Червячный редуктор Пояснительная записка

Курсовая Работа по дисциплине Детали машин и Основы проектирования. ...

Техническое задание.
1. Техническое предложение.
1.1 Кинематический расчет привода.
1.2 Выбор электродвигателя.
1.3 Определение частот вращения и вращающих моментов.
1.4 Выбор материалов.
2. Эскизный проект.
2.1 Расчет червячной передачи.
2.2 Расчет диаметра валов.
2.3 Выбор типа подшипников.
2.4 Толщина стенок редуктора.
2.5 Конструирование крышек . .
2.6 Манжетные уплотнения.
2.7 Тепловой расчет.
2.8 Расчет уровня масла в редукторе.
2.9 Выбор крепежных элементов.
3. Технический проект.
3.1 Расчет вала.
3.2 Расчет подшипников редуктора.
3.3 Расчет соединений с гарантированным натягом.
3.4 Расчет шпоночного соединения.
3.5 Расчет болтового соединения.
4. Рабочая документация.
4.1 Спецификация.
4.2 Техническое описание редуктора.
4.3 Порядок сборки редуктора.
4.4 Техническое обслуживание редуктора.
Список используемой литературы.

1.1 Кинематический расчёт привода.
Одноступенчатый редуктор с червячной передачей.
Рассчитываем общий КПД привода:
η_общ=η_р*η_з*η_м, где
η_р – КПД ременной передачи (0,95) (стр.7 табл.1.1 [2])
η_з – КПД червячной передачи (0,9) (стр.7 табл.1.1 [2])
η_м – КПД муфты соединительной (0,98) (стр.7 табл.1.1 [2])
η_общ=0,95*0,9*0,98=0,837


2.3 Выбор типа подшипников
Червяк и червячное колесо в червячном редукторе должны жестко закрепляться в осевом направлении. Поэтому в силовых передачах для опор валов применяются подшипник радиально упорный роликовый. (стр.50 [2])
Для быстроходного вала выбираем подшипник средней серии.

45 [2])Для быстроходного вала: Диаметр концевого участка вала : d ≥7,5* 3Tт = 7,5*3113,7= 36,3 мм где ТТ = 113,7 Н*м – номинальный момент на валу червячного колеса. Из ряда Ra40 принимаем: d=36 мм.Диаметр под подшипник: dп ≥ d + 2*tцил = 36+2*3.5 = 42 мм, примем по условию dп =55мм, где tцил = 3.5 мм - высота заплечика.Диаметр базы подшипника: dБП ≥ dп + 3*r = 55+3*2.5 = 60 мм , где r = 2,5 мм – координата фаски подшипника. Для тихоходного вала:Диаметр концевого участка вала под муфту: d ≥ 5,5*3Тт = 5,5* 31020,4 = 55 мм , где ТТ = 1020,4 Н*м – номинальный момент на валу червячного колеса. Из ряда Ra40 принимаем: d=55 мм.Диаметр под подшипник: dп ≥ d + 2*tцил = 55+2*4,5 = 64 мм, т.к стандартный диаметр под подшипник равен 65 мм, принимаем dп = 65 мм.dБП ≥ dп+3*r = 65+3*3 = 74 мм , выбираем из ряда Ra40: dБП = 75 мм.Диаметр под червячное колесо: Принимаем следующее значение из ряда Ra40 после диаметра под подшипник, dK = 56мм.-3067052095502.3 Выбор типа подшипников-1143085090Червяк и червячное колесо в червячном редукторе должны жестко закрепляться в осевом направлении. Поэтому в силовых передачах для опор валов применяются подшипник радиально упорный роликовый. (стр.50 [2])Для быстроходного вала выбираем подшипник средней серии. Обозначение подшипника 7211А.Размеры подшипника: d=55 мм; D=120 мм; T=32 мм; B=23 мм; c=25 мм; r1=3 мм; r2=1 мм.