Двухступенчатый червячно-цилиндрический редуктор

04 ┬тхфхэшх.doc

Привод является элементом большинства машин. Привод состоит из электродвигателя передач (открытых и закрытых) и крепежных элементов.
Закрытая зубчатая передача называется – редуктором. Двигатель привода служит для преобразования подводимой электроэнергии в механическую. Передачи служат для перемещения механической энергии на расстояние с изменением характеристик – понижением частоты вращения и повышением крутящего момента.
Целью курсового проектирования является получением студентом навыков проектирования и конструирования механизмов.
Для достижения поставленной цели в ходе курсовой работы решаются следующие задачи:
- изучение литературы по курсовому проектированию деталей машин;
- выполнение расчетов деталей машин (валов зубчатых колес шпонок);
- выполнение чертежей деталей машин.
В данном проекте рассматривается привод ленточного конвейера.
Привод состоит из: двигателя муфт закрытой зубчатой передачи (редуктор) барабана ленточного конвейера станины и крепежных элементов.

05 ╧╟.doc

1. Кинематический расчет привода выбор электродвигателя
Кинематическая схема привода приведена на рисунке 1
Определяем частоту вращения на выходном валу редуктора (n3)
n3 = 3 * 30 = 165*30314=1576 обмин
Определим мощность на выходном валу редуктора (N3)
N3= n3 * T3955 = 1576 *500955 = 8253 кВт
Определим мощность на валу двигателя (Nдв)
где - коэффициент полезного действия привода (КПД);
N3 - мощность на выходном валу привода.
. Определяем КПД редуктора ()
где з - КПД зубчатых колес;
п – КПД подшипников;
ч – КПД червячной передачи.
По рекомендациям стр. 5 [1] принимаем з=098 п=099 ч=08 м=096
=096*0993*098*08=073
Для привода по мощности и частоте вращения выбираем по табл. П61 стр. 392 [2]) двигатель марки 4А132М2У3 (ГОСТ 19523-71) с характеристиками:
- номинальная мощность Nдв= 11 кВт
- частота вращения n=2910 обмин
Определим передаточное число редуктора (u):
где nдв – число оборотов вала двигателя;
n3 – число оборотов выходного вала редуктора;
Передаточное число привода распределим следующим образом по ступеням:
- Передаточное число червячной передачи uч=9;
- Передаточное цилиндрической передачи uц=2;
Определяем фактическое передаточное число uф:
Произведем кинематический расчет привода. Определим частоты вращения ( n ) крутящие моменты (Т) на валах привода.
Вал электродвигателя:
Т =955* 11000 2910=361 Нм
Ведущий вал редуктора:
= *n30=314*291030=30458 рс
Т1 = Т * м = 361*096 =346 Нм
Промежуточный вал редуктора:
n2 = n1uз=29109=3233 обмин
Т2= Т1* ч*п2 * uч= 346* 08*0992*9=2442 Нм
Выходной вал редуктора:
n3 = n2uз=32332=1616 обмин
Т3= Т2* з*п2 * uз= 2442* 098*0992*2=4691 Нм
Определим процент ошибки подбора элементов и параметров привода по частоте вращения ():
=( n4ф – n4 n4)*100 % 4 %
= (1616 – 15761576)*100%=25 % 4 %
Рисунок 1. Кинематическая схема привода
Расчет червячной передачи
1 Выбор материала определение допускаемых напряжений
Расчет проведен по формулам стр. 180-200 [2]
Для червяка назначаем нормализованную сталь 45 с поверхностной закалкой ТВЧ до твердости ≥НRC 45 и последующей шлифовкой витков червяка. Определяем предел прочности для стали 45 при d=100 мм.
Определяем предел выносливости материала ( -1)
где в’ - предел прочности МПа.
Определяем допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле напряжений ([и]-1)
[и]-1=[ -1([n]*K)]*kри
где [n] – коэффициент запаса прочности;
kри – коэффициент режима нагрузки при расчете на изгиб;
K – эффективный коэффициент концентрации напряжений.
