Двухступенчатый червячный редуктор

рама.cdw

*Размеры для справок
Сворочный шов по ГОСТ 5264-80
Варить електродом Э42 по ГОСТ 9467-75
Брызги и окалины зачистить

СП-привод.cdw

Привод с двухступенчатым
червячным редуктором
Шпильки ГОСТ 22032- 76
Болт фундаментный М16

детали( вал, колесо, муфта).frw

Неуказанные предельные отклонения размеров:
Сталь 45 ГОСТ4543-71
НRCэ кроме мест указаных отдельно.
Штамповочный уклон 3
Комплекс показателей точности.
устанавливает изготовитель по ГОСТ 1785-81.
Дисбаланс не более 100мм. Металл
при балансировке удалить с диска.
Не указанные предельные отклонения
Номинальный вращающий момент
Максимальный вращающий момент
Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Межосевое расстояние
Число витков червяка

Привод.cdw

Привод с двухступенчатым
червячным редуктором
Техническая характеристика.
Вращающий момент на тихоходном валу
Частота вращения тихоходного вала
Технические требования
Радиальное смещение валов не более:
Перекос валов не более:
Осевое смещение валов не более:
Схема расположения отверстий в раме(1:4)

редуктор 2 листа.cdw

Плоскость разъема покрыть тонким слоем
герметика УТ-34 ГОСТ 24285-80 при
окончательной сборке.
Редуктор залить маслом Цилиндровое 52 ГОСТ
799-88 в количестве 8
Вращающий момент на тихоходном валу 1197 Нм
Частота вращения на тихоходном валу 5
Передаточное число редуктора 256
Степень точности изготовления передач 8-В
Коэффициент полезного действия 0
Технические требования.
Техническая характеристика

