Привід з черв'ячним редуктором

Курсова робота

Привід з черв’ячним редуктором

ЗМІСТ

Вступ

1. Проектування механічного приводу редуктора

1.1 Вибір електродвигуна

1.2 Кінематичні розрахунки

1.3 Крутні моменти в перерізах валів

1.4 Матеріали передачі та допустимі напруження зубців колеса

1.5 Геометричні параметри передачі

1.6 Кінематичні параметри передачі

1.7 Силові залежності передачі та міцність її елементів

1.8 Тепловий розрахунок передачі

1.9 Конструктивні елементи черв’яків і черв’ячних коліс

2. Розрахунок клинопасової передачі

2.1 Геометричні параметри передачі

2.2 Кінематичні параметри передачі

2.3 Силовий розрахунок передачі

3. Розрахунок і конструювання деталей редуктора

3.1 Проектування та розробка валів

3.2 Вибір підшипників кочення валів

3.3 Вибір розмірів і перевірка шпонкових з'єднань

3.4 Розрахунок та вибір муфти

3.5 Основні елементи корпуса

3.6 Змазка та ущільнення редуктора

4. Послідовність складання і розбирання редуктора

Техніка безпеки

Список літератури

Вступ

Основними вимогами яким повинні відповідати сучасні машини являється забезпечення високої продуктивності. Однак побудова високопродуктивних машин зв’язана з підвищенням швидкості руху їх деталей і вузлів, що веде до підвищення навантаження на їх деталі. Одночасно з цим кожна машина повинна мати по можливості просту кінематичну схему, бути зручною в експлуатації і забезпечувати безпеку роботи. Тому курсове проектування являється можливим етапом вивчення курсу деталей машин.

Розрахувати чи спроектувати ту чи іншу машину — значить в відповідності з завданням по умовах роботи і режиму її навантаження утворюється нова, більш сучасна машина. Конструкцію розробляють найбільш раціональною, встановлюють найбільш раціональну форму і основні розміри її деталей, які б забезпечували постійну і безпечну роботу проектованої машини в цілому.

В процесі самостійного використання курсового проекту у студентів виробляється відповідна методика розв’язку складальних задач конструювання, розвиваються конструктивні навики мислення творчі можливості.

привід електродвигун передача черв’ячний редуктор

1. Проектування механічного приводу редуктора

1.1 Вибір електродвигуна

Потужність на ведучому валу приводу:

Р₁=_,;

де — коефіцієнти корисної дії окремих передач кінематичного ланцюга;

Р₃-потужність на кінцевому валу приводу, кВт.

=0,95- відкрита зубчата передача ,=0.8-черв'ячна передача;

=0.98- муфта пружна, 0.99²— опори кочення

Р₁₌

Частота обертання вала електродвигуна.

с_е=т₃*u₁*u₂*u₃*…*u_п, об/хв.,

де т₃— частота обертання веденого вала приводу;

u₁ = 20,1- передаточне число черв’ячної передачі

u₂=4- передаточне число відкрита передача;

с_е=n*u*u=18,15*4*20,1=1460 об/хв.;

n=30* n=30*об/хв.,

декутова швидкість вала приводу;

За потужністю та обертами вибираємо двигун.

Марка двигуна 4А132М4У3/1460; Рдв=11кВт,

Частота обертання ведучого вала приводу с=1460об/хв.

1.2 Кінематичні розрахунки

Загальне передаточне число редуктора:

u=

де n-частота обертання веденого вала привода;

n-частота обертання веденого вала;

u=

Передаточне число редуктора:

=;

де u — загальне передаточне число привода; u_п— прийняте передаточне число відкритої передачі (u_п=2); ₌

1.3.Крутні моменти в перерізах валів

Потужність на валах привода

Р₁=Р_дв.*з_п*з_підш ;

Р₂= Р_1.*з_.*з_підш;

Р₃= Р_2.*з_.*з_підш

де P, P, Pпотужність на окремих валах привода, кВт

з_підш, з, зк.к.д окремих кінематичних пар привода.

Р₁= 9,55*0.98*0,99=9,27 кВт

Р= 9,265*0,8*0,99=7,34 кВт

Р₃ = 7,34*0,95*0.99=6,9 кВт

Кутові швидкості на валах

;

;

;

де n — частота обертання ведучого вала привода;

u_п, u_ч— прийняті передаточні числа.

Крутні моменти на валах.

