Министерство образования и науки РФ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждениие

Высшего профессионального образования

Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия

(СибАДИ)

Кафедра «Прикладная механика»

ПРОЕКТИРОВАНИЕ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА

Пояснительная записка

ДМ 12-06.00.00ПЗ

Омск-2011

СОДЕРЖАНИЕ

1. Задание на проектирование………………………………………………..3

2. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя…………..4

3. Расчет червячной цилиндрической передач…………….………………..6

4. Эскизная компоновка редуктора………………………………………...17

5. Расчет валов ………………………………………………………………20

6. Выбор подшипников качения……………………………………………29

7. Выбор шпонок и проверочный расчет их на прочность ………………33

8. Выбор стандартной муфты……………………………………………….35

9. Смазка деталей и узлов…………………………………………………...36

Список использованных источников…..…………………………………...38

2. Кинематический расчет приводи и выбор электродвигателя

2.1. Определение частоты вращении тихоходного вала , об/мин:

где 𝜔₂ – угловая скорость тихоходного вала;

2.2. Определение требуемой мощности электродвигателя:

где мощность на приводном валу; – общий коэффициент полезного действия привода:

где КПД червячной передачи ();

КПД подшипников качения ();

КПД муфты ( = 0,98).

Подставив в формулу (2.2) получим:

2.3. Предварительное определение частоты вращения вала электродвигателя

где частота вращения тихоходного вала;

предварительное значение передаточного числа редуктора

().

2.4. Выбор электродвигателя

Условие выбора электродвигателя:

По условию выбираем электродвигатель:

марка: 4А112М4УЗ;

мощность:

число оборотов: .

2.5. Определение фактического значения передаточного числа редуктора:

где – число оборотов электродвигателя.

2.6. Определение основных параметров валов:

а) Частота вращения:

Быстроходного вала

Тихоходного вала

б) Мощность:

Быстроходного вала

Тихоходного вала

в) Крутящий момент:

Быстроходного вала

Тихоходного вала

3. Расчет червячной цилиндрической передачи

Исходные данные для проектировочного расчета: ; крутящий момент на червячном колесе ; крутящий момент на червяке ; частота вращения червяка ; частота вращения червячного колеса ; передаточное число . Срок службы передачи ; коэффициенты годового и суточного использования соответственно и .

3.1. Выбор кинематической схемы червячного редуктора

Так как , то принимаем верхнее расположение червяка, потому что оно является предпочтительным в быстроходных передачах во избежание излишних потерь на разбрызгивание масла быстроходным червяком. Смазка при этом осуществляется окунанием в масло червячного колеса.

3.2. Выбор числа витков (заходов) червяка

Стандарт предусматривает число витков червяка . Поэтому для передаточного числа принимаем .

3.3. Определение числа зубьев червячного колеса

Число зубьев червячного колеса определяется по формуле:

отсюда следует:

Полученное значение следует округлить в меньшую сторону до ближайшего целого числа, но так как в стандартных редукторах число зубьев изменяется в диапазоне от 31 до 84, то принимаем .

3.4. Определение приближенного значения скорости скольжения

При работе червячной передачи витки червяка скользят по зубьям червячного колеса. Приближенное значение скорости скольжения определяется:

где частота вращения вала червяка, об/мин; крутящий момент на валу колеса, . Отсюда следует:

3.5. Выбор материалов и допускаемых напряжений

3.5.1. Материалы червячной пары

В связи с высокими скоростями скольжения и неблагоприятными условиями смазки материалы червячной пары должны обладать антифрикционными свойствами, износостойкостью и пониженной склонностью к заеданию.

Червяки в силовых передачах, как правило, изготавливают из сталей, термообработанных до высокой твёрдости, с последующим шлифованием и полированием. Поэтому для червяка выбираем сталь 40Х, закалка до 48…54 HRC, витки шлифованные и полированные.