[и]-1=[ 25327(2*2)]*1=633 МПа
По табл. П38 стр.376 [2] принимаем для венца червячного колеса безоловянную бронзу марки АЖ9-4 отливка в землю в"=400МПа
("FP)-1=016*"В=016*400=64 Мпа
Определяем скорость скольжения червяка (VS)
VS(002 005) 30458=(600 1520)мс
Ориентировочно принимаем VS=10 мс
По табл. П38 [2] определяемое допускаемое контактное напряжение
для зубьев червячного колеса
2 Определение основных параметров передачи и сил действующих
Определяем число зубьев червяка и червячного колеса z1=2
Определяем значение коэффициента диаметра червяка (g)
Вычисляем межосевое расстояние (aw)
aw≥(g+ z2)* 3 = (10+18)* 3= 03 м
Z2 – число зубьев червячного колеса;
нр – допускаемое контактное напряжение зубьев червячного колеса
Принимаем aw=315 мм (ГОСТ 2144-76)
Определяем расчетный модуль
m=2*315(10+18)=225 мм принимаем по ГОСТ 2144-76 m=200 мм
Вычисляем делительные диаметры (d) диаметры впадин (df) и диаметры вершин зубьев (da) червяка и колеса
d1=mg=200*10=2000 мм
da1= d1+2m=2000+400=2400 мм
df1= d1-24m=2000-24*200=1520 мм
d2=m*Z2=200*18=360 мм
da2= d2+2m=360+2*200=4000 мм
df2= d2+24m=360-24*200=3120 мм
Уточняем межосевое расстояние
aw = (200+360) 2 = 2800 мм
Определяем ширину венца червячного колеса (b2)
Определяем наибольший диаметр червячного колеса (dam2)
dam2≤4000+15*200=428 мм
Уточняем скорость скольжения червяка (Vs) допускаемое контактное напряжение (пр) КПД редуктора () назначает степень точности передачи.
Определяем угол трения (ρ ') по табл. П34 стр. 375 [2]
Vs=(m*12000)* =(20*304582000)* =10 мс
нр=295-25*Vs=295-25*10=45 МПа
По табл. П34 с учетом примечания 2 [2]
ρ '= ρ 'табл*15=2о15'
По табл. П36 при z1=2 g=10 угол подъема витка червяка γ=11о9'
Вычисляем КПД редуктора ()
=095*tg*γtg *(γ+ ρ') (19)
=095*tg*11о9'tg *(11о9'+2о15')=08
По табл. 2 стр. 96 [2] принимаем 9-ю степень точности передачи.
Определяем силы действующие в зацеплении
Окружная сила на колесе и осевая на червяке (Ft2 Fa1)
Ft2= Fa1=2Т2d2=2*2443036=1357 Н
Окружная сила на червяке и осевая сила на колесе (Ft1 Fa2)
Ft1= Fa2= Ft2*tg*(γ+ ')
Ft1= Fa2=1357*tg*(11о9'+2о15')=318 Н
Радиальная сила (Fr)
3 Проверка прочности и жесткости червяка
Для повышения жесткости и снижения производственных затрат червяк
изготовляем вместе с валом.
Для фиксирования валов используем радиально-упорные подшипники.
Определяем расстояние от подшипников до места приложения сил на червяке
a1(420-20 40)2=(400 380)2=200 190
Вычеркиваем схему нагружения вала червяка и определяем реакции опор в вертикальной плоскости y0z от силы Fa1
Ма= -Fr*a1 - Fa1*05d1+Ув*2a1=0
Ув= Fr2+ Fa1*d1(4a1)=4932+1357*200(4*100)=925 Н
Мв=-Уа*2a1-Fa1 *05d1+ Fra1=0
Уа= (Fr2)-Fa1*d1(4a1)=4932-1357*200(4*100)=-432 Н
Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости ХО2 от силы Ft1
Ха=Хв=Ft12=3182=159 Н
Крутящий момент Т1=346 Н.м
Определяем размер изгибающих моментов в характерных точках сечения
Ма=Мв=0 Мсл=Уа*a1=-432*01=-432 Нм
Mcп = Yв *а1 = 925*01 =925 Hм
Вычисляем изгибающие моменты плоскости ОX .
Mc = ХВ *а1 =159*01= 159 Hм Ma = Mв =0
Вычисляем суммарный изгибающий момент (Ми).
Вычисляем напряжение вала на изгиб (и).
