Червячный редуктор

Содержание.

Введение……………………………………………………………………………….….4

1. Кинематический и силовой расчет привода……………………………..……….….5
2. Расчет открытой цилиндрической прямозубой передачи………………………….7
3. Расчет червячной передачи редуктора…………………………….………………..12
4. Эскизная компоновка. Предварительный расчет валов. Подбор подшипников…17
5. Расчеты соединений вал - ступица………………………………………………….25
6. Проверочный расчет валов редуктора………………………………..…………….26
7. Выбор смазочного материала……………………………………………………….30
8. Тепловой расчет редуктора………………………………………………………….31

Список использованных источников…………………………………………………..33

Приложение 1. Спецификация на цилиндрическо - червячный………………….

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить  теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемых редукторах используются различные передачи.

Червячный редуктор с  нижним расположением червяка приводится в движение от электродвигателя типа 4А112М4. На выступающем конце тихоходного  вала редуктора насажена шестерня открытой зубчатой цилиндрической передачи. Расчет произвести по следующим данным: Р₃=4,5 кВт при угловой скорости =3,0 рад/с; ресурс работы редуктора 20 000 ч; нагрузка постоянная.

Механизм загрузки термических  печей.

 

1-червяк; 2-червячное  колесо; 3,4-шестерня и колесо зубчатой передачи

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Кинематический и силовой расчет привода

 

1. Принимаем электродвигатель с синхронной частотой вращения

 мин ^-1

2. По формуле определяем требуемую мощность электродвигателя, для чего предварительно по формуле находим общий КПД привода, приняв для открытой зубчатой передачи

для червячной передачи редуктора

при (передаточное число червячной передачи)

;

кВт.

3. По таблице П.1[1] принимаем электродвигатель  4А100L4

Номинальная мощность кВт.

Частотой вращения  мин ^-1

По таблице П.2[1] диаметр вала двигателя мм

4. Определяем общее передаточное отношение привода

мин ^-1

5. Находим передаточное число открытой зубчатой передачи:

принимаем 

6. Определяем частоту вращения и угловые скорости валов привода:

• ведущего вала редуктора

 мин ^-1

с ^-1

• ведомого вала редуктора (ведущего вала открытой зубчатой передачи)

 мин ^-1

 с ^-1

• ведомого вала открытой зубчатой передачи

 мин ^-1

 с ^-1

Отклонение от заданной скорости

, что допустимо.

7. Рассчитываем вращающие моменты на валах привода:

• на ведомом валу открытой передачи

Н×м

• на ведомом валу редуктора

Н×м

• на ведущем валу редуктора

Н×м

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Расчет открытой цилиндрической прямозубой передачи

 

1. Определяем по формуле межосевое расстояние, для чего находим значения параметров, входящих в эту формулу.

Передаточное число  . Номинальный вращающий момент на валу колеса Н×м.

Для открытых зубчатых колес принимаем  коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния

Контактная прочность и твердость  колеса

где , определяемый интерполированием по табл. 4.3[1], для , при умеренных колебаниях нагрузки

Предполагая, что габаритные размеры  шестерни не превышают  мм и мм, для ее изготовления принимаем по табл. 4.1[1] сталь 45 Л (литьё), термическая обработка - улучшение, твердость .

Для изготовления колеса любого диаметра принимаем по этой же таблице сталь 35 Л (литьё), термическая обработка - нормализация, твердость 

По таблице 4.2[1] пределы контактной и изгибной выносливость зубьев:

• шестерни

МПа

МПа

• колеса

МПа

 МПа

Определяем допускаемые контактные напряжения, принимая

    для нормализованных и улучшенных зубчатых колес

   во всех случаях для открытой передачи:

• для материала шестерни

 МПа

• для материала колеса

МПа

Принимаем меньшее из полученных значений, т. е.

