3. расчёт КЛИНОРЕМЁННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

Вращающий момент на ведущем шкиве T1 = 81,37 Н·м

Вращающий момент на ведомом шкиве T2 = 101,5 Н·м

Мощность передаваемая ременной передачей Р = 12,79 кВт

Частота вращения ведущего шкива n1 = 1465 об/мин

передаточное число клиноременной передачи U = 2

1) По номинальному моменту на ведущем шкиве 81,37 Н·м выбираем сечение ремня Б

2) Рассчитываем диаметр ведущего шкива

d1=120*=120= 247,09мм

значение d1 округляем до стандартного 250 мм

3) Рассчитываем диаметр ведомого шкива

490 мм, где

передаточное число клиноременной передачи ,

относительное скольжение ремня (материал ремня корд тканевый)

Полученное значение d2 округляем до стандартного примем

4) Уточним передаточное число:

5) Задаёмся межосевым расстоянием

примем 961.

6) Рассчитываем длину ремня -:

,

Полученное расчетом значение длины ремня округляем до стандартного - примем 3150 .

7) Уточняем межосевое расстояние - и сравниваем его с минимальным - (), ():

,

где

тогда .

8) Находим угол обхвата ремнём меньшего шкива - и сравниваем с допустимым - , ():

( условие выполняется)

9) Определим окружную скорость -

,

где

- об/мин частота вращения ведущего шкива,

м/с

10) Определяем окружное усилие допускаемое на один клиновой ремень - , при заданных условиях эксплуатации:

,

где

483 Н окружное усилие передаваемое одним клиновым ремнём, при длине 2240 т.к. сечения ремня - Б и окружной скорости:

коэффициент режима работы, (умеренные колебания);

0,953 коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата;

=1,12 коэффициент, учитывающий влияние длины ремня.

РР=483·0,953·1,12/1,1=468,6 Н

11) Определяем окружное усилие в ременной передаче- :

667 Н

12) Определяем число ремней Z, которое необходимо для передачи:

, где:

коэффициент, учитывающий число ремней в передаче.

Z=667/468,6·0.95=1,49

примем Z=2 ремня

13) Определяем число пробегов ремня и сравниваем с допустимым ():

(условие выполняется)

14) Напряжение от предварительного натяжения каждой ветви ремня 0=1,6 МПа.

15)Усилие в ременной передачи:

16) Рабочее натяжение в ременной передачи, ведущей ветви:

17) Рабочее натяжение в ременной передачи, ведомой ветви:

18) Усилие на опору вала:

Шкивы клиноременных передач.

1. Материал шкивов - чугун СЧ 15

2. Шероховатость рабочей поверхности Rа = 2,5 мкм

3. Стандартные диаметры шкивов: d1 = 250 мм

d2 = 500мм

4. Шкивы выполняются со спицами т.к. расчетный диаметр d2 =500 мм превышает допустимое значение для ремней - Б равное [d]=250 мм.

электродвигатель вал шкив передача

4. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные

частота вращения червяка n1 = 735 об/мин;

передаточное число U = 8;

вращающий момент на валу червячного колеса T2 = 159 Н·м;

отношение максимального и номинального моментов

на червячном колесе T2max/T2 = 1.75;

нагрузка нереверсивная

1. Выбор материалов для изготовления червяка и червячного колеса

Приближенное значение скорости скольжения

Vск = 5·10-4·n1·(T2)1/3 = 5·10-4·735·(159)1/3 = 1.99 м/с

т.к. Vcк = 1.99 ?2 м/с, значит используем 3ю группу материалов для изготовления зубчатого венца червячного колеса

В качестве материала зубчатого венца червячного колеса выбираем СЧ21-40 при отливке в песчаную форму.