записка.doc

1.Кинематический расчёт
1.Выбор электродвигателя
Потребляемая мощность привода:
Pтреб. = 11 кВт(по условию)
По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:
- для закрытой червячной передачи Z=2: 1 = 082
- для закрытой червячной передачи Z=2: 2 = 082
Общий КПД привода будет:
= 082 x 082 x 0993 = 0768
где подш. = 099 - КПД одного подшипника
Исходя из полученного значения требуемой мощности электродвигателя выбираем двигатель АИР80А4 мощностью 11 кВт и частотой вращения n=1408 обмин.
Окончательно марка двигателя будет выбрана после расчёта частоты вращения быстроходного вала редуктора.
2.Определение частот вращения валов и передаточных чисел
Oбщее передаточное отношение
Принимаем следующие передаточные числа:
Частоты вращения валов:
n2=n1U1=140816=88 обмин
n3=n2U2=8816=5.5 обмин
3Вращающие моменты и мощности на валах.
Номинальный вращающий момент на тихоходном валу:
T3 =9550 =9550 = 1197 Нxмм
P1 = Pтреб. x подш. =
P2 = P1 x 1 x подш. =
089 x 082 x 099 = 0.88 Вт
P3 = P2 x 2 x подш. =
88 x 082 x 099 = 0.71 Вт
Вращающие моменты на валах:
T1 =9550 =9550 = 6.3 Нxм
T2 =9550 =9550 =95.5 Нxм
T3 =9550 =9550 = 1197 Нxм
Расчёт червячного редуктора
1.Материалы червяка и колеса
Так как мощность передачи больше 1 кВт то выбираем сталь 20Х в качестве материала червяка. Термообработка: закалка до твердости . Поверхность витков червяка полируют;
Для выбора материала венца червячного колеса необходимо найти величину скорости скольжения. Её ожидаемое значение:
Так как то в качестве материала венца червячного колеса выбираем БрА9Ж3Л.
Окончательные результаты представлены в табл. 3. 1.
Обработка поверхности
2 Расчет параметров передачи на ЭВМ
Подготовка исходных данных для расчета на ЭВМ.
Для расчета червячной передачи на ЭВМ подготовим следующие исходные данные:
Вращающий момент на тихоходном валу (Нм)1197
Частота вращения тихоходного вала (мин-1)5.5
Передаточное число редуктора256
Срок службы (час)10000
Номер режима работы2
Отношение максимального вращающего момента к номинальному22
Количество редукторов в серии1000
Коэффициент теплоотдачи (Втм2К)13.0
Выбираем 3 вариант так как габариты и масса редуктора будут самыми приемлемыми и соотношение размеров тихоходной м быстроходной ступени будет 1:2.
Определение диаметров валов
dв (7..8) x (Тб)13 =7..8 x (63)13 =123 147 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 30 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 30 мм.
Под 3-й элемент (муфта) выбираем диаметр вала: 22 мм(так как диаметр вала эд равен 22 мм).
dв (6..7) x (Тп)13 =6..7 x (955)13 =2738 32 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 35 мм.
Под 2-й элемент (колесо) выбираем диаметр вала: dп +t=35+2*3.5=42 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 35 мм.
dв (5..6) x (Тт)13 =5..6 x (1197)13 =5184 6221 мм.
Под свободный (муфта) конец вала выбираем диаметр вала: 60 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d +2t=60+2*5=70 мм.
Под 3-й элемент (колесо) выбираем диаметр вала: dп +2t=70+2*30= 76 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 70 мм.
Расчет шпоночных соединений и соединений с натягом
1 Расчет шпоночного соединения вал 2.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 10x8. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[1]).
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
см = 2 x Т (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
x 95500 (38 x (50 - 10) x (8 - 5)) = 41 МПа [см]
где Т = 95500 Н dвала = 38 мм - диаметр вала; h = 8 мм - высота шпонки; b = 10 мм - ширина шпонки; t1 = 5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 130 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
ср = 2 x Т (dвала x (l - b) x b) =
x 95500 (38 x (50 - 10) x 10) = 1256 МПа [ср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 06 x [см] = 06 x 130 = 78 МПа.
Все условия прочности выполнены.
2 Расчет шпоночного соединения вал тихоходный - муфта.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 18x11. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 89[1]).
x 1197000 (60 x (100 - 18) x (11 - 7)) = 121 МПа [см]
где Т = 1197000 Н dвала = 60 мм - диаметр вала; h = 11 мм - высота шпонки; b = 18 мм - ширина шпонки; t1 = 7 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 130 МПа.
x 1197000 (60 x (100 - 18) x 18) = 27 МПа [ср]
3 Расчет соединения с нятягом вал 3.
Посадка тихоходного колеса на вал.
Материал вала и колеса - Сталь45 термически улучшенная: T=650 МПа
d=76 мм d1=0 d2=120 мм l=120 мм.
Среднее контактное давление: p=2*103*k*T(*d2*l*f)=2*103*3*1197(3.14*762*120*0.08)= 41.24 МПа
Сборка прессованием f=0.08
Деформация деталей: С1=[1+(d1d)][1-(d1d)2]-1=1-1=1-0.3=0.7
С2=[1+(dd2)2][1-(dd2)2]+2=[1+(76120)2][1- (76120)2] =2.33
=103*p*d*(C1E1+C2E2)=1000*41.24*76*(0.7+2.33)2.1*105=45.2 мкм
Поправка на обмятие микронеровностей:
uR =5.5*(Ra1+Ra2)=5.5*(1.6+0.8)=12.8 мкм
Минимальный натяг необходимый для передачи вращающего момента.
[Nmin]=45.2+12.8=58 мкм
[p]min=0.5*T2*[1-(d1d)2]=650*0.5*(1-(76120)2)=119 МПа
[Nmax]= [p]min [ ]maxр +uR =119*45.241.24=130 мкм.
Nmax 182 мкм: таким образом получили следующую посадку H7u7
Nmin=66 мкм Nmax=108 мкм.
Температура охватывающей детали.
t=20+(108+10)(103*d*)=213C.
для стали [ t ]=230-240C.
Расчёт валов и подшипников редуктора.
L1=86мм ; L2=86мм; L3=106мм;