Выбор материала червячного колеса зависит от скорости скольжения витков червяка по зубьям колеса, поэтому при в ответственных передачах применяем дорогостоящую оловянно-фосфористую бронзу типа Бр010Н1Ф1, характеризующуюся наилучшими противозадирными свойствами. Все бронзы, включающие в свой состав олово, сравнительно дороги и дефицитны, поэтому из них изготавливают только зубчатый венец, а колесный центр изготавливают из серого чугуна или стали.

3.5.2. Допускаемые напряжения

3.5.2.1. Допускаемые контактные напряжения

Допускаемое контактное напряжение (МПа) для материала червячного колеса определяется по формуле:

здесь коэффициент, учитывающий скорость скольжения (при значение ); допускаемое контактное напряжение (МПа) (для бронзы Бр010Н1Ф1 значение ); коэффициент долговечности:

здесь расчётное число циклов перемены напряжений.

Для режима постоянной нагрузки:

здесь частота вращения червячного колеса, об/мин; суммарный срок службы передачи в часах, равный:

здесь срок службы передачи, годы; и коэффициенты использования передачи в году и сутках. Отсюда следует:

Тогда: , следовательно:

Отсюда следует:

3.5.2.2. Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемое напряжение изгиба (МПа) определяют по формуле:

где допускаемое напряжение изгиба (МПа) для базового числа циклов перемены напряжений; коэффициент долговечности.

Для оловянных и безоловянных бронз:

где и соответственно предел текучести и предел точности материала червячного колеса (для бронзы Бр010Н1Ф1 и ). Отсюда следует:

Коэффициент долговечности:

где .

В таком случае коэффициент долговечности равен:

Отсюда следует, что допускаемое напряжение изгиба равно:

3.6. Выбор коэффициента диаметра червяка

Значение коэффициента регламентируется ГОСТ 2144-93 и обычно согласовывается с модулем зацепления. Так как в начале расчёта модуль ещё неизвестен, предварительно рекомендуется принимать .

3.7. Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние (мм) определяется по формуле:

Отсюда следует:

Полученное значение межосевого расстояния необходимо согласовать со стандартным, поэтому примем согласно стандартному ряду ближайшее значение: .

3.8. Определение модуля зацепления

Значение модуля (мм) вычисляется по формуле:

Таким образом значение модуля равно:

Полученную величину модуля следует округлить до ближайшего стандартного значения, поэтому примем ближайшее стандартное значение: .

3.9. Определение коэффициента смещения инструмента

Смещение в червячных передачах позволяет обеспечить стандартное или заданное значение межосевого расстояния. Ввиду использования одного и того же инструмента для нарезания передач со смещением и без нарезание со смещением выполняется только у колеса.

Значение коэффициента смещения инструмента определяется по формуле:

По условию неподрезания и незаострения зубьев колеса значение допускается до . Таким образом, значение коэффициента равно:

3.10. Определение действительной скорости скольжения

При работе червячной передачи наблюдается большое проскальзывание поверхности зубьев червячного колеса по поверхности витков червяка, характеризуемое скоростью скольжения .

Действительная скорость скольжения (м/с) направлена по касательной к линии витка червяка и определяется по формуле:

где окружная скорость червяка (м/с),

причём делительный диаметр червяка вычисляется как:

Отсюда следует, окружная скорость червяка равна:

Значение угла подъёма винтовой линии червяка для и равно: . Тогда,

3.11. Определение коэффициента полезного действия червячной передачи

Коэффициент полезного действия червячной передачи определяют так, как и для винтовой пары по формуле:

где угол трения, определяемый в зависимости от действительной скорости скольжения. Таким образом, для оловянной бронзы при угол трения можно принять . Тогда,

3.12. Проверочные расчёты червячной передачи

3.12.1. Проверка на контактную прочность

Формула проверочного расчёта:

где делительный диаметр червячного колеса (мм), который определяется по формуле:

делительный диаметр червяка, мм; коэффициент нагрузки, зависящий от окружной скорости червячного колеса (м/с), которая определяется по формуле:

допускаемое контактное напряжение зубьев колеса (МПа).

Окружная скорость червячного колеса:

Так как , то принимаем коэффициент нагрузки .

