ID: 1019

Название работы: Расчет механического привода

Категория: Курсовая

Предметная область: Производство и промышленные технологии

Описание: Проектный расчет валов редуктора и межосевого расстояния. Конструктивные размеры червяка и червячного колеса. Проектировочный и проверочный расчет передачи. Проверка прочности шпоночного соединения. Выбор смазки редуктора и уплотнительных устройств.

Язык: Русский

Дата добавления: 2013-01-06

Размер файла: 415.5 KB

Работу скачали: 27 чел.

 

Московский Автомобильно-Дорожный Институт

(Государственный Технический Университет)

КАФЕДРА ДЕТАЛИ МАШИН И ТММ

расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту

  « Расчет механического привода »

Задание № КП-62

вариант 3

                                           

                                           

                                                           

                                                                                          Выполнил: Соловьев А.А.

                                                                                          Группа: 3ДМ3

                                                                                          Проверил: Анохина М.В.

МОСКВА 2011

Содержание

         Введение

1.  Кинематический расчет
2.  Проектный расчет валов редуктора и межосевого расстояния
3.  Подбор подшипников
4.  Конструктивные размеры червяка и червячного колеса. Проектировочный и проверочный расчет передачи.
5.  Силы в зацеплении червячной передачи.
6.  Тепловой расчет червячной передачи.
7.  Расчет червяка на жесткость.
8.  Расчет червяка на прочность
9.  Расчет элементов корпуса редуктора.
10.  Проверочный расчет валов.
11.  Проверка долговечности подшипников.
12.  Проверка прочности шпоночного соединения.
13.  Выбор смазки редуктора и уплотнительных устройств.
14.  Выбор муфты.
15.  Описание конструкции рамы.

16.     Список используемой литературы.

ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

В данном проекте необходимо спроектировать привод, состоящий из червячного редуктора с глобоидным червяком нижнего расположения и электродвигателя, установленных на общей раме. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи – червяк, червячное колесо, подшипники, вал и пр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем.

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ

Исходные данные

NВМ= 5,2 кВт

nВМ= 60 об/мин

срок службы – 4,7 тыс.ч. (0,536 лет)

1.  Кинематический анализ схемы привода.

1.2. Мощность на выходе N= 5,2 кВт, тогда

- передаточное число привода

1.3. Определим заходность червяка

    Z1= 2; Z2=50

1.4.      Потребная мощность электродвигателя

Nэд=N1= N2/η=5.2/0.8=6.5 кВт

1.5. Выбор электродвигателя.

Выбираем электродвигатель марки 4А132S4, мощность которого Nн=7,5кВт, частота вращения  nдв=1455 об/мин, отношения     3,0    

1.6. Передаточное число привода.

1.7. Частоты вращения валов привода.

 

      Для первого вала

 

      Для второго вала

      

1.8. Мощности на валах

Мощность на первом валу NI= 6,5 кВт

Мощность на втором валу NII= 5,2 кВт

      

1.9. Моменты на валах

  

Таблица 1.1

Результаты кинематического расчета

Расчетные параметры	Номера валов
		I	II
Передаточное число ступени	U=25
Мощность  N, кВт	6.5	5.2
Обороты  n, об/мин	1455	58.2
Момент  Т, Нм	42.66	853.26

2. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И МЕЖОСЕВОГО РАССТОЯНИЯ.

2.1. Входной вал червячного редуктора.

2.1.1. Выбор материала вала.

           Назначаем материал вала - сталь 40ХН. В =  820 МПа, Т = 650 МПа.

2.1.2. Проектный расчет вала.

Приближенно оценим диаметр консольного участка вала при []=15МПа.

Принимаем d=25 мм

2.2. Выходной вал червячного редуктора.

2.2.1. Выбор материала вала.

Выберем сталь 45

2.2.2. Приближенно оценим диаметр выходного конца вала при [] = 30 МПа.

Принимаем d=60 мм

2.3.  Расчет межосевого расстояния

КК=4,76

КЗ=1,0 (без модификации)

КТ=1,0 (для 7 степени точности)

КМ=1,0 (для оловянистых бронз)

КР=1,0 (при спокойной непрерывной нагрузке)

Принимаем аW =125 мм

3. Подбор подшипников.

3.1. Подбор подшипников для червяка.

