Детали машин, червячный редуктор

Введение

Цель курсовогопроектирования– систематизировать,закрепить,расширитьтеоретическиезнания, а такжеразвитьрасчетно-графическиенавыки студентов.Основные требования,предъявляемыек создаваемоймашине: высокаяпроизводительность,надежность,технологичность,минимальныегабариты имасса, удобствов эксплуатациии экономичность.В проектируемыхредукторахиспользуютсяразличныепередачи. Передачиклассифицируются:

По принципудействия:

а) с использованиемсил трения (фрикционные,ременные).

б) работающиев результатевозникновениядавления междузубьями и кулачками.

2.1.Выбор двигателя,кинематическийрасчет привода.

2.1.1.Требуемаямощность рабочеймашины: Р рм= 4 кВт.

2.1.2.Определим общийкоэффициентполезногодействия (кпд)привода: η= η _зп* η_пк* η _кп,где

η_зп= 0,85 – кпд червячнойпередачи,

η_пк= 0,99 – кпд подшипниковкачения ( 2 пары),

η_кп= 0,95 – кпд клиноременнойпередачи.

η= 0,85. 0,99².0,95 = 0,79143075.

2.1.3.Определимтребуемуюмощность двигателя:

Р_дв= Р_рм/η = 4 /0,79143075 = 5,054 кВт.

2.1.4.Определимноминальнуюмощность двигателя:

Р_ном  Р_дв, Р_ном= 5,5 кВт.

2.1.5.Выбираем типдвигателя потабл. К9:

Двигательасинхронныйкороткозамкнутыйтрехфазныйобщепромышленногоприменения,закрытый, обдуваемый типа 4АМ100L2У3,с частотойвращения 3000 об/мин,

n_ном.= 2880 об/мин.

2.2.Определениепередаточногочисла приводаи его ступеней

2.2.1.Частотавращения выходноговала редуктора:

n_рм= 55 об/мин.

2.2.2.Определимпередаточноечисло привода:

U= n_ном1/n_рм=2880/55 =52,36.

2.2.3.Определимпередаточныечисла ступенейпривода:

U= U_зп.U_оп= 20. 2,618

2.2.4.Определиммаксимальноедопускаемоеотклонениечастоты вращенияприводноговала рабочеймашины n_рм:

Δn_рм=n_рм*δ/100= 55*5/100 = 2,75об/мин.

2.2.5.Определимдопускаемуючастоту вращенияприводноговала рабочеймашины:

[n_рм]= n_рм+∆ n_рм=55+2,75 = 57,75об/мин.

2.2.6.Определимфактическоепередаточноечисло привода:

U_ф=n_ном/[n_рм]= 2880/57,75 =49,87.

2.2.7.Уточняем передаточныечисла:

U_зп=10

U_оп=4,987

2.3.Определениесиловых икинематическихпараметровпривода:

2.3.1.Мощность: Р_дв=5,5(КВт)

Быстроходныйвал: Р₁=Р­_дв*η_оп*η_пк=5,5*0,95*0,99=5,17275

Тихоходныйвал:Р₂=Р₁*η_зп*η_пк=5,17275*0,85*0,99=4,3528

Введение

Цель курсовогопроектирования– систематизировать,закрепить,расширитьтеоретическиезнания, а такжеразвитьрасчетно-графическиенавыки студентов.Основные требования,предъявляемыек создаваемоймашине: высокаяпроизводительность,надежность,технологичность,минимальныегабариты имасса, удобствов эксплуатациии экономичность.В проектируемыхредукторахиспользуютсяразличныепередачи. Передачиклассифицируются:

По принципудействия:

а) с использованиемсил трения (фрикционные,ременные).

б) работающиев результатевозникновениядавления междузубьями и кулачками.

2.1.Выбор двигателя,кинематическийрасчет привода.

2.1.1.Требуемаямощность рабочеймашины: Р рм= 4 кВт.

2.1.2.Определим общийкоэффициентполезногодействия (кпд)привода: η= η _зп* η_пк* η _кп,где

η_зп= 0,85 – кпд червячнойпередачи,

η_пк= 0,99 – кпд подшипниковкачения ( 2 пары),

η_кп= 0,95 – кпд клиноременнойпередачи.

η= 0,85. 0,99².0,95 = 0,79143075.

