Расчет червячного редуктора

детали редуктора.dwg

Техническая характеристика
Мощность двигателя Р=55кВт.
Частота вращения быстроходного вала n= 1500 обмин.
Частота вращения тихоходного вала п4= 93
Передаточное число редуктора U=16
Вращающий момент на тихоходном валу редуктора М4=4256 Нм.
На поверхностях разъема устранить вмятины
просушить и окрасить изнутри маслостойкой
а снаружи - масляной краской серого или салатного цвета.
искусственному старению.
После окончательной механической обработки корпус тщательно
После предварительной механической обработки корпус подвергнуть
Неуказанные предельные отклонения размеров:
охватывающих- охватываемых- прочих- ±IT142
Проф. зуба по ГОСТ 591-69 без смещ.
Класс точн. по ГОСТ 591-69
Допуск на разн. шагов
Радиальное биение окружности впадин
Торцевое биение зубчатого венца
Расст. м-у вн. пласт.
Коэффициент смещения
Дел.толщ.витк.по хорд.
h 0.8 1.2. HRC э30min
КР ДМ 2009 051 03 00 00 СБ
НФ БГТУ им. В.Г. Шухова
КР ДМ 2009 051 00 00 12
Компановка червяного редуктора
КР ДМ 2009 051 00 00 00
КР ДМ 2009 051 00 00 00
Чугун СЧ-15 ГОСТ1412-88
КР ДМ 2009 051 00 00 02
*-размер для справок:
КР ДМ 2009 051 00 00 12
КР ДМ 2009 051 03 00 00 СБ
КР ДМ 2009 051 00 00 02
Разраб. Слесарев В.О.
КР ДМ 2009 051 03 01 00
КР ДМ 2009 051 03 02 00
Болт М6х12 ГОСТ 7798-70
КР ДМ 2009 051 03 00 00
КР ДМ 2009 051 00 00 00 СБ

Общий вид.dwg

КР ДМ 2009 051 00 00 00 СБ
НФ БГТУ им. В.Г. Шухова
Штифт 10п6х50 ГОСТ3129-70
Подшипник7512 ГОСТ8333-79
Шпонка 20х12х32 ГОСТ23360-78
Шпонка 14х9х45 ГОСТ23360-78
Шпонка 8х7х32 ГОСТ23360-78
Болт М10х16 ГОСТ 7798-70
Подшипник7306 ГОСТ8333-79
Гайка М12.6. ГОСТ5915-70
Гайка М10.6. ГОСТ5915-70
Болт М12х16 ГОСТ 7798-70
Разраб. Слесарев В.О.
КР ДМ 2009 051 01 00 00
КР ДМ 2009 051 02 00 00
КР ДМ 2009 051 03 00 00
КР ДМ 2009 051 00 00 01
КР ДМ 2009 051 00 00 02
КР ДМ 2009 051 00 00 03
КР ДМ 2009 051 09 00 00
КР ДМ 2009 051 00 00 06
КР ДМ 2009 051 00 00 07
КР ДМ 2009 051 00 00 08
КР ДМ 2009 051 00 00 09
КР ДМ 2009 051 00 00 10
КР ДМ 2009 051 00 00 11
КР ДМ 2009 051 00 00 12
КР ДМ 2009 051 00 00 04
КР ДМ 2009 051 00 00 05
КР ДМ 2009 051 00 00 13
КР ДМ 2009 051 00 00 14
КР ДМ 2009 051 00 00 00
После предварительной механической обработки детали корпуса подвергнуть
После окончательной механической обработки детали корпуса тщательно
а снаружи - масляной краской серого или салатного цвета.
Перед пуском в эксплуатацию в редуктор залить 5 л жидкой смазки типа И-Г-С-150
в подшипники заложить густую смазку типа ЦИАТИМ-201.
просушить и окрасить изнутри маслостойкой
искусственному старению.
