Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

ЧЕРВЯЧНЫЙ РЕДУКТОР, РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ПЕРЕДАЧИ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ, ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ, ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ, ШПОНОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ, КОРПУС РЕДУКТОРА

Цель курсовой работы - проектирование привода на основе червячного одноступенчатого редуктора с верхним расположением червяка по заданным параметрам.

По заданной схеме привода и выходным параметрам подобран электродвигатель, подобран материал для изготовления колеса и червяка, определены силы, действующие в зацеплении, произведен проверочный расчет на контактную и изгибающую прочность зубьев, выполнена эскизная компоновка, подобраны подшипники качения, проведен уточненный расчет валов, выбраны шпонки, галтели, канавки, способ смазки.

Графическая часть включает в себя сборочный чертёж редуктора и деталировочные чертежи быстроходного и тихоходного валов.

47 стр., 3 рис., 3 наименований библиографических источников

Введение

Развитие народного хозяйства тесно связано с ростом машиностроения, ибо материальное могущество современного человека заключено в технике - машинах, механизмах, аппаратах и приборах, выполняющих весьма разнообразную полезную работу.

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.

Развитие современной науки и техники тесно неразрывно связано с созданием новых машин. И требования, предъявляемые к новым машинам, носят все более жесткий характер. Основными из этих требований являются: надежность, высокая производительность, минимальные габариты, экономичность, эргономичность. Последнее на современном этапе имеет все большее и большее значение.

«Детали машин» - это дисциплина, в которой изучают методы, правила, нормы расчета и конструирование типовых деталей и сборочных единиц.

Курсовая работа по «Механике» это первый самостоятельный проект, основанный на знаниях, приобретенных из ряда пройденных ранее предметов: механика, материаловедение, инженерная графика и ряда других. При этом тематика курсового проектирования должна иметь вид комплексной инженерной задачи, включающая кинематические и силовые расчеты, выбор материалов и расчеты на прочность, выполнение сборочного и рабочих чертежей.

Вместе с этим работа над курсовой по деталям машин подготавливает нас к решению более сложных задач общетехнического характера, с которым будущий инженер встретиться в дальнейшем, как на практике, так и рабочей деятельности.

Таким образом, курсовая работа является логическим завершением теоретического курса.

1. Литературный обзор

Червячной передачей называется механизм, служащий для преобразования вращательного движения между валами со скрещивающимися осями. Обычно червячная передача состоит из червяка и сопряженного с ним червячного колеса. Угол скрещивания осей обычно равен 90°; неортогональные передачи встречаются редко. Червячные передачи относятся к передачам с зацеплением, в которых движение осуществляется по принципу винтовой пары. Поэтому червячные передачи относят к категории зубчато-винтовых.

Обычно ведущее звено червячной передачи -- червяк, но существуют механизмы, в которых ведущим звеном является червячное колесо.

Достоинства червячных передач: компактность конструкции и возможность получения больших передаточных чисел в одноступенчатой передаче (до U = 300 и более); высокая кинематическая точность и повышенная плавность работы; малая интенсивность шума и виброактивности; возможность обеспечения самоторможения.

Недостатки червячных передач: значительное геометрическое скольжение в зацеплении и связанные с этим трение, повышенный износ, склонность к заеданию, нагрев передачи и сравнительно низкий КПД (от з = 0,5 до 0,95); необходимость применения для ответственных передач дорогостоящих и дефицитных антифрикционных цветных металлов. Указанные недостатки ограничивают мощность червячных передач (обычно до 60 кВт).

Червячные передачи находят широкое применение, например, в ме-таллорежущих станках, подъемно-транспортном оборудовании, транс-портных машинах, а также в приборостроении.

2 Кинематический расчёт привода

Исходные данные: P₁ = 4 кВт;

n₁ = 1500 об/мин;

u = 20.

Вычерчиваем кинематическую схему проектируемого редуктора (рисунок 1).