2.1.3.Определимтребуемуюмощность двигателя:

Р_дв= Р_рм/η = 4 /0,79143075 = 5,054 кВт.

2.1.4.Определимноминальнуюмощность двигателя:

Р_ном  Р_дв, Р_ном= 5,5 кВт.

2.1.5.Выбираем типдвигателя потабл. К9:

Двигательасинхронныйкороткозамкнутыйтрехфазныйобщепромышленногоприменения,закрытый, обдуваемый типа 4АМ100L2У3,с частотойвращения 3000 об/мин,

n_ном.= 2880 об/мин.

2.2.Определениепередаточногочисла приводаи его ступеней

2.2.1.Частотавращения выходноговала редуктора:

n_рм= 55 об/мин.

2.2.2.Определимпередаточноечисло привода:

U= n_ном1/n_рм=2880/55 =52,36.

2.2.3.Определимпередаточныечисла ступенейпривода:

U= U_зп.U_оп= 20. 2,618

2.2.4.Определиммаксимальноедопускаемоеотклонениечастоты вращенияприводноговала рабочеймашины n_рм:

Δn_рм=n_рм*δ/100= 55*5/100 = 2,75об/мин.

2.2.5.Определимдопускаемуючастоту вращенияприводноговала рабочеймашины:

[n_рм]= n_рм+∆ n_рм=55+2,75 = 57,75об/мин.

2.2.6.Определимфактическоепередаточноечисло привода:

U_ф=n_ном/[n_рм]= 2880/57,75 =49,87.

2.2.7.Уточняем передаточныечисла:

U_зп=10

U_оп=4,987

2.3.Определениесиловых икинематическихпараметровпривода:

2.3.1.Мощность: Р_дв=5,5КВт

Быстроходныйвал: Р₁=Р­_дв*η_оп*η_пк=5,5*0,95*0,99=5,17275

Тихоходныйвал:Р₂=Р₁*η_зп*η_пк=5,17275*0,85*0,99=4,3528

8.2 2-й вал

Дано: F_t2=8997(H), F_r2=3275(H),F_a2=2138(H)

l_T=94(MM), l_M=149(MM),F_M=6707(H),d₂=160(MM)

1.ВЕРТИКАЛЬНАЯПЛОСКОСТЬ

А) ОПРЕДЕЛЯЕМОПОРНЫЕ РЕКЦИИ

ПРОВЕРКА:

Б) СТРОИМЭПЮРУ ИЗГИБАЮЩИХМОМЕНТОВ

ОТНОСИТЕЛЬНООСИ Х :

2. ГОРИЗОНТАЛЬНАЯПЛОСКОСТЬ

а) ОПРЕДЕЛЯЕМОПОРНЫЕ РЕАКЦИИ

ПРОВЕРКА:

б) СТРОИМЭПЮРУ ИЗГИБАЮЩИХМОМЕНТОВ ОТНОСИТЕЛЬНООСИ У:

в ХАРАКТЕРНЫХСЕКЦИЯХ

3.ОПРЕДЕЛЯЕМЭПЮРУ КРУТЯЩИХМОМЕНТОВ

4.ОПРЕДЕЛЯЕМСУММАРНЫЕРАДИАЛЬНЫЕРЕАКЦИИ.

5.ОПРЕДЕЛЯЕМСУММАРНЫЙИЗГИБАЮЩИЕМОМЕНТЫ В НАИБОЛЕЕНАГРУЖЕННЫХСЕЧЕНИЯХ, Н*М

9. Проверочныйрасчет подшипников.

9.1. Быстроходныйвал.

Подшипникиустановленыв распор.(см. рис. 9.1.б)

А) Определимосевые составляющиерадиальныхреакций:

Б) Определимосевые нагрузкиподшипников:

В) Определимотношения:

Г) По отношениям выбираем формулыдля определенияR_Е:

Д) Определимдинамическуюгрузоподъемностьпо большемузначениюэквивалентнойнагрузки:

9.2. Тихоходныйвал.

₂=6,0,47 (с^-1),F_A2=2138(H), R₁=15131(H),R₃=13297(H)

ПОДШИПНИКИ7212

Подшипникиустановленыв распор.