Для червяка примем предварительно подшипники шариковые радиально-упорные однорядные 46310 средней серии.

d = 50 мм, D = 110 мм, В = 27 мм, r = 3.

3.2. Подбор подшипников для вала червячного колеса.

Для вала червячного колеса примем подшипники роликовые конические однорядные 7310 средней  серии.

d = 50 мм, D = 110 мм, В = 29,5 мм, r = 3.

4.       КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЧЕРВЯКА И ЧЕРВЯЧНОГО КОЛЕСА.                     ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ.

1.    Выбор материала.

Червяк: сталь 40Х, цементация, шлифование, полирование, НВ 330, σВ = 950 МПа,      

σT =800 МПа..

Венец червячного колеса: Бр АЖ 9-4 ГОСТ 2171-90,

литье в песчаные формы, σВ = 400 МПа, σT =200 МПа

   4.2.    Геометрический расчет передачи.

   Основные геометрические размеры червяка и червячного колеса определяем по формулам указанным в ГОСТ 54801 – 73

Диаметры вершин для колеса:

 da2 = 215 мм                               (табличные данные)

Ширина венца червячного колеса:

b2=28 мм

Рабочая высота зубьев h и высота головки зубьев ha2:

h=7 мм

ha2=2,8 мм

Диаметры делительных окружностей для червяка:

 d1 = 2aW  - d2

для колеса:

 d2 =  da2 – 2ha2

Высота головки витков червяка

 ha1 = h - ha2

Длина нарезанной части червяка:

 l = d2sinVc

           Vc= 1800(zT-0.5/z2 )

ZT=5 – число обхватов

Модуль:

m= d2/z2

Диаметр профильной окружности:

           DР= аW/1.6

Радиальный зазор:

          С=0,1h

Радиусы впадин и вершин витков червяка:

          Rf1=0.5da2 + c

          Ra1=aW - 0.5da2

Уточняем диаметры вершин червяка:

          da1= d1+2ha1

                 da2= 2(Rf1-c)

Диаметр впадин для червяка:

 df1 = 2(aW – Rf1)

           для колеса:

df2 = 2(Ra1 – c)

Угол подъема витка червяка.

Диаметр ступицы червячного колеса:

dст2 = (1.6…1.8)dбп2 = (1.6…1.8)60 = 102 мм

Длина ступицы червячного колеса:

lст2 = (1.2…1.8)dбп2 = (1.2…1.8)60 = 90 мм

   Колесо конструируем отдельно от вала. Изготовим червячное колесо составным : центр колеса из серого чугуна, зубчатый венец – из бронзы Бр АЖ 9-1(ГОСТ 2171--90).

   Соединим зубчатый венец с центром посадкой с натягом. Так как у нас направление вращения постоянное, то на наружной поверхности центра сделаем буртик. Такая форма центра является традиционной. Однако наличие буртика усложнит изготовление и центра, и венца.

   Червячное колесо вращается с небольшой скоростью, поэтому нерабочие поверхности обода, диска, ступицы колеса оставляем необработанными и делаем конусными с большими радиусами закруглений.

   Червяк выполняем за одно целое с валом. Размеры вала и червяка были определены ранее, поэтому только выпишем их для удобного дальнейшего использования:

Размеры червячного колеса.

•  диаметр делительной окружности  d2  = 209,4 мм;
•  диаметр вершин     da2 = 220,6 мм;
•  диаметр впадин     df2  = 199,6 мм;
•  ширина венца червячного колеса  b2   =  28 мм;
•  диаметр отверстия под вал  d бп2  =  60 мм;
•  диаметр ступицы червячного колеса dст2 = 102 мм;
•  длина ступицы червячного колеса lст2  = 90 мм.
•  толщина диска                                       с = 8,4 мм

Размеры червяка.

•  диаметр делительной окружности  d1  = 40,6 мм;
•  диаметр вершин     da1 = 49 мм;
•  диаметр впадин     df1  = 28 мм;
•  длина нарезанной части червяка  l1  = 60 мм;

 Острые кромки на торцах венца притупляем фасками  f  0.5m, где  m – модуль зацепления.

  f = 0.54,188 = 2 (мм)

Окружная скорость червяка и колеса, м/с.

                        

Скорость скольжения в зацеплении:

                      

По скорости скольжения VS выбираем степень точности передачи - 7 степень;Кv=1.1

Коэффициент диаметра червяка

   q=0.25Z2=0.2*50=10

Коэффициент смещения.

