Курсовая работа: Анализ шарнирного четырехзвенника и проектирование червячного редуктора

Исходные данные:

l_AB , м=0,05

l, м=0,14

BC

l_DC , м=0,16 l_AD , м=0,10

1, СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ КРИВОШИПНО-ПОЛЗУННОГО МЕХАНИЗМА

₁ В

0 0

Назначение данного механизма – это преобразование вращательного движения звена 1, в возвратно-

поступательное движение звена 3. Звено 1, образующее со стойкой 4 вращательную кинематическую пару, называют кривошипом; звено 3, образующая со стойкой 0 поступательную кинематическую пару, -ползуном. Такой механизм называется кривошипно-ползунным.

Рассматриваемый механизм состоит из трех подвижных звеньев (n=3), и содержит четыре одноподвижные кинематические пары пятого класса (р₅ =4), из которых одна является поступательной (П₃₀ ) - соединяет ползун со стойкой 0, и три вращательными (В₀₁ ,В₁₂ ,В₂₃ ) -соединяет соответственно, стойку 0 с кривошипом 1, кривошип 1 с шатуном 2 и шатун 2 с ползуном 3. Кинематических пар четвертого класса в механизме нет, т.е.

р₄ =0. Степень подвижности механизма определяется по формуле Чебышева:

W = 3n −2p ₅ − p ₄ = 3⋅3− 2⋅4−0 =1.

Механизм состоит из одной группы Ассура, содержащей шатун 2, ползун 3 и три кинематические пары (рис.1), и начального механизма, содержащего кривошип 1, стойку 0 и одну кинематическую пару (рис.2).

Звенья 2 и 3, с тремя кинематическими парами представляют собой группу Ассура II класса второго порядка второй модификации. Кривошип 1 и стойка 6, предствляют собой начальный механизм.

Степень подвижности группы Ассура:

W_зв.2,3 = 3n⋅2p₅ = 3⋅2 −2⋅3 = 0

В В

А 3

0

Рис.1 Группа Ассура Рис.2 Начальный механизм Формула строения механизма:

В₀₁ → [В₁₂ → В₂₃ → П₃₀ ]

Из структурного анализа механизма следует, что для получения вполне определенных движений звеньев, достаточно первоначально задать оному из звеньев определенное движение. Это и подтверждается принципом образования механизмов по Ассуру. По формуле строения механизма можнопостроить его структурную схему.

1.2 СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА ПОДАТЧИКА ХЛЕБОРЕЗАТЕЛЬНОЙ МАШИНЫ МРХ-200

Рассматриваемый механизм податчика хлеборезательной машины МРХ – 200 состоит из следующих звеньев:

неподвижных деталей механизма – стоек 0; звена 1 образующего со стойкой 0 вращательно кинематическую

пару - кривошипом; качающегося звена 3 - коромысла; звена 2 -шатуна.

Механизм податчика хлеборезательной машины МРХ – 200, служит для преобразования вращательного движения кривошипа 1 в возвратно-вращательное движение звена 3.

Т.к. звено 1 – кривошип (совершает полный оборот), а звено 3 – коромысло (совершает неполный оборот, то механизм данной машины МРХ – 200, является кривошипно-коромысловым.

Три подвижные звена (n=3) и стойка 0 механизма податчики хлеборезательной машины МРХ – 200 образуют четыре кинематические пары V класса. Вращательные пары (p₅ =4) образованы звеньями 0 и 1, 1 и 2, 2 и 3, 3 и 0 (B₀₁ , B₁₂ , B₂₃ , B₃₀ ). Степень подвижности механизма определяется по формуле Чебышева:

W =3n−2p₅ −p₄ =3⋅3−2⋅4−0 =1

т.е. механизм имеет одно ведущее звено.

Механизм хлеборезательной машины МРХ – 200 состоит из одной группы Ассура, содержащей шатун 2 и

коромысло 3, и из начального механизма, включающего кривошип 1 и стойку 0 (рис 1,2). Группой Ассура называют

кинематическую цепь, получающая нулевую подвижность после присоединения ее к стойке.

W_гр2,3 =3n−2p₅ =3⋅2−2⋅3=0

Звено 2 и 3 с тремя кинематическими парами B, C, D образуют группу Ассура II класса второго порядка

первой модификации. Кривошип 1 и стойка 0, представляют собой начальный механизм.

C B

1

рис.1. Группа Ассура рис.2. Начальный механизм

Формула строения механизма:

B01 → [B12 →B23 →B30]

2.КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА ПОДАТЧИКА ХЛЕБОРЕЗАТЕЛЬНОЙ МАШИНЫ МРХ-200

2.1 Построение планов положений механизма податчика хлеборезательной машины

МРХ-200

Принимаю произвольную дину кривошипа на чертеже AB=50 мм. Масштаб длины:

l 0,05

µ _l = ^AB = =0,001м/мм

AB 50

Масштаб длины звеньев:

l 0,14

BC = ^BC = =140 мм µ_l 0,001 l 0,16

CD = ^CD = =160мм

µ _l 0,001 l 0,1

AD = ^AD = =100мм

µ _l 0,001

По полученным данным строим схему механизма в 12 положениях. Для этого проводим окружность радиусом АВ и делим ее на 12 равных частей, начинаяс нулевого. В качестве нулевого положения выбираем то, при котором коромысло оказывается в левом крайнем положении, для чего на расстоянии AD намечаем точку D и из нее как из центра опишем дугу радиусом CD. Из точки А как из центра сделаем на этой дуге две засечки – одну радиусом CB-AB – это будет нулевое положение точки С, т.е. С₀ , другую – радиусом CB+AB – это будет точка C₈ , соответствующая крайнему правому положению коромысла CD. Точки деления окружностей радиуса AB соединяем прямыми линиями с точной A, обозначаем B₀ , B₁ ,…, B₁₁ из них радиусом BC проводим засечки на дуге радиуса DC. Полученные точки C₀ , C₁ ,…, C₁₁ соединяем прямыми линиями соответственно с точками B₀ , B₁ ,…, B₁₁ и с точкой D. Таким образом, я получил 12 планов механизма, построенных в масштабе µ _l =0,001 м/мм.

2.2 Построение планов скоростей точек звеньев механизма податчика хлеборезательной машины МРХ-200 Определяем скорость точки В:

V_B = ω₁ •l_AB =22•0,05 =1,1 м/с.

Для определения скорости точки С составляем два векторных уравнения:

VC =VB +VCB, VC =VD +VCD .