Т₁=; Т₂=

Т₂=; Т₃=

Т₃ =; Т₄ =

де P, P, P — потужність на окремих валах привода, кВт

, — кутові швидкості на валах, рад/с

Частота обертання валів.

n₁=; n₁= об/хв

n₂=; n₂= об/хв;

n₃=; n₃= об/хв;

де , — кутові швидкості на валах, рад/с

Таб.1 Результати кінематичних розрахунків привода.

1.4 Матеріали передачі та допустимі напруження зубців колеса

Швидкість ковзання зубця черв'ячного колеса

V=;

де — кутова швидкість черв’яка;

Т — крутний момент в перерізі черв’ячного колеса.

V=м/с

Група матеріалу 1 (V>5 м/с)

Матеріал Бронзи безоловянисті

Марка БрО10Ф1

Спосіб литва відцентровий:

=195 МПа ,=245 МПа

Допустимі контактні напруження зубця колеса

=*-= 0,88*196 =172,5 МПа

де — допустиме контактне напруження зубця колеса при числі

циклів зміни напружень N=10

=(0,75…0,9)*=0,8*245=196 МПа

Допустиме напруження згину зубця колеса.

=k*=0.77*68,6=58,8 МПа;

де kкоефіцієнт довговічності за контактними напруженнями;

k===0.77

де N — загальне число циклів зміни напружень (N=10)

=0.25*+0.08*=0.25*196+0.08*245=68,6 МПа.

1.5 Геометричні параметри передачі

Число заходів черв’яка залежно від передаточного числа

Так як u=26,8, приймаємо z =2 згідно даної таблиці

Таб.2 Число заходів черв’яка.

z =2 u=26,8

Число зубців черв’ячного колеса

z=z*u; z=2*26,8=53,6 приймаємо 54

де zчисло заходів черв’яка;

uпередаточне число передачі;

Міжосьова відстань

61*; 61*=214 мм;

де Т — крутний момент в перерізі черв’ячного колеса; Н*м

— допустиме контактне напруження зубця колеса;

Вибираємо кінцеву міжосьову відстань із ряду нормальних лінійних розмірів=215 мм.

Модуль передачі

m= (1.5…1.7)* ;

де — міжосьова відстань, мм

zчисло зубців черв’ячного колеса.

m=1.5*= 5,98 мм

вибираємо модуль з таблиці ряду модулів m=6 мм

Коефіцієнт діаметра черв’яка

q =-z;

де — міжосьова відстань, мм

zчисло зубців черв’ячного колеса.

mмодуль передачі, мм.

q = мм

qвибираємо за даними таблиці враховуючи, що

q=0.212* z=0.212*54=11,45 мм

q=16 мм

Коефіцієнт корекції передачі

=-0.5*(z+ q);

де — міжосьова відстань, мм

zчисло зубців черв’ячного колеса.

mмодуль передачі, мм.

qкоефіцієнт діаметра черв’яка, мм

=-0.5*(54+16)=0,83

Ділильний діаметр черв’яка

d=q*m;

де mмодуль передачі, мм.

qкоефіцієнт діаметра черв’яка, мм

d=16*6=96 мм

Діаметри виступів і впадин черв’яка

d= d+2*m;

d= d-2.4*m;

де dділильний діаметр черв’яка; мм

mмодуль передачі, мм.

d= 96+2*6=108 мм

d= 96−2.4*6=81,6 мм

Довжина нарізної частини черв’яка

При 0

b= (10+5.5*+z)*m-;

де zчисло заходів черв’яка.

mмодуль передачі, мм.

— коефіцієнт корекції.

b=(10+5.5*+2)*6-=86 мм

b вибираємо з таблиці і вона рівна b=90 мм.

Рис. 1 Ескіз черв’ячного вала

Ділильний діаметр черв’ячного колеса

d=z*m ;

де zчисло зубців черв’ячного колеса.

mмодуль передачі, мм. d=54*6=324 мм.

Діаметри виступів і впадин черв’ячного колеса

d= d+2*(1+)*m;

d= d-(1.2-)*m;

де dділильний діаметр черв’яка; мм

mмодуль передачі, мм.

— коефіцієнт корекції.

d= 324+2*(1+0,83)*6=345,96 мм

d= 324−2*(1.2−0,83)*6=319,56 мм

Зовнішній діаметр черв’ячного колеса

d= d+;

де d-діаметри виступів черв’ячного колеса, мм

mмодуль передачі, мм.

zчисло заходів черв’яка.

d= 345,96+=354,96 мм

Ширина вінця черв’ячного колеса

b=*;

де — коефіцієнт ширини вінця черв’ячного колеса

при z=2, =0.355

— міжосьова відстань; мм

b=0.355*215=76,3 мм

кінцеву величину вибираємо із ряду нормальних лінійних розмірів b=80 мм.