Характеристика: ?в = 206 МПа, ?вн = 400 МПа

Материал для червяка: Легированная сталь, подвергаемая закалке или улучшению 40Х, червяк: конвалютный, шлифованный и полированный

2. Определение допускаемых напряжений

а) для расчета на контактную прочность

Для материалов 3-ой группы (чугуны)

?нp = 210 - 35·Vск = 210 - 35·1.99 = 140.32 МПа

Срок службы передачи: t = 31000 часов

Nц = 60·n2·t = 60·92·31000 = 170887500

б) для расчета на изгибную выносливость

Для червячных колес, выполненных из материалов 3-ей группы (чугуны), допускаемое напряжение для расчета на изгибную выносливость[?F] = 0.12·?вн - для нереверсивных передач

[?F] = 0.12·400 = 48 МПа

в) для расчета передачи при пиковых нагрузках

Предельные допускаемые напряжения [?H]max и [?F]max для расчета передачи (для 3-ой группы) при пиковых нагрузках вычисляются по следующим формулам

[?H]max = (260 ... 300) МПа, принимаем 280 МПа

[?F]max = 0.6·?в = 0.6·206 =124 МПа

3. Определение коэффициента нагрузки

При Vск = 1.99м/с по таблице найдем Kv = 1.15

где K?- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

Kv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.

K = K?·Kv = 1·1.15 = 1.15

Проектный расчет передачи

1. Предварительное значение межосевого расстояния

a'w = (Z2/q + 1)·([170/([?н]·Z2/q)]2·K·T2)1/3

где Z2 - число зубьев червячного колеса;

q - коэффициент диаметра червяка;

[?н] - допускаемое контактное напряжение;

T2 - момент сопротивления на валу червячного колеса;

K - коэффициент нагрузки

При определении предварительного значения a'w величиной отношения Z2/q задаются из условия обеспечения достаточной жесткости червяка при изгибе, принимая Z2/q = 4

a'w = (4 + 1)·([170/(140.32·4)]2·1.15·159·103)1/3 = 127.99мм

Округляем до ближайшего значения по ГОСТ 2144-66

a'w = 125 мм

2. Число зубьев червячного колеса

Округляем до ближайшего значения по ГОСТ 2144-66

a'w = 160 мм

2. Число зубьев червячного колеса

Z2 = U·Z1

Выбираем число заходов Z1 = 4

Число зубьев колеса Z2 = 8·4 = 32

3. Выбор осевого модуля передачи

Модуль m = (1.4 ... 1.7)·aw/Z2 = 7 ... 8.5 мм

Полученное значение округлим до стандартного по ГОСТ 2144-76, до m = 8 мм

4. Определение коэффициента диаметра червяка

q = (2·aw - m·Z2) / m ?qmin

qmin выбирается из условия минимально допустимой жесткости червяка на изгиб

qmin = 0.212·Z2 = 6.78

q = (2·160 - 8·32) / 8 = 8

Значение должно соответствовать указанному в ГОСТ 2144-76

5. Фактическое значение межосевого расстояния передачи aw

aw = m·(q + Z2)/2) = 8·(8 + 32)/2 = 160мм

Фактическое и предварительное межосевое расстояние совпало

6. Определение геометрических параметров передачи

а) Геометрические параметры червяка

делительный диаметр червяка

d1 = m·q = 8·8 = 64 мм

диаметр вершин витков червяка

da1 = d1 + 2·ha

диаметр впадин червяка

df1 = d1 - 2·hf

Высота головки ha и ножки hf витков

ha = ha*·m; hf=hf*·m

где коэффициент высоты головки ha* = 1, коэффициент высоты ножки hf* = 1.2 для конвалютного червяка

ha = 1·8 = 8 hf =1.2·8 = 9.6

da1 = 64 + 16 = 80 df1 = 64 - 19.2 = 44.8

длина нарезной части червяка

b1 ?(C1 + C2·Z2)·m

при Z1 = 4, C1 = 12.5, C2 = 0.09

b1 ?(12.5 + 0.09·32)·8 = 123.04мм

Для шлифуемых червяков, во избежание искажения рабочей части при входе и выходе шлифовального круга, b1 увеличивают на 3·m, b1 = 147.04мм

б) Геометрические параметры червячного колеса

делительный диаметр червячного колеса

d2 = m·Z2 = 8·32 = 256 мм

диаметр вершин зубьев червячного колеса

da2 = d2 + 2·ha = 256 + 2·8 = 272 мм

диаметр впадин червячного колеса

df2 = d2 - 2·hf = 256 + 2·9.6 = 236.8 мм

ширина венца червячного колеса

для Z1 = 4, b ?0.67·da1 = 80 мм

наибольший диаметр червячного колеса

dam2 ?da2 + 6·m/(Z1 + 2) = 272 + 6·8/(4+2) = 280 мм

7. Определение действительной скорости скольжения в червячном зацеплении

?- угол подъема витков червяка ?= arctg(Z1/q) = 26.58°

Vск = ?·n1·d1/(60·cos?) = 3.14·735·64/60·cos(26.58) = 2.75 м/с

Пересчет при Vск = 2.75м/с, K = 1

Для материалов 3-ой группы (чугуны)

