Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки РФ

Привод электромеханический

Пояснительная записка к курсовому проекту

по дисциплине «Техническая механика»

Исходные данные:

Рис. 1 Привод червячно-цепной

Мощность на валу рабочей машины РР.М = 1 кВт.

Частота вращения приводного вала nР.М = 35 об/мин.

Срок службы привода t = 20 000 часов.

Привод нереверсивный

Режим работы - 1 (тяжелый: работа большую часть времени с нагрузками, близкими к номинальной)

Угол наклона линии центров звездочек к горизонту б = 45⁰

Оглавление

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

1.1 Общий КПД привода

1.2 Требуемая мощность электродвигателя

1.3 Общее передаточное число электродвигателя

1.4 Мощности на валах привода

1.5 Частоты вращения и угловые скорости на валах привода

1.6 Вращающие моменты на валах привода

2. Расчёт червячного редуктора

2.1 Материалы червяка и колеса

2.2 Допускаемые напряжения

2.3 Определяем межосевое расстояние

2.4 Основные параметры передачи

2.5 Размеры червяка и колеса

2.6 Проверочный расчет передачи на прочность

2.7 КПД передачи

2.8 Силы в зацеплении

2.9 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

3. Расчет цепной передачи

3.1 Число зубьев малой звездочки

3.2 Коэффициент учитывающий конкретные условия монтажа и эксплуатации передачи

3.3 Давление в шарнирах

3.4 Шаг цепи

3.5 Принятый шаг проверяем по допустимой угловой скорости (частота вращения) малой звездочки

3.6 Средняя скорость цепи

3.7 Передаваемое окружное усилие

3.8 Проверка износостойкости цепи

3.9 Геометрические параметры передачи

3.10 Проверяем цепь по числу ударов

3.11 Коэффициент запаса прочности

3.12 Допустимый коэффициент запаса прочности

3.13 Расчетная нагрузка на вал

3.14 Диаметры делительных окружностей звездочек

4. Расчет вала червячной передачи для червяка

4.1 Проектировочный расчет

4.2 Эскиз вала (подбор размеров вала)

4.3 Реакции опор

4.4 Изгибающие моменты

4.5 Эпюры изгибающих моментов

4.6 Суммарный изгибающий момент в сечении

4.7 Эквивалентный момент

4.8 Диаметры валов

4.9 Коэффициент запаса прочности

5. Расчет подшипников качения для червяка

6. Расчет вала червячной передачи для колеса

6.1 Диаметр выходного конца вала

6.2 Эскиз вала (подбор размеров вала)

6.3 Проверочный расчет вала

6.4 Изгибающие моменты

6.5 Эпюры изгибающих моментов

6.6 Суммарный изгибающий момент в сечении

6.7 Эквивалентные моменты

6.8 Диаметры валов

6.9 Коэффициент запаса прочности для опасного сечения

7. Расчет подшипников качения для колеса

8. Расчет шпоночных соединений

8.1 Длина шпонки

8.2 Условие прочности на смятие

8.3 Условие прочности шпонки на срез

9. Выбор муфт

10. Смазка передач и подшипников

11. Выбор посадок червячного колеса, подшипников и других элементов

Заключение

Список литературы

Введение

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Червячной передачей называется механизм, служащий для преобразования вращательного движения между валами со скрещивающимися осями. Обычно червячная передача состоит из червяка и сопряженного с ним червячного колеса. Угол скрещивания осей обычно равен 90°; неортогональные передачи встречаются редко. Червячные передачи относятся к передачам с зацеплением, в которых движение осуществляется по принципу винтовой пары. Поэтому червячные передачи относят к категории зубчато-винтовых.

Обычно ведущее звено червячной передачи - червяк, но существуют механизмы, в которых ведущим звеном является червячное колесо.

Червячные передачи находят широкое применение, например, в металлорежущих станках, подъемно-транспортном оборудовании, транспортных машинах, а также в приборостроении.

Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания.