Рисунок 1 - Кинематическая схема червячного редуктора: 1 - двигатель; 2 - упругая муфта; 3 - червячный редуктор; 4 - быстроходный вал редуктора; 5 - тихоходный вал редуктора

2.1 Определяем КПД редуктора. Общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев, то есть червячной передачи и двух пар подшипников. Для червячной передачи с передаточным числом u=14…30, КПД червячной передачи рекомендуется _чп=0,80…0,85. Принимая ориентировочно _чп=0,85, для одной пары подшипников _пп=0,99, для муфты _м=0,96, получаем общий КПД редуктора _общ:

; (2.1)

.

2.2 Выбираем двигатель, исходя из условия

Р_дв Р₁, (2.2)

где P_дв - мощность двигателя, кВт;

P₁ - мощность на ведущем валу, кВт.

Определяем двигатель типа 4АМ100L4J3, для которого Р_дв=4кВт_, n_дв=1430 об/мин[2].

2.3 Вычислим частоту вращения ведомого вала

(2.3)

где i - передаточное отношение;

щ₁ - угловая скорость ведущего вала, рад/с;

щ₂ - угловая скорость ведомого вала, рад/с;

n₁ - частота вращения ведущего вала, об/мин;

n₂ - частота вращения ведомого вала, об/мин.

Так как расчёт ведётся для редуктора, то

i = u, (2.4)

где u - передаточное число.

Получаем:

(2.5)

Отсюда n₂ равно:

(2.6)

2.4 Вычислим угловые скорости валов

(2.7)

2.5 Вычислим мощность ведомого вала

(2.8)

где P₂ - мощность ведомого вала, кВт.

(2.9)

2.6 Вычислим вращающий момент на валах редуктора

 (2.10)

(2.11)

привод червячный редуктор

3. Выбор материала и допускаемых напряжений

При мощности P₁ = 9,8 кВт червяк изготавливается из стали 40Х с твёрдостью ?45HRC_Э, термообработка - улучшение и закалка ТВЧ; для стали 40Х - твёрдость 45…50 HRC_Э, предел прочности у¹_в = 900 Н/мм², предел текучести у¹_т = 750 Н/мм².

3.1 Определяем скорость скольжения

(3.1)

В соответствии со скоростью скольжения для изготовления венца червячного колеса выбираем бронзу БрА10Ж4Н4, полученную способом центробежного литья, для которой предел прочности у²_в = 700 Н/мм², предел текучести у²_т = 460 Н/мм².

3.2 Для материала венца червячного колеса определяем допускаемые контактные [у]_H и изгибные [у]_F напряжения, при твёрдости червяка ?45 HRC_Э

(3.2)

где - скорость скольжения;

Так как червяк расположен вне масляной ванны, то [у]_Н необходимо уменьшить на 15 %

Определяем допускаемое изгибное напряжение для нереверсивной передачи

(3.4)

где K_FL - коэффициент долговечности при расчёте на изгиб.

(3.5)

По формуле (3.4) найдём допускаемое изгибное напряжение для червячного колеса

4. Определение параметров передачи

4.1 Определим главный параметр - межосевое расстояние

(4.1)

Для нестандартных передач округляем полученное значение межосевого расстояния до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров: a_w = 160 мм.

4.2 Выберем число витков червяка z₁, зависящее от передаточного числа редуктора u. Для u=14…30, число витков z₁ = 2.

Определим число зубьев червячного колеса

(4.2)

Найденное z₂ удовлетворяет условию отсутствия подрезания зубьев z₂?26 и соответствует оптимальному значению z₂=40…60.

4.3 Определим модуль зацепления

(4.3)



Принимаем стандартное значение модуля зацепления m=6,3 мм.

Из условия жёсткости определяем коэффициент диаметра червяка

(4.4)

Полученное значение округляем до стандартного q=10.

4.4 Определим коэффициент смещения инструмента

(4.5)

Полученное значение коэффициента смещения инструмента удовлетворяет условию неподрезания и незаострения зубьев колеса .

4.5 Определим фактическое передаточное число и его отклонение

(4.6)

Так как u_ф=u, то %, что не превышает 4 %.