?нp = 210 - 35·Vск = 210 - 35·2.75 = 113.67 МПа

?н = (170/(Z1·q))·[((Z1/q + 1)/aw)3·K'·T2]0.5 ??нp

?н = 93.62 ? ?нp =113.67

?н = 93.62 МПа, менее 15% - передача недогружена, [113.67 МПа] Пересчет при Vск = 2.75м/с, K = 1

Для материалов 3-ой группы (чугуны)

?нp = 210 - 35·Vск = 210 - 35·2.75 = 113.67 МПа

?н = (170/(Z1·q))·[((Z1/q + 1)/aw)3·K'·T2]0.5 ??нp

?н = 93.62 ? ?нp =113.67

?н = 93.62 МПа, менее 15% - передача недогружена, [113.67 МПа] Пересчет при Vск = 2.75м/с, K = 1.15

Для материалов 3-ой группы (чугуны)

?нp = 210 - 35·Vск = 210 - 35·2.75 = 113.67 МПа

?н = (170/(Z1·q))·[((Z1/q + 1)/aw)3·K'·T2]0.5 ??нp

?н = 100.39 ? ?нp =113.67

?н = 100.39 МПа ~ расчетному 113.67 МПа

Проверочный расчет зубьев червячного колеса на изгибную выносливость

?F = 1.54·YF·K·T2·cos?/(m2·d2·q) ?[?f]

где ?F - расчетное напряжение изгиба;

[?F] - допускаемое напряжение изгиба;

K' - уточненное значение коэффициента нагрузки;

YF - коэффициент формы зуба, принимаемый в зависимости от эквивалентного числа зубьев червячного колеса

Z?= Z2/cos2?= 32/0.8 = 44.72

В зависимости от Z?= 44.72, выбираем YF = 1.48

?F = 1.54·YF·K'·T2·cos?/(m2·d2·q) = 372754.07/131072 = 2.84

?F = 2.84 ? [?F] = 48

Условие выполнено

Проверочный расчет червячной передачи при кратковременных пиковых нагрузках

а) Расчет по предельным контактным напряжениям на рабочих поверхностях зубьев червячного колеса

?Hmax = ?H·(T2max/T2)0.5 ? [?Hmax]

?Hmax = 100.39·1.32 = 132.81 ? [?Hmax] = 280

Условие выполнено

б) Расчет по предельным напряжениям изгиба зубьев червячного колеса

?Fmax = ?F·(T2max/T2) ? [?F]

?Fmax = 2.84·1.75 = 4.98 ? [?Fmax] = 123.6

Условие выполнено

Проверочный расчет на жесткость

Усилия, действующие в передаче

окружное усилие на червяке Ft1 = 2·T1/d1;

где T1 = T2/(u·?) = 159/(8·0.88) = 22.59Н·м

Здесь принят предварительный КПД передачи ?= 0.88

Ft1 = 2·22.59/64 = 705.79Н

окружное усилие на колесе Ft2 = 2·T2/d2 = 2·159/256 = 1242.19 Н

осевое усилие на червяке Fa1 = -Ft2 = -1242.19 Н

осевое усилие на колесе Fa2 = -Ft1 = -705.79 Н

радиальное усилие в зацеплении Fr1 = -Fr2 = tg ?w/cos ?= tg(20)/cos (26.58) = 505.21 Н

Определение прогиба червяка в среднем сечении

Прогиб вала червяка вызывается силой Q, которая является равнодействующей окружного Ft1 и радиального Fr1 усилий

Q = (Ft12 + Fr12)0.5 = (705.792 + 505.212)0.5 = 867.97 Н

Прогиб f определяется по формуле f = Q·L3/(48·E·I)

где E - модуль упругости материала червяка;

L - расстояние между опорами вала червяка;