А) Определимосевые составляющиерадиальныхреакций:

Б) Определимосевые нагрузкиподшипников:

В) Определимотношения:

Г) По отношениям

Соответствующиеформулы дляопределенияR_Е:

Д) Определимдинамическуюгрузоподъемностьпо большемузначениюэквивалентнойнагрузки:

Подшипникпригоден.

10. Конструктивнаякомпоновкапривода.

10.1. Конструированиечервячногоколеса.

Так как диаметрколеса небольшой,то необходимоего изготовитьцельнокованым.

10.2.Конструированиечервяка.

Червяк выполняетсязаодно с валом.

А) конец вала.

10.3. Выбор соединений.

Шпонки: наконце I вала– 8 7 30

под колесомчервячным –201260

на концеII вала – 1610  60

Расчет шпонкипод колесом.

,ГДЕ []см=110…190()

F_t2=8997 (H)

10.4. Крышкиподшипниковыхузлов:

МанжетаармированнаяГОСТ 8752-79

d = 35 D=58 h₁= 10 d =60 D =85 h₁=10

Крышки торцовые

Для защитыподшипниковот продуктовизноса червячныхколес, а такжеизлишнегополива маслом,подшипниковыеузлы закроемс внутреннейстороны корпусамаслозащитнымишайбами.

Толщина шайб1,2…2 мм., зазормежду корпусоми наружнымдиаметром шайбы0,2.ю..0,6 мм.

10.5. Конструированиекорпуса редуктора.

10.5.1 Форма корпуса.

Корпус разъемныйпо оси колеса.

А) толщинастенок корпусаи ребер жесткости:

=5.8

Принимаем6(MM)

Б) диаметрболтов фланцев:

d₁=M14- фундаментный

d₂=M12-креплениякорпуса и крышкипо бабкам

d₃=M10-//-//-//-//-//-//-//-// по фланцам

d₄=M10-креплениеторцевых крышек

d₅=M6-креплениекрышки смотровогомока

В) ОПРЕДЕЛЕНИЕКОЛИЧЕСТВАМАСЛА

Г) ОПРЕДЕЛЕНИЕУРОВНЯ МАСЛА

Д) КОНТРОЛЬУРОВНЯ масла

Жезловыймаслоуказатель( рис. 10.63)

Е) слив масла

Пробка сливная(рис. 10.30)

Ж) отдушина(рис. 10.67)

Проверочные расчеты.

А) фундаментныйфланец основаниякорпуса

Б) фланецподшипниковойбобышки крышкии основаниякорпуса.

Количествоболтов на однусторону корпуса– 2шт.

H₂– графически

В) соединительныйфланец крышкии основаниякорпуса

Г) винты длякреплениякрышек торцовых:

Д) фланец длякрышки смотровогоокна:

Смазывание.

А) смазываниезубчатогозацепления– окунание,картерныйнепроточныйспособ.

Б) Сорт маслаИ-Т-Д-460 ГОСТ 17479.4-87 (табл. 10.29)

Списокиспользованнойлитературы.

1. Н.Г.Куклин ДеталиМашин М.: Высшаяшкола ,- 1984

2. А.Е.ШейнблинтКурсовоепроектированиеДетали МашинМ.: Высшая школа,-1991г.

Оглавление

№	Пункт	Лист
1	Введение	2
2	Пояснительнаязаписка	3-4
2.1	Кинематическийрасчет привода	4-8
3	Выборматериалачервяка	9
4	Расчетчервячнойпередачи	9
5	Расчетременнойпередачи (непроизводился)
6	Нагрузкивалов редуктора	10
6.1	Определениесил в зацеплениизакрытойпередачи	11
6.2	Определениеконсольныхсил	11
6.3	Силоваясхема нагружениявалов редуктора	11
7	Проектныйрасчет валов	12-13а
7.1	Выбордопускаемогонапряженийна кручение
7.2	Выбордопускаемыхнапряженийна кручение
7.3	Определениегеометрическихпараметровступеней валов
7.4	Пре6дварительныйвыбор подшипниковкачения
7.5	Эскизнаякомпоновкаредуктора
8	Расчетнаясхема валовредуктора	14-15
8.1	Определениереакций в опорахподшипника
8.2	Построениеэпюр изгибающихи крутящихмоментов
9	Проверочныйрасчет подшипниковкачения	16-17
10	Конструктивнаякомпоновкапривода	18-20
11	Проверочныерасчеты	21-24
12	Техническийуровень редуктора	24
13	Списокиспользованнойлитературы	25
14	Приложения	10;14а;15
15	Графическаячасть

6. Нагрузкивалов редуктора.