Грузоподъемность: Cr=134 кН; C0r=110 кН.Расчетные параметры: e=0,35; Y=1,7; Y0=0,8.Для тихоходного вала выбираем подшипник лёгкой серии серии. Обозначение подшипника 7213А. Размеры подшипника: d=65 мм; D=120 мм; T=25 мм; B=23 мм; c=20 мм; r1=2,5 мм; r2=0,8 мм.Грузоподъемность:Cr=108 кН; C0r=78 кН.Расчетные параметры: e=0,4; Y=1,5; Y0=0,8.2.4 Толщина стенок редуктораДля редукторов толщину стенки, отвечающую требованиям технологий необходимой прочности и жесткости корпуса, вычисляют по формуле:δ=1,24T≥6 мм (стр.289 [2])где Т – вращающий момент на выходном (тихоходном) валу (Н·м);δ=1,241020,4=6,78. Принимаем δ=7 мм.Плоскости стенок, встречающихся под прямым или тупым углом, спрягаем дугами радиуса r и R. Если стенки встречаются под острым углом, рекомендуют их соединять короткой вертикальной стенкой. В обоих случаях принимают: r≈0,5δ=3 мм и R≈1,5δ=10 мм (стр.289 [2])2.5 Конструирование крышек.Крышки подшипников изготавливают из чугуна марок СЧ15 иСЧ20.Крышки привертные. Принимаем размеры крышки из (стр.167 [2])Для червяка: D=160 мм; δ=7 мм; d=10 мм; z=6. Для вала колеса: D=160 мм; δ=7 мм; d=10 мм; z=6.2.6 Манжетное уплотнение.28003556102251) На быстроходном валу d=55 мм; D1=80 мм; h1=10 мм.2) На тихоходном валу d=65 мм; D1=95 мм; h1=10 мм. (стр.473 [2])2.7 Тепловой расчетТепловая мощность W=P1*(1- η) = 3,96*103*(1-0,9)=396 Втгде P1 - мощность на входном валу, η - КПД червячной передачиМощность теплоотдачи W1=(t1-t0)*A=17*(90-20)*0.34=404Втгде K ≈ 14…17 - коэффициент теплоотдачи, t1=60°…90° – температура масла, t0≈20° – температура окружающей среды.2.8 Расчёт уровня масла в редукторе.Для смазывания передачи в корпус редуктора заливают масло. Глубину погружения в масло деталей червячного редуктора принимают зацепление червяка и колеса: hm=0,3*da1=0,3*110=33где da1- диаметр вершин витков червякаРекомендуемое количество масла в ванне ~ 0,35…0,7 л на 1 кВт передаваемой мощности. Передаваемая мощность: Р=3,2 кВтТребуемый объем масляной ванны: W=P·0,7= 3,2·0,7=2,25 л2.11 Выбор крепежных элементов. Редуктор, крышка и корпус редуктора и электродвигатель крепятся к раме с помощью болтов (стр.483 [2]), шайб (стр.487 [2]) и гаек (стр.485 [2]). Крышки подшипников крепятся к корпусу с помощью болтов с шайбами.Крепежные элементыМесто крепежа По ГОСТ 15521–70По ГОСТ 6402–70По ГОСТ 7796–70Крепление крышек подшипников –2)d=10,2мм; s=b=2,5мм;d=10мм; S=14мм; D=15,3мм; H=6мм; l=35мм; l0=26мм;Крепление крышки люка –d=8,2мм; s=b=2мм;d=8мм; S=12мм; D=13,1мм; H=5мм; l=l0=14мм;Крепление крышки к корпусуd=12мм; S=17мм; D=18,7мм; H=10мм;d=12,2мм; s=b=3,0мм;1) d=12мм; S=17мм; D=18,7мм; H=7мм; l=120мм; l0=30мм;2) d=12мм; S=17мм; D=18,7мм; H=7мм; l=35мм; l0=30мм; Для замены масла в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой (а). (стр.203-204 [2])83248580010Размеры пробки: dDD1LlbtSM16x1,52521,924133319Министерство Образования и науки Российской ФедерацииКафедра Технический проектЧервячный редукторЧР 00.00 ТПВыполнил: Проверил: 3.2 Расчет тихоходного вала.