Технические требования
Техническая характеристика
Мощность двигателя Р=5
Частота вращения быстроходного вала n= 657 обмин.
Частота вращения тихоходного вала п2= 65
Передаточное число редуктора U=10
Вращающий момент на тихоходном валу редуктора М2=530

Курсовай ДМиОК.doc

Выбор электродвигателя и кинематический расчет6
1 Исходные данные для расчета6
2 Определение требуемой мощности электродвигателя6
3 Определение ориентировочной частоты вращения вала
4 Определение действительных передаточных отношений7
5 Определяем частоты вращения и угловые скорости валов8
Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов валов9
1 Определяем мощности на валах9
2 Определяем вращающие моменты на валах9
Расчет червячной передачи 10
2 Выбор материала червяка и червячного колеса10
3 Предварительный расчет передачи10
4 Расчет геометрических размеров и параметров передачи12
5 Проверочный расчет14
Предварительный расчет диаметров валов17
1 Расчет ведущего вала17
2 Расчет тихоходного вала17
Подбор и проверочный расчет муфты19
Предварительный выбор подшипников20
Компоновочная схема21
Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений22
1 Соединение быстроходный вал – полумуфта МУВП22
2 Соединение тихоходный вал – полумуфта22
3 Соединение тихоходный вал – ступица червячного колеса23
Расчет валов на сложное сопротивление24
1 Исходные данные для расчета24
2 Расчет ведущего вала – червяка25
3 Расчет ведомого вала29
Расчет валов на выносливость33
Расчет подшипников на долговечность37
1 Расчет подшипников червяка на долговечность37
1 Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность39
Выбор системы и вида смазки43
Расчет основных элементов корпуса45
Сборка и регулировка редуктора46
Назначение квалитетов точности шероховатости поверхности
отклонений формы и взаимного расположения поверхностей47
Тепловой расчет редуктора48
В червячном редукторе увеличение крутящего момента и уменьшение угловой скорости выходного вала происходит за счет преобразования энергии заключенной в высокой угловой скорости и низком крутящем моменте на входном валу. Двигатель со встроенным червячным редуктором называют червячным мотор-редуктором.
Наиболее распространены одноступенчатые червячные редукторы. При больших передаточных числах применяют либо двухступенчатые червячные редукторы либо комбинированные червячно-зубчатые или зубчато-червячные редукторы. В одноступенчатых червячных редукторах червяк может располагаться под колесом над колесом горизонтально сбоку колеса и вертикально сбоку колеса. Выбор схемы червячного редуктора определяется требованиями компоновки. Червячные редукторы с нижним расположением червяка применяют при v1 5 мс с верхним - при v1> 5 мс. В червячных редукторах с боковым расположением червяка смазка подшипников вертикальных валов затруднена.
В червячных редукторах для повышения сопротивления заеданию применяют более вязкие масла чем в зубчатых редукторах. При скоростях скольжения Vск7 10мс смазку червячных передач редукторов осуществляют окунанием червяка или колеса в масляную ванну. При нижнем расположении червяка уровень масла в ванне должен проходить по центру нижнего шарика или ролика подшипника качения а червяк должен быть погружен в масло примерно на высоту витка. Если уровень масла устанавливают по подшипникам и червяк не окунается в масло то на валу червяка устанавливают маслоразбрызгивающие кольца (крыльчатки) которые и подают масло на червяк и колесо. В червячных редукторах Vск>7 10 мс применяют циркуляционно-принудительную смазку при которой масло от насоса через фильтр и холодильник подаётся в зону зацепления.
В червячных редукторах используется червячная передача. Червячная передача состоит из винта называемого червяком и червячного колеса представляющего собой разновидность косозубого колеса.
Ведущее звено червячной передачи в большинстве случаев - червяк а ведомое — червячное колесо. Обратная передача зачастую невозможна - КПД червячного редуктора в совокупности с передаточным отношением вызывают самостопорение редутора.