6.1. Определениесил в червячномзацеплении:

Окружная:F_t

F_t

Радиальная:F_r

Осевая:F_a1=F_t=8997(H) F_A=F_t=2138(H)

6.2. Определениеконсольныхсил на выходныеконцы валов:

F_M

С=1542 F_M1=C=r=1542*3=4626

F_{KМУФТ(НА ТИХ. ВАЛУ)}=2488

F_{K(НАБЫСТРОХОДНОМВАЛ)}=5440

6.3. Силоваясхема нагружениявалов редуктора.

(СМ.приложение№ 1)

Направлениевитков червяка– правое.

Направлениевращения двигателя– правое.

7. Проектныйрасчет валов.Эскизная компановкаредуктора.

7.1. Выборматериалавалов:

Червяк– Сталь 40Х.

Вал –Сталь 45.

7.2. Допускаемоенапряжениена кручение.

²

7.3. Определениегеометрическихпараметровступеней 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)

IIвал.

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)

l₃ОпределяетсяГрафически

d₄=d₂

l₄=T=24≈25(MM)

d₅=d₃+3*f=70*3.25=77.5

d₅≈80(MM)

l₅-ОПРЕДЕЛЯЕТСЯГРАФИЧЕСКИ

7.4. Предварительныйвыбор подшипниковкачения:

(по ТАБ7.2) К29 [2 ]выбираем

1. Коническиероликовыеподшипникитипа 7000, так как

2. а_w160 мм., среднейсерии; схемаустановки –в распор.

3. Iвал – подшипники№ 7207

II вал– подшипники№ 7212

4. основныепараметрыподшипников

7.5. Эскизнаякомпоновкаредуктора (См.приложение№2)

X=8…10 Y > 4X= 32…40 R= d_am

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. Расчетнаясхема валовредуктора.

8.1. Iвал – определениереакций вподшипниках.

ДАНО :

Ft	d1=40(MM)
Fr	!OM=58(MM)
Fa=8997(H)	!б=175(MM)
	Fop=862(H)

1. Вертик.Плоск.

а. Определяемопорные р-ции

F_r1*

ПРОВЕРКА: Y=0R_AY-F_r1+R_BY=0609.3-3275+2665.7=0

Строимэпюру изгибающихмоментов

Относительнооси Х :

В характерныхсечениях, Н*М:М_Х=0

М_Х=R_AY*

M_X 0M_X =

2.Горизонтальнаяплоскость

а) определяемопорные реакции, Н:

R_BX=

R_AX=2216.7(H)

Проверка:Х=0 F_OП-R_AX+F_t1-R_BX=0

862-2216.7+2138-783.3=0

Б) Строимэпюру изгиб.моментов относительно

Оси У вхарактерныхсечениях

М_у1=0 М_У2=F_ОП*l_оп=862*0.058=50Н*М

М_У4=0М_у3=-R_BX*=-783,3*0,0875=-68,5( H*M)

3.Строимэпюру крут.Моментов :

М_к=Мz=

4.Определяемсуммарныерадиальныереакции, Н

R

R₂

R_B=

5.Определяемсуммарныеизгибающиемоменты в наиболеенагруженныхсечениях, Н*М

М₂=My₂=50H*M M₃=

Проверочныйрасчет:

4.10. Определимкпд червячнойпередачи:

_{где=11,3,уголтрения, определяетсяв зависимости}

_{от фактической скорости скольжения.}

4.11.Проверяемконтактныенапряжениязубьев колеса_н:

гдеF_t=2T₂10³/d₂

К – коэффициентнагрузки. Принимаемв зависимостиот окружнойскорости колеса:

т. кV₂м /с,то К=1

4.12. Проверяемнапряженияизгиба зубьевколеса:

где Y_F2– коэффициентформы зубаколеса, определяетсяпо табл. 4.10(стр.74) в зависимостиот эквивалентногочисла зубьевколеса.

ZV₂=Z₂/COS³

Y

4.13. Составляемтабличныйответ.(ТАБ.4.11)

6. Нагрузкивалов редуктора.

