 = 232,525 МПа.

 

Для червячной передачи выбираем степень точности 8.

 

Окружная скорость червячного колеса:

 

V2= 0,339 м/с

 

Предварительный расчёт валов

 

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр вала при допускаемом напряжении [tк] = 25 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:

 

dв³

 

Ведущий вал

 

 

dв ³ = 24,748 мм.

 

Под 1-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: ………………………25 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: ……………………35 мм.

Под 3-й элемент (червяк) выбираем диаметр вала: ………………………….50 мм.

Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: …………………….35 мм.

 

Выходной вал

 

 

dв ³ = 69,649 мм.

 

Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: ………………………………..75 мм.

Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: …………………………………..80 мм.

Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: ………………………………..75 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: ……….70 мм.

 

Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.

Червячное колесо

 

 

Диаметр ступицы: dступ= (1,5...1,8) xdвала= 1,5 x80 = 120 мм.

 

Длина ступицы: Lступ= (1,2...1,7) xdвала= 1,2 x80 = 96 мм

 

Толщина обода напрессовываемой (рабочей) части червячного колеса:

 

d = 2 xmn+ 0,05 xb2= 2 x10 + 0,05 x78,1 = 23,905 мм = 24 мм.

 

где mn= 10 мм - модуль зацепления,

b2= 78,1 мм - ширина зубчатого венца червячного колеса.

 

 

Толщина обода центральной части червячного колеса:

 

dо= 1,25 xd = 1,25 x24 = 30 мм = 30 мм.

 

Толщина диска: С = (1,2...1,3) xdo= 1,2 x24 = 28,8 мм = 29 мм.

 

Внутренний диаметр обода:

 

Dобода= df2- 2 x(do+ d) = 336 - 2 x(24 + 30) = 228 мм

 

Диаметр центровой окружности:

 

DC отв.= 0,5 x(Doбода+ dступ.) = 0,5 x(228 + 120) = 174 мм

 

где Doбода= 228 мм - внутренний диаметр обода.

 

Параметры для стопорных винтов: Dвинт= (1,2...1,4) xm = 1,3 x10 = 13 мм.

 

Подбираем стандартный болт M16.

Червячное колесо

 

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами торцами 22x14. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

 

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

 

sсм= 72,095 МПа £ [sсм]

 

где Т = 1960989,926 Нxмм - момент на валу;

dвала= 80 мм - диаметр вала;

h = 14 мм - высота шпонки;

b = 22 мм - ширина шпонки;

l = 90 мм - длина шпонки;

t1 = 9 мм - глубина паза вала.

Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75 МПа.

 

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

 

tср= 16,385 МПа £ [tср]

 

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x[sсм] = 0,6 x75 = 45 МПа.

 

Все условия прочности выполнены.

 

Расчёт реакций в опорах

Й вал

 

 

 

 

Рисунок 9.1 – Расчетная схема первого вала

 

Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:

 

Fx1= 737,867 H

Fx3= -3996,091 H

Fy3= 1789,486 H

Fz3= Fa3= -10894,388 H

 

 

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

 

Rx2= =

= = 2737,721 H

 

Ry2= = = -894,743 H

 

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:

 

Rx4= = = 520,503 H

 

Ry4= = = -894,743 H

 

Суммарные реакции опор:

 

R1= = = 2880,222 H;

 

R2= = = 1035,127 H;

Й вал

 

 

Рисунок 9.2 – Расчетная схема второго вала

 

 

Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:

 

Fx2= -10894,388 H

Fy2= 3996,091 H

Fz2= Fa2= -1789,486 H

 

 

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

 

Rx1==

= = 5447,194 H

 

Ry1= =

= -3462,17 H

 

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:

 

Rx3= = = 5447,194 H

 

Ry3= = = -533,921 H

 

Суммарные реакции опор:

 

R1= = = 6454,343 H;

 

R2= = = 5473,298 H;

 

Расчёт моментов 1-го вала

 

1 - е с е ч е н и е

 

Mx= 0 Н xмм

My= 0 Н xмм

M = = = 0 H xмм

 

2 - е с е ч е н и е

 

Mx= 0 Н xмм

My= = = 81165,37 H xмм

M = = = 81165,37 H xмм

 

3 - е с е ч е н и е

 

Mx= = = -107369,16 H xмм

My1= = = 498235,905 H xмм

My2= =

= = 62460,385 H xмм

M1= = = 509673,575 H xмм

M2= = = 124215,282 H xмм

 