и = 32* Ми ( *df13 )
и = 32* 938 ( *01523)=027 МПа
Определяем напряжение вала на кручение (k)
k = 16*Т1 ( *df13 )= 16*346 (314*01523)= 005 МПа
Определяем эквивалентное напряжение (э) и сравним с допускаемым [и]-1.
э = = 029 МПа 633 МПа
Проверяем червяк на жесткость определяем силу изгибающую червяк (F)
Определяем расстояние между точками приложения реакций (l)
Определяем допускаемый прогиб червяка [f]
[f]=(0005 001)*20=(01 02) мм
Определяем наименьший осевой момент инерции поперечного сечения С червяка (Ix)
Ix=*df1464=314* 0152464=16*10-6 м4
Определяем прогиб червяка (f)
f=Fa2*l2(48*E*Ix*l)= 13572*022(48*26*1011*16*10-6)=0023 мм [f]=(01 02) мм
4 Проверка зубьев червячного зацепления на контактную выносливость
где ZМ - коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных поверхностей;
К - коэффициент учитывающий условный угол охвата колеса червяком;
Кн – коэффициент нагрузки.
где Кн – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца зубчатого колеса;
Кнv - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении.
где =2*arcsin(b2(d1+15*m)= 2*arcsin(150(200+15*20))=8125’
К=8125’(85*cos11о9')=097
H=225*103* =174 МПа HP=45 МПа
4 Проверка зубьев червячного зацепления на изгибную выносливость
F= YF* КF* Ft(g* К * m2) ≤ FP(30)
где YF – коэффициент формы зуба;
КF – коэффициент нагрузки
g – коэфиициент диаметра червяка.
Вычисляем эквивалентное число зубьев (Zv)
Zv=Z2cos3γ=18 cos311о9'=19
Для Zv =19 определяем коэффициент формы зуба YF=198
F= 198* 135* 318(10* 099 * (20*10-3)2)= 021 МПа ≤ FP=64 МПа
Расчет зубчатой передачи привода
Расчет проведен по формулам стр. 80-90 [2]
По табл. П21 (стр. 369 [2]) и П28 (стр. 371 [2]) выбираем материал зубчатой передачи – сталь 45 с термообработкой – нормализация с характеристиками:
-твердость НВ 180 220;
-допускаемое контактное напряжение (°HP) – 420 МПа;
-база испытаний напряжений соответствующая длительному пределу выносливости (NH°) – 6*107;
-допускаемое напряжение (°FP) – 210 МПа;
Определяем допускаемое контактное напряжение (HP)
где KHL – коэффициент циклической долговечности
где NНЕ – относительное эквивалентное число циклов напряжения
NНЕ = NFЕ =60*19000*1616 обмин=184*107
При выполнении условия NН Е ≥ NH° допускается KHL принимать равным 1
Определяем допускаемое напряжение на изгибную выносливость (FP)
где KFL- коэффициент циклической долговечности
При выполнении условия NFЕ ≥ NF° KFL принимается равным 1.
Определяем относительное эквивалентное число циклов напряжения (NFЕ)
NFЕ = NНЕ = 184*108
Таким образом NFЕ > NF° следовательно KFL принимается равным 1.
Определяем межосевое расстояние передачи (aw):
где ka – числовой коэффициент;
КНВ – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса;
ва - коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния;
ka = 4300 - для стальных косозубых зубчатых колес
Определяем коэффициент ширины зубчатого колеса (вd )
По табл. П25 стр. 369 [2] определяем КНВ. КНВ=105
aw≥4300*(2+1)* = 0157 м
Принимаем aw=160 мм (СТ СЭВ 229-75)
Определяем нормальный модуль передачи (mn)
mn = (001 002)*160=(16 32) мм
Принимаем mn=25 мм (CT СЭВ 310 – 76) (Табл. П23 стр. 369 [2])
Назначаем угол наклона линии зуба ()
Определим число зубьев шестерни (z1)
z1= 2* aw*cos (mn*( u +1))
z1= 2* 160*cos 15 (25 *( 2 +1))=412
Определим число зубьев колеса (z2)
Уточняем передаточное число и угол наклона линии зуба:
cos = mn* z1*(u +1) (2* aw)=25*41*(2+1)(2*160)=0962
Частоту вращения и угловую скорость промежуточного вала не уточняем
Определяем размер окружного модуля mt:
Вычисляем делительные диаметры (d) диаметры вершин зубьев (da) и диаметры впадин ( df ) шестерни и колеса:
d1 = mt*z1 = 26 *41 = 1066 мм
da1 = d1 + 2mn = 1066 +2*25=1116 мм
df1 = d1 – 24mn =1066–24*25=1006 мм
d2 = mt*z2 = 26*82 = 2132 мм
da2 = d2 + 2mn = 2132+2*25=2182 мм
df2 = d2 – 24mn = 2132–24*25=2072 мм
Уточняем межосевое расстояние:
aw = (1066+2072)*05 = 1569 мм
Определяем ширину зубчатых колес ( В ):
В = 04*1569= 6276 мм
Принимаем ширину шестерни В1 = 65 мм ширину колеса В2 = 63 мм.