6.1. Определениесил в червячномзацеплении:

Окружная:F_t

F_t

Радиальная:F_r

Осевая:F_a1=F_t=8997(H) F_A=F_t=2138(H)

6.2. Определениеконсольныхсил на выходныеконцы валов:

F_M

Муфтана быстроходномвалу. 800-1-55-1У2ГОСТ 20884-81(К25)

С=1542 F_M=C=r=1542*3=4626

6.3. Силоваясхема нагружениявалов редуктора.

(СМ.приложение№ 1)

Направлениевитков червяка– правое.

Направлениевращения двигателя– правое.

2.3.2. Частотавращения иугловая скорость:

Двn=2880 (об/мин)

Б

Т

2.3.3. Вращающиймомент Т, нм:

Дв.

Б18,2366*2,4935*0,9*0,99=42,7675(н*м)

Т42,7675*20*0,85*0,99=719,17(н*м)

3.1. Червячнаяпередача.

3.1.1. Выборматериалачервяка:

По табл.3.1 определим марку сталидля червяка:

Сталь40Х с твердостью45 НRCэ,термообработка– улучшениеи закалка ТВЧ.

По табл.3.2 для стали 40Х– твердость45…50HRCэ

_в=900 (Н/мм²), _т=750 (Н/мм²)

3.1.2. Выборматериалачервячногоколеса:

Маркаматериалачервячногоколеса зависитот скоростискольжения:

V_s.

V_s.

В соответствиисо скоростьюскольженияпо табл. 3.5 изгруппы IIпринимаембронзу БрА10Ж4Н4,полученнуюспособомцентробежноголитья;

_в=700 (Н/мм²), _т=460 (Н/мм²)

3.1.3. Определимдопускаемыеконтактныенапряжения _н и изгибные _Fнапряжения:

а) притвердостивитков червяка45HRCэ

_н=(табл.3.6),

С_=0,97– коэффициент,учитывающийизнос материала

где N– числоциклов нагружениязубьев червячногоколеса за весьсрок службы– наработка.(см. 3.1. п. 2а)

,где =6,047=15*10⁵

^N₂=573*6.047*15*10³=51.973*10⁶циклов

=185(н/мм²)

Б) коэффициентдолговечностипри расчетена изгиб:

=0,6447

Длянереверсивныхпередач:

=(0,08*700+0,25*460)0,6447=

=110,(н/мм²)

Табл.3.7

4. Расчетчервячнойпередачи.

4.1. Определимглавный параметр– межосевоерасстояние

а_w=

Принимаема_w=100 мм( см. табл. 13.15)

4.2. Выбираемчисло витковчервяка z₁:

z₁ зависитот u_чер

u_чер.=20,следовательноz₁=2

4.3. Определимчисло зубьевчервячногоколеса:

z₂= z_1*u_чер.=2*20=40

Z2=40

4.4. Определиммодуль зацепления:

m= (1.5…1.7)

Принимаемm= 4

4.5. Из условияжесткостиопределимкоэффициентдиаметра червяка:

q(0.212…0.25)z₂=(0.212…0.25)*40=8.48…10

Принимаемq= 10

4.6. Определимкоэффициентсмещения инструмента:

x =0,714285

4.7. Определимфактическоепередаточноечисло u_фи проверим егоотклонениеuотзаданногоu:

4.8. Определимфактическоезначение межосевогорасстояния:

(мм)

a_w=100(мм)

4.9. Определимосновныегеометрическиепараметрыпередачи:

а) Основныеразмеры червяка:

делительныйдиаметр:d₁=g*m=10*4=40(мм)

начальныйдиаметр:d_w1=m*(g+2)=4*(10+2*0)=40(мм)

диаметрвершин витков:d_a1=d₁+2*4=48(мм)

диаметрвпадинвитков:d_f1=d₁-2,4m=40-2,4*4=30,4(мм)

делительныйугол подъемалинии витков:=arctg(Z₁/g)=arctg(2/10)=11,3⁰

=11⁰18^!32^!!

