Курсовая работа по "Деталям машин" СГТУ

Вал ведомый.cdw

Колесо червячное.cdw

*Размеры для справок.
Неуказанные радиусы 5мм max.
Уклоны формовочные 3
Направление линии зуба
Коэффициент смещения червяка
Степень точности по ГОСТ1643-81
Межосевое расстояние
Делительный диаметр червячного колеса
Вид сопряжённого червяка
Число витков сопряжённого червяка
Обозначение чертежа сопряжённого червяка

Крышка.cdw

Привод общего назначения.cdw

Ось ведущего вала редуктора должна совпадать по высоте с
осью вала электродвигателя. Обеспечить за счет пригонки
компесаторов (поз.4).
Технические требования.

Редуктор цилиндр.-червячный(червяк сверху).cdw

Техническая характеристика
Передаточное число редуктора U = 141
Частота вращеия быстроходного вала n=1425обмин.
Вращающий момент натихоходном валу Т=1604Нм.
цилиндрическо-червячный

Спецификация Привода общего назначения.spw

Спецификация Редуктор цилиндрическо-червячный(червяк сверху).bak.spw

Колесо цилиндрическое
Подшипники ГОСТ8338-75
Фонарный маслоуказатель

Спроектировать привод транспортера Редуктора цилиндр.-червячный(червяк сверху).doc