Определяем окружную скорость вращения колес (Vk):
Vk= * 1066*10-3 *323360=18 мс
По табл. 2 стр. 96 [2] назначается 9-я степень точности изготовления передачи
Определяем окружную силу действующую в зацеплении (Ft):
Ft=2*2443*1031066=4583 Н
Определяем осевую силу действующую в зацеплении (Fа):
Fа= 4583*tg 15846°=1300 Н
Определяем радиальную силу действующую в зацеплении (Fr):
где α-угол нарезки зуба. α=20°
Fr= 4583* tg20°0962=1734 Н
Проверочный расчет передачи на контактную выносливость. Определяем контактную выносливость зубьев
где ZН – коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев прини;
ZМ - коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных поверхностей;
Z - коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий;
Определяем коэффициент осевого перекрытия ():
=63*sin 15846°(* 25)=22
где α – коэффициент торцевого перекрытия
α[188-32*(1Z1+1Z2)]*cos
α[188-32*(141+182)]* 0962=17
где КНα - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
Кн – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца зубчатого колеса;
Кн= 105*101* 105=1113
H=17*274*103*0762* = 3789 МПа HP=420 МПа
Проверочный расчет на изгибную выносливость. Определяем изгибную выносливость зубьев
F= YF* Y* КF* Ft(b* mn) ≤ FP
Y – коэффициент учитывающий наклон зуба неравномерность эпюры нагрузки и работу зуба как пластины а не как балки
Определяем YF по табл. П27 (стр. 370 [2]) YF=43
где КF – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца зубчатого колеса; КFV - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении; КFα -- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
КF = 125* 102* 1=1275
Y=1- 15846°140°=0887
F= 43* 0887* 1275* 4583(0063* 00025) =1418 МПа ≤ FP=210 МПа
Проверочный расчет завершен
Ориентировочный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатой пары
Определяем диаметр выходного конца ведущего вала (d).
где [к] – допускаемое касательное напряжение МПа
[к] = 20 40МПа принимаем tK = 20 МПа
Принимаем диаметр выходного конца ведущего вала равным 35 мм. Диаметр вала электродвигателя равен 38 мм что удовлетворяет условию d=(1 08)* dэл
Диаметр вала под подшипники dп = 40 мм.
Определяем длину нарезанной части червяка (b1)
b1≥(11+006*18)*20+25=2666 мм
2 Промежуточный вал
[к] = 20 40МПа принимаем [к] = 25 МПа
Диаметр вала под подшипники принимаем равным 40 мм
Диаметр вала под насадку ступицы червячного колеса принимаем равным dвст =
Вычисляем конструктивные размеры червячного колеса по формулам приведенным на стр. 307-308 [2]
Диаметр ступицы червячного колеса (Dcт)
Dcт=16*dп=16*40=64 Принимаем Dcт=65 мм
Толщина венца червячного колеса ()
e=05*b2=01*150=15 мм
Длина ступицы червячного колеса (lcт)
Принимаем диаметр выходного конца тихоходного вала равным 50 мм
Диаметр вала под подшипники принимаем равным 55 мм
Диаметр вала под насадку ступицы зубчатого колеса принимаем равным dвст =
Вычисляем конструктивные размеры зубчатого колеса по формулам приведенным на стр. 307-308 [2]
Диаметр ступицы (Dст).