Делительный диаметр червячного колеса равен:

отсюда следует,

Уточняем допускаемое контактное напряжение по формуле (3.3):

Проверяем, входит ли полученное значение в допустимый интервал:

отсюда следует, что полученное значение входит в допустимый интервал, так как допускается перегрузка до 5%.

3.12.2. Проверка на изгибную прочность

Формула проверочного расчета:

где коэффициент формы зуба колеса, определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:

ширина зубчатого венца червячного колеса, мм, которая определяется по формуле:

допускаемое напряжение изгиба зубьев колеса, МПа.

Эквивалентное число зубьев :

Для коэффициент формы зуба колеса принимаем равным .

Ширина зубчатого венца червячного колеса равна:

Принимаем . Отсюда следует, что действительное напряжение изгиба равно:

Так как , значит условие изгибной прочности выполнено.

3.13. Определение основных геометрических параметров червячной передачи

Для передачи со смещением () фактическое значение межосевого расстояния:

Отсюда следует:

3.13.1. Геометрические параметры червяка

Делительный диаметр:

Начальный диаметр:

Диаметр вершин витков:

Диаметр впадин витков:

Длина нарезанной части червяка:

Принимаем .

3.13.2. Основные размеры венца червячного колеса

Делительный диаметр:

Диаметр вершин зубьев:

Диаметр впадин зубьев:

Наибольший диаметр колеса:

Ширина венца:

3.14. Определение сил в зацеплении

Силы в зацеплении рассматривают приложенными в полюсе зацепления и задают тремя взаимно-перпендикулярными составляющими: окружной радиальной и осевой .

Окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке:

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на червячном колесе:

Радиальная сила на колесе, равная радиальной силе на червяке:

В этих формулах угол профиля витка червяка; размерность крутящих моментов соответственно на червяке и червячном колесе и , делительного диаметра колеса и начального диаметра червяка мм, окружной радиальной и осевой Н. Отсюда следует:

3.15. Тепловой расчёт червячной передачи

Червячные передачи вследствие их низкого КПД из-за значительного расхода энергии на преодоление трения работают с большим тепловыделением. Нагрев масла до температуры, превышающей допустимую приводит к снижению его защитной способности, разрушению масляной пленки и возможности заедания в передаче.

Расчётная формула для определения температуры масла в редукторе () при установившемся режиме работы червячной передачи, определённая из условия равенства теплоты, выделяемой в передаче и отводимой в окружающую среду, имеет вид:

где температура воздуха вне корпуса (внутри цеха обычно ); КПД червячной передачи; коэффициент теплопередачи, характеризующий тепловой поток, передаваемый в секунду одним квадрат-

ным метром поверхности корпуса при перепаде температур в один градус и зависящий от материала корпуса редуктора, степени шероховатости поверхности его стенок, режима циркуляции наружного воздуха и условий перемешивания масла. Для чугунных корпусов при естественном охлаждении принимают . Учитывая все выше перечисленное и считая, что редуктор эксплуатируется в помещении с интенсивной вентиляцией, его корпус выполнен из чугуна и малое перемешивание масла за счет верхнего расположения червяка, принимаем значение коэффициента теплопередачи ; площадь поверхности корпуса, омываемая внутри маслом или его брызгами, а снаружи воздухом, . Площадь поверхности охлаждения корпуса приближенно выбираем (не учитывая площадь основания, которым он крепится к металлической раме или фундаменту) в зависимости от межосевого расстояния передачи: , где межосевое расстояние передачи, м. Отсюда следует . мощность на червяке, кВт; коэффициент, учитывающий отвод тепла теплопроводностью. При условии хорошего прилегания корпуса редуктора к фундаментной плите или раме принимаем .

Таким образом, температура масла в редукторе при установившемся режиме работы:

Расчет показал, что при работе редуктора температура масла ниже допустимой величины , то есть и это означает, что естественного охлаждения достаточно.

Для смазки червячное передачи применяем тракторное масло АК-15 (автол 18).