Решая эти уравнения графически, получаем планы скоростей. Построение плана скоростей производиться следующим образом:

Из произвольно выбранного полюса р откладываем отрезок произвольно взятой длины рb=44 ммв направлении, перпендикулярном звену АВ в 1-ом положении, в сторону направления угловой скорости ω ₁ . Масштабный коэффициент плана скоростей будет:

V 1,1

µ _V = ^B = =0,025,м/с⋅мм. pb 44

Через точку b проводим линию вектора V _Cb перпендикулярно звену BC, а через полюс p – линию вектора

V _CD перпендикулярно звену CD. Точка пересечения этих векторов определяет конец вектора pc , который в масштабе µ _V изображает скорость точки C. Её величина определится:

V_C = pc• µ_V =3•0,025 =0,075м/с

Относительная скорость V _Cb определяется:

V_CD =cb• µ_V =41 •0,025 =1,025м/с

Угловая скорость коромысла определяется по формуле:

V 0,075 ω _CD = ^CD = =0,47 1/с, l_CD 0,16

(относительная скорость V _CD равна абсолютной), угловая скорость шатуна:

V 1,025

ω _CB = ^CB = =7,32 1/с.

l_CB 0,14

Результаты вычислений скоростей сведены в таблицу 1.

2.3 Построение графика изменения силы полезного сопротивления

По условию задания план ускорений и силовой анализмеханизма следует выполнить для положения механизма, когда точка С развивает максимальную мощность N_max =F_C ⋅V_C . Для определения N_max необходимо знать значение силы F_C во всех положениях механизма, с тем что бы потом из произведений F_C ⋅V_C выбрать наибольшее. Поэтому следует построить график F_C = (β _max ). Для этого провожу линию через два крайних положения в точках С₀ и С₈ . Затем провожу линию над С₀ С₈ параллельную ей – получаем ось абсцисс, (см. схему), проведя к ней перпендикуляр из точки С₀ , получаем точку а – начало координат, а проведя перпендикуляр из точки С₈ , получаем точку d, ограничивающую ход точки С. Из точки а проводим ось ординат. Из точки d по оси абсцисс отложу отрезок 0,6β _max, восстанавливаем из полученной точки F₀ ординату F₀ F_max произвольной длины (в моем случае F₀ F_max =36 мм). Эта ордината выражается в масштабе µ_F максимальную силу полезного сопротивления F_Cmax .

Величину масштабного коэффициента найду из выражения:

F 1,8

µ _F = ^C = =5⋅10^{− 2} ,кН/мм.

y_max 36

Соединив прямой линией точки a и F_m и проведя их точки F_m горизонтальную линию на расстояние 0,6β _max от оси ординат, получаем искомый график F_C (β _max ). При движении точки С в право сила F_C увеличивается по линейному закону до максимального значения (точка F_m ), а при движении влево силы F_C равна нулю. Проведя из точек C₁ ,C₂ ,C₃ ,C₄ ,C₅ ,C₆ ,C₇ ,C₈

вертикальные линии до пересечения их с графиком F_C (β _max ), получаем соответствующие координаты y ₁ , y ₂ ,..., y ₈ , по которым можно судить овеличине силы сопротивления в любом положении механизма. Результаты вычислений сведены в таблицу 1.

Анализ данных таблицы 1 показывает, что наибольшую мощность механизм податчика хлеборезательной машины развивает в четвертом положении, т.е. N_max =1800⋅1,3=2,34кВт, так как мощность Nопределяется произведением F_C ⋅V_C , а эти параметры дают максимальное произведение именно в пятом положении.

Следовательно, план ускорений необходимо строить для механизма податчика хлеборезательной машины, когда он находится в пятом положении. В этом же положении механизма определяются реакции в кинематических парах звеньев и уравновешивающая сила F_y .

2.4 Построение плана ускорений

Из анализа планов скоростей видно, что наибольшей мощностью точка С будет обладать в 5– ом положении, т.к. при постоянной силе мощность зависит от скорости, а скорость точки С максимальна в 5 – ом положении.

Поэтому план ускорений стоим для 5 - го положения. Определяем ускорение точки В:

a_B =a_B ⁿ = ω² _AB •l_AB =22² •0,05 =24,2м/с²

Для определения ускорения точки С составляем два векторных уравнения:

~ ~

n l n laC =aB +aCB +aCB, aC =aD +aCD +aCD.

n n

Нормальные ускорения a и _CB a определяются: _CD

n VCB 2 0,72 2

c_CB = = =3,5м/с

l_CB 0,14 2 2

V

cCDn = C =1,3 =10,56м/с2 l_CD 0,16

Выбираем произвольно полюс Π и из него параллельно кривошипу АВ в направлении от А к В проводим прямую Пb произвольной длины (примем Пb=96,8 мм). Масштаб плана ускорений будет:

a 24,2

µ_a =0,25м/с² Ĥмм

Из полюса П проводим прямую параллельно CD в направлении от C к D и на ней откладываем отрезок:

a_CD ⁿ 10,56

∏C_n = = =42,24мм

µ_a 0,25

Из точки b проводим прямую параллельно BC в направлении от C к B и на ней откладываем отрезок:

aCB n 3,5

bb_n = = =14мм

µ_a 0,25

Из точек с_n и b_n проводим прямые линии перпендикулярно Пс_п и bb_n до пересечения их в точке С. Отрезки сс_п и b_n c изображают в масштабе µ _а тангенциальные ускорения точки С относительно точек D и B. Отрезок соединяющий полюс П с точкой С, изображает полное ускорение точки Смеханизма, а отрезки, соединяющие полюс с серединами отрезков Пb, bc и Пс – полные ускорения центров масс звеньев механизма. Значения ускорений:

~

a_CB ^l =b_n c• µ_a =55•0,25 =13,75мм/с²

~

a_CD ^l =c_n c• µ_a =10•0,25 =5 мм/с²

a =bc•µ =57 •0,25 =14,25 мм/с²

CB a a_CD =a_C = Πc•µ_a =44•0,25 =11мм/с² a_{S 1} = ΠS₁ • µ_a =48,4•0,25 =12,1 мм/с² a_{S 2} = ΠS₂ • µ_a =69•0,25 =17,25мм/с² a_{S 3} = ΠS₃ • µ_a =22•0,25 =5,5 мм/с²

~ l

a 13,75

ε _CB = ^CB = =98,2 1/с² .

l_CB 0,14

~

aCD l 5 2 ε _CD = = =31,2 1/с.

l_CD 0,16

Тангенциальные ускорения направлены по часовой стрелке.