По сравнению с обыкновенными зубчатыми передачами передаточное отношение (передаточное число) червячного редуктора может быть значительно большим. Так например при однозаходном червяке (z1=1) и червячном колесе с z2=100 передаточное число передачи u =100. При одном и том же передаточном числе червячный редуктор гораздо компактнее обыкновенной зубчатой передачи. Возможность осуществления большого передаточного числа при одной ступени передачи компактность плавность и бесшумность работы — основные достоинства редукторов с червячной передачей. Благодаря этим достоинствам червячные передачи широко применяют в подъёмно-транспортных машинах различных станках и некоторых других машинах. Передаточное число червячной передачи принимают обычно в пределах u = 8 90 но в специальных установках оно доходит до u=1000 и более.
В червячной передаче помимо потерь передаваемой мощности свойственных зубчатой передаче имеются потери мощности свойственные винтовой паре. Следовательно к. п. д. червячного редуктора значительно меньше что является основным недостатком червячных передач. К недостаткам относятся также склонность витков резьбы червяка и зубьев колеса к заеданию и необходимость применения для венцов червячных колёс дорогих антифрикционных материалов. Из-за этих недостатков червячные редукторы применяют значительно реже зубчатых и только для передачи небольших и средних мощностей обычно до 50 кВт и реже - до 200 кВт.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет
1 Исходные данные для расчета:
Спроектировать механизм передвижения тележки мостового крана. Грузоподъемность крана G скорость передвижения тележки V c грузом и масса тележки М даны в таблице 1 кинематическая схема механизма передвижения приведена на рисунке 1.
Таблица 1 – Характеристика механизма передвижения крана
Последняя цифра номера зачетной книжки
Рисунок 1 – Кинематическая схема механизма передвижения тележки.
По варианту №1 выбираем данные из таблицы. Сопротивление передвижению грузовой тележки складывается из трения в ее ходовой части:
где - суммарный вес перемещающихся масс(2.2)
Q=80 кН – масса поднимаемого груза
Q1=025Q=20 kH – масса подвески с канатом
GT=10Q=80kH – масса тележки.
f=01 – коэффициент трения в цапфах
К=005 – коэффициент трения качения колеса по рельсу
С=2 – коэффициент учитывающий сопротивление от трения реборд колеса о головки рельсов
R=125мм – радиус колеса
r=25 мм – радиус цапфы
а – угол наклона рельсового пути принимаем s cosa=10
FB – суммарная нагрузка от силы ветра (в помещении FB=0)
Потребная выходная мощность
где Vn – скорость передвижения =1000 0=08 – КПД механизма
Частота вращения выходного вала
2 Определение требуемой мощности электродвигателя.
- требуемая мощность электродвигателя(2.5)
где: - коэффициент полезного действия (КПД) общий.
- КПД червячной передачи
3 Определение ориентировочной частоты вращения вала электродвигателя
Определяем ориентировочную частоту вращения вала электродвигателя
где - выходная частота вращения вала рабочей машины
- общее передаточное число редуктора.
где - передаточное число червячной передачи.
Принимаем [3таблица 2.3]:
По требуемой мощности выбираем [2 т.3 таблица 29] электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии АИ закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 700мин-1 АИР112М4 с параметрами Рном = 55 кВт мин -1
4 Определение действительных передаточных отношений.
Определяем действительное передаточное соотношение из формулы (2.7)
Принимаем стандартное значение
5 Определяем частоты вращения и угловые скорости валов.
- число оборотов быстроходного вала;
- угловая скорость быстроходного вала;
- число оборотов тихоходного вала;
- угловая скорость тихоходного вала.
Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов валов
1 Определяем мощности на валах
Мощность двигателя -
Определяем мощность на быстроходном валу
Определяем мощность на тихоходном валу
2 Определяем вращающие моменты на валах.