длинанарезаемойчасти червяка:

b₁=(10+5,5*!X!+Z₁)m+c

Так какх=0,714285, то С=0

в₁=(10+5,5*0+2)*4+0=48(мм)

б) основныеразмеры венцачервячногоколеса:

делительныйдиаметр:d₂=d_w2=m*z₂=4*40=160(мм)

диаметрвершинзубьев:d_a2=d₂+2m*(1+x)=160+2*4(1+0)=168(мм)

наибольшийдиаметр колеса:d_ам2≤d_a2+6m/(z₁+2)=168+6*4/2+2)=174(мм)

диаметрвпадин зубьев:d_f2=d₂-2m(1,2-x)=160-2*4(1,2-0)=150,4(мм)

ширинавенца: b₂=0,355*a_w=0,355*100=35,5(мм)

b₂=36(мм)

радиусызакругленийзубьев: R_a=0,5d₁-m=0,5*40-4=16(мм)

R_f=0,5d₁+1,2m=0,5*40+1,2*4=28,8(мм)

условныйугол обхватачервяка венцомколеса 2:

=103⁰

d^!=d_a1-0,5m=48-0,5*4=46(мм)

9. Проверочныйрасчет подшипников.

9.1. Быстроходныйвал.

Подшипникиустановленывраспор.(см. рис. 9.1.б)

А) Определимосевые составляющиерадиальныхреакций:

Б) Определимосевые нагрузкиподшипников:

В) Определимотношения:

Г) Поотношениям выбираемформулы дляопределенияR_Е:

Д) Определимдинамическуюгрузоподъемностьпо большемузначениюэквивалентнойнагрузки:

9.2. Тихоходныйвал.

Подшипникиустановленывраспор.

А) Определимосевые составляющиерадиальныхреакций:

Б) Определимосевые нагрузкиподшипников:

В) Определимотношения:

Г) Поотношениям

Соответствующиеформулы дляопределенияR_Е:

Д) Определимдинамическуюгрузоподъемностьпо большемузначениюэквивалентнойнагрузки:

Подшипникпригоден.

10. Конструктивнаякомпановкапривода.

10.1. Конструированиечервячногоколеса.

Так какдиаметр колесанебольшой, тонеобходимоего изготовитьцельнокованным.

10.2.Конструированиечервяка.

Червяквыполняетсязаодно с валом.

А) конецвала.

10.3. Выборсоединений.

Шпонки:на конце Iвала – 8 730

подколесом червячным– 201260

наконце IIвала – 1610 60

Расчетшпонки подколесом.

10.4. Крышкиподшипниковыхузлов:

МанжетаармированнаяГОСТ 8752-79

Крышкиторцовые

Для защитыподшипниковот продуктовизноса червячныхколес, а такжеизлишнегополива маслом,подшипниковыеузлы закроемс внутреннейстороны корпусамаслозащитнымишайбами.

Толщинашайб 1,2…2 мм., зазормежду корпусоми наружнымдиаметром шайбы0,2.ю..0,6 мм.

10.5. Конструированиекорпуса редуктора.

10.5.1 Формакорпуса.

Корпусразъемный пооси колеса.

А) толщинастенок корпусаи ребер жесткости:

Принимаем

Б) диаметрболтов фланцев:

В) ОПРЕДЕЛЕНИЕКОЛИЧЕСТВАМАСЛА

Г) ОПРЕДЕЛЕНИЕУРОВНЯ МАСЛА

Д) КОНТРОЛЬУРОВНЯ масла

Жезловыймаслоуказатель( рис. 10.63)

Е) сливмасла

Пробкасливная (рис.10.30)

Ж) отдушина(рис. 10.67)

Проверочные расчеты.

А) фундаментныйфланец основаниякорпуса

Б) фланецподшипниковойбобышки крышкии основаниякорпуса.

Количествоболтов на однусторону корпуса– 2шт.

H₂– графически

В) соединительныйфланец крышкии основаниякорпуса

Г) винтыдля креплениякрышек торцовых:

Д) фланецдля крышкисмотровогоокна:

Смазывание.

А) смазываниезубчатогозацепления– окунание,картерныйнепроточныйспособ.

Б) Сортмасла И-Т-Д-460 ГОСТ17479.4-87 (табл. 10.29)

2.3.2. Частотавращения иугловая скорость:

Двn=2880 (об/мин)

Б

Т

2.3.3. Вращающиймомент Т, нм:

Дв.

Б18,2366*2,4935*0,9*0,99=42,7675(н*м)

Т42,7675*20*0,85*0,99=719,17(н*м)

3.1. Червячнаяпередача.

