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. Передачи
классифицируются:
По принципу
действия:
а) с использованием
сил трения
(фрикционные,
ременные).
б) работающие
в результате
возникновения
давления между
зубьями и
кулачками.
2.1.
Выбор двигателя,
кинематический
расчет привода.
2.1.1.
Требуемая
мощность рабочей
машины: Р рм
= 4 кВт.
2.1.2.
Определим общий
коэффициент
полезного
действия (кпд)
привода: η= η зп
* ηпк
* η кп,
где
η
зп
= 0,85 – кпд червячной
передачи,
η
пк
= 0,99 – кпд подшипников
качения ( 2 пары),
η
кп
= 0,95 – кпд клиноременной
передачи.
η
= 0,85. 0,992.
0,95 = 0,79143075.
2.1.3.
Определим
требуемую
мощность двигателя:
Рдв
= Ррм
/
η = 4 /
0,79143075 = 5,054 кВт.
2.1.4.
Определим
номинальную
мощность двигателя:
Р
ном
Рдв
,
Рном
= 5,5 кВт.
2.1.5.
Выбираем тип
двигателя по
табл. К9:
Двигатель
асинхронный
короткозамкнутый
трехфазный
общепромышленного
применения,
закрытый, обдуваемый
типа 4АМ100L2У3,
с частотой
вращения 3000 об/мин,
n
ном.
= 2880 об/
мин.
2.2.
Определение
передаточного
числа привода
и его ступеней
2.2.1.Частота
вращения выходного
вала редуктора:
nрм
= 55 об/мин.
2.2.2.
Определим
передаточное
число привода:
U
= nном1/nрм
=
2880/55 =52,36.
2.2.3.
Определим
передаточные
числа ступеней
привода:
U
= Uзп.
Uоп
= 20. 2,618
2.2.4.
Определим
максимальное
допускаемое
отклонение
частоты вращения
приводного
вала рабочей
машины nрм:
Δnрм=
nрм
*δ
/100
= 55*5/
100 = 2,75
об/мин.
2.2.5.
Определим
допускаемую
частоту вращения
приводного
вала рабочей
машины:
[nрм]
= nрм
+
∆ nрм
=
55+2,75 = 57,75
об/мин.
2.2.6.
Определим
фактическое
передаточное
число привода:
Uф=
nном/[nрм]
= 2880/57,75 =
49,87.
2.2.7.
Уточняем передаточные
числа:
Uзп=10
Uоп=4,987
2.3.
Определение
силовых и
кинематических
параметров
привода:
2.3.1.
Мощность: Рдв=5,5
(КВт)
Быстроходный
вал: Р1=Рдв*ηоп*ηпк=5,5*0,95*0,99=5,17275
Тихоходный
вал: Р2=Р1*ηзп*ηпк=5,17275*0,85*0,99=4,3528
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Изм. |
|
Лист |
|
Подпись |
Дата |
|
РАЗРАБОТАЛ |
Богданов
В.О. |
|
|
|
Стадия |
Лист |
Листов |
Проверил. |
Гоголенко |
|
|
|
|
|
|
. |
|
|
|
|
|
Н.
Контр. |
Шиляева |
|
|
|
|
Утвердил. |
|
|
|
|
|
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. Передачи
классифицируются:
По принципу
действия:
а) с использованием
сил трения
(фрикционные,
ременные).
б) работающие
в результате
возникновения
давления между
зубьями и
кулачками.
2.1.
Выбор двигателя,
кинематический
расчет привода.
2.1.1.
Требуемая
мощность рабочей
машины: Р рм
= 4 кВт.
2.1.2.
Определим общий
коэффициент
полезного
действия (кпд)
привода: η= η зп
* ηпк
* η кп,
где
η
зп
= 0,85 – кпд червячной
передачи,
η
пк
= 0,99 – кпд подшипников
качения ( 2 пары),
η
кп
= 0,95 – кпд клиноременной
передачи.