Кут підйому витка черв’яка (нахилу лінії зубця колеса)

= arctg (),

де zчисло заходів черв’яка.

qкоефіцієнт діаметра черв’яка, мм

— коефіцієнт корекції.

= arctg ()=6,5 град.

1.6 Кінематичні параметри передачі

Фактичне передаточне число передачі

u=;

де zчисло заходів черв’яка.

zчисло зубців черв’ячного колеса.

u=

Відхилення від заданого передаточного числа

u=*100;

де u, u — фактичне й задане передаточні числа

u=*100%=0,75%

Частота обертання та кутова швидкість веденного вала

n=;

=;

де nчастота обертання черв’яка, об/хв;

— кутова швидкість черв’яка; рад/с

uфактичне передаточне число передачі.

n=об/хв,

==5,66 рад/с,

Колова швидкість черв’яка

V=*,

де — кутова швидкість черв’яка, рад/с.

dділильний діаметр черв’яка, мм;

V=152,8*= 7,3 м/с,

Колова швидкість черв’ячного колеса

=*,

де dділильний діаметр черв’ячного колеса, мм;

— кутова швидкість черв’ячного колеса, рад/с.

=5,7*=0.92 м/с ;

Швидкість ковзання зубця колеса

V=;

де Vколова швидкість черв’ячного колеса; м/с

— кут нахилу лінії зубця черв’ячного колеса; град.

V= м/с

Коефіцієнт корисної дії передачі

=;

де — кут нахилу лінії зубця черв’ячного колеса; град.

— зведений кут тертя в зачепленні (=130), град.

=

1.7 Силові залежності передачі та міцність її елементів

Колова сила на витку черв’яка

F=;

де dділильний діаметр черв’яка; мм

T — крутний момент в перерізі черв’яка; Н*м

F= H

Колова сила на зубці черв’ячного колеса

F=;

де dділильний діаметр черв’ячного колеса, мм;

Т — крутний момент в перерізі черв’ячного колеса; Н*м

F= H

Осьова сила на витку черв’яка (за модулем)

F= F=7948,8 H

де Fколова сила на зубці черв’ячного колеса; Н

Осьова сила на витку черв’ячного колеса (за модулем)

F= F=1264,6 H

де Fколова сила на витку черв’яка; Н

Радіальна сила в черв’ячному зачепленні

F= F = F*tg;

де — кут зачеплення (=20);

Fколова сила на витку черв’яка;

F= F =7948,8*tg 20=2893 H

Напруження згину в основі зубця черв’ячного колеса

=;

де Fколова сила на зубці черв’ячного колеса; Н

mмодуль передачі, мм.

b-ширина вінця черв’ячного колеса; мм

к-коефіцієнт навантаження (при V3 к=1,2);

yкоефіцієнт форми зуба колеса (при подальшому обрахунку

z y=1.40);

= МПа

Еквівалентне число зубців черв’ячного колеса

z=;

де zчисло зубців черв’ячного колеса;

— кут нахилу лінії зубця черв’ячного колеса; град.

z= град.

Коефіцієнт форми зубця

При z>45 y=1.72−0.0053* z

де zеквівалентне число зубців черв’ячного колеса;

y=1.72−0.0053* 52=1.43

Умова витривалості зубців черв’ячного колеса при згині

1.1*;

де — допустиме напруження згину зубця колеса, МПа

1.1*58,8=64,7;МПа

19,964,7

Рівність справджується.

Контактна витривалысть зубцыв черв’ячного колеса

=;

декоефіцієнт навантаження (при V=0.5 k=1);

dділильний діаметр черв’ячного колеса, мм;

dділильний діаметр черв’яка; мм

Т — крутний момент в перерізі черв’ячного колеса; H*м

==171,5МПа

Умова контактної витривалості зубців черв’ячного колеса

(0.9…1.03)* ;

де — допустиме контактне напруження зубця колеса; МПа

1.03*172,5=177,6 МПа

171,5177,6

Рівність справджується.

Стрілка прогину черв’яка

f= ,

де l— віддаль між опорами черв’яка, мм

Fколова сила на витку черв’яка;Н Fрадіальна сила на витку черв’яка; H Eмодуль пружності матеріалу черв’яка, для сталі; МПа

Е =2.1*10 МПа;

Ізведений момент інерції поперечного перерізу черв’яка, мм

— допустима стрілка прогину черв’яка, мм (див. далі).

f=

Зведений момент інерції поперечного перерізу черв’яка

І=;

де dдіаметр впадин черв’яка, мм

І==2 175 255,7 мм

Допустима стрілка прогину черв’яка

=(0.001…0.002)*m,

де mмодуль передачі, мм.