3.ДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА

3.1 Определение инерционных нагрузок

Приняв коэффициент (погонная масса) q=20 кг/м, определяем массы звеньев и их силы веса:

m₁ =q•l_AB =20•0,05 =1кг; G₁ =m₁ g=1 •9,8=9,8Н; m₂ =q•l_BC =20•014, =2,8кг; G₂ =m₂ g=2,8•9,8=27,44Н;m₃ =q•l_CD =20•016, =3,2кг; G₃ =m₃ g=3,2•9,8=31,36Н;

Силы инерции:

F_{U 1} =m₁ •a_{S 1} =1•12,1 =12,1 Н

F_{U 2} =m₂ •a_{S 2} =2,8•17,25 =48,3Н

F_{U 3} =m₃ •a_{S 13} =3,2•5,5 =17,6 Н

Моменты инерции звеньев:

m

^I S2

m

^I S3 Моменты сил инерции:

M_{U 2} =I_{S 2} •ξ_CB =0,0046•98,2 =0,45Н/м

M_{U 3} =I_{S 3} •ξ_CD =0,0068•31,2 =0,21Н/м

3.2 Определение реакций в кинематических парах

Для определения реакций в кинематических парах воспользуюсь принципами Даламбера и статической определимостью группы Ассура. Вычерчиваю группу Асура (звенья 2-3) в натуральную величину (можно также использовать уже вычисленный масштабный коэффициент µ _l ) в положении 5 (см.схему) и прикладываю к ней в соответствующих точках все действующие силы веса звеньев G₂ , G₃ ; силы инерции в шарнирах В и D раскладываю на нормальные и тангенциальные составления; силу полезного сопротивления F_C . Силы инерции F_u2 и F_u3 направлены противоположно ускорениям a_s2 и a_s3 , а моменты сил инерции M_u2 и M_u3 , направлены противоположно угловым ускорениям ξ _CD и ξ _CB .

Определяю реакции R и ₁₂ ^τ R , для чего составил уравнения равновесия каждого из звеньев: ₀₃ ^τ

M_u2 =0;

M_u3 =0.

Из этих уравнений получаем:

Fh -Gh +M

R12τ = u2 1 2 2 u2 =48,3•70-27,44•38+0,45 =16,7Н

BC 140

Gh -Fh +M

R03τ = 3 4 u3 3 u3 =31,36•34-17,6•19+0,21 =4,57Н

DC 160

Для определения нормальных составляющих R и ₁₂ ^τ R составляем уравнения равновесия группы Ассура: ₀₃ ^τ

Для определения масштаба сил µ _F приму, что наибольшая сила, входящая в это уравнение – F_C изображается отрезком fk длиной в 60мм. Тогда масштаб плана сил будет:

F 1800

µ_F = ^C = =30Н/мм fk 60

Остальные силы определяются на чертеже отрезками:

R

ab= ¹² ==0,56 мм

µ_F

G

bc= ² ==0,91мм

µ_F

F

cd = ^u2 ==1,61 мм

µ_F

G 31,36

de= ³ = =1,05мм

µ_F 30

F 17,6

ef = ^u3 = =0,58 мм

µ_F 30

R 4,57

kl= ⁰³ = =0,15мм

µ_F 30

Данные для построения плана сил группы Ассура сведены в таблицу 2.

При этим отрезкам строим план сил, начиная с точки а; из точки l провожу прямую параллельную R₀₃ ⁿ , а из точки a – прямую, параллельную R Эти прямые пересекаются в точке t (см. приложение). Отрезки at и ltв ₁₂ ⁿ .

масштабе µ_F изображают тангенциальные составляющие реакций R и ₁₂ ⁿ R , величины которых определяются: ₀₃ ⁿ R₁₂ ⁿ =at⋅µ _F =72⋅30 =2160H;

R₀₃ ⁿ =lt⋅µ _F =38⋅30 =1140H.

Для определения величины уравновешивающей силы F_у , для чего составлю уравнения равновесия ведущего звена:

∑M_(A) =F_y ⋅AB−R₁₂ ⋅h₁ −G₁ ⋅h₂ =0,

зв.1

откуда нахожу

R ⋅h +G ⋅h 2160⋅50+9,8⋅22

^F _y 12 1 1 2 .

Для определения реакций в шарнире А (R₀₁ ) запишу уравнение векторной суммы сил, действующих на кривошип:

∑F =F_y +R₂₁ +G₁ +F_u1 +R₀₁ =0.

зв.1

При определении масштаба плана сил µ_F я принял, что наибольшая сила входящая в уравнение – F_y , изображенная отрезком ab длиной 108мм. Из этого определю масштаб плана сил:

F_y 2164,312

µ_F = = =20Н/мм ab 108

Данные для построения плана сил ведущего звена сведены в таблицу 3; (см.схему). Из плана сил ведущего звена определиться R₀₁ :

R₀₁ =ea⋅µ _F =1⋅20 =20Н.

Таким образом, методом кинетостатики определены реакции во всех кинематических парах и величина уравновешивающей силы; указанные задачи решены для механизма в 5-ом положении, когда точка приложения силы полезного сопротивления развивает наибольшую мощность.

3.3 Построение графика приведенных моментов сил сопротивления

Сила F определится из уравнения равновесия рычага Жуковского: _y

F_y ⋅pb=F_c ⋅pc,

откуда

F pc

F_y = ^C .

pb

Приведенный момент сил сопротивления определяется как T_C =F_n ⋅l_AB ,где F_n = F_y . Результаты вычислений сведены в таблицу 4.

Приняв максимальную ординату y _max =53 мм, определяю масштаб диаграммы T_C (ϕ):

T 106,36

µ _T = ^Cmax = =2Нм/мм.

y_max 53

T

Нахожу ординаты y= (результаты в таблице 4) и по полученным значениям строю график T_C (ϕ).

µ _T

Интегрируя графически эту диаграмму, получаю диаграмму работы сил сопротивления.

ОК =30мм – принятое мною полюсное расстояние.

Соединив прямой линией начало и конец графика A_C (ϕ), получаю график работ движущихся сил A_D (ϕ).

Дифференцируя его, получаю график моментов движущихся сил – он представляет собой прямую линию, параллельную абсциссе. Величина момента движущих сил определяется:

T_D = y_D •µ_T =21•2 =42Нм,

где у_D - ордината графика T_D ( )ϕ.

Мощность на валу кривошипа определиться по формуле :

P =T_D ⋅ω ₁ =42⋅22 =924Вт= 0,924КВт.