Спроектировать привод транспортера
Используемые в расчетах привода ГОСТы
ГОСТ19523-81 - Электродвигатели асинхронные серии 4А закрытые обдуваемые.
ГОСТ 2185-66 - Передачи зубчатые цилиндрические.
ГОСТ4543-71 - Легированная конструкционная сталь.
ГОСТ1050 -88 - Углеродистая качественная конструкционная сталь.
ГОСТ21424-75 - Муфты упругие втулочные - пальцевые.
ГОСТ8338-75 - Шарикоподшипники радиальные однорядные.
ГОСТ 831-75 - Шарикоподшипники радиально- упорные однорядные.
ГОСТ23360-78 - Шпонки призматические.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода.
1.Требумая мощность электродвигателя.
Где -общий КПД привода
з.п.=097098 - КПД зубчатой цилиндрической передачи
о.п.=08509 - КПД червячной передачи
п.к.=0990995-КПД пары подшипников качения [1]
= 098·0972·088·0994=078
2.Число оборотов вала электродвигателя
Uцп=26- передаточное отношение цилиндрической передачи
Uчп = 8 передаточное отношение червячной передачи
Принимаем электродвигатель асинхронный трехфазный 4А90L4У3
ГОСТ19523-81 с мощностью Рдв=22кВт числом оборотов вала двигателя
(синхронная частота вращения ) nс=1500 асинхронная частота вращения вала электродвигателя n= 1425обмин [2]
Конструктивные размеры двигателя мм
3 Общее передаточное отношение привода
Разбиваем общее передаточное отношение по ступеням принимая;
Uчп=16 – передаточное отношение червячной передачи тогда == 9
По рекомендации Uтц =088 [3]
Uтц =088 = 264 принимаем по ГОСТ2185-66 Uтц =28
тогда UБц = =3214 принимаем UБц= 315 фактическая частота
вращения вала привода n4= ==101 обмин
Отклонение от заданного
= ·100% = 202% 3% что допускается.
5.Частота вращения и угловые скорости валов привода
6. Мощность и вращающие моменты на валах привода.
Р1=Рдв м п.к =22·098·099=213
Расчетные данные заносим в табл.3
Вращающий момент Т Н·м
Расчет передач редуктора.
Принимаем для шестерни и колеса сталь 45 ГОСТ 4543-71 с термообработкой улучшение до твердости :
Шестерни НВ 230 Диаметр заготовки до 90мм
Колесо НВ 200 Диаметр заготовки свыше 120мм
1.2 Допускаемые контактные напряжения:
Где н liv b = 2НВ + 70 –предел контактной выносливости при базовом
числе циклов нагружения
Кнl - коэффициент долговечности.
- базовое число циклов нагружения
=139 - число циклов для НВ 230
=10 – число циклов для НВ 200
- фактическое число циклов нагружения за весь срок службы редуктора.
t - эквивалентное число часов работы редуктора согласно графика загрузки.
t=00002·t + +[1-(00002++)]··t
t=[00002 + 04 + 05· + [1 – (00002 + 04 + 05)]]·2500 = 16565час.
Определяем число циклов нагружения для каждого вала
N1= 573n1t = 573·1425·16565=1352·106цикл.
N2= 573n2t =573 ·4524 ·16565 =4294 · 106цикл.
N3= 573n3t =573 ·1616 ·16565 = 1534 · 106цикл.
N4= 573n2t =573 ·101 ·16565 = 96 · 106цикл.
т .к. N1 N2 N3 . то = 1
[S]n = 1.1- коэффициент безопасности для улучшенных сталей
Для шестерни []n1 ==482МПа
Для колеса []n2 ==427МПа
Для косозубых колес: []n =045([]n1+ []n2 ) = =045(482+427)=409МПа
2 Расчет быстроходной ступени.
2.1 Межцентровое расстояние :
Где Ка= 43 – для косозубых колес.
= 12 – коэффициент нагрузки.
=04 – коэффициент ширины шестерни по межосевому расстоянию для косозубых колес
Принимаем по ГОСТ 2185-76 аW = 80мм
2.2.Нормальный модуль зацепления.
Принимаем предварительно угол наклона зубьев и определяем числа зубьев шестерни и колеса
Тогда Z2 = Z1U = 25 315 = 7875 принимаем Z2 = 78