4.6 Определим фактическое значение межосевого расстояния

(4.7)

4.7 Определим основные геометрические размеры передачи. Основные размеры червяка: делительный диаметр d₁, начальный диаметр d_w1, диаметр вершин витков d_a1, диаметр впадин витков d_f1, делительный угол подъёма линии витков г, длина нарезаемой части червяка b₁.

(4.8)

(4.9)

(4.10)

(4.11)

(4.12)

(4.13)

где при x>0.

.

.

Основные размеры венца червячного колеса: делительный диаметр d₂, начальный диаметр d_w2, диаметр вершин зубьев d_a2, наибольший диаметр колеса d_aм2, диаметр впадин зубьев d_f2, ширина венца b₂, радиусы закругления зубьев R_a и R_f, условный угол обхвата червяка венцом 2д.

(4.14)

(4.15)

(4.16)

(4.17)

При z₂=2, ширина венца рассчитывается по формуле

(4.18)

Принимаем стандартное значение модуля зацепления b₂=56 мм.

 (4.19)

(4.20)

(4.21)

Угол 2д удовлетворяет условию 2д=90…120 °.

5. Проверка на контактную и изгибную выносливость зубьев

5.1 Определим коэффициент полезного действия зубчатой передачи

(5.1)

где ц - угол трения, град.

Принимаем угол трения ц=1°20', тогда

5.2 Проверим контактные напряжения зубьев колеса

(5.2)

где F_t2 - окружная сила на колесе, Н;

К - коэффициент нагрузки.

Окружная сила определяется по формуле

(5.3)

Для определения коэффициента нагрузки, найдём окружную скорость колеса

(5.4)

Так как х₂<3 м/с, то коэффициент нагрузки К=1.

Подставляя значение окружной силы и коэффициента нагрузки в зависимость (5.2), получим

Но полученное значение контактного напряжения зубьев колеса незначительно превышает допустимое значение. Допускается перегрузка (у_H>[у]_H) не более 5 %. Рассчитаем перегрузку

(5.5)

Полученное значение перегрузки =3,5 % не превышает допустимого 5 %.

5.3 Проверим напряжения изгиба зубьев колеса

(5.6)

где Y_F2 - коэффициент формы зуба колеса.

Для определения коэффициента зубьев колеса, найдём эквивалентное число зубьев колеса

(5.7)

Выбираем коэффициент формы зуба колеса Y_F2=1,55. Подставив полученный коэффициент формы зуба колеса в зависимость (5.6), получим

При проверочном расчёте у_F получается меньше [у]_F, так как нагрузочная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью зубьев червячного колеса.

Рассчитаем процентное отклонение Ду_F

(5.8)

5.4 Определяем силы, действующие в зацеплении

(5.9)

(5.10)

где F_t1, F_t2 - окружные силы на червяке и колесе соответственно, Н.

(5.11)

(5.12)

где F_r1, F_r2 - радиальные силы на червяке и колесе соответственно, Н;

б - угол зацепления, град.

(5.13)

(5.14)

где F_a1, F_a2 - осевые силы на червяке и колесе соответственно, Н.

Угол зацепления б принимаем 20 °. Подставляя числовые значения в формулы (5.9-5.14), получим

Определим силы, действующие со стороны муфты на валы

(5.15)

(5.16)

где F_m1, F_m2 - действующие силы со стороны муфты на ведущий и ведомый валы соответственно, Н.

6. Предварительный расчет валов редуктора

Для валов выбираем сталь 40Х улучшенную до твёрдости 235…262 НВ, для которой предел прочности у_в = 790 Н/мм², предел текучести у_т = 640 Н/мм², предел выносливости у_-1 = 375 Н/мм².

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения, т.е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени. Поэтому для компенсации напряжения на кручение применяют заниженными: [ф]_к = 10…20 Н/мм². При этом меньшие значения [ф]_к - для быстроходных валов, большие [ф]_к - для тихоходных. Примем [ф]_к1 = 12 Н/мм² для быстроходного вала и [ф]_к2 = 18 Н/мм² для тихоходного.