I - приведенный момент инерции поперечного сечения с учетом жесткости витков

I = 1/64·?·df14·(0.375 + 0.625·da1/df1) = 1/64·?·44.804·(0.375 + 0.625·1.79) = 29.47·104 мм4

[f] = (0.005...0.01)·m = (0.005...0.01)·8 = 0.04...0.08 мм

Примем для предварительной оценки прогиба червяка

L = 280 мм и E = 2.15·105 МПа, тогда

f = 867.97·280.003/(48·2.15·105·29.47·104) = 0.00627 мм

f = 0.00627 мм < [f] = 0.04 мм

Жесткость спроектированного червяка оказывается достаточной

Тепловой расчет червячного редуктора

Определение фактического значения КПД передачи

?= 0.96·tg?/(tg(?+ ?))

?- угол трения определяется в зависимости Vск [= 2.75 м/с], ?= 2.28

?+ ?= 2.28 + 26.58 = 28.85

tg(?+ ?) = tg(28.85) = 0.55

?= 0.96·0.5/0.55 = 0.872

Проверка условия работы редуктора без перегрева

tM = 103·(1 - ?)·P1/(KT·S·(1 + ?) + tв ?[tM] = 95°C

где tM и [tM] - температура масла фактическая и допускаемая, °C;

tв - температура окружающего воздуха, °C (принимают tв = 20°C);

P1 - мощность на валу червяка, кВт P1 = 1.05·10-4·n1·T1 = 1.05·10-4·735·22.8 = 1.76 кВт

KT - коэффициент теплоотдачи, при отсутствии искусственного охлаждения (9...7), принимаем (9)Вт/(м2°C)

S - площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора, м2. Можно ориентировочно оценить по формуле S ? 20·aw1.7 = 20·0.161.7 = 0.887м2

?- коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса в металлическую плиту или раму, на которой установлен редуктор, принимают ?= (0.25 ... 0.3) = 0.3

tM = 103·(1 - 0.87)·1.76/9·0.887·(1 + 0.3) + 20 = 41.76°C ?[tM] = 95°C

Редуктор будет работать без перегрева

Сводная таблица параметров передачи

Частота вращения червяка n1, об/мин 735

Передаточное число u 8

Вращающий момент на валу

червячного колеса T2, Н·м 159

Межосевое расстояние aW, мм 160

Число заходов червяка Z1 4

Число зубьев червячного колеса Z2 32

Осевой модуль передачи m, мм 8

Коэффициент диаметра червяка q 8

Делительный диаметр червяка d1, мм 64

Диаметр вершин витков червяка da1, мм 80

Диаметр впадин витков червяка df1, мм 45

Длина нарезной части червяка b1, мм 147

Делительный диаметр колеса d2, мм 256

Диаметр вершин витков колеса da2, мм 272

Диаметр впадин витков колеса df2, мм 237

Наибольший диаметр колеса dAM2, мм 280

Ширина зубчатого венца колеса b2, мм 54

Усилия в зацеплении

окружное на червяке Ft1, Н 706

окружное на колесе Ft2, Н 1242

осевое на червяке Fa1, Н -1242

осевое на колесе Fa2, Н -706

радиальные Fr1, Fr2, Н 505

5. Расчет валов редуктора

Делительный диаметр червяка d1 = 64мм

Делительный диаметр колеса d2 = 256 мм

Моменты передаваемые валами Т1=83 Н·м; T2=159 Н·м

[]= 20 МПа

Материал сталь 40ХН

Выбор материала вала.

Назначаем материал вала - сталь 40ХН. Принимаем по таблице 4

В = 920 МПа, Т = 750 МПа.

По стандартному ряду принимаем d1=45 мм, тогда по таблице 7.1

Высота буртика t = 2,8 мм, координаты фаски подшипника r = 3 мм, величина фаски ступицы f =1,6 мм.

l1 = (1,2...1,5) d1 = 1,2.·45=54 длина вала под шкив

2-я ступень вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d2 = d1 + 2t=45+2?2,8=50,6 мм. Принимаем d2 =50 мм

l2 ? 1,5d2=1,5?50=75 мм

3-я ступень вала под шестерню, колесо

d3 = d4 + 3,2r=50+3,2?3=59,6 мм принимаем d3=60 мм

Расстояние между опорами червяка примем равным диаметру червячного колеса, то есть

l1 272 мм

Расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры f1 65 мм

Выходной вал.