Уточняем значение угла наклона зубьев
2.3.Основные размеры шестерни и колеса
Делительные диаметры
Проверка : аW = = = 80мм
Диаметры вершин зубьев:
Dа1 = D1+2m= =3884+2·15 =4184мм
Dа2 = D2+2m= =12116+2·15 =12416мм
Ширина колеса в2 =· аW = 04·80 =32мм принимаем в2=30мм
Ширина шестерни в1 = в2 + (4 6) =30+6 =36мм
2.4. Коэффициент ширины шестерни по диаметру
2.5 Окружная скорость колес и степень точности передачи:
При данной скорости принимаем 8ю степень точности передачи.
2.6. Проверка по контактным напряжениям.
где КН =· - коэффициент нагрузки.
= 109 при НВ табл.3.5
= 109 при табл3.4 [1]
=1 для косозубой передачи при [1]
2.7. Силы действующие в зацеплении:
Окружная Ft = = = 7364 Н
Радиальная FR = Ft = 7364· =278 Н
Осевая Fа = = 7364· =199 Н
2.8.Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.
Где КF =· - коэффициент нагрузки.
УF- коэффициент формы зуба зависит от эквивалентного числа зубьев
Допускаемое напряжение изгиба:
FFo = 4·106цикл. –базовое число циклов нагружения.
Имеем N1 = 1352·106 циклов ; N2 = 4294·106циклов
-коэффициент безопасности.
=1 -для поковок и штамповок
Для реверсивной передачи допускаемые напряжения изгиба уменьшаем на 25%тогда
=075· =075· 257 = 193МПа
Для шестерни = = 557МПа
Для колеса == = =535МПа
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса т.к. найденное отношение меньше
Определяем коэффициенты и
= 15 –коэффициент торцевого перекрытия
n = 8 – степень точности передачи
= = 774МПа [ =193МПа
Условие прочности выполнено.
3.Расчет промежуточной цилиндрической ступени.
3.1 Межцентровое расстояние :
Принимаем по ГОСТ 2185-76 аW = 112мм
3.2.Нормальный модуль зацепления.
Тогда Z4= Z3U = 29 28 = 812 принимаем Z4 =81
3.3.Основные размеры шестерни и колеса
Проверка : аW = = = 112мм
Dа3 = D3+2m= =59+2·2 =63мм
Dа4 = D4+2m= =165+2·2 =169мм
Ширина колеса в4 =· аW = 04·112 =448мм принимаем в4 = 40мм
Ширина шестерни в3 = в4 + (4 6) =40+6 =55 46мм
3.4. Коэффициент ширины шестерни по диаметру
3.5. Окружная скорость колес и степень точности передачи:
3.6. Проверка по контактным напряжениям.
3.7. Силы действующие в зацеплении:
Окружная Ft2 = = = 1525 Н
Радиальная FR = Ft = 1525· =5654 Н
Осевая Fа = = 1525· =293 Н
3.8.Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.
Имеем N1 = 4294·106 циклов ; N2 = 1534·106цикл.
Для шестерни = = 57МПа
4 Расчет червячной передачи.
4.2Выбор материалов и термообработка.
Принимаем для червяка сталь 45 ГОСТ1050-88 с закалкой до твердости
Больше 45НRСэ и последующей шлифовкой
Венец червячного колеса – бронза БР010Ф1 (отливка центробежная)
Предварительно примем скорость скольжения в зацеплении Vs = 3мс.
Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение:
Коэффициент долговечности при реверсивной работе привода
Учитывая что передача реверсивная допускаемые контактные напряжения необходимо уменьшить на 25% но при шлифованном червяке их увеличивают на 25%. Кроме того при размещении червяка вне масляной ванны допускаемые контактные и изгибные напряжения уменьшаем
Следовательно [Н] =085[Н]L = 085·246= 210МПа
Допускаемое напряжение изгиба
[] = 085К FL ·[] =085 · 80 · 078 = 53МПа
4.3Основные размеры червячной передачи
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка g = 10
Коэффициент нагрузки К = 12
Число заходов червяка Z1 = 2 (при Uч.п =14
Число зубьев червячного колеса
Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости
Межосевое расстояние при стандартных значениях m и g
Делительный диаметр червяка
Диаметр вершин витков червяка
Dа1 =d1 + 2 m = 100+2
Диаметр впадин витков червяка
Дf1 = Д1 -24 m = 100 – 24·10 = 76 мм.
Длина нарезаемой части шлифованного червяка:
В1 > (11 + 006Z2 )m + 25 = (11 + 006·32)·10 + 25 = 1542мм
Делительный угол подъема витка·
Основные размеры венца червячного колеса:
Делительный диаметр Д2 = Z2·m =32· 10 = 320мм
Диаметр вершин зубьев Да2 = Д2 + 2 m =320 + 2· 10 = 340 мм
Диаметр впадин зубьев Дf2 = Д2 – 24· m = 320 – 24· 10 = 296мм
Наибольший диаметр червячного колеса:
Дам2 Да2 + = 340 + =355мм
Ширина венца червячного колеса:
В2 075 · Да1 = 075·120 = 90мм.
Окружная скорость червяка:
КПД редуктора с учетом потерь в опорах
приведенный коэффициент трения = 0045 0050
Приведенный угол трения = 2°30
По выбираем 7 степень точности передачи
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки
при Z1 =2 ; g=10 табл.46
= 06– вспомогательный коэффициент (при переменной нагрузке)
Коэффициент нагрузки К = · = 106·1 = 106
Проверяем контактные напряжения
= = = 196МПа =210МПа
Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб
Эквивалентное число зубьев
Коэффициент формы зуба УФ = 233
F = = = 17МПа =53МПа
Силы в червячном зацеплении
Окружная сила на червячном колесе равная осевой силе на червяке
Ft4 = Fа3 = = = 10025Н
Окружная сила на червяке равная осевой силе на червяке
Ft3 = Fа4 = = = 2306Н
Радиальная сила на колесе и червяке
Fr3 = Fr2 =Ft4 =10025 = 3649Н
Предварительный расчет валов и выбор подшипников.
Предварительный расчет валов ведем по пониженным допускаемым напряжениям на кручение =10 40Мпа
Диаметр выходного конца
Принимаем d1 =20мм так как диаметр выходного конца редуктора соединен с валом электродвигателя у которого dдв = 24мм при помощи упругой втулочно-пальцевой муфты МУВП 63-20-1.1.-24-1.1 У3 ГОСТ21424-75
Диаметр вала под подшипники dп1 =25мм
Выбираем предварительно подшипники шариковые радиальные легкой серии 205 ГОСТ8338-75 с размерами d х D х В =25 х 52х 15мм
2.Промежуточный вал
Диаметр вала под подшипниками
Принимаем dп2 =30мм
Выбираем предварительно подшипники шариковые радиальные легкой серии 206 ГОСТ8338-75 d х D х В =30 х 62 х16
Диаметр вала под колесом dк2 =35мм
Диаметр вала под цилиндрическим колесом
Диаметр вала под подшипники dп3 =50мм
Выбираем предварительно подшипники шариковые радиально-упорные средней серии 46310 ГОСТ831-75 d х D х T =50 х 110 х27мм
4.Вал червячного колеса (ведомый ).
Диаметр вала под подшипники dп4 =65мм
Выбираем предварительно подшипники роликовые радиально-упорные средней серии 7313 ГОСТ333-79 с размерами d х D х Т =65 х 140х 36мм
Диаметр вала под колесом dк4 = 70мм
Конструктивные размеры корпуса крышки зубчатых колес и компоновка редуктора.
Толщина стенок корпуса и крышки
Толщина верхнего пояса корпуса и нижнего пояса крышки
В=В1 = 15 = 15 10=15мм
Толщина нижнего пояса корпуса р=235·= 235 ·10= 235мм
Диаметры фундаментных болтов
Болтов крепящих крышку у подшипников
D2=( 07(0716 = 112мм
Диаметр ступицы колес dст.к2 =16 dк2 =16·35 =56мм принимаем dст.к2=55мм
dст.к4 =16 dк2 =16·40 =64мм принимаем dст.к4=65мм
dстч.к =16 dч.к =16·70 =112мм принимем dстч.к = 110мм
Длина ступиц lcn2 = (1.21.5) dк2 = (1216) 35 = 42 56мм
lcnч = (1.21.5) dк2 = (1216) 70 = 84 112мм
Толщина обода Sо2 = (25)m = (25)15=375мм
