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 ηм(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 Uмст=31,5

1.5 Сводная таблица параметров механизма .3 длительной работе

Ведущий: Р1=Рдв=11кВт

n1=nдв=970 об/мин

Т1=9550 Р1/n1=9550*11/970=108,3 Нм

Ведомый: Р2=Р1*ηм=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 dв=590 мПа, dт=275 МПа

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

[dH]=170 МПа

Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы

[dOF]= [dOF]’ · КF2

[dOF]’=130 МПа, КF2=0,543. тогда

[dOF]=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

da1= d1+2m = 64 + 2 · 8= 80 мм

- диаметр впадин витков

df1= 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

da2= d2+2m = 480 + 2 · 8= 496 мм

- диаметр впадин зубьев

df2= d2 - 2,4 · m=480 - 2,4 ·8=460,8 мм

- наибольший диаметр зубьев

- ширина венца

b2£ 0,75·da1=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=Кb · КV

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки,

при постоянной нагрузке

Кb=1

Как для редуктора общего назначения принимаем степень точности

передачи – 7-ю

Тогда коэффициент динамичности

КV=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 ZV=61 коэффициент формы зуба

УF=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 Ζ1 выполняется заодно целое с валом

4.2 Параметры венца червячного колеса.

- диаметр ступицы

dCT=1,6 d2˝=1,6 · 70 =112 мм

Принимаем диаметр ступицы dСТ = 112 мм

- длина ступицы

lCТ=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


6477946494323095.html
6478009898381671.html
    PR.RU™