Расчет и проектирование червячного редуктора
Курсовой проект по дисциплине «Детали машин»
Работу выполнил: студент 4 курса МТФ ФТО (ОЗО) Иванов И.И.
Шуйский государственный педагогический университет
; высокая кинематическая точность и повышенная плавность работы; малая интенсивность шума и виброактивности; возможность обеспечения самоторможения.</p> <p>Недостатки червячных передач: значительное геометрическое скольжение в зацеплении и связанные с этим трение, повышенный износ, склонность к заеданию, нагрев передачи и сравнительно низкий КПД (от η = 0,5 до 0,95); необходимость применения для ответственных передач дорогостоящих и дефицитных антифрикционных цветных металлов. Указанные недостатки ограничивают мощность червячных передач (обычно до 60 кВт).</p> <p>Червячные передачи находят широкое применение, например, в металлорежущих станках, подъемно-транспортном оборудовании, транспортных машинах, а также в приборостроении.</p><script data-noptimize=)
/*
10*
006.gif»/>/008.gif»/>=10 => 006.gif»/>3= –угловая скорость вращения барабана.</p> <p>Предварительный расчет привода.</p> <p>Дополнительно примем: нагрузка постоянная, нереверсивная, технический ресурс передачи Lh =20000 ч.</p> <p>Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:</p> <p>η обш= η ч * ηп * η м* η ц , где</p> <p>η ч = 0,83 – КПД червячной передачи (среднее значение), [№1, табл 1.1]</p> <p>η п = 0,99 – КПД подшипников качения ( 2 пары), [№1, табл 1.1]</p> <p>η м = 0,99 – КПД муфты, [№2, с.346 ]</p> <p>η ц = 0,98 – КПД цепной передачи. [№1, табл 1.1]</p> <p>η = 0,83 * 0,992 * 0,99 * 0,98 = 0,7892412066</p> <p>Определим требуемую мощность двигателя:</p> <p>Рдв = 14 / 0,7892412066 = 17,73855683526кВт.=17,74кВт.</p> <p>Выбираем тип двигателя [№5, табл. 22.4, стр.38], с учетом Р ном ³ Рдв , Рном = 22 кВт.</p> <p>Двигатель асинхронный короткозамкнутый трехфазный общепромышленного применения, закрытый, обдуваемый, степень защиты IP54, типа 5A200L8, с частотой вращения 750 об/мин,</p> <p style=)
n ном. = 735 об/ мин. 
006.gif»/>3= (по условию) – частота вращения рабочего вала машины, тогда</p> <p style=)
Ррм =14кВт; Рдв =17,74кВт; 006.gif»/>3=008.gif»/> (1/c); 
T=P/
Для 1-ого вала: T1= Рдв /
006.gif»/>2=;</p> <p>Для 3-ого вала (транспортера):</p> <p>Т3=Т2* Uч* η ц=3804,52*1,225*0,9=4194,48(Н*м)</p> <p style=)
006.gif»/>3=-соответствует заданному.</p> <p>В результате предварительных расчетов получили:</p> <p style=)
T1= 233,98(Н*м), Т2=3804,52(Н*м), Т3=4194,48(Н*м), 
Us=Us=020.gif»/> .</p> <p>Для червяка принимаем сталь 45х, закаленную до твердости Н=45HRCэ, с последующим шлифованием рабочих поверхностей витков.</p> <p>По таблице 8.6 [№3] находим допускаемое контактное напряжение</p> <p>[s н ]=140МПа и вычисляем предварительное межосевое расстояние, приняв коэффициент нагрузки К=1 (нагрузка постоянная):</p> <p style=)
а=а=
тогда =0,14(м), то скорость скольжения в зацеплении</p> <p style=)
Тогда 
[Определяем заданное число циклов нагружений [№3 с.190] колеса 
Т.к. 068.gif»/>=7,72(МПа)  – условие выполняется.</p> <p style=)
Максимальный изгиб (стрела прогиба): где 
Е – модуль продольной упругости материала червяка, для стали 45х, закаленной до твердости Н=45HRCэ 
Т.к. 
 – диаметр вала в месте посадки подшипника,</p> <p style=)
 — диаметр вала в месте посадки шестерни,</p> <p style=)
 — диаметр вала в месте посадки звездочки.</p> <p style=)
принимаем 
 по формулам:</p> <p style=)
окружная сила – осевая сила – радиальная сила – Приняв по табл.12.1 [№3 с.229] допускаемое напряжение 234.gif»/>(МПа) .</p> <p>Сравнивая расчетный диаметр вала с принятым:</p> <p style=)
 Определим размеры быстроходного вала (червяка).</p> <p>Из предыдущих расчетов имеем:</p> <p style=)
расстояние между центрами приложения реакции опор подшипников диаметр впадин 
Т.о. 
Длину выходного вала примем 
254.gif»/>; 256.gif»/>; 258.gif»/>; 260.gif»/>; 262.gif»/>; 264.gif»/>; 266.gif»/>; 268.gif»/>; 270.gif»/>; 272.gif»/>; 274.gif»/>; 276.gif»/>; 266.gif»/>; 279.gif»/>; 281.gif»/>; 283.gif»/>; 285.gif»/>;  принимаем диаметр вала под уплотнения для подшипников:</p> <p style=)
быстроходного — 264.gif»/>; тихоходного —  зазор между колесом (и другими деталями) и корпусом:</p> <p style=)
291.gif»/> [№1 с.380] 293.gif»/>, принимаем 3) ширину подшипников предварительно принимаем равной их диаметру [№1 с.380], т.е. 285.gif»/> и 
298.gif»/>; 300.gif»/>; 302.gif»/>; 304.gif»/>; 306.gif»/>; 308.gif»/>; 310.gif»/> [№4 табл.5.34], рабочая температура 222.gif»/>(H), 224.gif»/>(H), 226.gif»/>(H), 316.gif»/>, 318.gif»/>, По рекомендации $13.4 [№3 с.246] проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию 322.gif»/>, где 324.gif»/>- требуемая величина грузоподъёмности; .</p> <p style=)
328.gif»/> [№3 с.246], где Р – эквивалентная динамическая нагрузка: Определим коэффициент При коэффициенте вращения V=1 [№2 прим. к ф.16.29] получим Из табл.16.5 [№2 с.335] находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок: 336.gif»/>; 
коэффициент безопасности температурный коэффициент 342.gif»/>(до Тогда Т.к. 
352.gif»/>; 354.gif»/>; 356.gif»/>; 304.gif»/>; 306.gif»/>; 358.gif»/>; 360.gif»/> [№4 табл.5.34], рабочая температура 362.gif»/>(H), 364.gif»/>(H), 366.gif»/>(H), 368.gif»/>, 370.gif»/>, По рекомендации $13.4 [№3 с.246] проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию 322.gif»/>, где 324.gif»/>- требуемая величина грузоподъёмности; 328.gif»/> [№3 с.246], где Р – эквивалентная динамическая нагрузка: Определим коэффициент При коэффициенте вращения V=1 [№2 прим. к ф.16.29] получим Из табл.16.5 [№2 с.335] находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок: 336.gif»/>; коэффициент безопасности температурный коэффициент 342.gif»/>(до Тогда Т.к. , передающего вращающий момент Т1=246,98(Н*м).</p> <p style=)
:</p> <p>t1=7,5(мм) – глубина паза на валу,</p> <p>t2=4,9(мм) – глубина паза на муфте.</p> <p>Радиус закругления пазов 0,3 Список литературы</p> <p><span class=)
Источник
