Статья: Редуктор червячный

тверской политехнический ТЕХНИКУМ

1 9 9 7 г о д

???????? ?

?

???????

в ы п о л н и л с т у д е н т

г р у п п ы 3 П 1

???????? ??????

Раздел 1 “????????” 1.1 Общие сведения о редукторе 1.2 Описание проектного редуктора Раздел 2 “????????? ?????” 2.1 Выбор электродвигателя 2.2 Расчет передачи редуктора 2.3 Предварительный расчет валов 2.4 Расчет открытой передачи 2.5 Подбор подшипников 2.6 Расчет шпонок 2.7 Уточненный расчет валов 2.8 Тепловой расчет редуктора Раздел 3 “??????????????? ?????” 3.1 Конструирование деталей передачи редуктора 3.2 Конструирование корпуса редуктора 3.3 Конструирование подшипниковых узлов 3.4 Выбор посадок 3.5 Выбор смазки Раздел 4 “??????????????? ?????” 4.1 Краткое описание сборки редуктора
ТМ.КП.РЧ.304.000.ПЗ.
Изм	Лист	№ докум.	Подп.	Дат
Разраб.	Самсонов А.	97	Лит.	Лист	Листов
Проверил	Стратонитский	СОДЕРЖАНИЕ	У	1
Рук.	расчетно-пояснительной записки
Н.контр.	курсового проекта	ТПТ гр.-2П1
Утвердил

????? ????????? ???????? ??? 59. ??????? № 49 1-???????????????? 2-?????-???????? ???????? 3-???????? ????????? ???????? ????:P=4.5 ???; n=30 ??/???
97	Лист
ТМ.КП.РЧ.304.000.ПЗ.	2
Изм	Лист	Ном. докум.	Подп.	Дат

Раздел 1 Введение 1.1 Общие сведения о редукторах (П-2.1 стр-9) Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата, и служащий для пе- редачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, отк- рытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответствен но повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с веду- щим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами. Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения. Редукторы классифицируют по следующим признакам: типу передачи, (зубчатые, червячные или зубчато-червячные), числу ступеней (односту- пенчатые, двухступенчатые), типу зубчатых колес (цилиндрические, ко- нические, коническо-цилиндрические), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), осо- бенностями кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью). Возможности получения больших передаточных чисел при малых габа- ритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы. 1.2 Описание проектируемого редуктора (стр 18-22) Червячный редуктор применяется для передачи движения между валами, оси которых перекрещиваются . По относительному положению червяка и червячного колеса раз- личают три основные схемы червячных редукторов: с нижним, верхним и боковым расположением червяка. Искусственный обдув ребристых корпусов обеспечивает более бла гоприятный тепловой режим работы редуктора.Выход вала колеса редуктора с боковым расположением червяка в зависимос-ти от назначения компоновки привода может быть сделан вверх или вниз. При нижнем расположении червяка условие смазыва-ния, зацепления лучше, при верхнем хуже, но меньше вероятнос-ть попадания в зацепления металлических частиц-продуктов зноса Передаточные числа червячных редукторов обычно колеблются в пределах U=8-80 (см. ГОСТ 2144-76) Так как К.П.Д. червячных редукторов невысок, то для передачи больших мощностей и в установках, работающих непрерывно, проектировать их нецелесообразно. Практически червячные ре- дукторы применяют для передачи мощности, как правило, до 45 кВт и в виде исключений до 150 кВт.
97	Лист
ТМ.КП.РЧ.304.000.ПЗ.	3
Изм	Лист	Ном. докум.	Подп.	Дат