Fa=399H; Fr=491H; Ft=1350H
Принимаем подшипники 7205А
d=25 D=52 В=1625 Сr=292 кН C0r=21.0кН e=0.35 Y=1.7 Y0=0.9.
Fk=90*T12 =90*6312 = 225H
Определение реакций в подшипниках
В горизонтальной плоскости
F1x = Ft – F2x = 1350– 675 = 675 Н
В вертикальной плоскости
F2y= (-Fr*l1-Fa*d12+Fk*(L1+L2+L3)(l1+l2)=(-491 *86-399*16+225*278)(172)=81H
F1y = Fr + F2y - Fk = 491+81-225 = 347 Н
Полные радиальные реакции
Отношение 0019; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 027. Здесь Fa = 399 Н - осевая сила действующая на вал.
В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S определяемые по формулам:
S2 = 0.83 x e x Pr2 = 0.83 x 027 x 680 = 152 H.
Тогда осевые силы действующие на подшипники установленные враспор будут равны (см. стр. 216[1]):
Pa2 = -(S1 + Fa) = -(152 + 399) = 247 H.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х x V x Pr1 + Y x Pa1) x Кб x Кт
Рассмотрим подшипник второй опоры:
Отношение 036 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 04; Y = 219.
Тогда: Pэ = (04 x 1 x 680 + 219 x 247) x 16 x 1 = 1300 H.
Расчётная долговечность млн. об. (формула 9.1[1]):
Расчётная долговечность ч.:
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника) установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]) здесь n1 = 1408 обмин - частота вращения вала.
Выбор посадок подшипника:
Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности PrCr = 75829200 = 0.025 следовательно поле допуска вала при установке подшипника –к6.
Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. Тогда поле допуска отверстия - Н7.
L1=150мм ; L2=174мм; L3=52мм;
Fa1=1350H; Fr1=491H; Ft1=399H
Fa2=3086H; Fr2=3406H; Ft2=9360H
F2x (l1+ l2+l3) - Ft1l1+ l2)- Ft2l1)=0
F2x Ft1l1+ l2)- Ft2l1)) (l1+ l2+l3)=(399*324+9360*150)376=4077H
F1x = Ft1 + Ft2 – F2x = 399+9360-4077 = 5682 Н
F2y(L1+L2+L3)+ Fa1*d22+ Fa2*d32- Fr1*(l1 +l2)- Fr2*l1 =0
F2y= (Fr1*(l1 +l2)+ Fr2*l1 - Fa1*d22- Fa2*d32) (L1+L2+L3)=(491*324+3406*150-1350*64-3086*32)376=1290H
F1y = Fr1 + Fr2 - F2y = 491+3406-1290 = 2607 Н
Для правой опоры выбираем сдвоеный конический радиально-упорный однорядный 7207А со следующими параметрами:
d = 35 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 72 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 484 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 325 кН - статическая грузоподъёмность.
Отношение 0094; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 08. Здесь Fa = 3086 Н - осевая сила действующая на вал.
S2 = e x Pr2 = 08 x 4276 = 3420 H.
Pa2 = -S2 = -3420 H;
Рэ = (Х x V x Pr2 + Y x Pa2) x Кб x Кт
где – Pr2 = 4276 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 16 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение 081 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 039; Y = 076.
Тогда: Pэ = (039 x 1 x 4276 + 076 x 3420) x 16 x 1 = 6826 H.
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника) установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]) здесь n2 = 88 обмин - частота вращения вала.
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 307 легкой серии со следующими параметрами:
C = 255 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 137 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.
Рэ = (Х x V x Pr1 + Y x Pa) x Кб x Кт
где – Pr1 = 6251 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 16 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0.
Отношение 0 e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 x 1 x 6251 + 0 x 0) x 16 x 1 = 10000 H.
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника) установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]) здесь n3 = 88 обмин - частота вращения вала.
L1=110мм ; L2=85мм; L3=85мм;
Fa=9360H; Fr=3406H; Ft=3089H;
Оценим значение консольной силы :
Fk=90*T12 =90*119712 = 3113H
Радиальные реакции в горизонтальной плоскости
F2x = (3089*85)170 = 1544 H
F1x = 3089- 1544 = 1544 H
F1y= (-Fr*l3+Fa*d42+Fk*(L1+L2+L3)(l3+l2)=(-3406 *85+9360*128+3113*280)(170)=10470H
F2y = Fr + F1y - Fk = 3406+10470-3113 = 10763 Н
Для правой опоры выбираем сдвоеный конический радиально-упорный однорядный 7214А со следующими параметрами:
d = 70 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 125 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 119 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 89 кН - статическая грузоподъёмность.
Отношение 01; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 08. Здесь Fa = 9360 Н - осевая сила действующая на вал.
S2 = 0.83 x e x Pr2 = 0.83 x 027 x 10873 = 2436 H.
Pa2 = -S1 + Fa = -2436+9360 = 6924 H.
Отношение 063 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 04; Y = 219.
Тогда: Pэ = (04 x 1 x 10873 + 219 x 6924) x 16 x 1 = 31220 H.
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника) установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]) здесь n1 = 55 обмин - частота вращения вала.
Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности PrCr = 1087389000 = 0.12 следовательно поле допуска вала при установке подшипника –к6.
Уточненный расчет валов
Mк=Fk*106=225*106=23850H*mm
Максимальный изгибающий момент в сечении
M=+Mк=+23850=92280H*mm
Mmax=Kn*M=2.2*92280=203016H*mm
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности b = 780 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
-1 = 058 x -1 = 058 x 3354 = 194532 МПа.