Таблица 1

Таблица 2

Таблица 2

Таблица 3

4.КИНЕМЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Исходные данные :

N=0.924 кВт ω =12с^{− 1}

Подбор электродвигателя:

4.1 Частота вращения вала исполнительного механизма: n об/мин;

i =i_рм ⋅i_зп = (2ч5) (⋅ 8ч40) = (16ч200);n_об =114,59⋅(16ч200) (= 1834ч22929);

4.2 Общий коэффициент полезного действия привода η = η _зп ⋅η _пк ² ⋅η _рп =0,85⋅0,99² ⋅0,95 =0,791;

η_пк =0.99 – к.п.д. пары подшипников качения; η_чп =0.85 – к.п.д. червячной передачи; η_пс =0.95 – к.п.д. ременной передачи.

4.3 Потребная мощность электродвигателя

Nдв. = N = 0,924=1,167кВт; η 0,791

4.4 Передаточное число привода

Uобщ. = nном. = 2880 =25,13;

n₃ 114,59

4.5 Передаточное число ременной передачи i

iрм = общ. = 25,13 =2,513

i_зп 10

Z=4, то U_черв =10

Таблица 4.1

Синхраниз. Частота вращения	n при N=1,5	n U = эл.дв nпр.	Uрем	Uчерв
3000	2880	=25,13	2,513	10

Определение кинематических и силовых параметров привода.

4.6 Передаточные числа ступеней передач привода

U_рем =2.513

U_черв =10

U_общ =U_рем ⋅U_черв =2,513⋅10 =25,13

4.7 Частота вращения валов привода:

n₁ =n_эл.дв =2880 n₂ =n₁ /U_рем =2880/2,513=1145,9 n₃ =n₂ /U_черв =1145,9/10=114,59

Мощности.

4.8 Мощности на валах: P₃ =P_пр.в =0,924 кВт

P₂ =P₃ /η_чп =0,924/0,85=1,087 кВт

P₁ =P₂ /η_рп =1,087/0,95=1,144 кВт

Вращающие моменты на валах 4.9 Моменты на валах:

P 1,144

T₁ =9550 ¹ =9550 =3,794Нм

n₁ 2880

T₂ =T₁ ⋅U_рем ⋅η _рем =3,794⋅2,513⋅0,95 =7,689Нм

T₃ =T₂ ⋅U_чер ⋅η _чер =7,689⋅10⋅0,85 =65,356 Нм

Таблица 4.2

Результаты кинематического расчета

ВАЛЫ	1	2		3
Передача	Ременная	Червячная
КПД	0,95	0,85
Передаточное число U	2,513	10
Частота вращения n	2880	1145,9		114,59
Мощность N	0,924	1,087		1,144
Момент Т	3,794	7,689		65,356
d ВАЛА	22

Таблица 4.3

Технические характеристики двигателя

5.РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ

5.1 Исходные данные T₂ =65,356 Нм - момент на валу червячного колеса. n₁ =1145,9 об/мин - частота вращения вала червяка. n₂ =114,59 об/мин - частота вращения вала колеса.

U=10 – передаточное число червячной передачи.

Расположение червяка – нижнее.

5.2 Установление основных данных

5.2.1 Число витков червяка при U=10 принимаем Z₁ =10

5.2.2 Число зубьев червячного колеса с округлением до целого числа Z₂ =Z₁ ⋅U =4⋅10 =40

5.2.3 Уточненное придаточное число

r 40

U = ² = =10

r₁ 4

5.2.4 Частота вращения вала червячного колеса.

n 1145,9

n₂ = ¹ = =114,59об/мин

u 10

5.2.5 Ориентировочная скорость скольжения в зацеплении.

V_ск м/с

5.2.6 Выбор профиля червяка и материалов червячной пары.

Принимаем архимедов червяк ZA из стали 20 с цементацией и закалкой до твердости 56 … 63 HRC, витки шлифованные и полированные. Учитывая, что V_ck < 4м/с, по таблице принимаем в качестве материала червячного колеса безоловянную бронзу БрА9ЖЗЛ с характеристиками: E₂ =(0.88...1.14)·10⁵ МПа; v₂ =0.35м/с; σ_T2 =196...343 МПа; σ_в2 =490...588 МПа.

5.2.7 В соответствии с табличными данными при V=2,077 м/с принимаем 8 степень точности (n_T =8)

5.2.8 Ориентировочный КПД передачи.

0,98 0,98

η = = =0,873

1 +0,25f⋅u 1 +0,25⋅0,049⋅10

где f=tgϕ=tg2°49’ 39,17” =0,049– приведенный коэффициент трения в зацеплении;

φ =3,5-0,92·ln(V_ск )=3,5-0,92·ln(2,077)=2⁰ 49’ 39,18” – приведенный угол трения.

5.2.9 Мощность на валу червяка.

T ⋅n 65,356⋅114,59

P₁ = ^{2 2} = =0,898кВт

9550⋅0,901 9550⋅0,873

5.2.10 Коэффициент диаметра червяка. q=0,25z₂ =0,25⋅40 =10 по ГОСТ 19672-74

5.2.11 Коэффициент нагрузки.

K=K_β ·K_v =1,02·1,14=1,163

K_β - коэффициент неравномерности

распределения нагрузки по длине линии контакта в следствие деформации червяка;

⎛ 1 ⎞ ⎛ 1 ⎞

θ =9⋅(q−4)⋅⎜_⎜ 1 + _z 1 ⎟_⎟⎠ =9⋅(10−4)⋅⎜_⎝ 1 +₄ ⎟_⎠ =67,5– коэффициент деформации червяка. ⎝

T t

v_cp ^{= ∑} _T max^{i ⋅} _t Σ ⁱ =1⋅0,3+0,8⋅0,7 =0,87 - средняя относительная нагрузка;

K_v =0,3+0,1⋅n_T +0,02⋅V_ск =0,3+0,1⋅8+0,02⋅2,077 =1,14 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

5.6 Допускаемые контактные напряжения.

5.6.1 Для безоловянной бронзы

[σ]_H = [σ]_{H 0} ⋅C _V ′ = 300⋅0,823 = 246,9

где [σ]_{H 0} = 300 МПа – исходное допускаемое напряжение материала червячного колеса при шлифованных и полированных с твердостью HRC_э ≥ 45;

C_V ′ =1 −0.085⋅V_ск =1 −0,085⋅2,077 =0,823 - коэффициент, учитывающий влияние скорости скольжения на заедание.

5.7 Определение основных размеров.

5.7.1 Межосевое расстояние:

K⋅T 1,163⋅65,356 a_w = 625⋅3 ₂ ² =625⋅³ ₂ =68мм

[σ]_H 247

5.7.2 Расчетный модуль:

2⋅a 2⋅68

m= ^w = =2,72мм. z₂ +q 40+10

По ГОСТ 2144-76 принимаем m = 3,15мм.