Раздел 2 Расчетная часть 2.1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет Исходные данные: Частота вращения вала барабана:30об/мин Мощность на валу барабана:Р=4.5 кВт Количество передаточных звеньев привода: 2 Количество пар подшипников: 2 Количество валов: 3 Коэффициент учитывающий потери в одной паре подшипников:0.99 Параметры 1-го вала Параметры цилиндрического редуктора Максимальное передаточное число звена Umax =4 Минимальное передаточное число звена Umin = 2 К.П.Д. звена 0.7 Параметры 2-го вала Параметры червячной передачи. Umax =40 Umin =8 К.П.Д.=0.7 Требуемая мощность электродвигателя: Выбираем асинхронный 132M2 у которого мощность 3 кВт Диапазоны частот вращения вала электродвигателя 480-4800об/мин Величина скольжения: 0.023 Фактическая частота вращения Действительное передаточное число:97.6999 Разбиваем действительное передаточное число между звеньями и получаем Uред = 30, Uрем=3.26 Вал 1 Передаточное число 1 К.П.Д. 1 Число пар подшипников на валу-0 Частота вращения вала2931 об/мин Мощность на валу9.37013912 кВт Вращающий момент на валу30.54371261 Н*м Вал 2 Передаточное число 3.26 К.П.Д. 0.95 Число пар подшипников на валу1 Частота вращения вала900 об/мин Мощность на валу8.81261539 кВт Вращающий момент на валу 93.55217743 Н*м Вал3 Передаточное число 30 К.П.Д. 0.7 Число пар подшипников на валу 1 Частота вращения вала 30.089об/мин Мощность на валу 4.5 кВт Вращающий момент на валу 1944.9498Н*м
97	Лист
ТМ.КП.РЧ.304.000.ПЗ.	4
Изм	Лист	Ном. докум.	Подп.	Дат

Уточненное значение межосевого растояния aw=304 Расчетная скорость скольжения Vs=6.058 м/с Корректируем допускаемое контактное напряжение [н]=152 Н/мм`2 2.2 Расчет передачи редуктора Т.к. к проектируемой передаче не предъявляется особых требований принимаем : 1- Материал для червяка среднеуглеродистая конструкционная сталь 45 с термообработкой HRC 45 2- Червячное колесо изготавливаем сборным: венец из бронзы марки А9ЖЗЛ, а центр из серого чугуна СЧ18, ориентируясь на скорость скольжения Vs=5 м/с, выбираем допускаемое контактное напряжение [н]=155 Н/мм2 По табл. 4.8 стр. 66 выбираем допускаемое напряжение [-1F]=75 H/мм2 ориентируясь на неограниченный срок передачи принимаем коэффициент долговечности K FL=0.543 Допустимое напряжение на изгиб [F]=40.72 Н/мм`2 Число зубьев z1=1 Число зубьев червячного колеса z2=30 Коэффициент диаметра червяка q=10 Момент на валу червячного колеса M3=1944.95 Н*м Коэффициент нагрузки К=1.2 Межосевое расстояние aw=273.59 мм Уточненное межосевое расстояние aw=273 мм Модуль m=13.679 мм Уточненный модуль 16 мм (по ГОСТу) По ГОСТу принимаем основные параметры червяка (стр.56 таб.4.2): Делительный диаметр червяка d1=128 мм Диаметр вершин витков червяка da1=160мм Диаметр впадин витков червяка df1=89.5999мм Длина нарезной части b1=204.8мм Уточненная длина нарезной части b1=245 мм Максимальная ширина венца b2=120 мм По ГОСТу принимаем основные параметры червячного колеса Делительный диаметр червячного колеса d2=480мм Диаметр вершин зубьев червячного колеса da2=512мм Диаметр впадин зубьев червячного колеса df2=441.6мм Максимальный диаметр червячного колеса d aм2=544мм Угол подъема  (стр.57 таб. 4.3) =54300=5.7166 Частота вращения червяка n2=900 об/мин 
97	Лист
ТМ.КП.РЧ.304.000.ПЗ.	5
Изм	Лист	Ном. докум.	Подп.	Дат