Определяем вращающие моменты на валах двигателя быстроходном и тихоходном валах по формуле
Расчет червячной передачи
2 Выбор материала червяка и червячного колеса
Для червяка с учетом мощности передачи выбираем [1 c.211] сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.
Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения
Для венца червячного колеса примем бронзу БрА9Ж3Л отлитую в кокиль.
3 Предварительный расчет передачи
Определяем допускаемое контактное напряжение [1]:
[ н] =КHLСv09sв(4.2)
где Сv –коэффициент учитывающий износ материалов для Vs=239 он равен 121
sв- предел прочности при растяжении для БрА9Ж3Л sв=500
КHL - коэффициент долговечности
Lh – срок службы привода по условию Lh=10000ч
N=573х682х10000=39078600
[ н] =084х121х500=510
Число витков червяка Z1 принимаем в зависимости от передаточного числа при U = 10 принимаем Z1 = 4
Число зубьев червячного колеса Z2 = Z1 x U = 4 x 10 = 40
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 10;
Коэффициент нагрузки К = 12; [1]
Определяем межосевое расстояние [1 c.61]
Округляем до стандартного значения аw =90мм
Принимаем по ГОСТ2144-76 (таблица 4.1 и 4.2) стандартные значения
а также Z2 = 40 Z1 = 4
Тогда пересчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям m q и Z2:
Принимаем aw = 100 мм.
4 Расчет геометрических размеров и параметров передачи
Основные размеры червяка.:
Делительный диаметр червяка
Диаметры вершин и впадин витков червяка
Длина нарезной части шлифованного червяка [1]
Делительный угол подъема γ:
ha=m=4мм; hf=12 c=02x m=08мм.
Основные геометрические размеры червячного колеса [1]:
Делительный диаметр червячного колеса
Диаметры вершин и впадин зубьев червячного колеса
Наибольший диаметр червячного колеса
Ширина венца червячного колеса
Скорость скольжения зубьев [1 формула 4.15]
КПД редуктора с учетом потерь в опорах потерь на разбрызгивание и перемешивания масла [1 формула 4.14]
Уточняем вращающий момент на валу червячного колеса
По [1 таблица 4.7] выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv = 11
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки [1формула 4.26]
В этой формуле коэффициент деформации червяка при q =10 и Z1 =4 [1таблица 4.6]
При незначительных колебаниях нагрузки вспомогательный коэффициент Х=06
Коэффициент нагрузки
5 Проверочный расчет
Проверяем фактическое контактное напряжение
Проверяем прочность зубьев червячного колеса на изгиб.
Эквивалентное число зубьев.
Коэффициент формы зуба [1 таблица 4.5] YF = 219
Определяем окружные Ft осевые Fa и радиальные Fr силы в зацеплении соответственно на червяке и на колесе по формулам:
Данные расчетов сведены в таблицу 1.
Таблица 1 - Параметры червячной передачи
Делительный диаметр d мм
Диаметр вершин зубьев (витков)
Диаметр впадин зубьев (витков) df мм
Наибольший диаметр червячного колеса dаm мм
Длина нарезной части червяка (ширина винца)
Продолжение таблицы 1
Делительный угол подъема γ
Окружная скорость V мс
Скорость скольжения зубьев Vs мс
Предварительный расчет диаметров валов
1 Расчет ведущего вала
Ведущий вал – червяк (см.Рисунок2)
Рисунок 2 – Эскиз червяка
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении (согласно таблица 7.1 [2]):
По ГОСТ принимаем d1 =25мм
Диаметры подшипниковых шеек d2 =d1+2t=25+2х22=299мм
l1 =(12 15)d1 =14x25=35мм
l3 =(08 1)хdam=170мм
l4 – определим после выбора подшипника
2 Расчет тихоходного вала
Ведомый вал – вал червячного колеса (см. Рисунок3)
Рисунок 3 – Эскиз ведомого вала
Диаметр выходного конца
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d1 =50мм
Диаметры подшипниковых шеек d2 =d1+2t=50+2х28=556мм
d3= d2 +32r=60+32х3=696мм
d5= d3 +32r=71+96=80мм
l1 =(10 15)d1 =12х50=60мм
l2125d2 =125х60=75мм
l3 =(08..1)хdam=170мм
Подбор и проверочный расчет муфты
Определяем для муфты на выходном конце тихоходного вала расчетный момент Мр [3]:
где kр – коэффициент режима работы
Для грузовых тележек kр=125-15
Исходя из задания на курсовую работу расчетного момента и диаметра выходного вала d2=50мм выбираем [2т.2таблица 12] муфту цепную с однорядной цепью 1000-1-50-1-У3 ГОСТ20761-80. Материал полумуфт – сталь 45.
