Материалы и допускаемые напряжения

Курсовая работа

Проектирование червячного редуктора

Выполнил:		Чернеев А.В.
Проверил:		Сидорова О.В.

 

 

Нижний Новгород

2016 г.

Содержание

 

Введение

Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2 Расчет червячной зубчатой передачи

3 Предварительный расчет валов

4 Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес

5 Проверка прочности шпоночных соединений

6 Подбор подшипников и проверка их долговечности

7 Уточненный расчет валов

8 Смазка

9 Описание сборки редуктора

 

Введение

Редуктор - механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального) в котором размещаются элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Исходные данные для расчета: Ft=15 кН; v=0,45 м/с; Д=260 мм; dк=12 мм; L=65м; ПВ=35%;

 

Выбор электродвигателя и кинематический расчет

1.1 КПД привода м(р.о) =0.8

1.2 Требуемая мощность электродвигателя

1.3 Определяем частоты вращения рабочего органа.

n р.о=60v/ Д=60*0,45/3.14*0,26=33,1 об/мин

1.4 Передаточное число привода.

 

1.4 Принимаем для червячной передачи передаточное

число U_м^ст=31,5

1.5 Сводная таблица параметров механизма .3 длительной работе

Ведущий: Р₁=Р_дв=11кВт

n₁=n_дв=970 об/мин

Т₁=9550 Р₁/n₁=9550*11/970=108,3 Нм

Ведомый: Р₂=Р₁*_м=11*0,8=8,8 кВт

n₂=n₁/U₁=970/31,8=30,8 об/мин

Т₂=9550*Р₂/n₂=9550*8,8/30,8=2728,6 Нм

Материалы и допускаемые напряжения

2.1 Для уменьшения размеров передачи выбираем для шестерни и колеса материал – сталь 45; термообработка – улучшение и закалка ТВ4, твердость зубьев НRC 45…50.

2.2 Скорость скольжения в передаче (ориентировочно)

V^’_s=4,3 · 10^-3 · w₁ · = 4,3 · 10^-3 · 152 = 6,73м/с

При V^’_s=2…7 м/с необходимо применить безоловянную бронзу.

Принимаем для венца колеса бронзу БрА10Ж4Н4Л (отливка в песчаную форму) с d_в=590 мПа, d_т=275 МПа

При принятых материалах, скорости скольжения, длительной работе, допускаемые контактные напряжения

[d_H]=170 МПа

Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы

[d_OF]= [d_OF]^’ · К_F2

[d_OF]^’=130 МПа, К_F2=0,543. тогда

[d_OF]=130 · 0,543=70,6 МПа

2.3 Определим межцентровое расстояние из условия контактной

прочности зубьев

При U₁=60 принимаем число заходов червяка Z₁=1 тогда

Число зубьев колеса

Z₂=Z₁ · U=1 · 60=60

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка g=8 и

коэффициент нагрузки К=1,2

Модуль передачи

По ГОСТ 2144-76 принимаем стандартные значения m=8 мм и g=8

Окончательное межосевое расстояние при стандартных значениях m и g

2.4 Основные размеры червяка

- делительный диаметр

d₁= m g= 8 · 8 = 64 мм

- диаметр вершин витков

d_a1= d₁+2m = 64 + 2 · 8= 80 мм

- диаметр впадин витков

d_f1= d₁ - 2,4 · m=64 - 2,4 ·8=44,8 мм

- длина нарезанной части шлифованного червяка

b₁³ (11 + 0,06·Z₂)m=(11 + 0,06 · 60) ·8=116,8 мм

Принимаем b₁=120 мм

2.5 Основные размеры венца червячного колеса

- делительный диаметр

d₂= Z₂ m = 60 · 8 = 480 мм

- диаметр вершин зубьев

d_a2= d₂+2m = 480 + 2 · 8= 496 мм

- диаметр впадин зубьев

d_f2= d₂ - 2,4 · m=480 - 2,4 ·8=460,8 мм

- наибольший диаметр зубьев

- ширина венца

b₂£ 0,75·d_a1=0,75 · 80=60 мм

2.5 Силы в зацеплении

- окружная сила на червячном колесе, равна осевой силе на червяке

- окружная сила на червяке, равна осевой силе на червячном колесе

- радиальные силы на червяке и колесе

2.6 Проверка контактных напряжений в передаче

 

 

Коэффициент нагрузки

К=К_b · К_V

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки,

при постоянной нагрузке

К_b=1

Как для редуктора общего назначения принимаем степень точности

передачи – 7-ю

Тогда коэффициент динамичности

К_V=1,1

К=1 · 1,1=1,1

Прочность зубьев достаточна.

2.7 Проведем проверочный расчет зубьев на изгиб.

Для закрытой передачи

Эквивалентное число зубьев

g- делительный угол подъема витка

При Z_V=61 коэффициент формы зуба

У_F=2,32

Прочность зубьев достаточна.

 

3 Предварительный расчет валов

 

3.1 Определим диаметры валов из расчета на кручение по пониженному допускаемому напряжению.

3.2 Диаметр выходного конца ведущего вала (червяка)

Принимаем d₁=24 мм и диаметр под подшипники ведущего вала

d₁¹=30 мм

3.3 Диаметр выходного конца ведомого вала

Принимаем d₂=64 мм, под подшипники d₂¹=65 мм и под ступицу зубчатого колеса d₂=70 мм

 

4 Конструктивные размеры червяка и червячного колеса

 

4.1 Витки червяка ₁ выполняется заодно целое с валом

4.2 Параметры венца червячного колеса.

- диаметр ступицы

d_CT=1,6 d₂=1,6 · 70 =112 мм

Принимаем диаметр ступицы d_СТ = 112 мм

- длина ступицы

l_CТ=1,2 · d₂=1,2 · 70 = 84 мм

- толщина венца

- толщина обода ступицы

- толщина диска ступицы

C= 0,25b₂= 0,25 · 64 = 16 мм

- диаметр винта крепления венца

принимаем d=10мм

5 Проверка прочности шпоночных соединений.

 

5.1 Для соединений деталей с валами принимаются призматические шпонки со скругленными торцами по ГОСТ 8789-68.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Прочность соединений проверяется по формуле

5.2 Для соединения зубчатого колеса Z₂ при d₂=70мм

выбираем шпонку

b · h · l = 16· 10· 70; t₁ = 6 мм

Для стальной ступицы

5.3 Прочность шпоночных соединений достаточна