В работе над курсовым проектом широко применялась стандартизация и унификация.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

1.1 Общий КПД привода

КПД муфты =0,98;

КПД червячной передачи =0,8;

КПД открытой цепной передачи =0,93;

Коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения (2 Пары) =0,99;

1.2 Требуемая мощность электродвигателя

Определяем требуемую мощность электродвигателя:

По табл. 2 [4 , с.91] выбираем асинхронный двигатель 4А80В4У3 со следующими техническими характеристиками и конструктивными параметрами [табл. 3]:

мощностью P_дв. = 1,5 кВт; n_дв = 1470 ; диаметр выходного конца вала d = 22 мм; габаритная высота двигателя h = 218 мм; габаритная ширина двигателя b = 186 мм; длина двигателя (с валом) l = 320 мм; высота расположения вала от сборных лап h₁ = 80 мм; масса m = 20,4 кг

1.3 Общее передаточное число электродвигателя

Определяем общее передаточное число электродвигателя:

Уточняем передаточные числа на каждой ступени:

= 21 2 = 42

=42/2=21

По табл. 4 [4, с.93] принимаем:

u_ц.п. = 2; ;

1.4 Мощности на валах привода

Определяем мощности на валах привода:

Pдв. = 1,5 кВт

P1= Pдв * зм* зч.п = 1,5 кВт * 0,992*0,8 = 1,17 кВт

P2 = P1 * зц.п.* зп. = 1,17 кВт * 0,93 * 0,99 = 1,07 кВт;

1.5 Частоты вращения и угловые скорости на валах привода

Определяем частоты вращения и угловые скорости на валах привода:

n_дв.= 1470



1.6 Вращающие моменты на валах привода

Определяем вращающие моменты на валах привода:

Результаты расчетов

Результаты расчетов приведены в таблице:

Таблица 1

	P, кВт	T, Нм	, рад/c	n, об/мин
вал д.в (I)	1,5	9,75	153,86	1470
вал II	1,17	159,84	7,32	70
вал III (р.м)	1,07	292,35	3,66	35

2. Расчёт червячного редуктора

Данные: n=70 об/мин (частота вращения колеса)

T= 159,84 Н•м (вращающий момент на колесе)

u=21 (передаточное число червячной передачи)

t =20ч (ресурс передачи)

2.1 Материалы червяка и колеса

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для червяка - сталь 40х, термообработка - улучшение, твёрдость 269 - 302 НВ; для колеса БрА10Ж4H4, ув=650МПа, ут=430МПа;

2.2 Допускаемые напряжения

1. Допускаемые контактные напряжения

Определяем допускаемые контактные напряжения:

[у]_H = [у]_H0-25v_ск,

где [у] _H0=250МПа - для червяков при твердости ?350HB

Ожидаемая скорость скольжения:

v_ск=0,4510^-3nu³T=0,4510^-37021³v159,84=3,6 м ?с

[у]_H=250-25=160 МПа

2. Допускаемые напряжения изгиба

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

Вычисляем для материала зубьев червячного колеса.

_{0 ;}

- коэффициент долговечности

- эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи:

- суммарное число циклов перемены напряжений

- коэффициент эквивалентности. Принимаем по табл. 2.15 [2, стр. 32]

=0,731

[]_F0 для 2 группы:

[]_F0=0,25

[]_F =0,731 МПа

2.3 Определяем межосевое расстояние

Принимаем эвольвентный червяк и ;

коэффициент концентрации нагрузки: так как режим постоянный, то

Полученное межосевое расстояние округляем для стандартной червячной пары:

2.4 Основные параметры передачи

1. Число витков передачи -

Число зубьев колеса -

2. Предварительно определим:

· Модуль передачи

· Коэффициент диаметра червяка

Принимаем стандартное значение m=5

Принимаем ближайшее стандартное значение - q=10

3. Коэффицент смещения

4. Угол подъема линии витка червяка:

5 Фактическое передаточное число



2.5 Размеры червяка и колеса

1. Делительный диаметр:

· Червяка:

· Колеса:

2. Диаметр вершин :

· Витков:

· Зубьев колеса:

3. Диаметр впадин:

· Витков червяка:

· Зубьев колеса:

Наибольший диаметр колеса:

K=2- эвольвентная передача

4. Длина нарезанной части червяка:

5. Ширина венца колеса:

=0,355 так как =2

2.6 Проверочный расчет передачи на прочность

1. Вычисляем расчетное напряжение

Вычислим расчетное напряжение:

[у]_H ,

где - для эвольвентных червяков;

- коэффициент нагрузки

Окружная скорость червячного колеса равняется:

Так как , то ;

³

- коэффициент деформации червяка, выбираем по табл. 2.16 [2, стр. 35] ;

X- коэффициент, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка.