Проводим проверочный расчет муфты по условию
Все параметры муфты в норме.
Предварительный выбор подшипников
Предварительный выбор проводим по таблица 7.2.[2].
Так как межосевое расстояние составляет 100мм для червяка выбираем роликовые подшипники 7306 ГОСТ333-79 а для червячного колеса - 7512 ГОСТ333-79 (Рисунок4).
Рисунок 4 – Подшипник ГОСТ333-79.
Параметры подшипников приведены в таблице 2.
Таблица 2 – Параметры подшипников
Внутренний диаметр d мм
Наружный диаметр Dмм
Грузоподъемность Сr кН
Грузоподъемность С0r кН
Компоновочная схема.
Компоновочная схема редуктора с выбранными и рассчитанными размерами показана на Рисунок5.
Рисунок 5 – Компоновочная схема редуктора
Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений
Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [4].
Рисунок 6 – Сечение вала по шпонке
1 Соединение быстроходный вал – полумуфта МУВП
Для выходного конца быстроходного вала при d=25 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=8x7 мм2 при t=4мм.
При l1=35 мм выбираем длину шпонки l=32мм.
Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:
где Т – передаваемый момент Н×мм;
[s]см – допускаемое напряжение смятия.
С учетом того что на выходном конце быстроходного вала устанавливается шкив из чугуна СЧ20 ([s]см=70 100 Нмм2) вычисляем:
Условие выполняется.
2 Соединение тихоходный вал – полумуфта
Для выходного конца тихоходного вала при d=50 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14x9 мм2 при t=55мм.
При l1=60 мм выбираем длину шпонки l=45мм.
Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжения смятия и условия прочности с учетом материала полумуфты – ст.3 ([s]см=110 190 Нмм2) и Т2=748 Н×мм:
3 Соединение тихоходный вал – ступица червячного колеса
Для соединения тихоходного вала со ступицей червячного колеса при d=71 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=20x12 мм2 при t=75мм.
При l1=32 мм выбираем длину шпонки l=32мм.
Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжения смятия и условия прочности с учетом материала ступицы чугуна СЧ20 ([s]см=70 100 МПа) и Т2=748 Н×мм:
Выбранные данные сведены в таблица 3.
Таблица 3 – Параметры шпонок и шпоночных соединений
Глубина паза на валу t1мм
Глубина паза во втулке t2мм
Расчет валов на сложное сопротивление
1 Исходные данные для расчета
Составляем схему усилий действующих на валы червячного редуктора (Рисунок7):
Рисунок 7 - Схема усилий действующих на валы червячного редуктора
Определяем консольную нагрузку на муфте [1таблица 6.2]:
Для построения эпюр с учетом Рисунок5 данных таблица 1 и пункта 7 определяем расстояния прилагаемых сил (Рисунок8).
Рисунок 8 – Компоновочный эскиз вала
Все выбранные данные сводим в таблица 4.
Таблица 4 – Исходные данные для расчета валов
2 Расчет ведущего вала – червяка.
Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.
Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)
Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:
mа=8725·40×10-32=1745Н×м.
Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.