Коэффициент трения f=0.024 (стр.59 таб.4.4) Угол трения p`=1.3 Уточненное значение К.П.Д. редуктора =0.7726 Выбираем 8-ую степень точности Коэффициент динамической нагрузки Kv=1.4 (стр.65 таб.4.7) Коэффициент диформации червяка =108 (стр64. Таб.4.6) Вспомогательный коэффициент х0.6 (стр.65) Расчетное контактное напряжение н=146.802 Н/мм`2 Вывод: контактная выносливасть обеспечена, т.к. н<[н] Эквивалентное число зубъев zv=30 Коэффициент формы зуба YF=2.1 (стр.63 таб.4.5) Расчетное напряжение на изгиб F=7.702 Н/мм`2 Вывод: прочность зубьев червячного колеса обеспечена, т.к. F<[F] 2.3 Предварительный расчет валов Вращающий момент на ведущем валу передачи М2=93 Н*м Допустимое касательное напряжение [ ]=20 H/мм`2 Диаметр выходного конца ведущего вала db1=28.598мм Уточненный диаметр выходного конца ведущего вала db2=32мм Вращающей момент на ведомом валу передачи M3 =1944.9 Н*м Диаметр выходного конца ведомого вала db2=78.635 мм Уточненный диаметр db2=80 мм Диаметр ведомого вала под уплотнение: dу2=85 мм Диаметр ведущего вала под уплотнение: dу1 =35 мм Диаметр ведомого вала под подшипник: dn2=85 мм Диаметр ведущего вала под подшипник: dn1=35 мм Диаметр впадин витков червяка df1=90 мм Диаметр технологической ступени ведущего вала: dT1= 62 мм Диаметр под червячное колесо: dp2=90 мм Диаметр буртика ведомого вала: dб=100 мм Ведущий вал:
97	Лист
ТМ.КП.РЧ.304.000.ПЗ.	6
Изм	Лист	Ном. докум.	Подп.	Дат

Неуказанные радиусы скругления равны: радиус ведущого вал:r=1мм радиус ведомого вал:r=2мм Ведомый вал: 2.4 Расчет ременной передачи Расчетная передоваемая мощностьР=9.37 кВт Синхроннаячастота вращения вала 2931 об/мин Передаточное отношение U=3.26 Скольжение ремня 0.01 Сечение клиновидного ремня (стр.134 рис.7.3) А Вращающий момент Т=30.528 Н*м Диаметр меньшего шкива (стр.132 табл.7.8) 100мм Диаметр большего шкива 322.74 мм Уточненный диаметр большего шкива 355мм Уточненное значение передаточного числа U=3.58 Высоту сечения ремня 8 мм (стр.131 таб. 7.7) Меж осевое растояние 258.25-455 мм Уточненное межосевое растояние 300 мм Расчетная длина ремня L=1368.899 мм Округление по стандарту L=1320 мм Уточненное значение межосевого растояния Ар=299.99999999 мм Угол обхвата меньшего шкива =131.55
97	Лист
ТМ.КП.РЧ.304.000.ПЗ.	7
Изм	Лист	Ном. докум.	Подп.	Дат

Мощнасть, передоваемая одним клиновым ремнем 1.76 Коэффициент учитывающий число ремней в передаче Cz =0.9 (4 — ремня) Коэффициент учитывающий влияние угла обхвата C = Коэффициент учитывающий Cz = Коэффициент Cz = Силы деыствующие на цепь: Окружная сила От центробежной силы От провисания Расчетная нагрузка на вал: Коэффициент запаса прочности цепи
97	Лист
ТМ.КП.РЧ.304.000.ПЗ.	8
Изм	Лист	Ном. докум.	Подп.	Дат

Раздел 2

Вал 4

Передаточное число:

Момент на ведущем валу передачи:

Частота вращения ведущего вала:

Выбор материала:

Материал для шестерни и зубчатого колеса выбираем ст.45 с термообработкой: для шетерни улучшение, степень твердости рабочей поверхности зубьев, для колеса нормализация, степень твердости рабочей поверхности зубьев .