Коэффициент неравномерности нагрузки:

            

где   - коэффициент деформации червяка, определяемый в зависимости от q и Z2, равный 125

 Ti и ti – вращающий момент и время его действия на i-той ступени по гистограмме нагружения;

Т2ср – среднее значение вращающего момента на валу червячного колеса;

Т2max– максимальный из числа длительно действующих вращающих моментов.

1.  Расчетные контактные напряжения.

     Для колес из бронзы, имеющей предел прочности  B>300 МПа, опасным является заедание, и допускаемые напряжения назначают в зависимости от скольжения Vs без учета количества циклов нагружения. В нашем случае в зависимости от материала червяка и скорости скольжения без учета количества циклов нагружения принимаем:

Материал –бронза Бр АЖ 9-4

[σH] = [σ]H0∙c΄v

[σ]H0 = 300 МПа – исходное допускаемое напряжение

c΄v = 1 - 0,085∙Vск = 1 - 0,085∙3,155 = 0,732 - коэффициент учитывающий заедание

[σH] = 220 МПа

         Получившийся результат расчетного напряжения не превышает допускаемого более чем на 5%, поэтому выбранные параметры оставим без изменений.

     

       4.4.  Проверочный расчет  по напряжениям изгиба.

1.  Эквивалентное число зубьев колеса.

1.  Коэффициент формы зуба колеса выбираем по таблице:

1.  Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса.

[F]=0.25T+0.08B – допускаемые напряжения для всех марок бронз

[F]=0.25200+0.08400=82 МПа

Условие прочности выполняется, так как F<[F], следовательно, m и q были нами выбраны верно.

1.  Проверочные расчеты по пиковым нагрузкам.

1.  . Проведем проверку по пиковым контактным напряжениям во избежание деформации и заедания поверхностей зубьев.

Условие прочности имеет вид:

, где [H]max=2T – предел прочности для безоловянистых бронз, [H]max=2200=400 МПа

Hmax<[H]max, следовательно, условие прочности по пиковым контактным напряжениям выполняется.

4.5.2.  Пиковые напряжения изгиба.

Условие прочности по пиковым напряжениям изгиба:

[F]max = 0.8T = 0.8200 = 160 МПа

F2max<[F2]max, следовательно, условие прочности по пиковым напряжениям изгиба выполняется.

5. Силы в зацеплении червячной передачи.

5.1.     Окружная сила червячного колеса (Ft2) и осевая сила червяка (Fa1).

=2000*853.26/209.4=8150 H

1.       Окружная сила червяка (Ft1) и осевая сила червячного колеса (Fa2).

         =2101 H

1.       Радиальная сила червяка (Fr1) и червячного колеса (Fr2).

           Fr1 = Fr2 = tgαFt2=1732 H

5.4.      Сила от момента Fм1=T1/0.0175=2437.7 H

                                          Fм2=T2/0.020=42663 H

6. Тепловой расчет червячной передачи.

 Глобоидные червячные передачи работают в повышенном тепловом режиме, поэтому, как правило, нуждаются в искусственном охлаждении.

  [t] = 80…90°C – допускаемая температура

  A ≈ 25∙aw2 = 0,39 м2 – свободная площадь

   k = 8,5…15 Вт / м2∙град – коэффициент теплоотдачи

   Ψ = 0,2…0,3 – коэффициент теплоотдачи в фундамент

    t = t0 + N1∙103∙(1 – η) / k∙A∙(1 + Ψ) = 20 + 6.5∙103∙(1-0,88) / 17.5∙0,39∙(1+0,3) = 108°C > [t] – условие не выполняется, следовательно требуется оребрение корпуса.

7. Расчет червяка на жесткость.

Расстояние между серединами опор вала червяка при приближенном расчете можно принимать равным:

L = 1.0d2 = 209.4 мм

Правильность зацепления червячной пары может быть обеспечена лишь при достаточной жесткости червяка. Средняя допускаемая стрела прогиба [f] червяка может быть принята:

 

Стрела прогиба червяка, вал которого опирается на два радиально-упорных подшипника определяется по формуле:

Здесь

L – расстояние между серединами опор;

Jпр – приведенный момент инерции сечения червяка, определяемый по эмпирической формуле:

58369.04 мм4

Найдем реальную стрелу прогиба:

=0,039мм ≤0.04188

f < [f], следовательно, условие жесткости выполняется.

