Червячный редуктор (РПЗ_ПМ)

Посмотреть архив целиком

МОСКОВСКИЙ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ

(ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ)





Кафедра основ конструирования машин











РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ

по курсу "Механика и основы конструирования"

Редуктор червячный















Группа: ТФ-07-08

Студент: Ансоков А.А.

Консультант: Александровский В. Н.







Москва 2011

Оглавление

МОСКОВСКИЙ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ 1

(ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ) 1

1. Анализ задания, выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет. 3

1.1 Анализ задания 3

1.2 Выбор электродвигателя 3

1.3 Кинематический и силовой расчет 4

2. Выбор характеристик и материалов 4

3. Определение геометрических характеристик передачи 5

Проверочный расчет 6

4. Определение сил в зацеплении. 7

5. Предварительный расчет валов редуктора и конструкции червяка и вала червячного колеса. 8

5.1 Быстроходный (входной) вал 8

5.2 Тихоходный вал 11

6. Проверка работоспособности вала. Расчет на усталость. 14

7. Проверка шпоночных соединений на смятие 15

8. Проверка работоспособности валов. Расчет на усталость 16

9. Выбор сорта масла 17

10. Назначение посадок сопряженных деталей и схемы характерных посадок. 18

11. Список используемой литературы 20








Техническая характеристика

№ п\п

Наименование, размерность

Вариант 3

1

Мощность на гайке , кВт

0,9

2

Частота вращения винта , об/мин

200

3

Срок службы привода , час

8000



  1. Анализ задания, выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет.

    1. Анализ задания



Мощность на гайке

Частота вращения винта

Срок службы привода

Вид передачи – червячная

Вид нагрузки – нереверсивная

    1. Выбор электродвигателя



Определим требуемую мощность электродвигателя. Для этого рассчитаем КПД привода.



Требуемая мощность двигателя рассчитывается по формуле

Принимаем

Общее передаточное число привода



    1. Кинематический и силовой расчет

№ вала

n, об/мин

Р, кВТ

Т, Н мм

1

2880,00

2,9

9616

2

200

2,3

109825









  1. Выбор характеристик и материалов

Принимаем число витков червяка равным Z1=2, тогда число зубьев червячного колеса Z2 будет равно

NHO=107 - базовое число циклов перемены напряжений при расчёте на контактную прочность

NFO=106 - базовое число циклов перемены напряжений при расчёте на изгибную выносливость

Примем величину коэффициента диаметра червяка q, учитывая, что

Определим величину ожидаемой скорости , м/с

м/с

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса:

Принимаем для червяка: сталь 45

Принимаем для венца червячного колеса: бронза Бр.05Ц5С5 отлитую в кокиль

Определим допускаемые напряжения и

Для этого рассчитаем эквивалентное число циклов:

Коэффициент долговечности колеса



Таблица 3.9



Допускаемое контактное напряжение

Допускаемое напряжение изгиба

  1. Определение геометрических характеристик передачи



Предварительное значение межосевого расстояния находим по формуле

мм

Определим величину модуля m

­­

Округляем до ближайшего стандартного значения и принимаем

­­

Вычисляем фактическое значение межосевого расстояния

Определим остальные геометрические параметры

Диаметры делительных окружностей:

Червяка

Колеса

Диаметры вершин зубьев:

Червяк

Колесо

Диаметры впадин зубьев:

Червяк

Колесо

Наибольший диаметр червячного колеса:

Длина нарезной части червяка:



Ширина венца червячного колеса:

Делительный угол подъема:

Окружная скорость червяка:

Скорость скольжения в зацеплении :

Принятая степень точности по ГОСТ 3675-81 равна 6

Уточненное значение КПД:

Принимаем







    1. Проверочный расчет



Коэффициент учитывающий механические свойства червячной пары и угла сцепления

Коэффициент нагрузки

Коэффициент формы зуба



Условие выполняется с недогрузкой в 7,59 %

Условие выполняется с недогрузкой в 80.2 %

Уточненное значение крутящего момента на ведомом валу

*

  1. Определение сил в зацеплении.



Окружная сила на колесе (равна осевой силе на червяке):

Окружная сила на червяке (равна осевой силе на колесе):

Радиальная сила на червяке (равна радиальной силе на колесе):





  1. Расчет валов



5.1 Быстроходный (входной) вал



  1. Определение минимального диаметра:

Т.к. диаметр вала ЭД90L2 d=24, то



  1. Определяем диаметр вала под уплотнение:



, где t – высота буртика для упора полумуфты



Принимаем







  1. Определяем диаметр вала под подшипник:

  1. Определяем диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем







Из эскиза

Подбор подшипника

№7205 α=14

d=25

D=52

B=15

C=23900

e = 1.5tg α = 0.37

Осевые составляющие радиальных реакций



Осевые реакции в опорах 1 и 2

Найдем значения X и Y:



Рассчитаем базовый расчетный ресурс









    1. Тихоходный вал



  1. Определение минимального диаметра:

ГОСТ 12080-66



  1. Определяем диаметр вала под уплотнение:



, где t – высота буртика для упора полумуфты



Принимаем



ГОСТ 12080-66





  1. Определяем диаметр вала под подшипник:

  1. Определяем диаметр вала под колесо:

  1. Диаметр и длина ступицы колеса

  1. Диметр буртика колеса



Из эскиза

Проверка

Полные радиальные реакции равны



Подбор подшипника

№72087 α=14

d=40

D=80

B=20

C=42400

e = 1.5tg α = 0.37

Осевые составляющие радиальных реакций



Осевые реакции в опорах 1 и 2

Найдем значения X и Y:



Рассчитаем базовый расчетный ресурс

Ресурс подшипников тихоходного вала во много превосходит необходимый



6. Проверка работоспособности вала. Расчет на усталость.