3.2.1. Выбор материала вала.

Выберем сталь 45

3.2.2. Приближенно оценим диаметр выходного конца вала при [] = 25 МПа.

по стандартному ряду принимаем dв2 =34 (мм)

Высота буртика t = 2,5 мм, координаты фаски подшипника r = 2,5 мм, величина фаски ступицы f =1,2 мм.

2-я ступень вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d2 = d1 + 2t=34+2?2,5=39 мм. Принимаем d2 =40

l2 ? 1,25?d2=1,25?40=50 мм

3-я ступень вала под шестерню, колесо

d3 = d4 + 3,2r=40+3,2?2,5=48 мм

5-я ступень вала для упора зубчатого колеса:

d5 = d3 + 3f=48+3?1,2=51,6 принимаем d5 =52

Диаметр ступицы dcт(1,6?1,8)d3=(76,8?86,4) мм Принимаем dcт=85 мм

Расстояние между опорами вала червячного колеса

где - длина ступицы червячного колеса, которую можно принимать мм; b - ширина червячного колеса.

Принимаем LСТ2=64 мм.

? - зазор между зубчатыми колесами и внутренними стенками корпуса редуктора: x = 8…15 мм; принимаем ? = 10 мм

? - ширина стенки корпуса в месте установки подшипников; ?=30…70

6. Расчет и подбор подшипников

Подбор подшипников для червяка.

Для червяка примем предварительно подшипники роликовые конические типа 7310 легкой серии. Схема установки подшипников - враспор. Из таблицы 19.24 [4] выписываем: d = 50 мм, D = 110 мм, Т = 29,25 мм. Расстояние между опорами вала по компоновочной схеме l = 272 мм.

e - параметр осевого нагружения, зависящий от угла контакта

e =1,5 tg = 1,5·tg14?=0,37

где - номинальный (начальный) угол контакта, град

=11…16 для типа 7000; принимаем =14?

Смещение точки приложения реакции от торца подшипника, для конических роликовых:

а = 0,5[Т + (d + D)e/3]=0,5[29,25+(50+110)0,37/3]=24,225 мм

L3=l-(T-a)·2=272-(29,25-24,225)·2=261,9 мм

Другие линейные размеры, необходимые для определения реакций, берем по компоновочной схеме: l1 = 54 мм, l2 = 75 мм, d1 = 45 мм, l4 = 29,25 мм, d2 = 50 мм, d3 = 60 мм.

Подбор подшипников для вала червячного колеса.

Для вала червячного колеса примем подшипники роликовые конические 7208 легкой серии. Схема установки подшипников - враспор. Из таблицы 19.24 [4] выписываем: d = 40 мм, D = 80 мм, Т = 19,25 мм, e = 0,37. Расстояние между опорами вала по компоновочной схеме l = 114 мм.

Смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника:

а = 0,5[Т + (d + D)e/3]=0,5[19,25+(40+80)0,37/3]=16,8 мм

L3 = l-(T-a)·2=114-(19,25-16,8)·2=109,1 (мм)

Другие линейные размеры, необходимые для определения реакций, берем по компоновочной схеме: l1 = 45 мм, l2 = 50 мм, d1 = 34 мм, l4 = 19,25 мм, l5 = 42 мм, d2 = 40 мм, d3 = 48 мм, d5 = 52 мм.

Расчет подшипников

Усилия в зацеплении (рис. 2):

окружное усилие на червячном колесе, равное осевому усилию на червяке:

Н;

окружное усилие на червяке, равное осевому усилию на колесе:

Н;

радиальные усилия на колесе и червяке:

Н.

При отсутствии специальных требований червяк должен иметь правое направление витков.

Направления усилий представлены на рис. 2; опоры, воспринимающие внешние осевые усилия, обозначим цифрами 2 и 4.

Рисунок 2 - Усилия в червячном зацеплении и опорные реакции

В а л ч е р в я к а

Расстояние между опорами l1 = 272 мм. Диаметр d1 = 64 мм.

Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Pa1, обозначим цифрой «2»):

в плоскости xOz

Н;

в плоскости yOz

;

Н;

;

Н.