=0.002*6=0.008 мм,

0.580.012

умова виконується.

1.8 Тепловий розрахунок передачі

Температура нагрівання оливи

t=+20

де — коефіцієнт корисної дії передачі ;

Рпотужність на черв’яку, кВт; ккоефіцієнт тепловіддачі ,

к=12…18 Вт/(м*С);

вибираємо к=18 Вт/(м*С);

Аповерхня охолодження редуктора (див. дальше); м

А=12*() ,

де — міжосьова відстань, мм

А=12*(215) =1 м

— допустима температура нагрівання оливи,

=95С

t=С

1.9 Конструктивні елементи черв’яків і черв’ячних коліс

Діаметр отвору під вал для центра черв’ячного колеса

d=,

де Ткрутний момент в перерізі вала колеса, Н*м

d= мм

Товщина ободу вінця та центра колеса

==2*m;

де mмодуль передачі, мм.

==2*6=12 мм

Товщина диска центра

С=0.25*b,

де bширина вінця колеса, мм

С=0.25*76,3= 19 мм

Довжина маточини центра

l= (1.2…1.7)* d,

де dдіаметр отвору маточини під вал; мм

l= 1.5*65= 82,5 мм

Зовнішній діаметр маточини центра

d= (1.6…1.8)* d,

де dдіаметр отвору маточини під вал; мм

d= 1.6*65= 104 мм

Діаметр гвинта

d= (1.2…1.4)*m,

де mмодуль передачі, мм.

d= 1.33*6=8, мм

Довжина гвинта

l= (0.3…0.4)* b,

де bширина вінця черв’ячного колеса, мм

l= 0.3*80 =24 мм

Зміщення центра гвинта

f=0.2* d,

де dдіаметр гвинта, мм

f=0.2* 5,2 =1,04 мм

Міцність гвинта

=,

де Т — крутний момент в перерізі черв’ячного колеса; H*м

dвнутрішній діаметр вінця черв’ячного колеса, мм

dдіаметр гвинта, мм

lдовжина гвинта, мм

zкількість гвинтів, шт

— допустимі напруження зрізу матеріалу гвинта, МПа

=МПа

11,350

Рівність справджується.

Рис. 2 Ескіз червячного колеса.

Міцність вінця (центра) черв’ячного колеса

= ,

де Т — крутний момент в перерізі черв’ячного колеса; H*м

dвнутрішній діаметр вінця черв’ячного колеса, мм

dдіаметр гвинта, мм

lдовжина гвинта, мм

zкількість гвинтів, шт

— допустимі напруження зминання матеріалу вінця, МПа

= МПа

Рівність справджується.

Внутрішній діаметр вінця черв’ячного колеса

d=d-2*,

де dдіаметр кола впадин черв’ячного колеса, мм

— товщина ободу вінця черв’ячного колеса, мм

d=319,56−2*12 = 295,56 мм

1.9.12 Допустимі напруження

Зім'яття для бронзи:

=0.30*; МПа

де — межа текучості матеріалу, (=200 МПа), МПа

=0.30*200=60 МПа

2. Розрахунок відкритої передачі

2.1 Зубчасті передачі

Матеріали зубчастих коліс

Матеріали для виготовлення сталевих зубчастих коліс вибирають за даними табл.2.1.

Сталі однакові для колеса і шестерні марок: 45, 45Х, 40… Т.О. колеса — покращення, 235…262 НВ.Т.О. шестерні - покращення, 269…302НВ.

Допустимі напруження

Для визначення допустимих напружень у зубцях зубчастої передачі необхідно використати наступні початкові дані:

Частота обертання ведучого вала передачі n=54.5об/хв.

Передаточне число передачі u=3

Ресурс передачі 12 тис.год.

Середня твердість матеріалів шестерні й колеса

Колесо

Шестерня

де і - мінімальна та максимальна твердість робочої поверхні зуба, вибирають залежно від матеріалів коліс і обратної термічної обробки (табл.2.1.)

Базове число циклів навантажень при розрахунках на контактну міцність

колесо

шестерня

де — середня твердість матеріалу зубчастого колеса

— середня твердість матеріалу шестерні

Дійсне число циклів зміни напружень у зубцях

колесо

шестерня

де — частота обертання веденого вала передачі, об/хв

— ресурс передачі, тис. грн.