η
= 0,85. 0,992.
0,95 = 0,79143075.
2.1.3.
Определим
требуемую
мощность двигателя:
Рдв
= Ррм
/
η = 4 /
0,79143075 = 5,054 кВт.
2.1.4.
Определим
номинальную
мощность двигателя:
Р
ном
Рдв
,
Рном
= 5,5 кВт.
2.1.5.
Выбираем тип
двигателя по
табл. К9:
Двигатель
асинхронный
короткозамкнутый
трехфазный
общепромышленного
применения,
закрытый, обдуваемый
типа 4АМ100L2У3,
с частотой
вращения 3000 об/мин,
n
ном.
= 2880 об/
мин.
2.2.
Определение
передаточного
числа привода
и его ступеней
2.2.1.Частота
вращения выходного
вала редуктора:
nрм
= 55 об/мин.
2.2.2.
Определим
передаточное
число привода:
U
= nном1/nрм
=
2880/55 =52,36.
2.2.3.
Определим
передаточные
числа ступеней
привода:
U
= Uзп.
Uоп
= 20. 2,618
2.2.4.
Определим
максимальное
допускаемое
отклонение
частоты вращения
приводного
вала рабочей
машины nрм:
Δnрм=
nрм
*δ
/100
= 55*5/
100 = 2,75
об/мин.
2.2.5.
Определим
допускаемую
частоту вращения
приводного
вала рабочей
машины:
[nрм]
= nрм
+
∆ nрм
=
55+2,75 = 57,75
об/мин.
2.2.6.
Определим
фактическое
передаточное
число привода:
Uф=
nном/[nрм]
= 2880/57,75 =
49,87.
2.2.7.
Уточняем передаточные
числа:
Uзп=10
Uоп=4,987
2.3.
Определение
силовых и
кинематических
параметров
привода:
2.3.1.
Мощность: Рдв=5,5
КВт
Быстроходный
вал: Р1=Рдв*ηоп*ηпк=5,5*0,95*0,99=5,17275
Тихоходный
вал: Р2=Р1*ηзп*ηпк=5,17275*0,85*0,99=4,3528
|
|
|
|
|
|
|
Лист |
|
|
|
|
|
Изм. |
Лист |
№ докум. |
Подпись |
Дата |
8.2 2-й вал
Дано: Ft2=8997
(H), Fr2=3275
(H),Fa2=2138(H)
lT=94
(MM), lM=149(MM),FM=6707(H),d2=160(MM)
1.ВЕРТИКАЛЬНАЯ
ПЛОСКОСТЬ
А) ОПРЕДЕЛЯЕМ
ОПОРНЫЕ РЕКЦИИ
ПРОВЕРКА:
Б) СТРОИМ
ЭПЮРУ ИЗГИБАЮЩИХ
МОМЕНТОВ
ОТНОСИТЕЛЬНО
ОСИ Х :
2. ГОРИЗОНТАЛЬНАЯ
ПЛОСКОСТЬ
а) ОПРЕДЕЛЯЕМ
ОПОРНЫЕ РЕАКЦИИ
ПРОВЕРКА:
б) СТРОИМ
ЭПЮРУ ИЗГИБАЮЩИХ
МОМЕНТОВ ОТНОСИТЕЛЬНО
ОСИ У:
в ХАРАКТЕРНЫХ
СЕКЦИЯХ
3.ОПРЕДЕЛЯЕМ
ЭПЮРУ КРУТЯЩИХ
МОМЕНТОВ
4.ОПРЕДЕЛЯЕМ
СУММАРНЫЕ
РАДИАЛЬНЫЕ
РЕАКЦИИ.
5.ОПРЕДЕЛЯЕМ
СУММАРНЫЙ
ИЗГИБАЮЩИЕ
МОМЕНТЫ В НАИБОЛЕЕ
НАГРУЖЕННЫХ
СЕЧЕНИЯХ, Н*М
9. Проверочный
расчет подшипников.