Так как режим нагружения тяжелый I, то по табл.2.17 [2, стр. 35] принимаем X=0,77;

³

=62,8

62,8

2.7 КПД передачи

Определяем КПД передачи:

Коэффициент полезного действия червячной передачи

,

где - угол подъема линии витка на начальном цилиндре;

- приведенный угол трения, он равен ;

2.8 Силы в зацеплении

1. Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:

2.Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

3. Радиальная сила:



Рис. 1

2.9 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

[]_{F ,}

где K -коэффициент нагрузки, значения которого вычислены в п. 2.6;

- коэффициент формы зуба колеса, т.к. =44,7 принимаем

125,8 МПа

3. Расчет цепной передачи

Расчет цепной передачи ведется по [ 4 ].

Данные: n1=70 об/мин (частота вращения на ведущем валу)

T1= 159,84 Н•м (вращающий момент на ведущем валу)

Р1= 1,17 кВт (мощность на ведущем валу)

u=2 (передаточное число цепной передачи)

t =20ч (ресурс передачи)

3.1 Число зубьев малой звездочки

По табл. 12 принимаем число зубьев малой звездочки, с учетом передаточного числа:

;

3.2 Коэффициент учитывающий конкретные условия монтажа и эксплуатации передачи

Определяют по формуле:

_,

где - коэффициент динамической нагрузки: при спокойной нагрузке

- коэффициент межосевого расстояния: - при

- коэффициент способа смазки: при скоростях м/с

- коэффициент режима работы: при односменной работе

- коэффициент способа регуляции натяжения цепи: при регулировании отжимными опорами

- коэффициент наклона линии центров звездочек к горизонту: при

3.3 Давление в шарнирах

Давление в шарнирах [p] (Н/мм2) выбираем в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t цепи. Ориентировочно назначаем средний шаг цепи мм табл. 13. н/мм2

3.4 Шаг цепи

Шаг цепи определяем из условия износостойкости шарниров. Для роликовой и втулочной цепей используем формулу:

,

где m - число рядов роликовой или втулочной цепи.

По табл. 15 принимаем

3.5 Принятый шаг проверяем по допустимой угловой скорости (частота вращения) малой звездочки

Величину сравниваем с допустимым значением [ для выбранного числа цепи табл.16.

об/мин

условие выполнилось.

3.6 Средняя скорость цепи

Среднюю скорость (м/с) цепи определяем по формуле:

Расчетное значение скорости сравниваем с допускаемым значением [V]. Для роликовых цепей .

условие выполнилось.

3.7 Передаваемое окружное усилие

Определяем передаваемое окружное усилие F в Н:

мощность в кВт.

3.8 Проверка износостойкости цепи

Определяем по формуле:

,

где p - давление в шарнирах цепи, МПа.

- окружная сила, Н.

А - площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм²; для роликовых и втулочных цепей

,

где d - диаметр оси.

B - Длина втулки.

Подбираем по табл. 14.

Условие выполнилось.

Выписываем размеры цепи из табл. 14.

- ширина внутреннего звена.

- расстояние между пластинами внутреннего звена.

- толщина пластины.

- диаметр ролика.

- диаметр валика.

- ширина пластины.

- длина валика.

- разрушающая нагрузка.

- масса 1м цепи.

3.9 Геометрические параметры передачи

Определяем геометрические параметры передачи:

а) Межосевое расстояние принимаем по формуле:

б) Число звеньев цепи:

,

где

в) Расчетная длина цепи:

Межосевое расстояние, соответствующее окончательно принятой длине цепи L, не пересчитываем, так как передача имеет натяжное устройство.

3.10 Проверяем цепь по числу ударов

Число ударов в секунду:

Допустимое значение числа ударов [ для выбранной цепи выбираем по табл.17

[

Условие выполнено.

3.11 Коэффициент запаса прочности

,

где Н - разрушающая нагрузка;

F_t - окружное усилие;

- коэффициент динамической нагрузки.