Sо4 = (25)m = (25)2=5мм
Sоч = 005 d6 = 005·320 = 16мм
Толщина диска С.к2 =025b = 025·40 = 10мм
С.кч =025b = 025·90 = 225мм
Принимаем С.кч =24мм
По произведенным расчетам выполняем компоновочный чертеж в масштабе 1:2.
Проверка долговечности подшипников.
Из предыдущих расчетов имеем:
Из предыдущих расчетов Ft = 7364Н ; Fа = 199Н ; Fr = 278Н ; d1 =4184мм;
Силы действующие на муфту не учитываем.
Реакция опор в горизонтальной плоскости
= 0 ; l1–Rх2 ( l1 +l2) = 0
= 0 Rx1 ·( - Ft = 0
Проверка Rx1 - Ft + Rx2 = 0
Строим эпюру изгибающих моментов
Му1=0 Му2=0 Му3= Rx1·l1= 512·35·10-3=179Нм
Реакция опор в вертикальной плоскости
= 0 ; - l1 -Fa– +Ry2 ( = 0
= 0 ; - Ry1 ·(+Fr = 0
Проверка Ry1 - Fr + Ry2 = 0
Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости
М Мx3 = = -157·35· = -55Нм
Мx3 = = -121·80· =-97Нм
Суммарные реакции опор
Проверяем ранее выбранные подшипники 205 с грузоподъемностью
С=14Кн ; С0=695Кн по более нагруженной опоре «1»
Этой величине соответствует е = 022
Отношение = = 037 ; учитываем осевую нагрузку
Эквивалентная нагрузка
Рэ =(X V Fr2 + УFa ) К Кт
V = 1 – вращается внутреннее кольцо
К = 11 - спокойная нагрузка легкие толчки
Кт = 1 -температурный коэффициент
Рэ2 = ( 1·1·536 + 199·199 )·11·1 =6715Н
Расчетная долговечность в часах
Lh =3 = 3 =106·103 час
Ft = 7364Н ; Fа = 199Н ; Fr = 278Н ; d2 =12116мм; Ft2=1525H;
Fr2=5654H; Fa2=293H ; d3=59мм
= 0 ; - Ft l1 + l2 )–Rх2 (l1 + l2 +) = 0
= 0 - Rx1 (l1 + l2 + ) + Ft(l2 + ) - Ft2 = 0
Проверка - Rx1 - Ft2 +Ft+ Rx2 = 0
-278 – 1525 + 7364 + 8164 = 0
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости
Му1 = Му2 = 0; Му3 = -Rx·l1 =-278 · 35 · = -1Н·м
МУ4 = = 8164 · 37 · =3 02Нм·
= 0 ; Fr l1 –Fa ++l2 )-Fa2– +Ry2 (+l2 + l3 ) = 0
= 0 ; Ry1 (l1 + l2 + )- Fr(l2 + )-Fa –Fr2 = 0 Ry1 = = =1922H
Проверка Ry1 - Fr2+Fr++ Ry2 = 0 1922 – 278 + 5654 – 4796 = 0
М Мx3 =Ry1·l1 = 1922 · 35 · =67Н·м
Мх4 =Ry1· (l1 +l2 )- Fr2·l2-Fa = (1922 ·(35+44)-278·44-199 )· = -91Н·м
Мх4 =- =-4796 · 37 · = -177Н
Мх3 =+ Fr2·l2+Fa2 =( -4796 · (44 + 37) + 5654 · 44 + 293 =-53Нм
Проверяем ранее выбранный подшипник 207 с силовой характеристикой
С = 255кН С0 = 137кН по более нагруженной опоре «2»
Этой величине соответствует е = 019
Отношение = = 01 ; X = 1; Y = 0
Рэ2 = (1·1·947 + 0 · (293 - 199) )·11·1 = 1042Н
Lh =3 = 3 = 540·103 час
Ft2 = 1525Н ; Fа2 = 293Н ; Fr2 = 5654Н ; d4=165мм; Ft3=2306H;
Fr3=3649H; Fa3=10025H ; d5=100мм
= 0 ; Ft2 l1 + l2 –Rх2 ( l2 +) = 0
= 0 - Rx1 ( l2 + ) + Ft2(l1+l2 + ) - Ft3 = 0
Проверка - Rx1 + Ft2 -Ft3+ Rx2 = 0
-621 + 1525 -2306 + 1402 = 0
Му3 = Му2 = 0; Му1 = Ft2 l1 = 1525 · 45 · = 686Н·м
МУ4 = = 1402 · 165 · = 2313Нм·
= 0 ; - Fr2 l1 –Fa2 -l2-Fa3– +Ry2 (l2 + l3 ) = 0
= 0 ; Ry1 ( l2 + )- Fr2(l1+l2 + )-Fa2 +Fr3 = 0
Проверка - Ry1 + Fr2-Fr3 +Ry2 = 0 -4169+5654 – 3649 + 35005=0
Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.
М Мx3 =-Fa2 = -293· = -242Н·м
Мх1 =- Fr2·l1-Fa2 = (-5654·45 - 293 ) · = -496Н·м
Мх4 =-Fr2 (l1+l2)-Fa2+Ry1l2= (-5654(45+180)-293+4169 ·180)10-3=-763Нм
Мх4 = -Re2l3= 35005 · 165 ·10-3= -5776Нм
Проверяем ранее выбранный подшипник 46310 с силовой характеристикой
С = 718кН С0 = 440кН е= 068
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально- упорных подшипников.
S1= е ·R1 =0.68 · 3555 =2417Н
S2= е ·R2 = 0.68 · 1463=945Н
В нашем случае S1 Fa тогда
Ра2=S2=945Н Ра1= S2+Fa = 945 +(10025-293)=10677Н.