9.1. Быстроходный
вал.
Подшипники
установлены
в распор.
(см. рис. 9.1.б)
А) Определим
осевые составляющие
радиальных
реакций:
Б) Определим
осевые нагрузки
подшипников:
В) Определим
отношения:
Г) По отношениям
выбираем формулы
для определения
RЕ:
Д) Определим
динамическую
грузоподъемность
по большему
значению
эквивалентной
нагрузки:
9.2. Тихоходный
вал.
2=6,0,47 (с-1)
,FA2=2138
(H), R1=15131(H),
R3=13297
(H)
ПОДШИПНИКИ
7212
Подшипники
установлены
в распор.
А) Определим
осевые составляющие
радиальных
реакций:
Б) Определим
осевые нагрузки
подшипников:
В) Определим
отношения:
Г) По отношениям
Соответствующие
формулы для
определения
RЕ:
Д) Определим
динамическую
грузоподъемность
по большему
значению
эквивалентной
нагрузки:
Подшипник
пригоден.
10. Конструктивная
компоновка
привода.
10.1. Конструирование
червячного
колеса.
Так как диаметр
колеса небольшой,
то необходимо
его изготовить
цельнокованым.
10.2.Конструирование
червяка.
Червяк выполняется
заодно с валом.
А) конец вала.
10.3. Выбор соединений.
Шпонки: на
конце I вала
– 8 7 30
под колесом
червячным –
2012
60
на конце
II вала – 16
10 60
Расчет шпонки
под колесом.
,
ГДЕ [
]см=110…190
(
)
Ft2
=8997 (H)
10.4. Крышки
подшипниковых
узлов:
Манжета
армированная
ГОСТ 8752-79
d = 35 D=58 h1
= 10 d =60 D =85 h1
=10
Крышки торцовые
Для защиты
подшипников
от продуктов
износа червячных
колес, а также
излишнего
полива маслом,
подшипниковые
узлы закроем
с внутренней
стороны корпуса
маслозащитными
шайбами.
Толщина шайб
1,2…2 мм., зазор
между корпусом
и наружным
диаметром шайбы
0,2.ю..0,6 мм.
10.5. Конструирование
корпуса редуктора.
10.5.1 Форма корпуса.
Корпус разъемный
по оси колеса.
А) толщина
стенок корпуса
и ребер жесткости:
=5.8
Принимаем
6
(MM)
Б) диаметр
болтов фланцев:
d1=
M14- фундаментный
d2=M12-крепления
корпуса и крышки
по бабкам
d3=M10
-//-//-//-//-//-//-//-// по фланцам
d4=M10-
крепление
торцевых крышек
d5=M6-
крепление
крышки смотрового
мока
В) ОПРЕДЕЛЕНИЕ
КОЛИЧЕСТВА
МАСЛА
Г) ОПРЕДЕЛЕНИЕ
УРОВНЯ МАСЛА
Д) КОНТРОЛЬ
УРОВНЯ масла
Жезловый
маслоуказатель
( рис. 10.63)
Е) слив масла
Пробка сливная
(рис. 10.30)
Ж) отдушина
(рис. 10.67)
Проверочные
расчеты.
А) фундаментный
фланец основания
корпуса
Б) фланец
подшипниковой
бобышки крышки
и основания
корпуса.
Количество
болтов на одну
сторону корпуса
– 2шт.
H2
– графически
В) соединительный
фланец крышки
и основания
корпуса
Г) винты для
крепления
крышек торцовых:
Д) фланец для
крышки смотрового
окна:
Смазывание.
А) смазывание
зубчатого
зацепления
– окунание,
картерный
непроточный
способ.