Dст (15 17)* dвст = (15 17)*60=(90 102) мм
Принимаем Dст = 95 мм
Определяем длину ступицы ( lст) :
lст (07 18)* dвст = (07 18)*60= (42 108) мм
Принимаем lст = 100 мм.
Толщина обода 0(25 4)* m=(25 4)* 25=(625 10) мм
Толщина диска е(02 03)* b2=(02 03)* 63=(126 189) мм
Определение конструктивных размеров элементов корпуса и крышки редуктора
Вычисляем конструктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора по формулам приведенным на стр. 308-309 [2]
Назначаем изготовление корпуса и крышки редуктора литьем из серого чугуна.
Определяем толщину стенки корпуса редуктора ().
где аw – максимальное межосевое расстояние
= 0025*280+1 5 = 8 13 мм
Определяем толщину стенки крышки редуктора (1).
002* аw +1..5 = 002*280+1 5= 66 106 мм
Определим толщину верхнего и нижнего поясов редуктора (S).
S = 15* = 15*10 = 15 мм.
Определим толщину нижнего пояса корпуса редуктора (t).
t = (2 25)* = (2 25)*9 = (18 225) мм.
Определим толщину ребер жесткости корпуса редуктора ( С ):
С 0.85* = 0.85*10 = 8.5
Определим диаметр фундаментных болтов (dф).
dф = (15 25)* = (15 25)*10 = 15 25
Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой редуктора около подшипников dкп=07* dф=07*20= 14 мм
Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой редуктора на периферии dпп= 12 мм
Определение конструктивных размеров валов подшипниковых узлов.
Предварительная компоновка редуктора
Определяем зазор между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом шестерни или колеса (y).
y (05 15)* = (05 15)*10 = (4 12) мм .
Расстояние между внутренней стенкой корпуса (крышки) редуктора и окружностью вершины зубьев колеса и шестерни (y1).
y1 = (15 3)* 1 = (15 3)*9= (135 27)
Определим длину выходного конца быстроходного вала (l1).
l1 = 60 мм что соответствует длине подходящей втулочно-пальцевой полумуфты
Определяем длину выходного конца тихоходного открытого вала (l2).
l3=(15 2)*d3 = (15 2)*50 = (75 100) мм .
Назначаем подшипники для валов.
Для ведущего вала назначаем роликовые радиально-упорные подшипники 7308 (ГОСТ 333-71)
Для промежуточного вала назначаем роликовые радиально-упорные подшипники 7308 (ГОСТ 333-71)
Для выходного вала назначаем шариковые радиальные подшипники 7311 (ГОСТ 8338-75)
Предварительная компоновка редуктора приведена в приложении
Определяем расстояния между точками приложения сил по длине тихоходного вала
Х1=Х2=ВЦ2+y=10+1002=60 мм
Х4 = y+ lcтЧ2 = 10+802=50 мм
Х5=lcтЧ2+10+ lcтЦ2=802+10+1002=90 мм
Х3= Х5+ Х4= 90 + 50 = 140 мм
Проверка прочности валов
Промежуточный вал изготовляется из стали 45 с в=880 МПа.
Определяем предел выносливости вала при симметричном цикле изгиба (-1)
-1043* 880 МПа=3784 МПа
Определяем допустимое напряжение изгиба при симметричном цикле ([и]-1)
K – эффективный коэффициент концентрации напряжений;
kрu – коэффициент режима нагрузки при расчете на изгиб
Примем [n]=22; K=22; kрu=1 (стр. 195 [2])
Схема нагружения промежуточного вала и эпюры изгибающих и крутящих моментов моментов приведены на рисунке 4
Рисунок 4 – эпюры изгибающих и крутящего моментов промежуточного вала
Определяем реакции в вертикальной плоскости :
Ма=Fr *x2+Fa *05*d1- Fr 2*(x2+ x5)-Fa 2*05*d2+ YB*( x4+x2+ x5)=0
YB=- (Fr *x2+Fa *05*d1- Fr 2 *(x2+ x5)-Fa 2 *05*dm2)( x4+x2+ x5)= - (17345 *60+1300 *05*1066 - 493 *(60+90)-318*05*420)(50+60+90)=-1628 Н
МВ= -Fr *(x5+ x4)+Fa *05*d1 + Fr 2 *x4 -Fa 2 *05*d2 - YА*( x4+x2+ x5)=0
Yа=( -Fr *( x5+ x4)+Fa *05*d1 + Fr 2 *x4 -Fa 2 *05*d2) (x4+x2+ x5)= (-1734 *(90+ 50)+1300 *05*1066 + 493*50-318 *05*360) (50+60+90)= -10303 Н
Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости.