Выбираем для быстроходного вала роликовые радиально-упорные шариковые подшипники типа 36000 средней серии и схемой установки враспор (б = 12^о). Для тихоходного вала выбираем роликовые конические типа 700 подшипники лёгкой серии и схемой установки враспор (б = 11...16^о).

6.1 Рассчитаем размеры быстроходного вала-червяка и тихоходного вала колеса.

(6.1)

где d_1Б(Т) - диаметр первой ступени быстроходного (тихоходного) вала под элемент полумуфты (открытой передачи), мм.

М_к1(2) = T₁₍₂₎ - крутящий момент, равный вращающемуся моменту на быстроходном (тихоходном) валу, .



Из условия d₁ = (0,8…1,2)d_дв, где d_дв - диаметр выходного конца ротора двигателя, определим d₁

Принимаем стандартные значения d_1Б = 22 мм, d_1Т = 50 мм.

Найдём длины первых ступеней l_1Б и l_1Т быстроходного и тихоходного валов соответственно

(6.2)

(6.3)

Принимаем стандартные значения l_1Б = 32 мм, l_1Т = 71 мм.

Аналогично рассчитаем диаметры d_iБ(Т) и длины l_iБ(Т) быстроходного (тихоходного) валов, где i - номер ступени.

(6.4)

где t_Б(Т) - высота буртика быстроходного (тихоходного) вала, мм.

Принимаем t_Б = 2 мм; t_Т = 2,8 мм.

Принимаем стандартные значения d_2Б = 25 мм, d_2Т = 55 мм.

(6.5)

(6.6)

Принимаем стандартные значения l_2Б = 50 мм, l_2Т = 67 мм.

(6.7)

где r_Б(Т) - координаты фаски подшипника быстроходного (тихоходного) вала, мм.

Принимаем r_Б = 2 мм; r_Т = 3 мм.

Принимаем стандартные значения d_3Б = 32 мм, d_3Т = 63 мм.

Длины ступеней l_3Б и l_3Т быстроходного и тихоходного валов определим позже графически на эскизной компоновке.

(6.8)



(6.9)

где T_Б(Т) - толщина подшипника быстроходного (тихоходного) вала, мм.

Принимаем Т_Б = 17 мм, Т_Т = 23 мм.

Принимаем стандартные значения l_4Б = 18 мм, l_4Т = 25 мм.

7 Конструктивные размеры и предварительная компоновка редуктора

7.1 В конструкции червячного колеса необходимо предусмотреть ступицу. Диаметр ступицы:

(7.1)

Принимаем d_ст = 98 мм.

Длина ступицы:

(7.2)

Принимаем l_ст = 84 мм.

7.2 Определим вертикальный размер червячной пары L, мм

(7.3)

7.3 Определим зазор x (у) между вращающейся поверхностью колеса (червяка) и корпусом, мм

 (7.4)

(7.5)

Принимаем у = 48 мм.

Найдём смещение приложения реакции подшипника на быстроходном (тихоходном) валу

(7.6)

(7.7)

где D_Б(Т) и d_Б(Т) - внешний и внутренний диаметры подшипников быстроходного (тихоходного) вала соответственно, мм;

В_Б - толщина подшипников быстроходного вала, мм;

Т_Т - толщина подшипников тихоходного вала, мм;

е_Т - коэффициент влияния осевого нагружения.

Принимаем б = 12^о, е_Т = 0,41.

Найдем радиус дуги R, мм

(7.8)



Посчитаем величину S, мм

S=(0,15…0,2)D; (7.9)

S=(0,15…0,2)•52=7,8…10,4 мм.

Скомпонуем редуктор на бумаге формата А1 и графически определим следующие параметры: L_Б(Т) - расстояние между подшипниками на быстроходном (тихоходном) валу, l_Б(Т) - расстояние между точками приложения реакций подшипников быстроходного (тихоходного) вала, l_M - расстояние между точкой приложения реакции смежного подшипника и точкой приложения силы давления муфты, l_ОП - расстояние от точки приложения реакции смежного подшипника до силы приложения на выходной вал, l_3Б(Т) - длина третей ступени быстроходного (тихоходного) вала.