— передаточне число передачі

Коефіцієнт довговічності при розрахунках за контактною міцністю

колесо

шестерня

Приймаємо:

Де , — базове число циклів зміни напружень у зубцях

 — дійсне число циклів зміни напружень у зубцях

— максимальний коефіцієнт довго тривалості (табл. 2.3)

Якщо, , тобто

Приймають ;

Допустимі контактні напруження на поверхні зубців

колеса МПа

шестерні МПа

Максимальні допустимі контактні напруження на зубцях конічних коліс

МПа

де — допустимі контактні напруження колеса, МПа

МПа

Приймаємо допустимі контактні напруження колеса 514,3 МПа

Коефіцієнти довговічності при розрахунку на згинальну втому колеса

шестерня

Приймаємо: ;

де — базове число циклів зміни напружень у зубцях

 — дійсне число циклів зміни напружень у зубцях

— максимальний коефіцієнт довговічності (табл.2.3)

— показник ступеня кривої втоми, при Т.О. покращення

Якщо ;, тобто ,

Приймаємо ;

Допустимі напруження згину зубців передачі

колеса МПа

шестерні МПа

 — коефіцієнти довговічності;

Циліндричні зубчасті передачі

Основою для виконання розрахунків циліндричних зубчастих передач є наступні початкові дані:

кВт — потужність на веденому валу передачі

об/хв. — частота обертання веденого вала передачі

рад/с — кутова швидкість веденого вала передачі

u=3- передаточне число передачі

мПа — допустимі контактні напруження

— допустимі напруження згину

Геометричні параметри передачі

Між осьова відстань передачі

мм

Приймаємо: мм

Де — коефіцієнт, що характеризує тип передачі, для прямозубої

— коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження за шириною вінця при розрахунку на контактну втому — крутний момент на веденому валу передачі

— коефіцієнт ширини зубчастого вінця в частках між осьової відстані (табл. 2.6.)

— передаточне число передачі

— допустиме контактне напруження

Ділильний діаметр колеса

мм

де — між осьова відстань передачі

— передаточне число передачі

Ширина вінця колеса

мм

де — коефіцієнт ширини зубчастого вінця в частках між осьової відстані (табл. 2.2.1)

— між осьова відстань передачі

Модуль передачі

Рекомендований мм

Приймаємо мм

Коефіцієнт

де — коефіцієнт ширини зубчастого вінця в частках діаметра шестерні визначають за формулою

— схема передачі (рис. 2.2.) приймаєм схему 5

Сумарне число зубців передачі

де — сумарне число зубів передачі

— між осьова відстань передачі, мм

— мінімальний кут нахилу лінії зубця, град

— нормальний модуль передачі, мм

Число зубців шестерні

де — сумарне число зубців передачі

— передаточне число передачі

Число зубців колеса.

Ділильні діаметри шестерні та колеса.

Шестерні мм

Колеса мм

Де — нормальний модуль передачі, мм

— кут нахилу лінії зубця, град

Міжосьова відстань передачі

мм

Діаметри вершин і впадин.

де — ділильні діаметри шестерні та колеса.

— нормальний модуль передачі.

Ширина зубчатого вінка колеса.

мм

декоефіцієнт ширини вінця.

— між осьова відстань.

Ширина вінця шестерні.

мм.

Де — ширина вінця колеса.

Уточнений коефіцієнт ширини зубчатого вінця колеса в частках діаметра шестерні.

де — ширина вінця колеса, мм

— ділильний діаметр шестерні.

Кінематичні параметри передачі.

Фактичне передаточне число передачі.

де — число зубців шестерні та колеса.

відхилення від заданого передаточного числа:

де — фактичне та задане передатні числа.

Частота обертання та кутова швидкість веденого вала.

об/хв.

рад/с

де — частота обертання системи

- кутова швидкість ведучого вала

— фактичне передаточне число передачі

Колова швидкість у передачі

м/с

де — ділильний діаметр шестерні

- кутова швидкість ведучого вала

Силові залежності передачі

Колова сила в зачепленні

Н

— крутний момент з перерізу вала шестерні

— ділильний діаметр шестерні

Радіальна сила в зачеплені

Н

де — колова сила в зачеплені

— кут зачеплення

— кут нахилу лінії зубця

Осьова вила в зачепленні

Н

де — колова сила в зачепленні

— кут нахилу лінії зубця

; ;

Ступінь точності 9-й пониженої точності

;

Напруження згину в основі зубця колеса

мПа

де — колова сила в зачепленні

- коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями, табл. 2.10.

— коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження за шириною вінця при розрахунку за згином, табл.2.01.;

- коефіцієнт динамічного навантаження при розрахунку за згином;

— коефіцієнт форми зубця, табл.2.12.;

— коефіцієнт нахилу лінії зубця;

— ширина кінця колеса;

— нормальний модуль передачі.

Приведене число зубів передачі шестерні та колеса

2.2.4.6. Коефіцієнт форми зубця

Напруження згину в основі зубця шестерні

мПа

де — напруження згину в основі зубця колеса;

,- коефіцієнт форми зубця шестерні та колеса

Умова міцності зубів за згинами

мПа

де — допустимі напруження згину

Перевірка зубців на контактну висоту

мПа

де — коефіцієнт передачі =436.

— коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями

— коеф. нерівномірності розподілу навантаження

— коеф. динамічних навантажень

— колова сила в зачепленні

— фактичне передавальне число передачі

— ділильний діаметр колеса

— ширина вінця колеса

Умова контактної міцності зубів

МПа

де — допустиме контактне напруження прямозубої передачі

Умова виконується тому, що:

510?539,7

3. Розрахунок і конструювання деталей редуктора

3.1 Проектування та розробка валів

Вал черв’чний

Для розрахунку червячного вала потрібно деякі попередні дані

T=60,7 H-Нм крутний момент в перерізі ведучого вала

F=1264,6 Н — осьова сила в зачепленні

F=2893Н — радіальна сила на шестерні

F=7948,8 Н — осьова сила шестерні

F=1046 H — навантаження на вали передачі

d= 44 мм

Попередній розрахунок вала

Для виготовлення вала вибираємо СТ 45Х, твердість 235…262НВ,

=200Па. Покращення 263…302НВ.

Приймаємо зниження допустимих напружень мПа

d=1.1*1.1*мм

Приймаємо d=40 мм, тоді інші ділянки вала:

d=45 мм

d=50 мм

Переірка на статичну міцність вала

Реакція в опорах:

Вертикальна площина:

F*(a+ b+ c)-F*bF*+R (b +c)=0

R=

=

F*a — R (b + c) — F*+ F*c=0

R=

Перевірка

RF+ RF=1369+2893−2766−1496=0

Горизонтальна площина:

R= F=1264,6*

R= F*=1264,6*

Знаходимо моменти

Вертикальна площина

М=0

М= F*a= 1496*106 =158 576 H

М=0

М= F*(a + c)+R*c=1496*(106+82)+1369*82=393 506 H

М=F*(a + с*)R*b+F*=1496*(106+82)+1369*106+

Рис. 4. Розрахункова схема та епюри моментів черв’ячного вала.

+7948=605 192 H

Горизонтальна площина:

М= М= М=0

М= R*b=1369*106=145 114 H

M=

Напруження згину

мПа

Напруження кручення

мПа

Сумарне напруження в небезпечному перерізі

мПа

де — напруження кручення;

— напруження згину

Максимальне еквівалентне напруження під час перевантажень

мПа

де — сумарне напруження в небезпечному перерізі

Допустиме еквівалентне напруження

мПа

де — текучість матеріалу

Умова статичної міцності вала

мПа

Вал під черв’ячне колеса

Для розрахунку вала потрібно деякі попередні дані

T=1287,7Нмкрутний момент

F=7692 Н — осьова сила в зачепленні

F=2800 Н — радіальна сила на шестерні

F=3004 Н — осьова сила шестерні

d=214 мм

Попередній розрахунок вала

Для виготовлення вала вибираємо СТ 45Х, твердість 235…262НВ,

=200Па. Покращення 263…302НВ.

Приймаємо зниження допустимих напружень мПа

d=мм

Приймаємо d=55 мм, тоді інші ділянки вала:

d=60 мм d=65мм

Перевірка на статичну міцність вала:

Реакція в опорах:

Вертикальна площина:

F*bF*+R (b+c)=0

Рис. 5.Розрахункова схема та епюри моментів черв’ячного вала.