5.7.3 Межосевое расстояние при стандартных значениях m и q:

m(q+z ) 3,15⋅(10+40)

a_w мм

5.7.4 Коэффициент смещения

xмм

5.7.5 Геометрические параметры передачи:

Червяк Делительный диаметр: d₁ =m⋅q =3,15⋅10 =31,5мм.

Диаметр вершин витков: d_a1 =d₁ +2m=31,5+2⋅3,15 =37,8мм.

Диаметр впадин витков: d_f1 =d₁ −2,4m=31,5−2,4⋅3,15 =23,94мм.

z 4

Делительный угол подъёма витка: γ =arctg ¹ =arctg =21°48'5,07''

q 10

⎛ z ⎞

Начальный угол подъема витка: γ _w =arctg⎜^⎜ _{q + 2} ¹ _{⋅ x} ⎟^⎟ _⎠ =arctg⎜_⎝ ^⎛ _{10 +} ⁴ _{2 ⋅ 0 ⎠} ^⎞ ⎟ =21°48'5,07'' ⎝

Угол профиля витка в нормальном сечении червяка на начальном цилиндре: α _nw =arctg(tg20°⋅cosγo =arctg(tg20°⋅cos21^ο 48'5,07'') =18°40'19,41''

Длина нарезной части червяка: b₁ ≥(12,5 +0,09⋅z₂ )⋅m=(12,5 +0,09⋅40)⋅3,15 =50,71мм.

Червячное колесо

Ширина зубчатого венца: z₁ =4; b₂ ≤0,67⋅d_a1 =0,67⋅37,8=25,32мм.

Начальный и делительные диаметры: d₂ =d_w2 =m⋅z₂ =3,15⋅40 =126мм.

Диаметр вершин зубьев: d_a2 =d₂ +2⋅m=126+2⋅3,15 =132,3мм.

Диаметр впадин зубьев: d_f2 =d₂ −2,4m=126−2,4⋅3,15 =118.44мм.

6⋅m 6⋅3,15

Наибольший диаметр: d_aM2 ≤d_a2 + =132,3+ =135,45мм.

z₁ +2 4+2

b 25,32

Условный угол обхвата: 2δ =2⋅arcsin ² =2⋅arcsin =88°42'52,42''. d_a1 −0.5⋅m 37,8−0,5⋅3,15

5.8 Окружные скорости.

π ⋅d ⋅n π ⋅31,5⋅1145,9

На червяке: V₁ = ^{w1 1} = =1,889м/с. 60000 60000

π ⋅d ⋅n π ⋅126⋅114,59

На колесе: V₂ = ^{w2 2} = =0,756м/с.

60000 60000

5.9 Скорость скольжения.

V 1,889

V_ск = ¹ = =2,034м/с

cosγ _w cos21°48'5,07''

5.10 Уточнение КПД передачи, крутящего момента и мощности на червяке.

5.10.1 КПД червячного зацепления:

tgγ tg21°48'5,07"

η_зац = ^w = =0,871

tg(γ_w +ϕ) tg(21°48'5,07"+2°50'48,47'')

ϕ=3,5−0,92⋅ln(V_ck ) =3,5−0,92⋅ln(2,034) =2°50'48,47''- уточнённый приведённый угол трения

5.10.2 Общий КПД червячного редуктора

η = η _зац ⋅η _р =0,871⋅0,98=0,854

где η_р = 0,98 – КПД учитывающий потери на разбрызгивание и перемешивания масла.

T 65,356

5.10.3 Крутящий момент на валу червяка:T₁ = ² = =7,65Нм. u⋅η 10⋅0,854

5.10.4 Мощность на валу червяка:P₁ кВт.

5.11 Силы в зацеплении.

5.11.1 Окружная сила на колесе (осевая на червяке):

2000⋅T 2000⋅65,356

F_t2 =F_x1 = ² = =1037,39Н.

d_w2 126

5.11.2 Окружная сила на червяке (осевая на колесе):

2000⋅T 2000⋅7,65

F_t1 =F_x2 = ¹ = =485,71Н.

d_w1 31,5

5.11.3 Радиальная сила: F _r =F_t2 ⋅tgα =1037,39⋅tg20° =377,57Н.

5.12 Проверочный расчет по контактным напряжениям.

5.12.1 Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов:

π (1 −0,35 )⋅0,88⋅10 +(1 −0,49)⋅2,06⋅10

Здесь Е₁ и Е₂ – модули упругости материалов червяка и венца колеса в МПа

v₁ и v₃ – коэффициенты Пуассона материалов червяка и венца червячного колеса

5.12.2 Коэффициент, учитывающий форму поверхностей:

2⋅cos² γ _w 2⋅cos² 21°48'5,07''

Z_H = = =1,82

sin2⋅α _nw sin2⋅18°40'19,41''

5.12.3 Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

1 1

Z_ε = = =0,848, где

ε _α ⋅K_ε 1,85⋅0,75

3,9 3,9

ε _α =1,95− =1,95− =1,852 - коэффициент торцевого перекрытия,

z₂ 40

K_ε =0,75 - коэффициент изменения суммарной длины контактных линий.

5.12.4 Коэффициент, учитывающий условный угол обхвата:

360° 360°

Z_δ = = =2,01.

2⋅δ 88°42'52,42''

5.12.5 Уточнение коэффициента нагрузки

K =K_β ⋅K_v =1,02⋅1,14=1,162 гдеK _β = 1,02 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине линии контакта,

вследствие деформации червяка, остался прежним, так как не изменились q и θ ,

K_v =0,3+0,1⋅n_T +0,02⋅V_ск =0,3+0,1⋅8+0,02⋅2,034=1,14 - изменилась скорость скольжения.

5.12.6 Уточнение допускаемого контактного напряжения: [δ]_H = [δ]_{H 0} ⋅C_V ′ =300⋅0,827 =248,13МПа , где C_V ′ =1 −0,085⋅2,034=0,827

5.12.7 Действительные контактные напряжения:

25,2 K⋅T 25.2 1,162⋅65,356

δ _H =Z_M ⋅Z_H ⋅Z_τ ⋅Z_δ ⋅ ⋅ ² =203,01⋅1,82⋅0,848⋅2,01⋅ ⋅ =195,56 МПа

d₂ d_dw 1 126 31,5

Условие прочности по контактным напряжениям выполнено, т.к. σ_H π [δ]_H = 246МПа

5.12.8 Проверка на статическую прочность:

T

δ _Нпик = δ _H ⋅ ^max =195,56⋅ 2.2 =290МПа – действительное пиковое напряжение

T_ном

[δ]_ст =2⋅δ _T2 =2⋅270 =540МПа – предельно допустимое контактное напряжение.