Получим: L_Б = 284 мм, L_Т = 151 мм, l_Б = 255 мм, l_Т = 107 мм, l_М = 79,5 мм, l_ОП = 79 мм.

8. Проверочный расчёт подшипников

Вычертим расчётную схему быстроходного вала

Рисунок 2 - Схема нагружения быстроходного вала

8.1 Определим реакции опор в подшипниках быстроходного вала на вертикальную плоскость

(8.1)

(8.2)

 (8.3)

(8.4)

(8.5)

(8.6)

Проверка

(8.7)

(8.8)

0=0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х

(8.9)

(8.10)

(8.11)

(8.12)



8.2 Определим реакции опор в подшипниках быстроходного вала на горизонтальную плоскость

(8.13)

(8.14)

(8.15)

(8.16)

(8.17)

(8.18)

Проверка

(8.19)

(8.20)

0=0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

(8.21)

(8.22)

(8.23)

(8.24)

Строим эпюру крутящих моментов

(8.25)

8.3 Определяем суммарные радиальные реакции

(8.26)

(8.27)

8.4 Определяем суммарные изгибающие моменты

(8.28)

(8.29)

Вычертим расчётную схему тихоходного вала

Рисунок 3 - Схема нагружения тихоходного вала

8.5 Определим реакции опор в подшипниках тихоходного вала на вертикальную плоскость

(8.30)

(8.31)

(8.32)

(8.33)

(8.34)

(8.35)

Проверка

(8.36)

(8.37)

0=0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х

(8.38)

(8.39)

(8.40)

(8.41)

(8.42)

8.6 Определим реакции опор в подшипниках тихоходного вала на горизонтальную плоскость

(8.43)

(8.44)

(8.45)

(8.46)

(8.47)

(8.48)

Проверка

 (8.49)

(8.50)

0=0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

(8.51)

(8.52)

(8.53)

(8.54)

Строим эпюру крутящих моментов

(8.55)

8.7 Определяем суммарные радиальные реакции

(8.56)

(8.57)



Определяем суммарные изгибающие моменты

(8.58)

(8.59)

Быстроходный вал.

Осевая сила в зацеплении F_a1 = 5103 Н, реакции в подшипниках

R_A = 555 Н, R_B = 1037 Н. Характеристика подшипников: C_r = 22000 Н; Х = 0,45; е = 0,48; Y = 1,13; V = 1, К_б = 1,1; К_Т = 1. Требуемая долговечность подшипников L_H = 12000 ч. Подшипники установлены враспор. Проанализируем следующее соотношение

(8.60)

где R_a = R_s - осевая сила в зацеплении, Н;

R_r = R - максимальная суммарная реакция подшипника, Н.

Определим осевые составляющие радиальной нагрузки подшипника R_S1 и R_S2

(8.61)

(8.62)

Тогда эквивалентная нагрузка

(8.63)

(8.64)

где R_a - осевая нагрузка в подшипниках, Н.

Так как R_Е1 < R_Е2, определим расчетную динамическую грузоподъемность, Н

(8.65)

Определим базовую долговечность

 (8.66)

Так как С_гр < C_r и L_10H > L_H, то предварительно выбранные подшипники 36305 для быстроходного вала пригодны для конструирования подшипниковых узлов.

Тихоходный вал.

Осевая сила в зацеплении F_a2 = 848 Н, реакции в подшипниках R_С = 6634 Н, R_D = 4739 Н. Характеристика подшипников: C_r = 57900 Н; Х = 0,4; е = 0,41; Y = 1,46; V = 1; К_б = 1,2; К_Т = 1. Требуемая долговечность подшипников L_H = 20000 ч. Подшипники установлены враспор.

Проведём расчёт для тихоходного вала

R_a1 = R_s1; (8.67)

R_a2 = R_a1 + F_a; (8.68)

(8.69)

(8.70)

R_a = 2202 Н;

R_a2 = 2202 + 848 = 3050 H.