- нагрузка, испытываемая цепью от центробежных сил, Н.

Н

Где q - масса 1м цепи табл.14;

V - скорость цепи в м/с;

- усилие от провисания цепи, Н.

- коэффициент, учитывающий влияние угла наклонна линии центров звездочек;

при горизонтальном расположении.

3.12 Допустимый коэффициент запаса прочности

Допустимый коэффициент запаса прочности для выбранной приводной цепи [n] определим по табл. 18.

Условие выполнилось.

3.13 Расчетная нагрузка на вал

3.14 Диаметры делительных окружностей звездочек

Ведущей:

Ведомой:

4. Расчет вала червячной передачи для червяка

Расчет валов ведется по [4].

Дано: ,

, , ,

4.1 Проектировочный расчет

В зависимости от условий работы выбирают материал вала. Исходя из материала, задаются допускаемым напряжением.

Для валов рекомендуется использовать стали Ст. 5, Ст. 6, 35, 40, 45.

Для этих материалов задаются допускаемым касательным напряжением в пределах . Если выходной конец вала соединен через шкив с цепной передачей, то задаются:

Выбираем материал вала: сталь марки Сталь 45 с

Диаметр выходного конца вала:

Принимаем стандартное значение по табл.45

4.2 Эскиз вала (подбор размеров вала)

Расстояние между опорами червяка:

l

-наружный диаметр червячного колеса

l

По табл на с.53[4] выбираем при :

f=80 мм

Рис. 2

4.3 Реакции опор

Определяем реакции опор:

В вертикальной плоскости:

;

В горизонтальной плоскости:

4.4 Изгибающие моменты

Определяем изгибающие моменты:

В вертикальной плоскости:

В сечении А слева:

В сечении В слева:

В сечении С слева:

В сечении C справа:

В горизонтальной плоскости:

В сечении А слева:

В сечении В слева:

В сечении С слева:

В сечении С справа:

4.5 Эпюры изгибающих моментов

Рис. 3 Строим эпюру

4.6

Суммарный изгибающий момент в сечении

А:

В:

С:

4.7 Эквивалентный момент

В сечении А:

В сечении В:

В сечении С:

4.8 Диаметры валов

В сечении A, В:

Принимаем диаметр под подшипник 15мм табл.15

В сечении С: Т.к из конструкционных соображений вал сделан как одно целое с червяком, то не ищем.

4.9 Коэффициент запаса прочности

а) Напряжение изгиба

б) Напряжения кручения

в) Коэффициент запаса прочности

Где , пределы выносливости при изгибе и кручении с симметричным циклом. Табл.19. принимаем ,

, - коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения на усталостную прочность.

, - амплитуда изменения циклов напряжений;

- среднее напряжения циклов при изгибе и кручении;

по отнулевому циклу

по отнулевому циклу

По табл. 85 принимаем: ,

По табл. 86 принимаем масштабные факторы:

; ; ; ;

, ; условие выполнилось.

5. Расчет подшипников качения для червяка

Расчет подшипников велся по [2].

Рис. 4

n= 1470 об/мин

= 15 мм

1. Предварительно выбираем роликоподшипник конический с большим углом конусности легкой серии «Подшипник 1027305А ГОСТ 27365-87»

Выписываем значения подшипника табл. 24.17

, , , , ,

=35800 H, e=0,83

2. Подшипниковый узел фиксирующей опоры червяка образуют два одинаковых подшипника (роликовые конические однорядные с большими углами конусности) ? для комплекта из двух роликоподшипников имеем: =1,714= 1,71435800=61361,2 H

3. Вычисляем максимальные эквивалентные нагрузки:

Для I режима нагружения [с. 108]

==0,81522,3=1217,84 H

==0,8522=417,6 H

==1522,3 H

:

===522 H

===192,3 H

=522 H

4. Проверяем соотношение

V=1 (для вращения внутреннего кольца)

==2,92 > е=0,83

Определим значение ==

Тогда для двухрядного роликового радиально упорного подшипника

X=0,67 -коэффициент радиальной нагрузки ;

Y= = 1,21 - коэффициент осевой нагрузки [п.5, с.106]

5. Рассчитаем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку

 1,4 - табл. 7.4 для I режима нагружения

1,05 () - по табл. на с. 107

6. Рассчитываем требуемый ресурс подшипника:

- табл. 7.5 , n=3,33 (для роликоподшипников )

(стр. 108 ),

=283081,7 ч [L], где [L]=20000 ч

7. Проверяем требуемую динамическую грузоподъемность:

L= - количество оборотов за планируемый срок

=31140 H ? (=61361,2 H)

Данный подшипник пригоден для данного вала.