1.  РАСЧЕТ  ЧЕРВЯКА НА ПРОЧНОСТЬ

Вывод: прочность обеспечена

     9.       РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА.

9.1. Конструирование корпуса.

Для червячного редуктора с межосевым расстоянием меньшим 160 мм рекомендуется неразъемный корпус с двумя окнами на боковых стенках, через которые при сборке вводят внутрь корпуса комплект вала с червячным колесом.

Боковые крышки корпуса центрируем по переходной посадке и крепим к корпусу болтами. Диаметры болтов принимаем принимаем М10, число болтов  z = 6.

Толщина стенки корпуса:

принимаем  = 6 мм.

Диаметр dф болтов для крепления редуктора к плите:

dф = 1.25d = 1.2510 = 12,5 (мм),

Принимаем  М18, число болтов – 4.

Толщина лапы – 15 мм.

Ширина опорной поверхности – 70 мм.

9.2. Конструирование стакана и крышек подшипников.

Стакан  и крышки  подшипников изготовим из чугуна марки СЧ15. Примем для всех подшипников привертные крышки, которые будем крепить к корпусу редуктора болтами.

10.      ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ.

Для валов основным видом разрушения является усталостное, статическое разрушение наблюдается значительно реже. Оно происходит под действием случайных  кратковременных перегрузок. Поэтому для валов расчет на сопротивление усталости является основным, а расчет на статическую прочность выполняется как проверочный.

10.1.     Проверочный расчет входного вала

1.   Выбор расчетной схемы и определение опорных реакций.

                                                                                           Ft Fa

                                                                                                           Fr

Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Проверка: -ZA + Fr1 -ZB = -1685.08+ 1732 – 46.92 = 0

Опорные реакции в вертикальной плоскости:

Проверка: -YA + Ft1 -YB – FM1  = 2375.748 + 2101 – 2039.048 – 2437.7 = 0

1.   Построение эпюр изгибающих моментов.

Изгибающие моменты:

в горизонтальной плоскости

 

 MYA = -ZA115 = -193784,2 (Нмм)

 

 MYB = -ZB135 = -6334,2 (Нмм)

в вертикальной плоскости:

 MZВ = -YВ135 = -275271,48 (Нмм)

 MZА = -FM1110 = -268147 (Нмм)

1.   Назначение опасных сечений.

Основываясь на эпюрах изгибающих и крутящего моментов и эскизе вала, назначаем сечение, для которого будет выполняться расчет. Это опасное сечение в точке С.

1.  Проверка прочности вала в сечении С.

Суммарный изгибающий момент в сечении С:

Моменты сопротивления сечения вала-червяка:

Напряжения изгиба:

Напряжения кручения:

Пределы выносливости материала :      -1 = 400 МПа; -1 = 210 МПа.

Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла      напряжений для стали 40Х:        = 0.15;            = 0.1

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения с червяком для стали 40Х с пределом прочности  В = 950 МПа :     K = 2.2;      K = 2,0

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения :    = 0.90;        = 0.95

Коэффициент влияния шероховатости поверхности :   KF = 1.12

Коэффициент влияния поверхности упрочнения :         KV = 1.1

         Коэффициент перехода от пределов выносливости образцов к пределу выносливости     деталей.

по нормальным напряжениям:

по касательным напряжениям:

Коэффициент запаса только по нормальным напряжениям изгиба:

Коэффициент запаса только по касательным напряжениям кручения:

Коэффициент запаса сопротивлению усталости:

10.2. Проверочный расчет выходного вала. 

1.   Выбор расчетной схемы и определение опорных реакций.

Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Проверка: ZA -  Fr1 + ZB = 1316.22 - 1732 + 415.78 = 0

Опорные реакции в вертикальной плоскости:

Проверка: YA - Ft2  + YB + FM  = 45214.32. – 8150 –79727.32 + 42663 = 0

1.   Построение эпюр изгибающих моментов.

Изгибающие моменты:

в горизонтальной плоскости

 

 MYA = ZA70 = 92135,4 (Нмм)

 

 MYB = ZB70 = 29104,6 (Нмм)

в вертикальной плоскости:

 MZA = YA70 = 3165002,4 (Нмм)

 MZB = FM135 = 5759505 (Нмм)

1.  Назначение опасных сечений.