Ма=Ft*x2 - Ft2*(x2+ x5) +ХB*( x4+x2+ x5)=0
ХB=-(Ft*x2-Ft2*(x2+ x5))(x4+x2+x5)=-(4583*60-1357*(60+90)(50+60+90)=-35715 Н
МВ=-ХА*( x4+x2+ x5)- Ft * (x4+ x2) + Ft2*x4= 0
ХА= (-Ft* (x4+ x2) + Ft2*x4)( x4+x2+ x5)=( -4583* (50+60)+1357*50)(50+60+90)=-21814 Н
Вычисляем изгибающие моменты плоскости ОУ .
Ma = Mв =0 Mcл = Yа *x2 = - 10303*006=- 6182 Hм
Mcп = - Yа *(x2+ x5) - Fr *x5+ Fa *05*d1=10303*(006+009)-1734*009+1300*05* 01066=6929 Hм
MDп = -Yв *x2 = 1628 *006=98 Hм
MDл = -Yв *(x4 + x5) +Fr 2* x5 - Fa 2 *05*dm2 = 1628* (005+009)+1734*009-318*05*042=112 Hм
Mc = ХА *x2 =-21814*006= - 1309 Hм
MD = ХB *x4 = -35715 *005=-1785 Нм
Наиболее опасным является сечение С. Для этого сечения производим дальнейший расчет.
Вычисляем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении С (Ми).
и = 32* Ми ( * df13 )
и = 32* 1481 ( *01063)=12 МПа
k = 16*Т2 ( * df13 )= 16*2443 (314*0 1063)= 105 МПа
э = = 24 МПа 633 МПа
Для выходного вала принимаем в качестве материала сталь 45 с обработкой- нормализациией.
Характеристики подраздел 6.1
Определяем допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле напряжений ([ и]-1)
[ и]-1=[ -1([n]*Kу)]*kри
[ и]-1=[ 25327(2*2)]*1=633 МПа
Схема нагрузки на вал и эпюры изгибающих и крутящих моментов приведены на рисунке 4
Ма=Fr*x3+Fa*05*d2+YB*( x1+x3)=0
YB=-(Fr*x3+Fa*05*d2)(x1+x3)=-(1734*140+1300*05*2132)(60+140)=-19067 Н
МВ= -Yа*( x1+x3)+Fa*05*d2-Fr*x1=0
Yа= (-Fr*x1+ Fa*d22) (x1+x3)= (-1734*60+ 1300*21322)(60+140) =1727 Н
Ма=Ft*x3 +ХB*( x1+x3)=0
ХB= -Ft*x3( x1+x3)=- 4583*140(140+60)=-32081 Н
МВ=-ХА*( x1+x3)- Ft* x6= 0
ХА= - Ft*x1( x1+x3)= -4583*60(140+60)=-13749 Н
Ma = Mв =0 Mcл = Yа *x3 = 1727*014= 24178 Hм
Mcп = Yв *x1 = -19067*006=-1144 Hм
Mc = ХА *x3 =-13749 * 0140= -1925 Hм
Вычисляем напряжение вала на изгиб ( и).
и = 32* Ми ( *dвст3 )
и = 32* 1169 ( *0063)=55 МПа
k = 16*Т3 ( * dвст 3 )= 16*4691 (314*0063)= 114 МПа
Определяем эквивалентное напряжение (уэ) и сравним с допускаемым [уи]-1.