Построим эпюры Mx, My, Mz

Для этого, изменим систему координат к традиционной, таким образом, что Мх и Му – будут изгибающими моментами, а Мz – крутящим.























  1. Проверка шпоночных соединений на смятие.

Зададимся размерами шпонок (ГОСТ 23360-78)

Размеры

Выходной конец быстроходного вала

Выходной конец тихоходного вала

Ступица колеса

Диаметр вала, d

20 мм

32 мм

45 мм

Ширина шпонки, b

6 мм

10 мм

14 мм

Высота шпонки, h

6 мм

8 мм

9 мм

Длина шпонки lш

32 мм

56 мм

36 мм

Рабочая длина шпонки, lраб

26 мм

46 мм

22 мм



Допускаемое напряжение смятия: [σ]см = 110 Н/мм2











Проверка на напряжения смятия:

Сталь 45



  1. Выходной конец быстроходного вала:

  1. Выходной конец тихоходного вала:



  1. Ступица колеса:



  1. Проверка работоспособности валов. Расчет на усталость.

Размеры

Выходной конец быстроходного вала

Выходной конец тихоходного вала

Ступица колеса

Глубина паза

Вала, t1

Втулки t2



2,5 мм

1,8 мм


3,5 мм

2,8 мм


4,0 мм

3,3 мм



  1. Тихоходный вал.

Wизг для вала в опасном сечении

Коэффициент влияния размеров детали

Коэффициент влияния шероховатости поверхности

Коэффициент влияния упрочнения при поверхностной обработке

Зададимся материалом вала: Сталь 45

Коэффициенты концентрации по нормальным и касательным напряжениям

Суммарный коэффициент снижения предела выносливости при изгибе:

Суммарный коэффициент снижения предела выносливости при кручении:

Амплитудное значение нормальных напряжений:

Среднее значение нормальных напряжений:



Амплитудное и среднее значение касательных напряжений:

Пределы выносливости материала:

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Коэффициент запаса прочности

Условие прочности выполняется.

  1. Выбор сорта масла



Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.

Поскольку окружная скорость червяка меньше 10 м/с, разумно применить картерное смазывание.

Исходя из контактных напряжений и окружной скорости колеса, принимаем сорт масла И-Т-Д-68 (И – индустриальное, Т – тяжелонагруженные узлы, Д – масло с антиокислительными, антикоррозионными, противоизносными и противозадирными присадками)

68 – класс кинематической вязкости, значит, что .







  1. Назначение посадок сопряженных деталей и схемы характерных посадок.





Сопрягаемые детали, шифр посадки

Предельные отклонения. Предельные размеры, мкм

Схема полей допусков

Зазоры. Натяги

мкм

Вал - муфта

переходная

ES = +25

IS = 0

es = +8

es = -8

Nmax = 8

Nmin = 0

Smax = 33

Smin = 0

Вал - подшипник

натяг

ES = 0

IS = -12

es = +18

es = +2

Nmax = 30

Nmin = 2

Подшипник – корпус

зазор

ES = +35

IS = 0

es = 0

es = -15

Smax = 50

Smin = 0

Вал - колесо

(широкий участок)

натяг

ES = +25

IS = 0

es = +59

es = +43

Nmax = 59

Nmin = 18

Вал - колесо

(короткий участок)

зазор

ES = +25

IS = 0

es = -80

es = -142

Smax = 167

Smin = 80

Крышка – корпус

зазор

ES = +35

IS = 0

es = -12

es = -34

Smax = 69

Smin = 12







  1. Список используемой литературы



  1. Детали машин. Проектирование: Учебное пособие / Л.В.Курмаз, А.Т.Скойбеда. Мн.: УП «Технопринт», 2001. – 290 с.

  2. Детали машин: Атлас конструкций (в двух частях) / Под ред. Д.Н.Решетова, М.: Машиностроение, 1992.

  3. Зубчатые и червячные передачи. Атлас конструкций / Под ред. С.Ф. Мороза. М.: Издательство МЭИ, 2000. 114с.

  4. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие / С.А.Чернавский, К.Н.Боков, И.М.Чернин, Г.М.Ицкович, В.П.Козинцов. М.: ООО ТИД «Альянс», 2005. – 416 с.

  5. Методические указания к практическим и лабораторным занятиям по курсам «Детали машин», «Основы инженерного проектирования», «Прикладная механика». Механические передачи. /С.Ф.Мороз, Н.А.Аксенова, Д.Д.Корж, А.Н.Хорошев и др. М.: Издательство МЭИ, 1997. 48 с.

  6. Методические указания к практическим и лабораторным занятиям по курсам «Основы конструирования» и «Основы инженерного проектирования». Валы, подшипники, муфты, допуски и посадки. /С.Ф.Мороз, Н.А.Аксенова, В.В.Баранов и др. М.: Издательство МЭИ, 1993. 45 с

  7. Проектирование механизмов передач: Методическое пособие к курсовому проектированию / Под ред.С.Ф.Мороза. М.: Издательство МЭИ, 2004 -44 с



9



Случайные файлы

Файл
11723.rtf
95292.rtf
2425.rtf
96169.rtf
21750-1.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.