Проанализируем соотношение (8.60)

Тогда эквивалентная нагрузка

(8.71)

(8.72)

Так как R_Е1 > R_Е2, то

Так как С_гр < C_r и L_10H > L_H, то предварительно выбранные подшипники 7211 для тихоходного вала пригодны для конструирования подшипниковых узлов.

9. Тепловой расчет редуктора

Целью теплового расчета является проверка температуры масла в редукторе, которая не должна превышать допускаемой [t]_м = 80 - 95 °С. температура воздуха вне корпуса t_в = 20 °С. температура масла tм в корпусе червячной передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле:

(9.1)

где p₁ - мощность на быстроходном валу редуктора, Вт;

- КПД редуктора;

K_t = 9…17 Вт/(м^2.град) - коэффициент теплоотдачи;

А - площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора, м².

Вычислим площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора, м²

A=; (9.2)

A=20^.0,16²=0,56 м².

Принимаем коэффициент теплоотдачи К_t = 10.

,

что соответствует допускаемой температуре.

10. Проверочный расчёт шпоночных соединений

Быстроходный вал.

Для выходного конца быстроходного вала при d_1Б = 22 мм подбираем призматическую шпонку со скрученными торцами bh=66 мм², при t₁= 7 мм. При l_1Т = 32 мм принимаем длину шпонки 22 мм. Расчетная длина шпонки со скрученными торцами

l_p = l - b; (10.1)

l_p = 32 - 6 = 26 мм.

Допускаемые напряжения смятия при чугунной ступице [_см] = 60…90 МПа. Вычислим расчетное напряжение смятия и сравниваем с допускаемым

; (10.2)

Итак, принимаем шпонку 6622 ГОСТ 23360-78.

Тихоходный вал.

Для выходного конца тихоходного вала при d_1Т =50 мм подбираем призматическую шпонку bh=1610 мм², при t₁= 6 мм. При l_1T = 71 мм принимаем длину шпонки 62 мм. Расчетная длина шпонки со скрученными торцами

l_p = 62 - 16 =46 мм.

Допускаемые напряжения смятия при чугунной ступице [_см] = 60…90 МПа. По формуле 10.2 вычисляем расчетное напряжение смятия и сравниваем с допускаемым

Итак, принимаем шпонку 161062 ГОСТ 23360-78.

Для вала под чугунную ступицу червячного колеса при d_3Т = 62 мм подбираем призматическую шпонку со скрученными торцами bh=1811 мм², при t₁= 7 мм. При l_3T = 104 мм принимаем длину шпонки 80 мм. Расчетная длина шпонки со скрученными торцами

l_p = 80 - 18 = 62 мм.

Допускаемые напряжения смятия при чугунной ступице [_см] = 60…90 МПа. По формуле 10.2 вычисляем расчетное напряжение смятия и сравниваем с допускаемым

Итак, принимаем шпонку 181180 ГОСТ 23360-78.

11. Уточнённый расчёт валов

11.1 Быстроходный вал

Так как d_f1 > d₃ (48<32), то концентратор напряжений ступенчатый переход галтелью r между диаметром впадин червяка d_f1 и диаметром ступени d₃ с буртиком t.

Определим нормальное напряжение в опасном сечении вала

(11.1)

где W_нетто - осевой момент сопротивления сечения вала, мм³.

(11.2)

Определим касательное напряжение в опасном сечении вала

(11.3)

где W_{с нетто} - полярный момент сопротивления сечения вала, мм³.

(11.4)



Определим коэффициент нормальных и касательных напряжений для расчётного сечения вала

(11.5)

(11.6)

где К_у и К_ф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

К_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К_F - коэффициент влияния шероховатости;

К_у - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Принимаем коэффициенты: К_у =2,1; К_ф=1,7; К_d =0,88; К_F =1; К_у =1.

Определим пределы выносливости в расчётном сечении вала

(11.7)

 (11.8)

где у_-1 и ф_-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм².

Принимаем у_-1 = 375 Н/мм².

(11.9)

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

(11.10)

(11.11)

Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении и сравним его с допустимым [S] = 1,6…2,1

 (11.12)

Условие прочности выполняется.