Рассмотрим левый «1» подшипник
Отношение = = 3 - учитываем осевую нагрузку Х=041У=087
Мх4Кт = 1 -температурный коэффициент
Рэ2 = (041·1·3555 +087·10677) ·11 ·1 = 11821Н
Рассмотрим правый «2» подшипник
Отношение = = 064 – осевую нагрузку не учитываем Х=1 У=0
К = 11 - спокойная нагрузка легкие толчки табл.7.2
Рэ2= (1 ·1 ·1463+0 ·945) ·11 ·1=1609Н
Дальнейший расчет ведем по опоре «1»как более нагруженной.
Lh =3 = 3 = 23·103 час
Ft4 =10025Н ; Fа4 =2306Н ; Fr4 =3649Н ; d6=320мм;
Rx1 = Rx2 = = = 50125H
Му1 = Му2 = 0; МУ3 =- =-50125 · 90· = -451Нм
= 0 ; Fr4 l1 -Fa– +Ry2 2l = 0
= 0 ; Ry1· 2l - Fr4 l -Fa– = 0
Проверка Ry1 - Fr4 – Ry2 = 0
Мх1 = Мх2 = 0; Мх3 = =3874 ·90· = 3487Нм
Мх3 =- =- 225· 90· = -203Нм
Проверяем ранее выбранный подшипник 7313 с силовой характеристикой
С=1460кН ; С0=1120кН ; е=03
Осевые составляющие радиальных реакций конических роликовых подшипников по формуле:
S1= 0.83еR1= 083 ·0.3 ·6335 = 1577H
S2= 0.83eR2= 083 ·03 · 5018 =1249H
Ра2=S2=1249Н Ра1= S2+Fa = 1249 +2306 = 3555Н.
Отношение = = 056> - осевую нагрузку учитываем Х=04У=193
V = 1 – вращается внутреннее кольцо К = 1
К = 12 - спокойная нагрузка легкие толчки
Рэ1= (04 ·6335 + 193 ·3555) ·11 ·1 = 10335Н
Отношение = = 025 - осевую нагрузку не учитываем Х=1У=0
Рэ1= (1 ·1 ·5018 + 0 ·1249) ·11 ·1 = 5520Н
Расчетная долговечность в часах по более нагруженной опоре «1»
Lh =333 = 333 = 112·105 час
РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Шпонки призматические со скругленными торцами
Размеры сечений шпонок и шпоночных пазов по ГОСТ 23360-78
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности по формуле:
см - напряжение смятия
T – крутящий момент на валу
lр - рабочая длина шпонки
на выходном конце вала
в =20мм b х h х l = 6х6 х 32мм t1 = 35мм Т1 =143Нм
Шпонка под цилиндрическими зубчатыми колесами
в =35мм b х h х l = 10х8 х36мм t1 = 5мм Т2 = 45Нм
Шпонка под цилиндрическим зубчатым колесом
в =40мм b х h х l = 12х8 х45мм t1 = 5мм Т3 = 1153Нм
Шпонка под червячным зубчатым колесом
в =70мм b х h х l = 18х11 х120мм t1 =70мм Т4 = 1604Нм
Все шпонки редуктора удовлетворяют условиям прочности.
Уточненный расчет валов
Примем что нормальные напряжения от изгиба измеряются по симметричном циклу а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему) циклу.
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [S] =25. Прочность соблюдена при S [S].
Материал вала тот же что и для шестерни (шестерня выполнена
заодно с валом) т. е. сталь 45 термообработка- улучшение.
При диаметре заготовки до 90 мм
среднее значение в= 780МПа
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
-1 043в = 043780 = 335МПа
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
наиболее опасным сечением является сечение «3» (цилиндрическая зубчатая шестерня) но т.к. шестерня выполнена заодно с валом то проверка ее не имеет смысла. Проверка сечения под муфтой. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. При передаче вращающего момента от электродвигателя вал испытывает только крутящий момент.
Диаметр вала:в = 20мм b = 6мм t1 =35мм
Табличные данные: = 1.9 табл.8.5.[1]
Коэффициенты: стр.163166
Крутящий момент Т1 = 1476 Нм.
Коэффициент запаса прочности.
Такой большой запас прочности объясняется тем . что вал был увеличен конструктивно для соединения его с валом электродвигателя через стандартную муфту.
2.Промежуточный вал.