Проверка: Ry1 + Ry2 - Pr1 = 80 + 372 - 452 = 0.

Суммарные реакции:

Н;

Н.

Осевые составляющие от действия радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников определятся по формуле (7.8):

Н;

Н,

где для подшипников шариковых радиально-упорных с углом = 14° коэффициент осевого нагружения е = 0,37 (см. табл. 7.3).

Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 7.6). В нашем случае S1< S2; Fa = Pa1 >= S2 - S1; тогда Fa1 = S1 = 480 Н; Fa2 = S1 + Fa = 480 + 1242 = 1722 Н.

Рассмотрим левый («первый») подшипник.

Отношение ; осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Н.

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.

Рассмотрим правый («второй») подшипник.

Отношение , поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой:

Н = 3,2 кН.

Расчетная долговечность, млн. об, по формуле (7.3)

млн. об.

Расчетная долговечность, ч,

ч,

где n = 735 об/мин - частота вращения червяка.

Расчет червяка на жесткость

Червячный вал проверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчета геометрических характеристик (d1 = 64 мм, da1 = 80 мм и df1 = 45 мм), значительно превосходят те, которые могли бы быть получены расчетом на кручение. Напомним, что диаметр выходного конца получился при расчете на кручение 27,47 мм, а мы по соображениям конструирования приняли его dв1 = 45 мм.

Проверим стрелу прогиба червяка (расчет на жесткость).

Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка

мм4.

Стрела прогиба

мм.

Допускаемый прогиб

мм.

Таким образом жесткость обеспечена, так как

f = 0,0179 мм < [f].

Определение коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях вала червячного колеса (рис. 6) следует проводить согласно тому, как это выполнено для ведущего вала косозубого цилиндрического редуктора (см. расчет валов одноступенчатого цилиндрического редуктора).

В данном примере запасы прочности больше [n], так как диаметры участков вала, выбранные по условиям монтажа, превышают расчетные.

7. Подбор и расчет шпонок

Выбираем на ведомый вал по стандарту призматическую шпонку для соединения шестерни с валом d = 48 мм, найти длину ступицы. Материал шестерни - сталь 40Х, материал шпонки - сталь 45. Передаваемый момент Т=136 Н·м, соединение работает со слабыми толчками.

1. По СТ СЭВ 189-75 выбираем шпонку призматическую, обыкновенную с размерами: b=14 мм, h=9 мм, t1=5,5 мм.

2. Находим допускаемое напряжение смятия (раздел 4) [см] = =100 н/мм2.

3. Определяем рабочую длину шпонки:

Принимаем lр=20 мм.

4. Находим общую длину шпонки:

l = lp + b = 20 + 14 = 34 мм.

Стандартное значение длины шпонки равно l = 32 мм.

Принимаем: шпонка 14 х 9 х 32 СТ СЭВ 189-75.

5. Проверяем выбранную шпонку под напряжением смятия:

что является меньше []см = 100 н/мм2.

6. Находим длину ступицы шестерни:

lст = l + 8…10 мм = 34 + 10 = 44 мм

Выбираем на ведущий вал призматическую шпонку для соединения вала d=45 мм со шкивом. Материал шкива чугун СЧ 15, материал шпонки сталь 45. Передаваемый момент Т=83 Н·м, соединение работает со слабыми толчками.

1. По СТ СЭВ 189-75 выбираем шпонку призматическую, обыкновенную с размерами: b=14 мм, h=9 мм, t1=5,5 мм.

2. Находим допускаемое напряжение смятия [см] = 100 Н/мм2.

3. Определяем рабочую длину шпонки:

Принимаем lр=12 мм.

4. Находим общую длину шпонки:

l = lp + b = 12 + 14 = 26 мм.

Стандартное значение длины шпонки равно l = 25 мм.

Принимаем: шпонка 14 х 9 х 25 СТ СЭВ 189-75.

Выбираем шпонку на ведомый вал d=34 мм. Передаваемый момент Т=159 Н·м

1. По СТ СЭВ 189-75 выбираем шпонку призматическую, обыкновенную с размерами: b=10 мм, h=8 мм, t1=5,0 мм.

2. Находим допускаемое напряжение смятия (раздел 4) [см] = =100 н/мм2.