R=

R (b+c) — F*+ F*c=0

R=

Перевірка

RF+ R=-2800−1576+4376=0

Горизонтальна площина:

R= F=7692*

R= F=7692*

R=

R=

Знаходимо моменти

Вертикальна площина

М=0

М=0

М=0

М= R*b=-1576*54=-85 104 H

М= R*b+ F*=-1576*54+3004*= 236 324 H

Горизонтальна площина:

М= М= М=0

М= R*b=-1576*54=-85 104 H

M=

Напруження згину

мПа

Напруження кручення

мПа

Сумарне напруження в небезпечному перерізі

мПа

де — напруження кручення;

— напруження згину

Максимальне еквівалентне напруження під час перевантажень

мПа

де — сумарне напруження в небезпечному перерізі

Допустиме еквівалентне напруження

мПа

де — текучість матеріалу

Умова статичної міцності вала

мПа

3.2 Вибір підшипників кочення валів

Для черв’ячного вала з однієї сторони ставимо 2 роликові підшипники

радіально-упорні конічні однорядні і з другої сторони встановимо один кульковий радіально упорний. Для вала під чев’ячне колесо вибираємо радіально-упорні конічні однорядні підшипники.

Підшипник середньої серії № 7310 d=50 мм

е=0,31

Реакція в опорах :

R=

R=

F=7948,8 H, =152,8 рад/с F=2893 H

Розрахунок еквівалентних навантажень

Підшипник № 1(вал черв’ячний)

Знаходимо еквівалентну нагрузку: (радіально-упорні конічні однорядні)

При >e

P=(XVF+YF) k k=(0.4*1.2*2893+1.9*7948)*1*1.05=17 315,8 H

де V= коеф. при обертанні зовнішнього кільця

Знаходимо номінальну довговічність підшипника в миліонах обертів:

де C = 96 600 динамічна вантажопідйомність по каталогу,

Р — еквівалентна нагрузка,

Р= -показник степеня,

Номінальну довговічність підшипника в годинах:

год

де n — частота обертання червячного вала.

Отже, підшипники серії № 7307 можна застосувати для червячного вала,

довговічність якого значно перевищує термін дії редуктора.

Підшипник № 2(вал під черв’ячне колесо)

d=60 ммпідшипник середньої серії № 7212

е=0.35

Реакція в опорах :

F=1264,6 H, =5,7 рад/с F=2893 H

Знаходимо еквівалентну нагрузку: (радіально-упорні конічні однорядні)

При

P= V *F* k k= 1.2*2893*1*1.05=3645 H

де V= коеф. при обертанні зовнішнього кільця

Знаходимо номінальну довговічність підшипника в миліонах обертів:

де C = 59 800 динамічна вантажопідйомність по каталогу,

Р — еквівалентна нагрузка,

Р= -показник степеня,

Номінальну довговічність підшипника в годинах:

год

де n — частота обертання вала.

Отже, підшипники серії № 7212 можна застосувати для вала,

довговічність якого значно перевищує термін дії редуктора.

3.3 Вибір розмірів і перевірка шпонкових з'єднань

Шпонка на черв’ячному валу

T=60.7 H мобертальний момент

d= 40 мм — діаметр вала

b=12 мм — розмір перерізу шпонки

h=8 ммрозмір перерізу шпонки

t=5 мм — глибина паза в валі

t=3.3 мм — глибина паза в маточині

За умови міцності на зминання, розраховують робочу довжину шпонки

l=мм

де мПа

Повна довжина шпонки

l= l+b= 12.14+12 = 24 мм

Робоче напруження зрізу

мПа

Отже, міцність шпонки за напруженням зрізу забезпечено оскільки:

=10.5ПамПа

мПа

Шпонка шківа

T=1287.7 H мобертальний момент

d= 55 мм — діаметр вала

b=16 мм — розмір перерізу шпонки

h=10 ммрозмір перерізу шпонки

t=6 мм — глибина паза в валі

t=4.3 мм — глибина паза в маточині

За умови міцності на зминання, розраховують робочу довжину шпонки

l=мм

де мПа

Повна довжина шпонки

l= l+b= 117 +16 = 133 мм

Робоче напруження зрізу

мПа

Отже, міцність шпонки за напруженням зрізу забезпечено оскільки:

=22ПамПа

мПа

Шпонка під черв’ячне колесо

T=1287.7 H мобертальний момент

d= 65 мм — діаметр вала

b=20 мм — розмір перерізу шпонки

h=12 ммрозмір перерізу шпонки

t=7.5 мм — глибина паза в валі

t=4.9 мм — глибина паза в маточині

За умови міцності на зминання, розраховують робочу довжину шпонки

l=мм

де мПа

Повна довжина шпонки

l= l+b= 78+20 = 98 мм

Робоче напруження зрізу

мПа

Отже, міцність шпонки за напруженням зрізу забезпечено оскільки:

=20 ПамПа

3.4 Розрахунок та вибір муфти

Муфту вибираємо фрикційну залежно від крутного моменту на валу для зєднання валів діаметром d=55 мм, передатний номінальний крутний момент Т = 1287.7 Н*м, частота обертання n = 54.5 об/хв.