Материал вала– сталь 45-улучшение.
Пределы выносливости:-1 =335МПа -1 = 193МПа
По эпюре изгибающих и крутящих моментов наиболее опасным сечением является сечение «4» под цилиндрическим косозубой шестерней но так как шестерня выполнена заодно с валом то проверять ее не имеет смысла. Проверим сечение «3» (цилиндрическое зубчатое колесо). Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
Диаметр вала:в =35мм.
b х h х l = 10х8 х36мм t1 = 5мм Т2 = 45Нм
Суммарный изгибающий момент:
= = 1304Нм (по эпюре изгибающих моментов)
Табличные данные: = 178
Коэффициенты: 015 и
Момент сопротивления кручению
Момент сопротивления изгибу
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений.
Амплитуда нормальных напряжений изгиба.
Среднее напряжение = 0
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
Суммарный коэффициент запаса прочности.
Вал удовлетворяет условию прочности.
Червячный вал проверять на прочность не следует так как размеры его поперечных сечений принятые при конструировании после расчета геометрических характеристик (d5=100 мм da5= 120мм и df5 = 76 мм )
Значительно превосходят те которые могли быть получены расчетом на кручение.
Проводим стрелу прогиба червяка (расчет на жесткость).
Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка
=( 0375 + 0625) = ( 0375 + 0625 ) = 2229мм
Стрела прогиба – f =
Где l =345мм– расстояние между опорами
=2306Н- окружное усилие на червяке
=3649Н- радиальное усилие на червяке
Е = 21 МПа – приведенный модуль упругости
Имеем Jпр= =0008 мм.
[f]= (0005 001)m = (0005 001)10 = 00501 мм.
Таким образом жесткость обеспечена так как
4.Тихоходный (ведомый) вал.
По эпюре изгибающих и крутящих моментов наиболее опасным сечением является сечение «3»(под червячным колесом)
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
Диаметр вала:в =70мм Т4 = 1604Нм
= = 570Нм (по эпюре изгибающих моментов)
b х h х l = 20х12 х120мм t1 =7 5мм
Коэффициенты: 015 и стр.163166
Момент сопротивления кручению по табл.11.1 [1]
= - = - =6313·103мм3
Момент сопротивления изгибу по табл.11.1 [1] = - = - =2947·103мм3
Смазка зубчатого зацепления колес редуктора.
Смазывание зубчатого зацепления цилиндрических колес редуктора производится капельным способом за счет шестеренчатого насоса и системой трубопроводов. Смазывание червячной передачи производится разбрызгиванием жидкого масла заливаемое внутрь корпуса редуктора до уровня обеспечивающего погружение зубчатого колеса на всю высоту зуба..
По устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях= 409МПа и средней скорости 085мс (скорость червячной передачи) рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 32·м2с
По принимаем масло авиационное МС-20. Подшипники смазываются тем ж маслом за счет разбрызгивания и образования масляного тумана.
С.А.Чернавский Г.М. Ицкович и др.» Курсовое проектирование деталей машин» М. Машиностроение 1980г.
А.И. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин»
М. Высшая школа 1991г.
П.Ф.Дунаев О.П.Леликов «конструирование узлов и деталей машин.
М. Высшая школа 1985г.

Червяк.cdw

Направление линии зуба
Коэффициент смещения червяка
Степень точности по ГОСТ1643-81
Межосевое расстояние
Делительный диаметр червяка
Делительный угол подъема
Обозначение чертежа сопряжённого червячного колеса
*Радиусы обеспечить инструментом.

Эскизная ком. цил. - черв. редуктора (червяк сверху)..cdw