-RBy·(a+b)+Fr·a- mа=0
RBy=(Fr·0093- mа) 0186=(3176·0093-1745) 0186=6498Н
RАy·(a+b)-Fr·b- mа=0
RАy==(Fr·0093+ mа) 0186=(3176·0093+1745) 0186=25262Н
RАy- Fr+ RBy=2526-3176+650=0
Назначаем характерные точки 122’3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М2у=2526·0093=235Нм;
М2’у= М2у- mа(слева);
М2’у=235-1745=605Нм;
Строим эпюру изгибающих моментов Му Нм.
Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)
Fш·(a+b+с)-RВх·(a+b)- Ft·a=0;
32·(0093+0093+0067)-RВх·(0093+0093)-138·0093=0;
-RАх·(a+b)+Ft·b+Fш·с= 0;
RАх=(12834+82477)0186;
-RАх+ Ft- Fш+ RВх=-512+138-1232+1607=0
М2х=-512·0093=-476Нм;
М3х=-1232·0067=-825Нм
Строим эпюру изгибающих моментов Мх.
Определяем суммарные изгибающие моменты:
Определяем эквивалентные моменты:
Рисунок 9 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведущего вала
По рисунок 9 видно что наиболее опасным является сечение С-С ведущего вала.
3 Расчет ведомого вала
Расчет производим аналогично п.10.1.
mа=138·160×10-32=11Н×м.
RBy=(Fr·0042- mа) 0084=(3176·0042-11) 0084=145704Н
RАy==(Fr·0042+ mа) 0084=(3176·0042+11) 0084=171895Н
RАy- Fr+ RBy=1719-3176+1457=0
М2у=1719·0042=722Нм;
Fm·(a+b+с)-RВх·(a+b)- Ft·a=0;
84·(0042+0042+0086)-RВх·(0042+0042)-8725·0042=0;
RВх=(9833-36645)0084;
-RАх·(a+b)+Ft·b+Fм·с= 0;
RАх=(36645+4974)0084;
-RАх+ Ft- Fm+RВх=-7343+8725-5784+10284=0
М2х=-10284·0042=-432Нм;
М3х=-5784·0086=-497Нм
Рисунок 10 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала
По рисунку 10 видно что наиболее опасным является сечение С-С ведомого вала.
Расчет валов на выносливость
По рисунку 9 и рисунку 10 видно что наиболее опасным является сечение С-С ведомого вала где эквивалентный момент более чем в три раза больше чем у ведущего вала. Поэтому расчет на выносливость проводим только для ведомого вала.
Определяем суммарный изгибающий момент в сечении С-С
Рисунок 11 - Схема для определения суммарного изгибающего момента
Из таблица 3 выбираем данные по шпонке:
Сечение шпонки b·h=20·12.
Глубина паза ваза t1=75мм
Диаметр вала dк3=71мм.
Определяем осевой и полярный моменты сопротивления в сечении С-С вала с учетом шпоночного паза [1. таблица 8.5]
Определяем напряжение изгиба в сечении С-С
Определяем напряжения кручения в сечении С-С
Определяем амплитудные и средние напряжения циклов перемен напряжений. По заданию вал реверсивный. Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу (рисунок 12) а напряжения кручения – по пульсирующему циклу (рисунок 13).
Рисунок 12 - Цикл перемен напряжений изгиба
Рисунок 13 - Цикл перемен напряжений кручения
Из рисунков следует:
- для перемен напряжений изгиба:
sv=sи;sм=0;sv=14МПа.
- для перемен напряжений кручения:
Определяем коэффициенты снижения выносливости в сечении С-С. Зубчатое колесо напрессовано на вал и шпонку по посадке с гарантированным натягом тогда находим коэффициент нормальных напряжений.
s и – масштабные факторы
Учитывая примечание 2 [1 с.166 таблица 8.7]
[1 с.166 таблица 8.7]
– коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности при высоте микронеровностей :
Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям изгиба.[1 с.162]
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла по касательным напряжениям s=01.
Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям кручения.[1 с.164]
Определяем суммарный коэффициент запаса усталостной прочности в сечении вала С-С[1 с.162]
где [S]=15 55 – требуемый коэффициент запаса усталостной прочности [1 с.162]
Вывод: Расчетный коэффициент запаса усталостной прочности в пределах нормы поэтому конструкцию вала сохраняем.
Расчет подшипников на долговечность
1 Расчет подшипников червяка на долговечность
Определяем радиальные нагрузки действующие на подшипники
Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа (Рисунок9).
Назначаем тип подшипника определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника который ее воспринимает (здесь подшипник 2)
Так как соотношение больше 035 то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по dп3=30мм.
Подшипник № 7306 у которого:
С0=40кН – статическая грузоподъемность;
С=299кН – динамическая грузоподъемность
е=034 – коэффициент осевого нагружения;
У=178 – коэффициент при осевой нагрузке [1c.402 таблица П7].
Определяем коэффициент Х при радиальной нагрузке [1c.212 таблица 9.18] в зависимости от отношения
где V – коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца V=1.
Изображаем схему нагружения подшипников. Подшипники устанавливаем враспор.
Рисунок 14 - Схема нагружения вала-червяка
Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок
S1=083×034×1733;S1=489Н;
S2=083×034×2577;S2=727Н.
Определяем осевые нагрузки действующие на подшипники.
FaII=489+723;FaII=1216Н.
Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II
Fэ2=(Х×V×Fr2+У×FaII)×Kd×K;
где Kd - коэффициент безопасности;
Kd =13 15[1c.214 таблица 9.19];
K – температурный коэффициент;
K =1 (до 100ºС)[1c.214 таблица 9.20];
Fэ2=(04×1×2577+178×1216)×15×1;Fэ2=3195Н=32кН
Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах
Подставляем в формулу (12.2):
По заданию долговечность привода Lhmin=10000ч.
В нашем случае Lh> Lhmin принимаем окончательно для червяка подшипник 7306.
2 Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность
Определяем радиальные нагрузки действующие на подшипники (12.1)
Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа (Рисунок10).
Так как соотношение больше 035 то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по dп3=60мм.
Подшипник № 7512 у которого:
С0=94кН – статическая грузоподъемность;
С=75кН – динамическая грузоподъемность
е=0392 – коэффициент осевого нагружения;
У=1528 – коэффициент при осевой нагрузке [1c.402 таблица П7].
Рисунок15 Схема нагружения тихоходного вала
S1=083×0392×7496;S1=2440Н;
S2=083×0392×10426;S2=3392Н.
FaII=2440+3392;FaII=5832Н.
Fэ2=(04×1×10426+178×5832)×15×1;Fэ2=14550Н=1455кН
В нашем случае Lh> Lhmin принимаем окончательно для червяка подшипник 7512.
Выбор системы и вида смазки.
Скорость скольжения в зацеплении VS = 238 мс. Контактные напряжения sН = 510 Нмм2. По таблице 10.29 из [3] выбираем масло И-Т-Д-460.
Используем систему смазывания принудительную под давлением. В корпус редуктора заливаем масло масляный насос качает масло со дна редуктора на червяк. Червячное колесо погружено на глубину hм (Рисунок15):
Рисунок 16 – Схема определения уровня масла в редукторе
При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями разбрызгиваться попадать на внутренние стенки корпуса откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей в том числе и подшипники. На червяк масло подается отдельно масляным насосом.
Объем масляной ванны
V = 0.65×PII = 0.65×365 = 2.37 л.
Контроль уровня масла производится пробками уровня которые ставятся попарно в зоне верхнего и нижнего уровней смазки. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку.
И для вала-червяка и для вала червячного колеса выберем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.