Вибираємо зовнішній діаметр муфти D = 290 мм. Пориймаємо коефіцієнт зчеплення =1.25.

Знаходимо розрахунковий момент:

Т=*Т =1.25*1287.7 =1610 Н*м

Диски стальні, ведучі з азбестовими накладками, коеф. тертя f=0.3 МПа Діаметр кільця тертя: зовнішній D=(3.5…4)*d = 4*55 = 220 мм внутрішній D =2.5*d = 2.5*55 =137.5 мм приймаємо D= 140 мм

Приведений радыус кыльця тертя:

R== мм

Допускається осьова сила:

Число пар тертя:

z=

Округляємо до парного числа z=10

Число дисків: ведучих z==

ведених z= z+1 =5+1=6

Уточнюєм:

F=

F

5633 Н Н умова виконується.

3.5 Основні елементи корпуса

Товщина стінки корпуса і кришки редуктора

= 0.04*а+1 =0.04*215+1 =9,6 мм приймаємо =10 мм

= 0.032*а+2= 0.032*125+2=8,88 мм

Товщина ребер корпуса:

m= (0.85.1)* = 1*10=10 мм

Діаметр фундаментального болта:

d= (0.03…0.036)*a+12=0.036*215 +12 =19,74 мм

d= 20 мм

приймаємо болт М20

З'єднувальні біля підшипників

d= (0.7…0.75)* d=0.75*20=15 мм

приймаємо болт М16

Для зєднання корпуса і кришки:

d= (0.5…0.6)* d=0.55*20 = 10 мм

приймаємо болт М10

Для кришок підшипників

d=8 мм, їх кількість 6

Розмір який вказує положення болтів d

е= (1…1.2)* d =1*16 =16 мм

q 0.5*d+ d=0.5*16+8=16 мм

3.6 Змазка та ущільнення редуктора

Зубчасті колеса змащуються простим способом — занурювання їх в мастило. Рівень мастила вибираємо таким, щоб найменше одна третина довжини зубця колеса була занурена в мастило. В’язкість мастила вибираємо в залежності від колової швидкості коліс і значення контактного напруження.

=127.9 мПа V=3 м/с

Кінематична вязкість мастила

вибираємо V=17 мм/с

В залежності від контактного напруження передачі =127.9 мПа, та колової швидкості зубчатої передачі V=3 м/с вибираємо сорт мастила марки ИГП-152(ТУ 38−101 413−78) Для ущільнення кришок вибираємо гумовані армовані манжета в залежності від діаметра вала за ГОСТ 8752–79.

4. Послідовність складання і розбирання редуктора

Складання редуктора проводиться в такій послідовності:

На вал встановлюємо шпонку і черв’ячне колесо, напресовуємо підшипники і встановлюємо в корпус. Ставимо кришку корпуса і прикручуємо її болтами. Встановлюємо прокладки для регулювання підшипників, закриваємо їх кришками і прикручуємо їх болтами,. На черв’ячний вал напресовуємо пішипники встановлюємо його в кришку корпуса, ставимо прокладки для регулювання підшипників, закриваємо їх кришками і прикручуємо їх болтами. Встановлюємо масловказівник, зливну пробку, вуха для переміщення редуктора, регулюємо зазор в підшипниках, заливаємо масло для його змаски до верхнього рівня і прикручуємо оглядове вікно. Розбирання проводимо за таким же способом.

5. Техніка безпеки

Для зменшення травматизму велике значення має оволодіти працівникові безпечними методами роботи і дотримуватись правил техніки безпеки.

Саме тому, до роботи з редуктором допускається, якщо пройшов інструктаж по техніці безпеки.

Редуктор і електродвигун повинен бути надійно закріпленні болтами на фундаментній плиті.

Електродвигун повинен бути надійно заземлений.

Не допускається тріщини в корпусі, кришка корпуса повинна щільно і надійно скріплена з його основою.

Відкриті обертові деталі, вузли і передачі повинні бути закриті запобіжними кожухами.

Список літератури

1. Чернавський С. А. Курсове проектування деталей машин. — М: Машинобудування 1987

2. Шейнбаіт А. Е. Курсове проектування з деталей машин. — М: Вища школа 1991

3. Малащенко В. О Янків В.В. Деталі машин. Курсове проектування — Л.: Новий світ — 2000, 2004

4. Токарський Ю. М. Янків В. В. Розрахунок механічних передач та електронно-обчислювальних машин. Л. 2003