МПа

Находим допускаемые напряжения изгиба при расчете на прочность, принимая для колеса, изготовленных из литых заготовок, при одностороннем приложении нагрузки и во всех случаях для открытой передачи:

• для материала шестерни

МПа

• для материала колеса

МПа

Для открытой зубчатой передачи полученные значения допускаемых напряжении изгиба уменьшаем вдвое и в качестве расчетных принимаем  МПа, МПа.

Теперь вычислим :

для прямозубых передач

По ГОСТу 2185-66 принимаем  мм.

2. Определяем ширину венца зубчатого колеса:

мм

Принимаем по табл. П.4[1] мм

Ширина венца шестерни

мм.

Принимаем по табл. П.4[1] мм.

3. Определяем модуль зацепления из условия выносливости при изгибе:

      Принимаем  по ГОСТу 9563-60 значение т = 6 мм.

 

4. Определяем суммарное значение число зубьев:

     

число зубьев шестерни

      принимаем 

число зубьев колеса

      Фактическое передаточное  число передачи

      Отклонение от принятого значения

      Уточняем  угловую скорость колеса

рад/с

5. Определяем делительные диаметры колес по формуле:

мм

мм

Фактическое межосевое расстояние передачи

мм

    Находим диаметры  вершин и впадин зубьев:

мм

мм

мм

мм

6. Определяем окружную скорость в зацеплении:

м/с

По  рекомендациям таблицы 4.5[1] принимаем 9-ю степень точности

изготовления  зубчатых колес.

7. Сопоставляем габаритные размеры колес проектируемой передачи с   рекомендациями табл. 4.1 [1], удостоверяемся, что в начале расчета марки стали и их термические обработки не требуют изменений.
8. Вычисляем силы, действующие в зацеплении:  

• окружная сила

Н

• радиальная сила

Н

9. Выполняем проверочный расчет зубьев колеса из условия обеспечения выносливости зубьев при изгибе.

Для этого принимаем  значения коэффициентов:

Для прямозубых передач согласно рекомендации:

      для прямозубых  передач

  находим интерполированием  по таблице 4.4[ 1]

  (табл.4.7[1])

  согласно рекомендациям на  стр. 58[1]

 согласно рекомендациям на стр. 58[1]

Рабочее напряжение изгиба зубьев колеса:

МПа

МПа

Проверку  зубьев шестерни на прочность при  изгибе выполняем по условию:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4. Расчет червячной передачи редуктора

 

Из кинематического  и силового расчета выписываем исходные данные:

Н×м вращающий момент на ведомом валу червячной передачи

рад/с угловая скорость червяка

 рад/с  мин ^-1)  угловая скорость червячного колеса

передаточное число передачи

1. Ориентировочно определяем скорость скольжения:

м/с

2. Для изготовления зубчатого венца червячного колеса при м/с, принимаем по рекомендациям в начале главы оловянно- фосфористую бронзу марки БРОI0Фl, способ отливки - в металлическую форму; для изготовления червяка принимаем сталь 45 с закалкой до твердости не менее 50НRС_э и последующим шлифованием.
3. Определяем циклическую долговечность передачи при нагрузке, близкой к постоянной, по формуле:

4. Определяем допускаемые контактные напряжения, предварительно найдя значение предела контактной выносливости поверхностей зубьев и коэффициент долговечности:

МПа по табл. 5.1 [1]

коэффициент долговечности

Тогда  МПа

5. Предварительно принимаем значение коэффициент расчетной нагрузки для передачи при умеренных колебаниях нагрузки

 

6. Определяем межосевое расстояние передачи:

 

мм

По  рекомендациям, приведенным на стр. 79 [1], принимаем 

7. Принимаем число витков червяка

тогда число зубьев колеса

При этом фактическое  передаточное число червячной передачи

Эти значения соответствуют  стандартным (табл. 5.3 [1]).

8. Определяем осевой модуль червяка

мм

по ГОСТу 2144-93 принимаем m = 8 мм

9. Определяем коэффициент диаметра червяка

полученное значение соответствует стандартному.