4 - е с е ч е н и е

 

Mx= 0 Н xмм

My= 0 Н xмм

M = = = 0 H xмм

Эпюры моментов 1-го вала

		Mx, Hxмм
			My, Hxмм
			MS =
			Mкр(max) = Ткр, Hxмм

 

 

Расчёт моментов 2-го вала

 

1 - е с е ч е н и е

 

Mx= 0 Н xмм

My= 0 Н xмм

M = = = 0 H xмм

 

2 - е с е ч е н и е

 

Mx1= = = -380838,745 H xмм

Mx2= =

= = -58731,265 H xмм

My1= = = 599191,34 H xмм

My2= =

= = 599191,34 H xмм

M1= = = 709977,754 H xмм

M2= = = 602062,807 H xмм

 

3 - е с е ч е н и е

 

Mx= 0 Н xмм

My= 0 Н xмм

M = = = 0 H xмм

 

4 - е с е ч е н и е

 

Mx= 0 Н xмм

My= 0 Н xмм

M = = = 0 H xмм

Эпюры моментов 2-го вала

			Mx, Hxмм
			My, Hxмм
			MS =
			Mкр(max) = Ткр, Hxмм

 

 

Й вал

 

Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7607 средней широкой серии со следующими параметрами:

 

d = 35 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 80 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 76 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co= 61,5 кН - статическая грузоподъёмность.

 

a = 14 Н.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1= 2880,222 H;

Pr2= 1035,127 H.

 

 

Отношение 0,177; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,3. Здесь Fa= -10894,388 Н - осевая сила, действующая на вал.

 

В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:

 

S1= 0.83 xe xPr1= 0.83 x0,3 x2880,222 = 717,175 H;

S2= 0.83 xe xPr2= 0.83 x0,3 x1035,127 = 257,747 H.

 

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):

 

Pa1= S2+ Fa= 257,747 + 10894,388 = 11152,135 H.

Pa2= -S2= -257,747 H;

 

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

 

Рэ= (Х xV xPr1+ Y xPa1) xКбxКт,

 

где - Pr1= 2880,222 H - радиальная нагрузка;

V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника);

коэффициент безопасности Кб= 1,4 (см. табл. 9.19[1]);

температурный коэффициент Кт= 1 (см. табл. 9.20[1]).

 

Отношение 3,872 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,4; Y = 2,03.

 

Тогда: Pэ= (0,4 x1 x2880,222 + 2,03 x11152,135) x1,4 x1 = 14045,331 H.

 

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

 

L = 278,146 млн. об.

 

Расчётная долговечность, ч.:

 

Lh= 7251,475 ч,

 

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n1= 639,286 об/мин - частота вращения вала.

 

Рассмотрим подшипник второй опоры:

 

Отношение 0,249 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

 

Тогда: Pэ= (1 x1 x1035,127 + 0 x257,747) x1,4 x1 = 1449,178 H.

 

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

 

L = 539891,139 млн. об.

 

Расчётная долговечность, ч.:

 

Lh= 14075367,91 ч,

 

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n1= 639,286 об/мин - частота вращения вала.

 

 

Й вал

 

Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7315 средней серии со следующими параметрами:

 

d = 75 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 160 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 180 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co= 148 кН - статическая грузоподъёмность.

 

a = 12 Н.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1= 6454,343 H;

Pr2= 5473,298 H.

 

 

Отношение 0,012; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,33. Здесь Fa= -1789,486 Н - осевая сила, действующая на вал.

 

В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:

 

S1= 0.83 xe xPr1= 0.83 x0,33 x6454,343 = 1767,845 H;

S2= 0.83 xe xPr2= 0.83 x0,33 x5473,298 = 1499,136 H.

 

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):

 

Pa1= S2+ Fa= 1499,136 + 1789,486 = 3288,622 H.

Pa2= -S2= -1499,136 H;

 

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

 

Рэ= (Х xV xPr1+ Y xPa1) xКбxКт,

 

где - Pr1= 6454,343 H - радиальная нагрузка;

V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника);

коэффициент безопасности Кб= 1,4 (см. табл. 9.19[1]);

температурный коэффициент Кт= 1 (см. табл. 9.20[1]).

 

Отношение 0,51 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,4; Y = 1,93.