Б) Сорт масла
И-Т-Д-460 ГОСТ 17479.4-87
(табл. 10.29)
Параметры
|
значение |
Параметры
|
Значение
|
Межосевое
расстояние
aw
|
87 |
Диаметры
червяка:
Делительный
d1
Начальный
dw1
Вершин
витков da1
Впадин
витков
d
f1
|
|
40
40
48
30,4
|
Модуль
зацепления
m
|
4 |
Диаметры
колеса
Делительный
диаметр d2=dw
Вершин
зубьев
da2
впадин
зубьев
d
f2
наибольший
dam
|
160
168
150,4
174
|
Коэфициент
диаметра червяка
|
10 |
|
Делительный
угол подьема
витков червяка
угол
|
11
|
|
Угол
обхвата червяка
червяка венцом
2
|
103
|
|
Число
ветков червяка
z1
|
2 |
|
Число
зубьев колеса
z2
|
40 |
|
Ширина
зубчатого
венца колеса
b2
|
36 |
|
Длина
нарезаемой
части червяка
b1
|
48 |
|
Проверочный
расчет |
Параметры |
Допускаемое
значение |
Расчетное
значение |
Прим. |
Коэффициент
полезного
действия
|
0,7…0,75
|
0,824
|
|
Контактное
напряжения
|
250-25Vs
|
997.32
|
|
Список
использованной
литературы.
Н.Г.
Куклин Детали
Машин М.: Высшая
школа ,- 1984
А.Е.
Шейнблинт
Курсовое
проектирование
Детали Машин
М.: Высшая школа,-1991г.
Оглавление
-
№ |
Пункт
|
Лист
|
1
|
Введение
|
2 |
2
|
Пояснительная
записка
|
3-4 |
2.1
|
Кинематический
расчет привода |
4-8 |
3
|
Выбор
материала
червяка
|
9 |
4
|
Расчет
червячной
передачи
|
9 |
5
|
Расчет
ременной
передачи (не
производился) |
|
6
|
Нагрузки
валов редуктора
|
10 |
6.1
|
Определение
сил в зацеплении
закрытой
передачи |
11 |
6.2
|
Определение
консольных
сил
|
11 |
6.3
|
Силовая
схема нагружения
валов редуктора
|
11 |
7
|
Проектный
расчет валов
|
12-13а
|
7.1
|
Выбор
допускаемого
напряжений
на кручение |
|
7.2
|
Выбор
допускаемых
напряжений
на кручение
|
|
7.3
|
Определение
геометрических
параметров
ступеней валов |
|
7.4
|
Пре6дварительный
выбор подшипников
качения |
|
7.5
|
Эскизная
компоновка
редуктора
|
|
8
|
Расчетная
схема валов
редуктора
|
14-15 |
8.1
|
Определение
реакций в опорах
подшипника
|
|
8.2
|
Построение
эпюр изгибающих
и крутящих
моментов |
|
9
|
Проверочный
расчет подшипников
качения
|
16-17 |
10
|
Конструктивная
компоновка
привода
|
18-20 |
11
|
Проверочные
расчеты
|
21-24 |
12
|
Технический
уровень редуктора
|
24 |
13
|
Список
использованной
литературы
|
25 |
14
|
Приложения
|
10;14а;15
|
15
|
Графическая
часть
|
|
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.
Передачи
классифицируются:
По
принципу
действия:
а)
с использованием
сил трения
(фрикционные,
ременные).
б) работающие
в результате
возникновения
давления между
зубьями и
кулачками.
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Изм. |
|
Лист |
|
Подпись |
Дата |
|
РАЗРАБОТАЛ |
Богданов
В.О.
|
|
|
|
Стадия |
Лист |
Листов |
Проверил. |
Гоголенко |
|
|
|
|
|
|
. |
|
|
|
|
|
Н.
Контр. |
Шиляева |
|
|
|
|
Утвердил. |
|
|
|
|
|
2.1. Выбор
двигателя,
кинематический
расчет привода.
2.1.1.
Требуемая
мощность рабочей
машины: Р рм
= 4 кВт.
2.1.2.