э = = 2345 МПа 633 МПа 7. Выбор шпонок проверочный расчет шпоночных соединений
Для выходного конца ведущего вала с dв=35 мм принимаем призматическую шпонку 10х8х50 по СТ СЭВ 189-75 табл. П49 (стр. 385 [2])
Определяем расчетную длину шпонки со скругленными концами (lр)
Допускаемое напряжение смятия ([см]) принимаем 100 МПа
Определяем напряжение смятия шпонки (см)
см=44*346(0035*0008*0042)=129 МПа [см]
Для соединения промежуточный вал – червячное колесо с dв=45 мм принимаем призматическую шпонку 14х9х70 по СТ СЭВ 189-75
см=44*2443(0045*0009*0056)=6016 МПа [см]
Для соединения выходной вал – зубчатое колесо с dв=60 мм принимаем призматическую шпонку 18х11х80 по СТ СЭВ 189-75
Допускаемое напряжение смятия ([см]) принимаем 80 МПа
см=44*4691(006*0011*0062)=504 МПа [см]
Для выходного конца ведомого вала с d2=50 мм принимаем призматическую шпонку 14х9х70 по СТ СЭВ 189-75
см=44*4691(005*0014*0056)=526 МПа [см]
Проверочный расчет подшипников
1 Расчет подшипников быстроходного вала
Для ведущего вала приняты подшипники роликовые конические однорядные (ГОСТ 333-71) серии 7308
Определяем суммарные радиальные нагрузки на опоры А (FRА) и В (FRВ)
Определим осевые составляющие реакции в роликоподшипников от действия радиальных сил (S)
SА=083*0278*460 Н=1061 Н
SВ=083*0278*8535 Н=2372 Н
Определяем суммарные осевые нагрузки FаА и FаВ
-SВ+ SА - Fa =-2372+1061-357>0
FаВ= SА + Fa =1061+357 = 4631 Н
Наиболее нагруженной является опора В. Для нее проводим дальнейший расчет
Определяем требуемое значение динамической грузоподьемности (Стр)
Стр=(Х*V* FR + Y* Fа)*K*Кт*(6*10-5*n*Lh)1α
Принимаем К=1 (для спокойных нагрузок) КТ=1 Lh=9000 ч V=1 α=103
Определяем Y Х для опоры А
Fа(Fr*V)= 4631(940*1)> e
Определяем динамическую грузоподъемность подшипника опоры А (СтрА)
Стр=(04*1*940+1187*4631)*1*1*(6*10-5*2910*9000)310=105*103 598*103Н
2 Проверочный расчет подшипников промежуточного вала
Так как наиболее нагруженной является опора А дальнейший расчет проводим для нее
Определим осевые составляющие реакций в подшипниках от действия радиальных сил (S)
SА=0278*24125 Н=6077 Н
SВ=0278*3925 Н=1091 Н
Определяем суммарную осевую нагрузку FаА
-SВ+ SА - Fa Ц + Fa Ч =-1091+6077-1300+31890
FаA= SB + Fa Ч =1091+3189= 428 Н
Определяем требуемое значение статической грузоподьемности (Стр)
где Х – коэффициент радиальной нагрузки;
V- коэффициент вращения;
К – коэффициент безопасности;
КТ – температурный коэффициент;
n – частота вращения мин –1;
Lh – долговечность подшипника ч;
α – величина зависящая от формы кривой контактной усталости
Принимаем К=1 (для спокойных нагрузок) КТ=1 Lh=1*104 ч V=1 α=103
Fа(Fr*V)= 4281(24125*1)=017e
Определяем статическую грузоподъемность подшипника опоры А (СтрА)
Стр=(1*1*24125)*1*1*(6*10-5*3233*9*103)310=99*103 598*103Н
3 Расчет подшипников ведомого вала
Для промежуточного вала приняты подшипники роликовые конические однорядные (ГОСТ 333-71) серии 7311
Наиболее нагруженной является опора В для нее выполняем проверочный расчет
SА=083*0332*13857 Н=3818 Н
SВ=083*0332*3732 Н=10284 Н
Определяем суммарную осевую нагрузку FаВ
SВ- SА + Fa Ц =10284-3818+1300>0
Принимаем К=1 (для спокойных нагрузок) КТ=1 Lh=36*104 ч V=1 α=103
Определяем Y Х для опоры В
Fа(Fr*V)= 10284(3732*1)>e
СтрА=(1*1*3732+ 0)*1*1*(6*10-5*1616*9000)310=165*103 100*103
Смазка закрытых зубчатых зацеплений осуществляется из картера редуктора. Тип смазочного материала – масло 5238 (ГОСТ 6411-76). Для контроля уровня масла предусмотрен жезловой маслоуказатель для слива – сливное отверстие с пробкой для залива – смотровой лючок.