 

Тогда: Pэ= (0,4 x1 x6454,343 + 1,93 x3288,622) x1,4 x1 = 7662,617 H.

 

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

 

L = 37123,703 млн. об.

 

Расчётная долговечность, ч.:

 

Lh= 34358528,617 ч,

 

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n2= 18,008 об/мин - частота вращения вала.

 

Рассмотрим подшипник второй опоры:

 

Отношение 0,274 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

 

Тогда: Pэ= (1 x1 x5473,298 + 0 x1499,136) x1,4 x1 = 7662,617 H.

 

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

 

L = 37123,703 млн. об.

 

Расчётная долговечность, ч.:

 

Lh= 34358528,617 ч,

 

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n2= 18,008 об/мин - частота вращения вала.

Уточненный расчёт валов

Расчёт 1-го вала

 

Крутящий момент на валу Tкр.= 74403,938 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 40X. Для этого материала:

- предел прочности sb= 980 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

s-1= 0,43 xsb+ 100 = 0,43 x980 + 100 = 443 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

t-1= 0,58 xs-1= 0,58 x443 = 256,94 МПа.

 

1 - е с е ч е н и е.

 

Диаметр вала в данном сечении D = 25 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 8 мм, глубина шпоночной канавки t1= 4 мм.

 

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

 

Ss=

 

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

 

sv= 0 МПа,

 

здесь

 

Wнетто= 969,501 мм3,

 

где b=8 мм - ширина шпоночного паза;

t1=4 мм - глубина шпоночного паза;

 

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

 

sm= 22,194 МПа,

 

Fa= 10894,388 МПа - продольная сила,

- ys= 0,27 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- ks= 1,9 - находим по таблице 8.5[1];

- es= 0,83 - находим по таблице 8.8[1];

 

Тогда:

 

Ss= 73,927.

 

 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

 

St=

 

где:

 

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

 

tv= tm= 14,86 МПа,

 

здесь

 

Wк нетто= 2503,482 мм3,

 

где b=8 мм - ширина шпоночного паза;

t1=4 мм - глубина шпоночного паза;

 

- yt= 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- kt= 1,9 - находим по таблице 8.5[1];

- et= 0,83 - находим по таблице 8.8[1];

 

Тогда:

 

St= 7,029.

 

Результирующий коэффициент запаса прочности:

 

S = = = 6,997

 

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

 

3 - е с е ч е н и е.

 

Червячный вал пр0верять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчёта геометрических характеристик (d1=80мм, da1=100мм, df1=56мм), значительно превосходят те, которые могли бы быть получены расчётом на кручение.

Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жёсткость).

 

Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка:

 

Jпр= 719814,275 мм4

 

(формула известна из курса 'Сопротивления материалов' и 'Детали машин')

 

 

Стрела прогиба:

 

f = 0,0083 мм,

 

где l = 240 мм - расстояние между опорами червяка;

Fx=1789,486H, Fy=3996,091H - силы, действующие на червяк; E=2,1 x105Нxмм2.

 

Допускаемый прогиб:

 

[f] = (0,005...0,01) xm = 0,05...0,1 мм.

 

Таким образом, жёсткость червяка обеспечена, так как f £ [f]

 

 

Расчёт 2-го вала

 

 

Крутящий момент на валу Tкр.= 1960989,926 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности sb= 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

s-1= 0,43 xsb= 0,43 x780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

t-1= 0,58 xs-1= 0,58 x335,4 = 194,532 МПа.

 

2 - е с е ч е н и е.

 

Диаметр вала в данном сечении D = 80 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 22 мм, глубина шпоночной канавки t1= 9 мм.

 

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

 

Ss=

 

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

 

sv= 18,788 МПа,

 

здесь

 

Wнетто= 37789,007 мм3,

 

где b=22 мм - ширина шпоночного паза;

t1=9 мм - глубина шпоночного паза;

 

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

 

sm= 0,356 МПа, Fa= 1789,486 МПа - продольная сила,

 

- ys= 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- ks= 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

- es= 0,76 - находим по таблице 8.8[1];

 

Тогда:

 

Ss= 7,3.

 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

 

St= где:

 

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

 

tv= tm= 11,135 МПа,

 

здесь

 

Wк нетто= 88054,49 мм3,

 

где b=22 мм - ширина шпоночного паза;

t1=9 мм - глубина шпоночного паза;

 

- yt= 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- kt= 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

- et= 0,65 - находим по таблице 8.8[1];

 

Тогда:

 

St= 6,248.