Статическая прочность обеспечена, т.к. σ_Нпик < [δ]_ст = 540МПа.

Условия прочности 5.12.7 и 5.12.8 выполняются. Материал колеса оставляем прежним.

5.13 Проверочный расчет зубьев колеса на прочность при изгибе

5.13.1 Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

cosγ cos21°48'5,07''

Y

α ε

5.13.2 Коэффициент, учитывающий условный угол обхвата:

360° 360°

Y_δ = = =4,058

2⋅δ 88°42'52,42''

5.13.3 Коэффициент, учитывающий наклон зуба колеса:

λ 21°48'5,07''

Y_γ =1 − =1− =0,844

140° 140°

5.13.4 Коэффициент формы зуба:

z 40

При x =0 и z_V = ² ₃ ⁼ ₃ =50

cosγ cos21°48'5,07''

коэффициент формы зуба будет Y_F =2,19.

5.13.5 Условный базовый предел изгибной выносливости зубьев колеса для бронз при нереверсивной нагрузке:

δ _F0 =0,14⋅δ _в2 +0,44⋅δ _T2 =0,14⋅540+0,44⋅270 =194,4МПа.

5.13.6 Коэффициент режима:

µ =

9 ^∑ _t ^t Σ ^{i ⎛} ⎜_{⎜⎝ T} ^T max^{i ⎞} ⎟_⎟⎠ =0,35⋅( )1 +0,65⋅(0.8) =0,437

5.13.7 Эквивалентное число циклов:

N_FE =25⋅10⁷

5.13.7 Коэффициент долговечности:

NF0 9 106 7 =0,543 K_FL =9 =

N_FE 25⋅10

5.13.8 Допускаемое напряжение изгиба:

δ

[δ]_F = ^F0 ⋅K_FL = МПа

S_F

где S _F =1,75- коэффициент безопасности.

5.13.9 Напряжение изгиба в зубьях:

F ⋅K 1037⋅1,73

δ _F =Y_ε ⋅Y_δ ⋅Y_γ ⋅Y_F ⋅ ^t2 =0,668⋅4,058⋅0,844⋅2,193⋅ =28,87МПа

π ⋅d_w1 ⋅m π ⋅31,5⋅3,15

σ_F < [δ]_{F 0} = 60,32МПа.

5.13.10 Проверочный расчет зубьев колеса на статическую прочность при изгибе:

T

δ _Fппи = δ _F ⋅ ^max =28,87⋅2,2 =63,52 МПа – действительное пиковое напряжение

T_ном

[δ]_Нст = 0,8⋅δ_{T 2} =0.8⋅270 =216МПа – предельно допустимое напряжение изгиба.

σFппи π [ ]σ Fсста = 216МПа

Условия прочности 5.13.10 и 5.13.11 выполняются. Материал колеса оставляем прежним.

5.14 Тепловой расчет

5.14.1 Температура масла при установившемся режиме:

1000⋅P ⋅(1 − η) 1000⋅1,087⋅(1 −0,854) t_уст =t₀ + ² =20+ =65,1°С < [t] =70°С

k⋅A⋅(1 + ψ) 15⋅0,125⋅(1 +0,3)

t₀ =20°С - температура окружающей среды; k=15Вт/(м² градус) – коэффициент теплоотдачи;

A≈20⋅a_w ² =20⋅0,079² =0,125м² – свободная поверхность охлаждения корпуса редуктора; ψ =0.3- коэффициент, учитывающий теплоотвод в фундаментальную плиту или раму машины.

Температурный режим удовлетворительный.

5.15 Расчет червяка на жесткость.

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

L = 0.95⋅d₂ = 0.95⋅126 = 119,7 мм

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

f =(0,005...0,01)m=(0,005...0,01)•315, =0,015....0,031мм

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

L3 (Fr1)2 +(Ft2)2 f =

48EJ_пр

где E = 2.1 10^{. 5} МПа

L – расстояние между серединами опор;

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

πd_f ⁴ ₁ d_a1 π•23,94⁴ 37,8 ₄

J_пр = 0,375+0,625 = 0,375+0,625=21958,02мм 64 d_f1 64 23,94

Найдем реальную стрелу прогиба:

f =1197, 3 • (377,57)2 + 485( 75, )2 =0,0047мм

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

6.ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ.

Рассчитаем входной и выходной валы. Из предыдущих расчетов редуктора известно:

а) моменты передаваемые валами Т_I = 7.689 Н⋅м и Т_II = 65.356 Н⋅м;

б) диаметры d₁ = 31,5 мм и d₂ = 126 мм;

6.1. Входной вал червячного редуктора.

6.1.1. Выбор материала вала.

Назначаем материал вала – БрА9Ж3Л: σ_В = 500 МПа, σ_Т = 230 МПа.

6.1.2. Проектный расчет вала.

Приближенно оценим диаметр консольного участка вала при [τ]=20 МПа.

T 7,689•1000

d_в = 3 = ³ =12 мм

0,2[ ]τ_k 0.2•20

По стандартному ряду принимаем d_в =12 мм, тогда t =2 мм, r = 1.6 мм, f =1.

6.1.3. Определим диаметры участков вала.

Диаметры подшипниковых шеек:

d_п1 = d_в +2⋅t = 12 +2⋅2 = 16 мм; принимаем d_п1 = 17 мм

6.2. Выходной вал.

6.2.1. Выбор материала вала.

Выберем сталь 40Х

6.2.2. Приближенно оценим диаметр выходного конца вала при [τ] = 30 МПа.

Т 65.356•1000

d_в = 3 = 3 = 20 мм

0,2• [ ]τ 0,2•30

По стандартному ряду принимаем d_в =20 мм

6.2.3. Определим диаметры участков вала. Диаметры подшипниковых шеек:

d_п2 = d_в +2⋅t = 20+2⋅2 = 24 мм;

Значения d_п должны быть кратны 5, поэтому принимаем d_п2 = 25 мм

d_бп2 = d_п2 +3,2⋅r = 24+3,2⋅1,6 = 29мм

По стандартному ряду принимаем d_бп2 = 30 мм

Здесь t = 2 мм, r = 1,6 мм, f = 1

Диаметр ступицы червячного колеса:

d_ст2 = (1.6…1.8)d_бп2 = (1.6…1.8)⋅30 = 48…54 (мм) Принимаем d_ст2 = 50мм.