Определяем количество масла в картере ( V ).
где N1 = мощность двигателя кВт.
V = (04 08)*11 = (44 88) л.
Смазка подшипников осуществляется масляным туманом образуемым при окунании зубчатых колес в масло
В результате выполнения курсового проекта спроектирован привод состоящий из электродвигателя 4А132М2У3 червячно-цилиндрического редуктора муфты упругой втулочно-пальцевой рамы крепежных элементов. Мощность подводимая к приводу 11 кВт; передаточное число привода 16; габаритные размеры привода 1440х520х890 мм. Погрешность проектирования определенная по частоте вращения выходного вала не превышает 4 %. Крутящий момент на выходном валу 4691 Нм. Угловая скорость вращения выходного вала 1691 рс Литература
Курсовое проектирование деталей машин :
Учеб. пособие для техникумов С.А. Чернавский Г.М. Нукович.
- М : Машиностроение 1980г.
Детали машин : учеб. пособие для учащихся техникумов. – 2 - е изд.. Устюгов Н.Н. – М. : Высшая школа 1981г.
Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов : учеб. пособие – М. : Высшая школа 1981г.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х томах. Издание 5-е переработанное. – М.: Машиностроение 1978

╟рфрэшх эр ъєЁёютє■ ЁрсюЄє.doc

Задание на курсовой проект
Задание №17 вариант 0
Спроектировать привод с червячно-цилиндрическим редуктором. Крутящий момент на выходном валу редуктора 500 Нм при угловой скорости 165 рс. Срок службы редуктора 19000 часов.
Быстроходная ступень – червячная тихоходная - косозубая
Представить пояснительную записку с расчетом привода сборочный чертеж редуктора на листе формата А1 чертеж общего вида привода на листе формата А1 рабочие чертежи деталей

01 ╥шЄєы№э√щ ышёЄ.doc

Министерство образования и профессионального образования Российской Федерации
Вятская государственная сельскохозяйственная академия
Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине «детали машин» на тему: «проектирование привода с червячно-цилиндрическим редуктором»

03 ╤юфхЁцрэшх.doc

Кинематический расчет привода выбор электродвигателя
Расчет червячной передачи
Расчет зубчатой цилиндрической передачи
Ориентировочный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатой пары
Определение конструктивных размеров элементов корпуса и крышки редуктора
Определение конструктивных размеров валов подшипниковых узлов разработка предварительной компоновки редуктора
Проверка прочности валов
Выбор шпонок проверочный расчет шпоночных соединений
Проверочный расчет подшипников
Выбор системы смазки и смазочных материалов

╤сюЁюўэ√щ ўхЁЄхц ЁхфєъЄюЁр_recover.dwg

Уфимский государственный
технический университет
После обкатки проверить пятно обкатки на червячном колесе
После сборки редуктор подвергнуть обкатке в течении 2-х часов
Полость картера заполнить маслом И-Т-Д-100 ГОСТ 17479.4-87
Техническая характеристика
Температура масла после обкатки не должна превышать 80 градусов Цельсия
Частота вращения выходного вала
Технические требования
Температура подшипников после обкатки не должна превышать 80 градусов
поверхность окрасить водостойкой краской
Внутриннею поверхность редуктора окрасить маслостойкой краской
. Подводимая мощность
А5 280х180 ГОСТ 82-70
А5 325х140 ГОСТ 82-70
Откланеня от параллельности поверхностей не более 0
Неуказанные предельные отклонения размеров отверстий - по Н14
h14 остальных по iT152
Полость картера заполнить маслом 52
Наружнюю поверхность окрасить водостойкой краской
Уплотнение сальниковое
Пояснительная записка
Муфта упругая втулочно-
пальцевая 250-40-I.1-Т2
Неуказанные радиусы скруглений 1 мм
Нецилиндричность и некруглость поверхностей валов не более 0