Коэффициент долговечности 1, так как срок службы неограничен Кнl = 1

Коэффициент нагрузки К= 1,2

Расчетное допускаемое контактное напряжение:[G]h = H/мм

Определение допустимых напряжений на изгиб:

Первый множитель коэффициента безопасности: [S]F

Второй множитель коэффициента безопасности: [S]F

Допустимое напряжение на изгиб [G]F1

Допустимое напряжение колеса [G]F2

2.2 Расчет передачи редуктора

Межосевое растояние aw=273.59 мм

Уточненное межосевое растояние 273 мм

Модуль m=13.679

По ГОСТу принемаем основные параметры червяка (стр.56 таб.4.2):

Делительный диаметр червяка

Диаметр вершин витков червяка

Диаметр вершин зубьев колеса

Ширина шестерни

Ширина колеса

число зубьев шестерни

Коэффициент ширины венца

Минимальный нормальный модуль зацепления Mmin =

Максимальный нормальный модуль зацепления Mmax =

Число зубьев колеса

Косинус угла наклона зубьев

Уточненный угол наклона зубьев

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колес

В зависимости от окружной скорости принимаем степень точности

Момент на ведомом валу

Первый множитель коэффициента нагрузки:

Второй множитель коэффициента нагрузки:

Третий множитель коэффициента нагрузки:

Контактное напряжение

Контактная выносливость передачи обеспечена

Динамический коэффициент:

Коэффициент влияния межосевого растояния:

Коэффициент наклона цепи:

Регулировочное напряжение цепи (регулировка периодическая)

Коэффициент способа смазки (смазывание переодическое)

Коэффициент переодичности работы

Коэффициент эксплуатации

Допустимое давление в шарнирах

Шаг цепи

Шаг однорядной цепи

Принимаем шаг ближайший больший

нагрузка

Масса

Площадь опорной поверхности шарнира

Скорость цепи

Окружная сила

Давление в шарнирах цепи

Допустимое давление для принятой цепи

Уточненное межосевое растояние цепной передачи

Для свободного провисания цепи предусмотреть уменьшение межосевого растояния на 0.4%

Диаметр ролика цепи

Делительный диаметр окружности звездочек

Силы действующие в зацеплении

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Первый множитель коэффициента нагрузки

Второй множитель коффициента нагрузки

Эквивалентное число зубьев шестерни

Эквивалентное число зубьев колеса

Взависимости от эквивалетного числа: зубьев шестерни, учитывающего форму шестерни

зубьев колеса, учитывающего форму колеса

Напряжение изгиба для колеса

Выносливость зубьев на изгиб обеспечен

2.3 Расчет открытой передачи

Исходные данные:

Момент на ведущей звездочке

Передаточное число цепной передачи

Частота вращения вала ведомой звездочки

Фактическое передаточное число цепной передачи

Диаметры наружных окружностей звездочек

Силы деыствующие на цепь:

Окружная сила

От центробежной силы

От провисания

Расчетная нагрузка на вал:

Коэффициент запаса прочности цепи:

2.5 Расчет шпонок

2.5.1 Вращающий момент на валу

Диаметр вала в месте установки шпонки:

Ширина шпонки

Высота шпонки

Глубина шпоночного паза

Длина шпонки

Шпонка призматическая с круглыми торцами.

Расчетное напряжение смятия шпоночного соединения

2.5.2 Вращающий момент на валу

Диаметр вала в месте установки шпонки

Ширина шпонки

Высота шпоночного паза

Глубина шпоночного паза

Длина шпонки

Шпонка призматическая с круглыми торцами.

Расчетное напряжение смятия

2.5.3 Вращающий момент на валу

Диаметр вала в месте установки шпонки

Ширина шпонки

Глубина шпонки

Глубина шпоночного паза

Высота шпоночного паза

Длина шпонки

Шпонка призматическая с круглыми торцами.

Расчетное напряжение смятия

Ведущей вал:

Определение продольных размеров вала: l1= b1+2y+2x+B

b1 — ширина шестерни

y = — зазор между торцом x = 8 — 12 мм

В — ширина подшипника

Ведомый вал:

2.6 Выбор подшипников

2.6.1. Радиальная сила: Ft= H

Окружная сила: Ft = H

Осевая сила: Fa = H

Делительный диаметр шестерни: d =

Rx1 = H

Rx2 = H

Ry1 = H

Ry2 = H

Опора 1: R1 = H

Опора 2: R2 = H

Выбираем подшипник по более нагруженной опоре: R1 = H

Подшипник

d = D =

В =

С = Н

Со = Н

Отношение осевой силы Fa к статической грузоподъемности

Отношение осевой силы Fa к радиальной нагрузке: Рr =; x =; y =

Коэффициент, учитывающий характер нагрузки на подшипник

Температурный коэффициент: Kt =

Коэффициент учитывающий взаимное движение колец подшипника: V =

Эквивалентная нагрузка: Рэ = H

Частота вращения вала: n = об/мин.