Определим
общий коэффициент
полезного
действия (кпд)
привода: п = п
зп . ппк
. п кп,
где
п зп
= 0,85 – кпд червячной
передачи,
п пк
= 0,99 – кпд подшипников
качения ( 2 пары),
п кп
= 0,95 – кпд клиноременной
передачи.
П
= 0,85. 0,992.
0,95 = 0,79143075.
2.1.3. Определим
требуемую
мощность
двигателя:
Рдв
= Ррм
/
п = 4 /
0,79143075 = 5,054 кВт.
2.1.4. Определим
номинальную
мощность
двигателя:
Р
ном
Рдв,
Рном
= 5,5 кВт.
2.1.5. Выбираем
тип двигателя
по табл. К9:
Двигатель
асинхронный
короткозамкнутый
трехфазный
общепромышленного
применения,
закрытый,
обдуваемый
типа 4АМ100L2У3,
с частотой
вращения 3000
об/мин,
n
ном.
= 2880 об/
мин.
2.2. Определение
передаточного
числа привода
и его ступеней
2.2.1.Частота
вращения
выходного
вала редуктора:
прм
= 55 об/мин.
2.2.2.
Определим
передаточное
число привода:
U
= nном/nрм
=
2880/55
=52,36.
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2.2.3. Определим
передаточные
числа ступеней
привода:
U
= Uзп.
Uоп
= 20. 2,618
2.2.4.
Определим
максимальное
допускаемое
отклонение
частоты вращения
приводного
вала рабочей
машины nрм:
nрм=
nрм
. /100
= 55 . 5/
100 = 2,75
об/мин.
2.2.5. Определим
допускаемую
частоту вращения
приводного
вала рабочей
машины:
[nрм]
= nрм
+
nрм
=
55+2,75 =
57,75 об/мин.
2.2.6. Определим
фактическое
передаточное
число привода:
Uф=
nном/[nрм]
= 2880/57,75 =
49,87.
2.2.7. Уточняем
передаточные
числа:
2.3. Определение
силовых и
кинематических
параметров
привода:
2.3.1. Мощность:
2.3.2. Частота
вращения и
угловая скорость:
2.3.3. Вращающий
момент Т, нм:
3.1. Червячная
передача.
3.1.1. Выбор
материала
червяка:
По табл.
3.1 определим
марку стали
для червяка:
Сталь
40Х с твердостью
45 НRCэ,
термообработка
– улучшение
и закалка ТВЧ.
По
табл. 3.2 для стали
40Х – твердость
45…50HRCэ
в
=900 Н/мм2,
т
=750 Н/мм2
3.1.2. Выбор
материала
червячного
колеса:
Марка
материала
червячного
колеса зависит
от скорости
скольжения:
Vs=
В
соответствии
со скоростью
скольжения
по табл. 3.5 из
группы II
принимаем
бронзу БрА10Ж4Н4,
полученную
способом
центробежного
литья;
в
=700 Н/мм2,
т
=460 Н/мм2
3.1.3.
Определим
допускаемые
контактные
напряжения
н
и изгибные
F
напряжения:
а)
при твердости
витков червяка
45HRCэ
н
=
С=0,97
– коэффициент,
учитывающий
износ материала
Б) коэффициент
долговечности
при расчете
на изгиб:
Для
нереверсивных
передач:
Табл.
3.7
4. Расчет
червячной
передачи.