11.2 Тихоходный вал

Концентратором напряжений на тихоходном валу является переход от 3-ей ступени вала к 4-ой, так как d₃>d₄.

Определим аналогичные параметры как и для быстроходного вала

Условие прочности выполняется.

12. Назначение посадок редуктора

Пользуясь рекомендациями источника выбираем поля допусков.

Для посадки колеса на тихоходный вал выбираем посадку Н7/p6.

Для посадки полумуфт - посадки Н7/n6.

Для посадки подшипников с валами применяем k6.

Предельное отклонение колец подшипниковых узлов колец принимаем равным Н7.

Предельные отклонения валов выбираем k6.

13. Смазка редуктора

Смазка зубчатых зацеплений в редукторе осуществляется погружением зубчатых колес в масло, залитое в картер.

Зацепление червячной пары и подшипники смазываются маслом,

разбрызгиваемым из общей масляной ванны (картера) вращающимися крыльчатками- брызговиками, насаженными на вал червяка.

Принимаем сорт масла И-Т-Д-10 при х_S = 4,85 м/с и у_Н = 152 Н/мм².

Определим количество масла из расчёта 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности

V_M = (0,4...0,8)^.Р₁; (13.1)

V_М = (0,4...0,8)^.4 = 1,6…3,2 л.

Принимаем V=3 л.

Определяем уровень масла

(13.2)

Принимаем = 20 мм.

14. Сборка редуктора

Перед сборкой редуктора внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того, что на червячный вал надевают радиально-упорные шарикоподшипники, предварительно нагрев их в масле до 80-100 ^оС. Собранный червячный вал вставляют в крышку корпуса, со стороны большего диаметра отверстия. Вначале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо по центру вала; затем надевают распорные кольца и устанавливают подшипники, нагретые в масле. Со стороны выходного вала надеваем крышку. Собранный вал укладывают в основание.

После этого на валы надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок.

Перед поставкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.

Надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком. Затягивают болты и винты.

Устанавливают маслоуказатель, прижав его винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Заливают в корпус масло и закрывают крышку-отдушку с прокладкой: закрывают крышку винами.

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде в соответствии с техническими условиями.

Заключение

В курсовой работе разработан червячный одноступенчатый редуктор с нижним расположением червяка.

На основании кинематического расчета выбран электродвигатель типа 4АМ100L4J3, определено передаточное число и частота вращения.

Подобран материал для изготовления червяка и червячного колеса сталь 40Х. Выполнен проектный расчет валов, где определены силы, действующие в зацеплении, выбраны диаметры и длины ступеней валов, а также выполнена эскизная компоновка редуктора.

Произведен расчет корпуса, где определены габаритные размеры редуктора.

Подобраны подшипники качения. Шариковые радиальные для быстроходного и роликовые конические для тихоходного валов, долговечность которых удовлетворяет условию минимальной допустимости. Выбраны шпонки.

Проведен уточненный расчет валов, для которых коэффициенты запаса прочности для опасных сечений удовлетворяет условию усталостной прочности.

Выбран способ смазки, определен сорт масла И-Т-Д-68 в объеме 3 литров.

При проведении теплового расчета, удалось добиться нормального температурного режима работы редуктора с t_м=14,6 ^°С.

Разработаны в соответствии с заданием на проектирование необходимые чертежи.

В случаях эксплуатации редуктора в условиях повышенной запыленности рекомендуется использовать дополнительные прокладки и уплотнения, для предотвращения абразивного износа зубьев колес.

Библиографический список

1 Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин: Учеб. для машиностроит. спец. техникумов. Изд. 4-е, перераб. и доп. - М.: Высш. школа, 1987. - 383с., ил.

2 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд. 2-е, перераб. и доп. - Калининград: Янтар. сказ, 2003. - 454 с., ил., черт. - Б. ц.

3 Чернавский С.А., Снесарев Г.А. Проектирование механических передач. Учеб. пособие для техникумов. - М.: Машиностроение, 1984. - 560 с.

Размещено на Allbest.ru