Основываясь на эпюрах изгибающих и крутящего моментов и эскизе вала, назначаем сечение, для которого будет выполняться расчет. Это опасное сечение в точке С.

1.  Проверка прочности вала в сечении С.

Суммарный изгибающий момент в сечении С:

Моменты сопротивления сечения вала при наличии шпоночного паза:

Напряжения изгиба:

Напряжения кручения:

Пределы выносливости материала :

-1 = 300 МПа; -1 = 200 МПа.

Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений для стали 45:        = 0.1;            = 0.05

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения со шпоночной канавкой с пределом прочности  В = 560 МПа :  K = 1.6;      K = 1.3

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения при d = 60 мм :

 = 0.98;        = 0.85

Коэффициент влияния шероховатости поверхности : KF = 1.05

Коэффициент влияния поверхности упрочнения :      KV = 1,1

         Коэффициент перехода от пределов выносливости образцов к пределу выносливости  деталей.

по нормальным напряжениям:

по касательным напряжениям:

Коэффициент запаса только по нормальным напряжениям изгиба:

Коэффициент запаса только по касательным напряжениям кручения:

Коэффициент запаса сопротивлению усталости:

                          Ft

                                                        Fa            Fr

11.     ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ.

11.1. Подшипники для входного вала.

Для червяка примем подшипники радиально-упорные однорядные 46310 средней серии. Из таблицы выписываем: d = 50 мм, D = 110 мм, В = 27 мм, Сr = 56300 Н, Соr = 44800 Н.

Из условия равновесия вала:

от сил, действующих в вертикальной плоскости, Fr

от сил, действующих в горизонтальной плоскости, Ft

Полные радиальные реакции опор

Наиболее нагруженным является первый подшипник

 

Рассчитаем приведенную нагрузку первого подшипника

P1 = (VXFr1 + YFa1)KбKт , где

Kб = 1.2 – коэффициент безопасности;

KТ = 1.0 – температурный коэффициент;

Х – коэффициент радиальной нагрузки;

Y- коэффициент осевой нагрузки;

V – коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.V=1

Определим коэффициенты Х и Y:

iFa/C0r=1*8150/44800=0.18, тогда коэффициент осевого нагружения e=0,48.

Fa/VFr= 8150/1*2912.67=2.79

Выбираем  Х = 0.4 и Y = 1.13

P1 = (10.42912.67 + 1.138150)1.21.0 = 12449,4 (H)

           Ресурс подшипника:

 

           РЕ = 0,54Р1=6722,6

 

Подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.

11.2. Подшипники для выходного вала.

Для вала червячного колеса примем подшипники роликовые конические однорядные 7310 средней  серии.

Из таблицы выписываем: d = 50 мм, D = 110 мм, Т = 29,5мм, e = 0.31, Сr = 96600 Н., Сr0 = 75900 Н, Y=1.94

Из условия равновесия вала:

от сил, действующих в вертикальной плоскости, Fr

от сил, действующих в горизонтальной плоскости, Ft

Полные радиальные реакции опор

Наиболее нагруженным является второй подшипник

Рассчитаем приведенную нагрузку второго подшипника

P1 = (VXFr1 + YFa1)KбKт , где

Kб = 1.2 – коэффициент безопасности;

KТ = 1.0 – температурный коэффициент;

Х – коэффициент радиальной нагрузки;

V – коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.V=1

Y- коэффициент осевой нагрузки;

Определим коэффициенты Х и Y:

Fa/VFr= 2101/1*79728.4=0.026

Выбираем  Х = 0.4 и Y = 1.94

P1 = (0.4179728.4 + 1.942101)1.21.0 = 43160.76 (H)

            Ресурс подшипника:

.

             РЕ = 0,54Р1=23306.81

 

Подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.

12.    ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ .

1.  Рассчитаем шпоночное соединение для входного вала с муфтой. 

           Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки выбираем по таблице:

- сечение    b  h = 10 8 мм;

- фаска    0.3 мм;

- глубина паза вала   t1 = 5 мм;

- глубина паза ступицы  t2 = 3,3 мм;

- длина    l = 40 мм.

Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

При чугунной ступице []см = 70…100 МПа.

Передаваемый момент Т = 42,66 Нм.

см < []см , следовательно, допустимо установить муфту из чугуна СЧ20

1.    Рассчитаем шпоночные соединения для выходного вала.
   1.   Соединение вал-колесо.

Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки выбираем по таблице :

- сечение    b  h = 18  11 мм;

- фаска    0.5 мм;

- глубина паза вала   t1 = 7,0 мм;

- глубина паза ступицы  t2 = 4,4 мм;

- длина    l = 70 мм.

Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

[]см = 120…300 МПа.

Передаваемый момент Т = 853,26 Нм.

см < []см , следовательно, допустимо центр червячного колеса изготовить из серого чугуна СЧ20

1.  Соединение вала с муфтой.

Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки выбираем по таблице:

- сечение    b  h = 12  8 мм;

- фаска    0.4 мм;

- глубина паза вала   t1 = 5 мм;

- глубина паза ступицы  t2 = 3.3 мм;

- длина    l = 70 мм.

Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

При чугунной ступице []см = 120…300 МПа.

Передаваемый момент Т = 853,26 Нм.

см < []см , следовательно, допустимо установить муфту из чугуна СЧ20

1.  ВЫБОР СМАЗКИ РЕДУКТОРА И УПЛОТНИТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ.

13.1. Выбор системы и вида смазки.

 Скорость скольжения в зацеплении VS = 3,155 м/с. Выберем масло  И-Т-Д-220.

Используем картерную систему смазывания.

При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями червяка, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.

1.  Выбор уплотнений.

И для червяка, и для червячного колеса выберем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.

1.  ВЫБОР МУФТЫ.

        Выбор муфты для входного вала.

Исходные данные известные из предыдущих расчетов:

•  вращающий момент на валу  Т = 42,66 Нм;
•  частота вращения входного вала  n = 1455 об/мин;
•  диаметр консольного участка вала  d1 = 38 мм;
•  диаметр консольного участка двигателя d2 = 3 мм.

Так как диаметры консольного участка вала (38 мм) и консольного участка двигателя (38 мм) одинаковы, то муфта, соединяющая их, будет стандартная. Правую полумуфту выберем по ГОСТ 21424-75 для d = 38 мм:  D = 170 мм;  l = 110 мм. (левую также). Длина всей муфты  L =224 мм.

Тип муфты – втулочно-пальцевая

Расчет упругого элемента(резинового элемента) на смятие:

σСМ= 2Т/(dzlD)=2*42.66*103/24*8*32*45=0.3

        [σСМ]=1.5-2.0

Условие прочности обеспечено

Расчет пальца на срез

       τСР= 2Т/(DzF)=2*42.66*1000/(45*8*153,86)=1,54 МПа

       Материал пальца сталь 45, предел текучести=340 МПа

      [ τСР ] = 0.5*340=170 МПА

       Условие прочности выполнено.

1.  ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ РАМЫ.

Для изготовления рамы используются швеллера по ГОСТ 8240-72. Швеллера соединяются между собой посредством сваривания плавящими электродами.

Два продольных швеллера №16 длиной по 808 мм скрепляются между собой   швеллерами №16.Редуктор крепится на 2 продольных швеллера №16, а двигатель на 2 поперечных платика. В местах их крепления привариваются пластины и сверлятся отверстия диаметром 12 мм и 18 мм, а снизу привариваются косые шайбы. На нижних полках продольных швеллеров в местах крепления рамы к фундаменту сверлятся отверстия диаметром 22 мм и привариваются косые шайбы.

Габаритные размеры рамы: длина 808 мм, высота 204 мм, ширина 400 мм.

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ.

1.  Исаев Е.Г.,В.А. Михайлова, В.Ф. Водейко  Расчет привода.  Методические указания. МАДИ: 1983. 22 с.
2.  Ратманов Э.В. Расчет передач зацеплением. Учебное пособие. Курган, 1995. 78 с.
3.  Колесников В.Н. Расчет валов. Методические указания. Курган, 1996. 25 с.
4.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990. 400 с.
5.  Чернавский С.А., Ицкович Г.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1979. 351 с.
6.         Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. Л.:Машиностроение, 1981. 416 с.

Режим работы

Ti      

Tmaxax

1

0.7

0.4

ti

t

0.5

0.3

0.3

Y

F

=1,45

max,

s

Hmax

=

MFt

Нмм

B

A

C

MFr

Нмм

MFa

Нмм

MΣ

Нмм

T

Нмм

T

Нмм

MΣ

Нмм

MFa

Нмм

MFr

Нмм

MFt

Нмм

A

B

C

1.