3. Определяем рабочую длину шпонки:

Принимаем lр=32 мм.

4. Находим общую длину шпонки:

l = lp + b = 32 + 10 = 42 мм.

Стандартное значение длины шпонки равно l = 40 мм.

Принимаем: шпонка 14 х 9 х 40 СТ СЭВ 189-75.

5. Проверяем выбранную шпонку под напряжением смятия:

что является меньше []см = 100 н/мм2.

Рисунок 3 - Призматическая шпонка в поперечном сечении.

8. Компоновка червячного редуктора

Выбираем неразъёмную конструкцию корпуса редуктора, (так как межосевое расcтояние aW = 160 мм ), имеющие два окна на боковых стенах, через которые при сборке вводится комплект вала

Рисунок 4 - Компоновочный чертёж червячного редуктора

9. Выбор смазки и способа контроля его уровня

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Смазочные материалы по физическому состоянию разделяются на жидкие (масла), пластичные и твердые Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло. Для проектируемого редуктора берем рекомендуемые для Твердости рабочих поверхностей зубьев значения динамической вязкости масел, при 500С =240 . Выбираем масло «Цилиндровое-11»
В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть.

Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

При картерной смазке колес при окружной скорости V>1 м/с подшипники качения смазываются брызгами масла или масляным туманом из общей масляной ванны. Учитывая колебание объема масла в корпусе, минимальный уровень масляной ванны ограничивают центром нижнего тела качения подшипника.

Сальниковое простейшее уплотнение представляет собой кольцо прямоугольного сечения из технического войлока фетра, выставляемое в кольцевой, обычно трапециевидный паз и поджимаемое к поверхности вала предварительным деформированием или пружиной.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе редуктора предусматривают сливное отверстие, закрываемое несколько ниже его (рис. 8). Для облегчения стока масла дно корпуса редуктора выполняют с уклоном 1 … 2? в сторону отверстия.

В непосредственной близости к отверстию в отливке выполняют местное углубление, которое способствует стоку масла и отстоявшейся грязи.

10. Выбор посадок и уплотнений

Сальниковое простейшее уплотнение представляет собой кольцо прямоугольного сечения из технического войлока фетра, выставляемое в кольцевой, обычно трапециевидный паз и поджимаемое к поверхности вала предварительным деформированием или пружиной.

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл.10.13.(4)

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 23347-82

Посадка шкива на вал редуктора

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.

11. Порядок сборки редуктора

Для сборки редуктора в его цельном корпусе предусмотрены отверстия. Червяк нарезан на входном валу на который с натягом посажены подшипники. Одна опора вала зафиксирована от осевых смещений и представляет собой роликовый конический подшипник, вторая опора является плавающей в осевом направлении. Опоры вставляются в корпус с лева на право. Под боковые крышки устанавливаются прокладки. На выходном валу с натягом установлено червячное колесо и роликовые радиально-упорные конические подшипники по схеме враспор. Вал в сборке с червячным колесом вставлен в корпус. Подшипники и червячное зацепление регулируют с помощью металлических прокладок, находящихся под крышками опор вала червячного колеса.

Перед сборкой внутреннею полость внутреннего полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сбору производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

- на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и роликовые конические подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С;

- в ведомый вал закладывают шпонку 16х10х70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бут вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью 2-х конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают растворное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточке закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячем маслом. Проверяют проворачивание валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны поворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют её торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия прокладкой и жезловой маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

12. Заключение

В данном курсовом проекте был разработан привод в который входит: стандартный электродвигатель, ременная передача, червячный редуктор.

Была достигнута цель изучения курса “Детали машин и основы конструирования” - исходя из заданных условий работы деталей и узлов машин, усвоить методы, нормы и правила их проектирования, обеспечивающие выбор материала, форм, размеров, степени точности и качества поверхности, а также технологии изготовления.

При разработке, курсового проекта понадобилось изучить и освоить:

основные критерии работоспособности деталей машин и виды отказов;

основы теории и расчёта деталей и узлов машин общего назначения;

самостоятельно конструировать детали и узлы машин общего назначения по заданным выходным параметрам; оформлять графическую и текстовую конструкторскую документацию в соответствии с требованиями ЕСКД.

Размещено на Allbest.ru