4.1. Определим
главный параметр
– межосевое
расстояние
аw=
Принимаем
аw
=
90 мм
( см. табл. 13.15)
4.2. Выбираем
число витков
червяка z1:
z1
зависит от
uчер.
uчер.=20,
следовательно
z1=2
4.3. Определим
число зубьев
червячного
колеса:
z2
= z1
uчер.=220=40
4.4. Определим
модуль зацепления:
m
=
Принимаем
m
= 3,5
4.5. Из условия
жесткости
определим
коэффициент
диаметра червяка:
q
q
Принимаем
q
= 10
4.6. Определим
коэффициент
смещения
инструмента:
x
= 0,714285
4.7. Определим
фактическое
передаточное
число uф
и проверим
его отклонение
u
от
заданного
u:
4.8. Определим
фактическое
значение
межосевого
расстояния:
4.9. Определим
основные
геометрические
параметры
передачи:
а) Основные
размеры червяка:
делительный
диаметр:
начальный
диаметр:
диаметр
вершин витков:
диаметр
впадин витков:
делительный
угол подъема
линии витков:
длина
нарезаемой
части червяка:
Так как
х=0,714285, то С=
б) основные
размеры венца
червячного
колеса:
делительный
диаметр:
диаметр
вершин зубьев:
наибольший
диаметр колеса:
диаметр
впадин зубьев:
ширина
венца:
радиусы
закруглений
зубьев:
условный
угол обхвата
червяка венцом
колеса 2:
Проверочный
расчет:
4.10. Определим
кпд червячной
передачи:
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
4.11.
Проверяем
контактные
напряжения
зубьев колеса
н:
К – коэффициент
нагрузки.
Принимаем в
зависимости
от окружной
скорости колеса.
4.12. Проверяем
напряжения
изгиба зубьев
колеса:
где
YF2
– коэффициент
формы зуба
колеса, определяется
по табл. 4.10 в
зависимости
от эквивалентного
числа зубьев
колеса.
4.13. Составляем
табличный
ответ.
6. Нагрузки
валов редуктора.
6.1. Определение
сил в червячном
зацеплении:
Окружная:
Радиальная:
Осевая:
6.2. Определение
консольных
сил на выходные
концы валов:
Муфта
на быстроходном
валу.
6.3. Силовая
схема нагружения
валов редуктора.
Направление
витков червяка
– правое.
Направление
вращения
двигателя –
правое.
7. Проектный
расчет валов.
Эскизная
компановка
редуктора.
7.1. Выбор
материала
валов:
Червяк
– Сталь 40Х.
Вал –
Сталь 45.
7.2. Допускаемое
напряжение
на кручение.
7.3. Определение
геометрических
параметров
ступеней валов:
I
вал.
II
вал.
7.4. Предварительный
выбор подшипников
качения:
Конические
роликовые
подшипники
типа 7000, так как
аw
160 мм., средней
серии; схема
установки
– враспор.
I
вал – подшипники
№ 7207
II
вал
– подшипники
№ 7212
основные
параметры
подшипников.
7.5.
Эскизная
компановка
редуктора:
8.
Расчетная
схема валов
редуктора.
8.1.
I
вал – определение
реакций в
подшипниках.
9.
Проверочный
расчет подшипников.
9.1.
Быстроходный
вал.
Подшипники
установлены
враспор. (см.
рис. 9.1.б)
А)
Определим
осевые составляющие
радиальных
реакций:
Б)
Определим
осевые нагрузки
подшипников:
В)
Определим
отношения:
Г) По
отношениям
выбираем
формулы для
определения
RЕ:
Д) Определим
динамическую
грузоподъемность
по большему
значению
эквивалентной
нагрузки:
9.2. Тихоходный
вал.
Подшипники
установлены
враспор.
А) Определим
осевые составляющие
радиальных
реакций:
Б) Определим
осевые нагрузки
подшипников:
В) Определим
отношения:
Г) По
отношениям
Соответствующие
формулы для
определения
RЕ:
Д) Определим
динамическую
грузоподъемность
по большему
значению
эквивалентной
нагрузки:
Подшипник
пригоден.
10. Конструктивная
компановка
привода.
10.1. Конструирование
червячного
колеса.
Так как
диаметр колеса
небольшой,
то необходимо
его изготовить
цельнокованным.
10.2.Конструирование
червяка.
Червяк
выполняется
заодно с валом.
А) конец
вала.
10.3. Выбор
соединений.