Длина ступицы червячного колеса:

l_ст2 = (1.2…1.8)d_бп2 = (1.2…1.8)⋅30 = 36…54 (мм) Принимаем l_ст2 = 40 мм.

6.3. Подбор подшипников.

6.3.1.Подбор подшипников для червяка.

Для червяка примем предварительно подшипники роликовые конические 7205 легкой серии. Схема установки подшипников – враспор. Из таблицы выписываем:

d = 25 мм, D = 52 мм, Т = 16,5 мм, e = 0.36.

Смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника:

T (d +D)e 16,5 (25+52)•0,36

a₂ = + = + = 13 мм

2 6 2 6

6.3.2.Подбор подшипников для вала червячного колеса.

Для вала червячного колеса примем шарикоподшипники радиально-упорные 46303 средней серии. Из таблицы выписываем:

d = 17 мм, D = 47 мм,

В = 14 мм,

α = 26⁰

Смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника:

a₁ =0,5{B+0,5(D+d)tgα} =0,5{14+0,5•(47 +17)tg20⁰ ) = 15 мм

7.КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЧЕРВЯКА И ЧЕРВЯЧНОГО КОЛЕСА.

7.1.Размеры червяка.

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

- диаметр делительной окружности d₁ = 31,5 мм;

- диаметр вершин d_a1 = 37,8 мм;

- диаметр впадин d_f1 = 23,9 мм;

- длина нарезанной части червяка b₁ = 50,7 мм;

- диаметр вала d_бп1 = 17 мм.

7.2.Расчет конструктивных размеров червячного колеса.

Основные геометрические размеры червячного колеса были нами определены ранее. Для удобства дальнейшего использования выпишем их:

- диаметр делительной окружности d₂ = 126 мм;

- диаметр вершин d_a2 = 132,3 мм;

- диаметр впадин d_f2 = 118,4 мм;

- ширина венца червячного колеса b₂ = 25,3 мм;

- диаметр отверстия под вал d = 30 мм;

- диаметр ступицы червячного колеса d_ст2 = 50 мм; -длина ступицы червячного колеса l_ст2 = 40 мм.

Колесо конструируем отдельно от вала. Изготовим червячное колесо составным): центр колеса из серого чугуна, зубчатый венец – из бронзы БрА9ЖЗЛ. 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.

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

f = 0,5⋅3,15 = 1,6 мм

Рассчитаем основные конструктивные элементы колеса: С = 0,25b₂ = 0,25⋅25,3 = 6 мм; δ ₁ = δ ₂ = 2m = 2⋅3,15 = 6,3 мм;

8.РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА.

8.1. Толщина стенки корпуса и крышки червячного редуктора:

δ =0,04a + 2 = 0,04 · 79 + 2 = 5,16 мм

принимаем δ = 8 мм; δ ₁ = 0,032а + 2 = 0,032 · 79 + 2 = 4,53 мм,

принимаем δ = 8 мм.

8.2. Толщина фланцев корпуса и крышки:

b = b₁ = 1,5δ = 1,5 · 8 = 12 мм

8.3.Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек:

р₁ = 1,5δ = 1,5 · 8 = 12 мм;

р₂ = (2,25 ч 2,75)δ = (2,25 ч 2,75) · 8 = 18…22 мм; принимаем р₂ = 20 мм;

8.4.Толщина ребер основания корпуса и крышки:

m = m₁ = (0,85 ч 1)δ = 6,8…8 мм

8.5.Диаметр фундаментных болтов:

d₁ = (0,03 ч 0,036)a + 12 = (0,03 ч 0,036) · 79 + 12 = 14,4…15 мм, принимаем болты с резьбой М16;

8.6.Диаметр болтов:

у подшипников: d₂ = (0,7 ч 0,75)d₁ = (0,7 ч 0,75) · 16 = 11,2…12 мм принимаем болты с резьбой М8

соединяющих основание корпуса с крышкой: d₃ = (0,5 ч 0,6)d₁ = (0,5 ч 0,6) · 16 = 8…10 мм принимаем болты с резьбой М10;

8.7.Размер штифта: диаметр: d_ш = d₃

принимаем d_ш = 8 мм

длина: l_ш = b + b₁ + 5 мм = 12 + 12 + 5 = 29 мм принимаем длину штифта l = 30 мм

9.Проверка долговечности подшипников

Ведомый вал

Расстояние между опорами (точнее, между точками приложения радиальных реакций R₃ и R₄ ) l₂ = 70 мм; диаметр d₂ = 126 мм.

9.1 Опорные реакции в плоскости xz:

1038

R_3x = R_4x = F_t / 2 = = 519 H.

2

9.2 Опорный реакции в плоскости yz:

R4yl2 + Frl2 - Fad2 = 0; 2 2

l d

^{-F r 2 + F a 2} -377,57•35+485,71•63

R_4y = ^{2 2} = =248,35 H l₂ 70

R3yl2 – Frl2 - Fad2 = 0; 2 2

l d

^{F r 2 + F a 2} 377,57•35+48571, •63

R_3y = ^{2 2} = =625,92 H l₂ 70

Проверка: ∑F_y = - R_3y – F_r – R_4y = - 625,92 + 377,57 + 248,35 = 0

9.3 Суммарные реакции:

F_r3 = R₃ = R₃ ² _x +R₃ ² _y = 519² +625² = 813 H

F_r4 = R₄ = R₄ ² _x +R₄ ² _y = 519² +248² = 575 H

9.4 Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников: S₃ = 0,83eF_r3 = 0,83 · 0,360 · 813 = 243 H

S₄ = 0,83eF_r3 = 0,83 · 0,360 · 575 = 172 H

e = 0,360 – коэффициент влияния осевого нагружения

9.5 Осевые нагрузки подшипников:

S₃ ≥ S₄ ; F_a = 0; S₃ < S₄ ; F_a > S₄ – S₃

F_a3 = S₃ = 243 H;

F_a4 = S₃ + F_a = 243 + 486 = 729 H.

«3» подшипник:

^{F a3} = ²⁴³ = 0,298 < е,

F_r3 813

Эквивалентная нагрузка:

P_э3 = F_r3 VK_б K_T = 813 · 1 · 1,2 · 1 = 975,6 H.

где, V – кинематический коэффициент;

K_б – коэффициент динамичности нагрузки или коэффициент безопасности;

K_T – коэффициент влияния температуры подшипника на его долговечность.