Расчетная долговечность: Lh = миллиона оборотов;

Расчетная долговечность: Lh = часа;

2.6.2. Расчет ведомого вала

Радиальная сила: Fr = H

Окружная сила: Ft = H

Осевая сила: Fa = H

Нагрузка на вал от цепной передачи: Fb = H

Делительный диаметр окружности зубчатого колеса: d =

Частота вращения вала: n = об/мин.

Составляющая нагрузка на вал от цепной передачи: Fbx = Fby = H

Расстояние между опорами вала: L2 =

Расстояние от звездочки цепной передачи до ближайшего подшипника: L3 =

Реакции опор

а) в горизонтальной плоскости: Rx3 = Н

Rx4 = H

б) в вертикальной плоскости: Ry3 = H

Ry4 = H

сумма реакций: Pr3 = H

Pr4 = H

Суммарная реакция наиболее нагруженной опоры: Pr = H

Подшипник

d = (внутренние кольцо подшипника)

D = (наружное кольцо подшипника)

В = 20 мм (ширина подшипника)

С = 35100H

C = 19800H (статическая грузоподъемность)

Отношение осевой силы Fa к статической грузоподъемности Со: Fa/Co

l =

Отношение осевой силы Fa к радиальной нагрузке Pr4: Fa/Pr4

X =

Y =

Температурный коэффициент:

Коэффициент учитывающий взаимное движение колес подшипника

Эквивалентная нагрузка

Расчетная долговечность

2.7 Уточненный расчет валов

Предел прочности [G]w

По нормальным напряжениям:

По касательным напряжениям:

Расчет ведомого вала.

Диаметр под сечением:

Ширина шпонки:

Глубина паза вала:

Момент сопротивления кручению:

Момент сопротивления изгибу:

Крутящий момент в сечении:

Изгибающий момент в сечении:

Амплитуда и средние напряжения касательных напряжений:

Амлетуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Раздел 3

Конструкторская часть

3.1 Конструирование зубчатого колеса

Диаметр ступицы зубчатого колеса:

Длина ступицы:

Толщина обода колеса:

Толщина диска зубчатого колеса:

Диаметр центровой окружности:

Дотв.

До — внутренний диаметр обода

Диаметр отверстий:

3.2 Конструирование корпуса редуктора.

Межосевое растояние:

Толщина стенки крышки:

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

Толщина нижнего пояса (фланца) корпуса:

Толщина ребер основания корпуса:

Толщина ребер крышки корпуса:

Диаметр болтов фундаментных:

Диаметр болтов у подшипников:

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой:

Винты крепления крышек подшипников:

Наименьший зазор между поверхностью колеса и стенкой корпуса:

3.3 Выбор посадок

зубчатые колеса и зубчатые муфты на валы.

мазеудерживающие кольца.

стаканы под подшипники качения в корпус.

шкивы и звездочки.

уплотнения.

внутренние кольца подшипников качения на валы.

наружные кольца подшипников качения в корпусе.

3.4 Выбор смазки

Смазывание зацепления осуществляется окунанием зубчатых колес в масло,

заливаемое в внутрь корпуса. Назначаем сорт масла по таблицам 10.8 и 10.10.

(страница 253, курсовое проектирование деталей машин).

Вязкость масла:

Эту вязкость удовлетворяет масло

Для смазки подшипников приминяем ластичный смазочный материал —

пресс — солидол ГОСТ 4366 — 76

Раздел 4

Технологическая часть

4.1 Краткое описание сборки редуктора.

Перед сборкой внутреннию полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежем редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущей вал насаживают шпонку и напрессвывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтоф; затягивают болты, крепящие крышку корпуса.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комлектом металических прокладок для регулировки.

Перд постановкой сквозных крышек в проточке закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклиневания

подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышки с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.