Шпонки:
на конце I
вала – 8 7
30
под
колесом червячным
– 2012
60
на
конце II
вала – 16
10
60
Расчет
шпонки под
колесом.
10.4. Крышки
подшипниковых
узлов:
Манжета
армированная
ГОСТ 8752-79
Крышки
торцовые
Для защиты
подшипников
от продуктов
износа червячных
колес, а также
излишнего
полива маслом,
подшипниковые
узлы закроем
с внутренней
стороны корпуса
маслозащитными
шайбами.
Толщина
шайб 1,2…2 мм., зазор
между корпусом
и наружным
диаметром
шайбы 0,2.ю..0,6 мм.
|
|
|
|
|
|
|
10.5. Конструирование
корпуса редуктора.
10.5.1 Форма
корпуса.
Корпус
разъемный
по оси колеса.
А) толщина
стенок корпуса
и ребер жесткости:
Принимаем
Б) диаметр
болтов фланцев:
А) фундаментный
фланец основания
корпуса
Б) фланец
подшипниковой
бобышки крышки
и основания
корпуса.
Количество
болтов на одну
сторону корпуса
– 2шт.
H2
–
графически
В) соединительный
фланец крышки
и основания
корпуса
Г) винты
для крепления
крышек торцовых:
Д) фланец
для крышки
смотрового
окна:
Смазывание.
А) смазывание
зубчатого
зацепления
– окунание,
картерный
непроточный
способ.
Б) Сорт
масла И-Т-Д-460
ГОСТ 17479.4-87 (табл.
10.29)
В) определение
количества
масла
Г) определение
уровня масла
Д) контроль
уровня масла.
Жезловы
|
|
В) определение
|
В) ОПРЕДЕЛЕНИЕ
КОЛИЧЕСТВА
МАСЛА
Г) ОПРЕДЕЛЕНИЕ
УРОВНЯ МАСЛА
Д) КОНТРОЛЬ
УРОВНЯ масла
Жезловый
маслоуказатель
( рис. 10.63)
Е) слив
масла
Пробка
сливная (рис.
10.30)
Ж) отдушина
(рис. 10.67)
Проверочные
расчеты.
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Лист |
Изм. |
Лист |
№ докум. |
Подп. |
Дата |
|
|
6. Нагрузки
валов редуктора.
6.1. Определение
сил в червячном
зацеплении:
Окружная:
Ft
Ft
Радиальная:
Fr
Осевая:
Fa1=Ft
=8997
(H) FA
=Ft
=2138
(H)
6.2. Определение
консольных
сил на выходные
концы валов:
FM
С
=
1542
FM1=C
=
r=1542*3=4626
FK
МУФТ
(НА ТИХ. ВАЛУ)=2488
FK
(НА
БЫСТРОХОДНОМ
ВАЛ)=5440
6.3. Силовая
схема нагружения
валов редуктора.
(СМ.
приложение
№ 1)
Направление
витков червяка
– правое.
Направление
вращения двигателя
– правое.
7. Проектный
расчет валов.
Эскизная компановка
редуктора.
7.1. Выбор
материала
валов:
Червяк
– Сталь 40Х.
Вал –
Сталь 45.
7.2. Допускаемое
напряжение
на кручение.
2
7.3. Определение
геометрических
параметров
ступеней валов:
I вал:
d1=
d1=30
( MM)
l1=(1.2…1.5)
*d1=(
1.2…1.5)*30=36…45
l1=40
(MM)
d2=d1+2t=30+2*2.2=3.4
d2=35
(MM)
l2=
1.5d2=1.5*35=45.5
l2=45(MM)
d3=d2+3.2r=35+3.2*2.5
d3=45(MM)
l3=ГРАФИЧЕСКИ
d4=d2=35
(MM)
l4=18.5=T
l4≈20(MM)
II
вал.