«4» подшипник:

^{F a4} = ⁷²⁹ = 1,268 > е,

F_r4 575

P_э4 = (XVF_r3 + YF_a ) · K_б K_T = (0,4 · 1 · 575 + 1,666 · 729) · 1,2 · 1 = 1,73 кН.

K_б = 1,2 – коэффициент безопасности;

K_Т = 1,0 – температурный коэффициент;

Х – коэффициент радиальной нагрузки;

V – коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.

Долговечность определяю для «4» подшипника, т.е. для подшипника у которого эквивалентная нагрузка значительно больше.

9.6 Ресурс подшипника:

L = (C/P_э4 )^m = (23,4/1,733)^3,33 = 5811 млн. об.

m =3.33 – показатель кривой выносливости.

L•10⁶ 5811•10⁶

L_h = = = 0,84·10⁶ ч.

60•n 60•114,59

10. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ И ПОСАДКИ ВЕНЦА ЧЕРВЯЧНОГО КОЛЕСА.

10.1. Рассчитаем шпоночное соединение для входного вала с шкивом. Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки:

- сечение b Ч h = 5 Ч 5 мм;

- глубина паза вала t₁ = 3 мм;

- глубина паза ступицы t₂ = 2,3 мм;

- длина l = 32 мм.

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

2Т

σсм = ≤ [σ]см

d(h − t1)⋅l

При чугунной ступице [σ]_см = 70…100 МПа.

Передаваемый момент Т = 7,689 Н⋅м.

2Т 2• 7.689 •1000

σсм = = =23.73МПа d(h- t₁ )(l - b) 12•(5 - 3)(32 -5)

σ_см < [σ]_см , следовательно, допустимо установить шкив из чугуна СЧ32

10.2.Рассчитаем шпоночные соединения для выходного вала.

10.2.1.Соединение вал-колесо.

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

- сечение b Ч h = 10 Ч 8 мм;

- глубина паза вала t₁ = 5 мм;

- глубина паза ступицы t₂ = 3,3 мм;

- длина l = 32 мм.

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

2Т

σ = ≤ [σ]см l

При чугунном центре колеса [σ]_см = 70…100 МПа.

Передаваемый момент Т = 65,356 Н⋅м.

2Т 2• 65.356 •1000

σсм = = =66МПа d(h-t1)(l- b) 30 •(8-5)(32-10)

σ_см < [σ]_см , следовательно, допустимо центр червячного колеса изготовить из серого чугуна СЧ20

10.2.2.Соединение вала с исполнительным механизмом:

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

2Т 2• 65.356 •1000

σсм = = =67МПа

d(h-t1)(l- b) 20(6-3.5)(45 - 6)

- сечение b Ч h = 6 Ч 6 мм;

- глубина паза вала t₁ = 3,5 мм;

- глубина паза t₂ = 2,8 мм;

2Т

σсм = ≤ [σ]см

d(h − t1)⋅l

- длина l = 45 мм.

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

При чугунной ступице [σ]_см = 70…100 МПа.

Передаваемый момент Т = 65,356 Н⋅м.

σ_см < [σ]_см

11. ВЫБОР СМАЗКИ РЕДУКТОРА И УПЛОТНИТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ.

11.1 Выбор системы и вида смазки.

При скорости скольжения в зацеплении V_S =2,034 м/с, рекомендуемая вязкость ν ₅₀ = 266 сСт. По ГОСТу нефтепродуктов принимаю масло трансмиссионное ТАД-17и(ГОСТ 23652-79).

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло, на высоту витка, но не выше центра тела качения подшипника. При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, 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.

Объем масляной ванны V = 0,75 л.

11.2 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.

12. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того, что на червячный вал 0 надевают крыльчатки и радиально-упорные подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80-100С. Собранный червячный вал вставляют в корпус.

вала; затем надевают распорную втулку и устанавливаю Вначале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт т роликовые конические подшипники, нагретые в масле. поверхности стыка фланцев спиртовым лаком. Для цСобранный вал укладывают в основание корпуса и надеваюентровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух т крышку корпуса, покрывая предварительно конических штифтов и затягивают болты. Закладывают в подшипниковые сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливают крышки с прокладками.

Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой.

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде в соответствии с техническими условиями.

Приложение

Приме-

чание

КНУ

группа ХТ – 01

Приме-

чание

Литература

1. Аркуша А.И. Техническая механика. Теоретическая механика и сопротивление материалов. М., «Высшая школа», 1989.

2. Артоболевский И.И. Теория машин и механизмов. М., «Наука», 1975.

3. Бабулин Н.А. Построение и чтение машиностроительных чертежей. М.: «Высшая школа», 1987.

4. Детали машин, атлас конструкций / Под ред. Решетова Д.Н. М.: Машиностроение, 1979

5. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: «Высшая школа», 1990.

6. Ицкович Г.М., Киселев В.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М., «Машиностроение», 1965.

7. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин. М., «Машиностроение», 1987.

8. Методические указания и варианты к заданиям для студентов немеханических специальностей. Бишкек, «Кыргызский Технический Университет»; сост. Панова Л.Т., Цой У.А., 1996.

9. Методический указания к выполнению курсового проектирования для студентов немеханических специальностей. Фрунзе, «Фрунзенский Политехнический Институт»; сост. Фрейз В.Н., Усубалиев Ж.У.

10.Чернавский С.А., Ицкович Г.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М., «Машиностроение», 1979.

11.Чернавский С.А., Снесарев Г.А. Проектирование механических передач. М., «Машиностроение», 1984.

12.Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М., «Высшая школа», 1991.

Содержание

Задание……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………2

1. Структурный анализ механизма…………………………………………………………………………………………………………………………..3

2. Кинематический анализ механизма податчика хлеборезательной машины МРХ – 200………5

3. Динамический анализ механизма………………………………………………………………………………………………………………………….8

4. Кинематический расчет привода……………………………………………………………………………………………………………………...…13

5. Расчет червячной передачи…………………………………………………………………………………………………………………………….........15

6. Проектный расчет валов редуктора и подшипников………………………………………………………………………...……..23

7. Конструктивные размеры червяка и червячного колеса………………………………………………………………………..25

8. Расчет элементов корпуса редуктора…………………………………………………………………………………………………………….26

9. Проверка долговечности подшипников…………………………………………………………………………………………………………..…27

10. Проверка прочности шпоночного соединения и посадки венца червячного колеса………………...30

11. Выбор смазки и уплотнительных устройств………………………………………………………………………………………………..32

12. Сборка редуктора………………………………………………………………………………………………………………………………………………………...33

Приложение………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………..34

Литература………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………37