Диаметр вала в данном сечении D = 32 мм
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
m = 049 МПа Fa = 399 МПа - продольная сила
- = 02 - см. стр. 164[1];
- = 0.97 - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности см. стр. 162[1];
- k = 18 - находим по таблице 8.5[1];
- = 092 - находим по таблице 8.8[1];
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
- t = 0.1 - см. стр. 166[1];
- = 0.97 - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности см. стр. 162[1].
- k = 17 - находим по таблице 8.5[1];
- = 083 - находим по таблице 8.8[1];
Результирующий коэффициент запаса прочности:
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 25. Сечение проходит по прочности.
Силовые факторы в сечении
Диаметр вала в данном сечении D = 64 мм
m = 095 МПа Fa = 3086 МПа - продольная сила
Mк=Fk*110=3113*110=342430H*mm
M=+Mк=+342430=1266650H*mm
Диаметр вала в данном сечении D = 76 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием посадки с натягом.
m = 068 МПа Fa = 3089 МПа - продольная сила
- k = 165 - находим по таблице 8.6[1];
- = 082 - находим по таблице 8.8[1];
Wк нетто = 86149 мм3
- k = 152 - находим по таблице 8.6[1];
- = 07 - находим по таблице 8.8[1];
Выбор муфты на выходном валу
Выбираем муфту комбинированную зубчатую с разрушающимся елементом – штифтом.
Расчитаем пусковой момент из условия
Тпуск=Тном*22=1197*22=2633 Нм
Диаметр штифта определяется из условия прочности на срез
Где k=1.2 при количестве штифтов Z=2
R – радиус окружности расположения штифтов
-допустимое напряжение при срезе для стали 45
Регулирование передачи и подшипников.
В данном редукторе зацепление опоры червяка и колеса требуют регулировки.
Регулирование радиально-упорных подшипников требуется из-за того что необходимо чтобы осевая сила нагружающая подшипник была не меньше некоторой минимальной. Это достигается предварительной выборкой зазоров.
Зазоры в подшипниках опор установленных по схеме “враспор” регулируют наборами металлических прокладок которые ставят под фланец крышки подшипника.
Приводной вал – «плавающий» левая опора фиксирует вал в осевом направлении правая плавающая.Он имеет возможность осевого смещения в обоих направлениях . В обеих опорах внутренние кольца подшипников упираются в тело вала. Наружное кольцо одного из подшипников жестко закрепляется в корпусе с помощью колец и крышек и регулируется с помощью прокладок. Наружное кольцо другого подшипника остается не закрепленным в осевом направлении.
Правильный контакт витков червяка с зубьями червячного колеса получают если точно выдержаны межосевое расстояние и угол между осями червяка и колеса обеспечиваемые точностью изготовления а также если точно совмещена средняя плоскость зубчатого венца червячного колеса с осью червяка. Фактическое смещение средней плоскости зубчатого венца червячного колеса относительно оси червяка значительно превосходит допускаемую величину. Поэтому необходимую точность относительного положения червячного колеса достигают регулированием осевого положения колеса при сборке. Для этого прежде всего регулируют подшипники для установки необходимого осевого зазора (это делается подбором числа прокладок под боковыми крышками корпуса). Далее на поверхность витков червяка наносят тонкий слой краски. По положению пятна контакта производят перемещение вала путем переноса части прокладок с одной стороны на другую.
Система смазывания редуктора
Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется по формуле:
V = L x H x B = 0.338*0.164*0.160=8.86 л.
По таблице 11.1[2] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях H = 300 МПа и скорости v 2 мс рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 40 x 10-6 мс2. По таблице 11.2[2] принимаем масло цилиндровое 52 (по ГОСТ 20799-75*).
Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшинпиков заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.
Список использованной литературы
Чернавский С.А. Боков К.Н. Чернин И.М. Ицкевич Г.М. Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение 1988 г. 416с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин' М.: Издательский центр 'Академия' 2003 г. 496 c.
Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ' 2004 г. 454 c.: ил. черт. - Б.ц.
Березовский Ю.Н. Чернилевский Д.В. Петров М.С. 'Детали машин' М.: Машиностроение 1983г. 384 c.
Боков В.Н. Чернилевский Д.В. Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение 1983 г. 575 c.
Гузенков П.Г. 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа 1986 г. 360 с.
Детали машин: Атлас конструкций Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение 1979 г. 367 с.
Дружинин Н.С. Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов 1975 г. 542 с.
Кузьмин А.В. Чернин И.М. Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин' 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа 1986 г. 402 c.
Куклин Н.Г. Куклина Г.С. 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа 1984 г. 310 c.
'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов 1978 г. 311 c.
Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение 1983 г. 588 c.
'Подшипники качения': Справочник-каталог Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение 1984 г. 280 с.
'Проектирование механических передач' Под ред. С.А. Чернавского 5-е изд. М.: Машиностроение 1984 г. 558 c.