d1=
d1
≈55
(MM)
l1=(1.0…1.5)
d1=(1.0…1.5)55=55…80
l1≈70(MM)
d2=d1+2t=55+2*3=61
d2≈60(MM)
l2=1.25d2=1.25*60=75
l2≈80
d3=d2+3.2r=60+3.2*3.5=71.2
d3≈70(MM)
l3
Определяется
Графически
d4=d2
l4=T=24≈25(MM)
d5=d3+3*f=70*3.25=77.5
d5≈80(MM)
l5-ОПРЕДЕЛЯЕТСЯ
ГРАФИЧЕСКИ
7.4. Предварительный
выбор подшипников
качения:
(по ТАБ
7.2) К29 [
2 ]выбираем
Конические
роликовые
подшипники
типа 7000, так как
аw
160 мм., средней
серии; схема
установки –
в распор.
I
вал – подшипники
№ 7207
II вал
– подшипники
№ 7212
основные
параметры
подшипников
|
Размеры
мм
|
Подшипники
|
вал |
d1
|
d2
|
d3
|
d4
|
Типо
размеры
|
d*D*B(T)
MM
|
Динам.
Грузоп.
Cr
, KH
|
Статич.
Групод.
Cro, kH
|
l1
|
l2
|
l3
|
l4
|
быстр |
30 |
35 |
45 |
35 |
7507 |
35*72*
24.5
|
53 |
40 |
40 |
45 |
|
20 |
Тихох. |
55 |
60 |
70 |
60 |
7212 |
60*110*24 |
72.2 |
58.4 |
70 |
80 |
|
25 |
7.5. Эскизная
компоновка
редуктора (См.
приложение№2)
X=8…10
Y > 4X= 32…40 R= dam
S =(0.1…0.2)
D =(0.1…0.2)72 =7.2…14.4 (MM) h =
h1
=
h2=
a=( T+
)
a1=0.5(24.5+
)
=18.42 (MM)
a2=0.5(24+
)=21.92
(MM)
8. Расчетная
схема валов
редуктора.
8.1. I
вал – определение
реакций в
подшипниках.
ДАНО :
-
Ft
|
d1=40
(MM)
|
Fr
|
!
OM=58
(MM)
|
Fa=8997(H)
|
!б=175
(MM)
|
Fop=862(H)
|
Вертик.
Плоск.
а. Определяем
опорные р-ции
Fr1*
ПРОВЕРКА
: Y=0
RAY-Fr1+RBY=0609.3-3275+2665.7=0
Строим
эпюру изгибающих
моментов
Относительно
оси Х :
В характерных
сечениях, Н*М:
МХ
=0
МХ
=
RAY*
MX
0
MX
=
2.Горизонтальная
плоскость
а) определяем
опорные реакции
, Н:
RBX=
RAX=2216.7
(H)
Проверка:
Х=0
FOП-RAX+Ft1-RBX=0
862-2216.7+2138-783.3=0
Б) Строим
эпюру изгиб.
моментов
относительно
Оси У в
характерных
сечениях
Му1=0
МУ2=FОП*lоп=862*0.058=50
Н*М
МУ4=0
Му3=
-RBX*
=-783,3*0,0875=-68,5
( H*M)
3.Строим
эпюру крут.
Моментов :
М
к=Мz=
4.Определяем
суммарные
радиальные
реакции, Н
R
R2
A
RB=
5.Определяем
суммарные
изгибающие
моменты в наиболее
нагруженных
сечениях, Н*М
М2=My2=50
H*M M3=
Проверочный
расчет:
4.10. Определим
кпд червячной
передачи:
где
=11,3
,
угол
трения, определяется
в зависимости
от фактической
скорости скольжения.
4.11.
Проверяем
контактные
напряжения
зубьев колеса
н:
где
Ft
=
2
T2103/d2
К – коэффициент
нагрузки. Принимаем
в зависимости
от окружной
скорости колеса:
т. к
V2
м /с,
то К=1
|