3.1.1. Выборматериалачервяка:

По табл.3.1 определим марку сталидля червяка:

Сталь40Х с твердостью45 НRCэ,термообработка– улучшениеи закалка ТВЧ.

По табл.3.2 для стали 40Х– твердость45…50HRCэ

_в=900 (Н/мм²), _т=750 (Н/мм²)

3.1.2. Выборматериалачервячногоколеса:

Маркаматериалачервячногоколеса зависитот скоростискольжения:

V_s.

V_s.

В соответствиисо скоростьюскольженияпо табл. 3.5 изгруппы IIпринимаембронзу БрА10Ж4Н4,полученнуюспособомцентробежноголитья;

_в=700 (Н/мм²), _т=460 (Н/мм²)

3.1.3. Определимдопускаемыеконтактныенапряжения _н и изгибные _Fнапряжения:

а) притвердостивитков червяка45HRCэ

_н=(табл.3.6),[2 ]

С_=0,97– коэффициент,учитывающийизнос материала

где N– числоциклов нагружениязубьев червячногоколеса за весьсрок службы– наработка.(см. 3.1. п. 2а)[2 ]

,где =6,047=15*10⁵

^N₂=573*6.047*15*10³=51.973*10⁶циклов

=185(н/мм²)

Б) коэффициентдолговечностипри расчетена изгиб:

=0,6447

Длянереверсивныхпередач:

=(0,08*700+0,25*460)0,6447=

=110,(н/мм²)

Табл.3.7[ 2]

4. Расчетчервячнойпередачи.

4.1. Определимглавный параметр– межосевоерасстояние

а_w=

Принимаема_w=100 мм( см. табл. 13.15)

4.2. Выбираемчисло витковчервяка z₁:

z₁ зависитот u_чер

u_чер.=20,следовательноz₁=2

4.3. Определимчисло зубьевчервячногоколеса:

z₂= z_1*u_чер.=2*20=40

Z2=40

4.4. Определиммодуль зацепления:

m= (1.5…1.7)

Принимаемm= 4

4.5. Из условияжесткостиопределимкоэффициентдиаметра червяка:

q(0.212…0.25)z₂=(0.212…0.25)*40=8.48…10

Принимаемq= 10

4.6. Определимкоэффициентсмещения инструмента:

x =0,714285

4.7. Определимфактическоепередаточноечисло u_фи проверим егоотклонениеuотзаданногоu:

4.8. Определимфактическоезначение межосевогорасстояния:

(мм)

a_w=100(мм)

4.9. Определимосновныегеометрическиепараметрыпередачи:

а) Основныеразмеры червяка:

делительныйдиаметр:d₁=g*m=10*4=40(мм)

начальныйдиаметр:d_w1=m*(g+2)=4*(10+2*0)=40(мм)

диаметрвершин витков:d_a1=d₁+2*4=48(мм)

диаметрвпадинвитков:d_f1=d₁-2,4m=40-2,4*4=30,4(мм)

делительныйугол подъемалинии витков:=arctg(Z₁/g)=arctg(2/10)=11,3⁰

=11⁰18^!32^!!

длинанарезаемойчасти червяка:

b₁=(10+5,5*!X!+Z₁)m+c

Так какх=0,714285, то С=0

в₁=(10+5,5*0+2)*4+0=48(мм)

б) основныеразмеры венцачервячногоколеса:

делительныйдиаметр:d₂=d_w2=m*z₂=4*40=160(мм)

диаметрвершинзубьев:d_a2=d₂+2m*(1+x)=160+2*4(1+0)=168(мм)

наибольшийдиаметр колеса:d_ам2≤d_a2+6m/(z₁+2)=168+6*4/2+2)=174(мм)

диаметрвпадин зубьев:d_f2=d₂-2m(1,2-x)=160-2*4(1,2-0)=150,4(мм)

ширинавенца: b₂=0,355*a_w=0,355*100=35,5(мм)

b₂=36(мм)

радиусызакругленийзубьев: R_a=0,5d₁-m=0,5*40-4=16(мм)

R_f=0,5d₁+1,2m=0,5*40+1,2*4=28,8(мм)

условныйугол обхватачервяка венцомколеса 2:

=103⁰

d^!=d_a1-0,5m=48-0,5*4=46(мм)