Схема расчета Выбор материаловСталь 45; σв=850 МПа; σт=580 МПа ; термообработка-улучшение,241…285 НВ (стр.170 [1]) Исходные данные.Ft2 =9714 Н - окружная сила колеса FR2 =3605,5 Н - радиальная сила колеса Fм= 2353 Н - нагрузка от полумуфтыFα2=9718 Н - осевая сила колесаDk =210 мм - диаметр червячного колеса T2 = 1020,4 Н·м - момент на тихоходном валуT1 = 113,7 Н·м - момент на быстроходном валу Расчет нагрузки от полумуфтыFм=0,2* Ft =0,2*11764=2353 НFt=2Т/D0=2*1000*1000/170=11764 Н Расчет сил в зацепленииFR2=Ft2∙tgαcosγ=9714∙tg20°cos11,3°=3605,5 H (стр.217 [1])Fa2=2Т2d2=2*1020,4*1000210=9718 H (стр.217 [1]) Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов с определением наиболее напряженных участков вала.МFR=FR*a2=3605.5*0,1072=192.9 H*мМFt=Ft*a2=9714*0,1072=519.7 H*мМFa=Fa*Dk2*al=9718*0,2102*0,1070,1905=571 H*мМFм1=Fм*c*al=2353*0,072*0,1070,1905=95.2 H*мМFм2=Fм∙c=2353*0,072=169.4 H*мT=Ft*Dk2=9714*0.2102=1019.97 Н*мМ=MFR+MFA2+MFt2+МFм1= =(192.9+571)2+519.72+95.2=1019.12 H*мРассмотрим опасное сечение II- IIКонцентратором напряжения являются: галтельный переход и шпоночный паз. Определение коэффициентов концентрации: (стр.320 [1])Для галтельного перехода d=65мм, r=3,5мм, t=2ммtr=23,5=0,57; rd=3,565=0,05 =>Kσ=1,6;Kτ=1,5 (стр.321 таб.15.1 [1])4309110234315Для шпоночного паза: Kσ=2,15;Kτ=1,95 (стр.321 таб.15.2 [1]) Концентратором является шпоночный пазb= 16 мм – ширина шпоночного пазаh = 10 мм – высота шпоночного пазаd=65мм Определение момента сопротивлению (стр.187 [2])Wи=πd332-bh2d-h216d=3,14·65332-16·10·2·65-10216·65=24732 мм3Wк=πd316-bh2d-h216d=3,14·65316-16·10·2·65-10216·65=51680 мм3 Определение действующих напряжений (стр.312 [1])τa=0,5∙TWк=0,5∙101912051680=9.9МПаa=М0,1d3=101912027462=37.1 МПа Суммарные коэффициенты концентрации напряжений в расчетном сечении. Учитывают влияние всех факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении: (стр. 320 ф.15.8 [1]) (стр. 189 [2])KσD=KσKdσ+1KFσ-1KV=2,150,8+10,93-11=2,75KτD=KτKdτ+1KFτ-1KV=1,950,69+10,96-11=2,8Kσ,Kτ- эффективные коэффициенты концентрации напряженийпри изгибе и кручении. Величину масштабного фактора можно оценить по формуле: (стр. 320 [1])Kd=0,5*1+d7,5-2=0,5*[1+657,5-2 0,084]=0,85 = 0,19-1,2510-4в=0,19-1,2510-4850=0,084Kd=0,5*1+d7,5-2*1,5*=0,5*[1+657,5-2*1,5*0,084]=0,78Принимаем Rz = 3,2 мкм – шероховатость поверхности валаKF=1-0,22lgB20-1lgRz=1-0,22lg85020-1lg3,2=0,93KF=0,575KF+0,425=0,96 - коэффициент, учитывающий качество поверхности при крученииK=1 - т.