Расчет основных элементов корпуса
Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса внутренний контур стенок провести с зазором х=8 10мм [3]; такой же зазор предусмотреть между подшипниками и контуром стенок. Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес принимаем
Для малонагруженных редукторов (Т2500Нм) определяем толщины стенок крышки и основания корпуса
Для крепления крышек подшипников в корпусе и крышке предусматриваем фланцы. Крышки торцовые для подшипников выбираем по таблица 143 (глухие) и 144 (с отверстием для манжетного уплотнения) [2 т.2 с.255].
Сборка и регулировка редуктора
Конструкцию редуктора принимаем с верхним расположением червяка [3 РисунокА10]. Порядок сборки следующий:
на червяк устанавливаем подшипники;
червяк с подшипниками устанавливаем в верхнюю крышку регулируем зазоры в подшипниках кольцами и закрываем торцевыми крышками сквозная крышка с манжетой;
устанавливаем на ведомый вал червячное колесо и подшипники регулируем зазоры в подшипниках кольцами;
собранный вал устанавливается на корпус и закрывается верхней крышкой с червяком;
закрываем подшипники ведомого вала торцевыми крышками сквозная крышка с манжетой;
верхняя крышка соединяется с корпусом с помощью винтов и фиксируется двумя штифтами;
в корпус устанавливаются пробки для слива и для контроля верхнего уровня;
в редуктор через верхнее отверстие в крышке заливается масло до верхнего уровня;
устанавливается верхняя пробка и крышка закрывающая отверстие для заливки масла и контроля зацепления червячной передачи;
на быстроходный вал устанавливаем шкив ременной передачи а на тихоходный полумуфту;
проверяем работу редуктора вручную проворачивая быстроходный вал.
Редуктор собран и при изготовлении деталей без отклонений готов к подключению к приводу.
Назначение квалитетов точности шероховатости поверхности отклонений формы и взаимного расположения поверхностей
Выбор допусков посадок и шероховатости поверхности проводим приняв что детали редуктора изготавливаются по нормальной относительной точности размеров [3]. При выборе руководствуемся стандартным рядом параметров шероховатости. Выбираем посадку червячного колеса на вал прессованную (H7p6). Выбранные значения параметров приведены в таблица 5.
Таблица 5 - Параметры точности и шероховатости
Наименование соединения поверхности
Соединение зубчатого колеса с валом
Поверхность вала под подшипниками
Поверхность корпуса для посадки подшипников
Поверхность заплечиков вала
Поверхность выходного конца вала
Посадочная поверхность торцевых крышек
Поверхность зубьев:
Поверхность червяка под подшипниками
Поверхность выходного конца быстроходного вала
Все остальные обрабатываемые поверхности
Поверхности получаемые литьем
Тепловой расчет редуктора
Цель теплового расчета – проверка температуры масла в редукторе которая не должна превышать допускаемой [t]м=80 95ºС. Температура воздуха вне корпуса редуктора обычно tв=20 ºС. Температура масла tм в корпусе червячной передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле [3]:
Кt =9 17 Вт(м2град) – коэффициент теплопередачи
А – площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктор м2
По [3 таблица 11.6] исходя из межосевого расстояния 100мм определяем А=024
Подставив данные в (18.1) получим:
Температура редуктора в норме.
Роменский Л.П. Расчет червячного редуктора: Учеб. Пособие. – Н. 1984г.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. -8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н.Жестковой. – М.: Машиностроение 1999
Роменский Л.П. Расчет редуктора: Учеб. пособие. – Н.: Высш. шк. 2007
Киркац Н.Ф. и др. Расчеты и проектирование деталей машин. – Мн.: Выш. школа 1978
Старчик Ю.Ю. Методические указания: «Детали машин и основы проектирования» Н.:Высш.шк. 2008.

Титульный Курсовой проект.doc

Федеральное агентство по образованию
Филиал Белгородского государственного технологического университета им. В.Г. Шухова в г. Новороссийске.
Специальность 190205 «подъемно-транспортные строительные дорожные машины и оборудование»
Тема: Проектирование червячного редуктора привод тележки мостового крана
Рук. курсовой работы