 

Результирующий коэффициент запаса прочности:

 

S = = = 4,747

 

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

 

 

4 - е с е ч е н и е.

 

Диаметр вала в данном сечении D = 70 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

 

St=, где:

 

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

 

tv= tm= 0,5 x12,634 МПа,

 

здесь

 

Wк нетто= 77607,763 мм3

 

где b=20 мм - ширина шпоночного паза;

t1=9 мм - глубина шпоночного паза;

- yt= 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- kt= 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

- et= 0,65 - находим по таблице 8.8[1];

 

Тогда:

 

St= 5,506.

 

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для редукторов должна быть 2,5 x.

 

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим Мизг.= 2,5 x2,5 x140035,35 Нxмм.

 

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

 

Ss=, где:

 

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

 

sv= 5,32 МПа,

 

здесь

 

Wнетто= 36190,281 мм3,

 

где b=20 мм - ширина шпоночного паза;

t1=9 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

 

sm= 0 МПа, где

 

Fa= 0 МПа - продольная сила в сечении,

- ys= 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- ks= 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

- es= 0,76 - находим по таблице 8.8[1];

 

Тогда:

 

Ss= 25,82.

 

Результирующий коэффициент запаса прочности:

 

S = = = 5,385

 

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

 

Тепловой расчёт редуктора

Червячный редуктор в связи с невысоким КПД и большим выделением теплоты должен проверяться на нагрев.

 

Мощность (Вт) на червяке:

 

P = 4708,984 Вт

 

Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения:

 

tраб.= 94,701oC > [t]раб.= 95oC

 

где j = 0,3 - коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму;

Kт = 15Вт/(м2xoC) - коэффициент теплоотдачи для чугунных корпусов при естественном охлаждении;

[t]раб.= 95oC - минимально допустимая рабочая температура.

 

Температура в пределах нормы.

Выбор сорта масла

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм.

Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3масла на 1 кВт передаваемой мощности:

 

V = 0,25 x5,241 = 1,31 дм3.

 

По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла.

При контактных напряжениях sH= 209,25 МПа и скорости v = 2,699 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 x10-6м/с2. По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-25А (по ГОСТ 20799-75*).

 

Компоновка редуктора

Первый этап компоновки редуктора

 

Компоновочный чертеж выполняем в двух проекциях - разрез по оси колеса и разрез по оси чертежа.

Примерно посередине листа параллельно его длинной сто­роне проводим осевую линию; вторую осевую, параллельную первой, проводим на расстоянии а_ω.

Затем проводим две вертикальные осевые линии, одну для главного вида, вторую для вида сбоку.

Вычерчиваем на двух проекциях червяк и червячное колесо.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, принимая зазор между стенкой и червячным коле-сом и между стенкой и ступи­цей червячного колеса.

Вычерчиваем подшипники червяка, располагая их симметрично относительно среднего се-чения червяка.

Так же симметрично располагаем подшипники вала червяч­ного колеса.

В связи с тем, что в червячном зацеплении возникают зна­чительные осевые усилия, примем радиально-упорные подшип­ники.

 

 

 

 

Рисунок 15.1 - Компоновка червячного редуктора

 

 

Второй этап компоновки редуктора

 

Второй этап имеет целью конструктивно оформить основные детали - червячный вал, вал червячного колеса, червячное колесо, корпус, подшипниковые узлы и др. Смазывание зацепления и подшипников - разбрызгиванием жидкого масла, залитого в корпус ниже уровня витков так, чтобы избежать чрезмерного заполнения подшипников маслом, нагне­таемым червяком.

Уплотнение валов обеспечивается резиновыми манжетами. В крышке люка размещаем от-душину.

Конструируем стенку корпуса и крышки. Вычерчиваем фланцы и нижний пояс. Устанавли-ваем крышки подшипников глухие и сквозные для манжетных уплотнений. Вычерчиваем призма-тические шпонки.

Выбор посадок

Посадки элементов передач на валы - Н7/р6, что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.

 

Посадка муфты на выходной вал редуктора - Н8/h8.

 

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

 

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 8.11[1].

Технология сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком.

Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Заключение

Целью данного проекта является проектирование привода, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.

Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.

По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.

По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.

Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.

Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.

При расчет