к. вал без поверхностного упрочнения Расчет запасов сопротивления усталости. При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас определяется: (стр. 319 [1])S=Sσ·SτSσ2+Sτ2=3,5∙5,83,52+5,82=3≥S=1,5Sσ=σ-1KσD∙σa+ψσ∙σm=3402,59*37+0,19∙0=3,5Sτ=τ-1KτD∙τa+ψτ∙τm=1702,3∙12,2+0,095∙12,2=5,8ψσ, ψτ-коэффициенты, корректирующие влияние составляющейцикла напряжений по сопротивлению усталости. По ГОСТ 25.504 - 82 определяем:ψσ=0,02+2·10-4·850=0,02+2·10-4·850=0,19ψτ=0,5·ψσ=0,5·0,19=0,095τm=τa=12,2 МПаПределы выносливости по формулам (стр. 319 [1]) МПа; МПа;Рассмотрим опасное сечение I- IКонцентратором напряжения являются: галтельный переход , посадка с натягом и шпоночный паз. Определение коэффициентов концентрации: (стр. 320 [1])Для галтельного перехода d=67 мм, r=3,5мм, t=3 ммtr=33,5=0,85; rd=3,567=0,05 =>Kσ=1,8;Kτ=1,55 (стр.321 таб.15.1 [1]) Для шпоночного паза :Kσ=2,15;Kτ=1,95 (стр.321 таб.15.2 [1])Для посадки с натягом: (стр.320 [1])KKd=K1*K2*K3=2,95*1,5* 1=4,42 =>K=Kd*4,42=0,86*4,42=3,8KτKdτ=0,6*KKd=0,6*4,75=2,85 =>Kτ=Kdτ* 2,85=0,8*2,85=2,2 (Ранее найдено)Kd=0,86; Kd=0,8K1=0,38+1,48lgd=0,38+1,48lg67=3.08 (при d<150)K2=0,035+0,0014∙σв=0,035+0,0014∙850=1,5K2=1- давление посадки P>25 МП p=NdC1E1+C2E2=0,038670,721*104+2,512*104=27 МПа (стр.107 [1])4632960278765Концентратором является прессовая осадкаb= 16 мм – ширина шпоночного пазаh = 10 мм – высота шпоночного пазаd=67мм Определение момента сопротивлению Wи=πd332-bh(2d-h)216d=3,14·67332-16·10·(2·67-10)216·67=27217 мм3Wк=πd316-bh2d-h216d=3,14·67316-16·10·2·67-10216·67=56730 мм3 Определение действующих напряжений (стр.319 [1])τa=0,5∙TWк=0,5∙101912056730 =9.1 МПаa=МW=101912027217=37.4 МПа Суммарные коэффициенты концентрации напряжений в расчетном сечении. Учитывают влияние всех факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении: (стр. 320 ф.15.8 [1]) (стр. 189 [2])KσD=KσKdσ+1KFσ-1KV=4,75+10,93-11=4,82KτD=KτKdτ+1KFτ-1KV=2,85+10,96-11=2,9Kσ,Kτ- эффективные коэффициентыконцентрации напряженийпри изгибе и крученииKKd=4,75; KτKdτ=2,85 - найдено ранее Величину масштабного фактора можно оценить по формуле: (стр. 320 [1])Kd=0,5[1+d7,5-2]=0,5[1+677,5-2 0,084]=0,84 = 0,19-1,2510-4в=0,19-1,2510-4850=0,084Kd=0,5[1+d7,5-2 1,5]=0,5[1+677,5-21,5 0,084]=0,78Принимаем Rz = 3,2 мкм – шероховатость поверхности валаKF=1-0,22lgB20-1lgRz=1-0,22lg85020-1lg3,2=0,93KF=0,575KF+0,425=0,96 коэффициент, учитывающий качество поверхности при крученииK=1 - т.к. вал без поверхностного упрочнения Расчет запасов сопротивления усталости. При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас определяется: (стр. 319 [1])S=Sσ·SτSσ2+Sτ2=1,72∙4,651,722+4,652=1,6≥S=1,5Sσ=σ-1KσD∙σa+ψσ∙σm=3404,82∙41+0,19∙0=1,72Sτ=τ-1KτD∙τa+ψτ∙τm=1702,9∙12,2+0,095∙12,2=4,65ψσ, ψτ-коэффициенты, корректирующие влияние составляющейцикла напряжений по сопротивлению усталости.По ГОСТ 25.504 определяем:ψσ=0,02+2·10-4·B=0,02+2·10-4·850=0,19ψτ=0,5·ψσ=0,5·0,19=0,095σm=0, τm=τa=12,2 МПаМПа;МПа; (найдено ранее)Наиболее опасное сечение I– I Проверка статической прочности (стр. 322 [1])Эквивалентное напряжениеσэкв=σи2+3τ2=25,6 2+3 23,22=47,6≤σ=680 МПаσи=М(0,1*d3)=1019120(0,1*673)=33,8 МПа-напряжение от изгибаτ=T(0,2*d3)=1019120(0,2*673)=16.9 МПа-напряжение от крученияσ=0,8∙σт=0,8∙850=680 МПа (стр. 323 [1]) Расчет на жесткость (стр.