8. Определяем расстояние а: для однорядных конических роликоподшипников



Рис. 5

6. Расчет вала червячной передачи для колеса

Расчет валов велся по [ 4 ].

Дано: ,

,

,

,

6.1 Проектировочный расчет

В зависимости от условий работы выбирают материал вала. Исходя из материала, задаются допускаемым напряжением.

Для валов рекомендуется использовать стали Ст. 5, Ст. 6, 35, 40, 45.

Для этих материалов задаются допускаемым касательным напряжением в пределах . Если выходной конец вала соединен через шкив с цепной передачей, то задаются:

Выбираем материал вала: сталь марки Сталь 45 с

Диаметр выходного конца вала:

Принимаем стандартное значение по табл.45

6.2 Эскиз вала (подбор размеров вала)

с. 56:

l=+2x+W

= =44,5+10=54,5 мм

x=(8…15)=8 мм

W- ширина стенки редуктора [стр. 53]

W= (30…70)=30 мм

l=54,5+16+30=100,5 мм

по табл. на стр. 53 f=(60…90)=60 мм

Рис. 6

6.3 Проверочный расчет вала

Находим реакции опор:

В вертикальной плоскости:



В горизонтальной плоскости:

6.4 Изгибающие моменты

Определяем изгибающие моменты

В вертикальной плоскости:

В сечении А слева:

В сечении В слева:

В сечении С слева:

В сечении С справа:

В горизонтальной плоскости:

В сечении А слева:

В сечении В слева:

В сечении С слева:

В сечении C справа:

6.5 Эпюры изгибающих моментов

Строим эпюры:

Рис. 7

6.6 Суммарный изгибающий момент в сечении

Определяем суммарный изгибающий момент в сечении:

А:

В:

С:

6.7 Эквивалентные моменты

Определяем эквивалентный момент:

В сечении А:

В сечении В:

В сечении С:

6.8 Диаметры валов

В сечении A,В:

Принимаем диаметр под подшипник 50мм табл.15

В сечении С:

Принимаем

6.9 Коэффициент запаса прочности для опасного сечения

а) Напряжение изгиба

б) Напряжения кручения

в) Коэффициент запаса прочности

Где , пределы выносливости при изгибе и кручении с симметричным циклом. Табл.19. принимаем ,

, - коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения на усталостную прочность.

, - амплитуда изменения циклов напряжений;

- среднее напряжения циклов при изгибе и кручении;

по отнулевому циклу

по отнулевому циклу

По табл. 85 принимаем: ,

По табл. 86 принимаем масштабные факторы:

; ; ; ;

, ;

условие выполнилось.

7. Расчет подшипников качения для вала колеса

Расчет подшипников велся по [2].

Рис. 8

n= 70 об/мин

= 50 мм

1. Предварительно выбираем роликоподшипник конический однорядный повышенной грузоподъемности легкой серии «Подшипник 7210А ГОСТ 27365-87»

Выписываем значения подшипника - табл. 24.16

, , , ,

=70400 H, e=0,43

2. Вычисляем максимальные эквивалентные нагрузки:

Для I режима нагружения

- с. 108

==0,8385,4 =308,32 H

==0,83284,8 =2627,84H

== 385,4 H

:

===3284,8 H

===186,4 H

=3284,8 H

3. Проверяем соотношение

V=1 (для вращения внутреннего кольца)

==0,12 ? е=0,43

Определим значение ==

Тогда для однорядного роликового конического подшипника

X=0,4 -коэффициент радиальной нагрузки ;

Y=1,4 - коэффициент осевой нагрузки, п.2 с.106

4. Рассчитаем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку

1,4 - табл. 7.4 для I режима нагружения

1,05 () - по табл. на с. 107

5. Рассчитываем требуемый ресурс подшипника:

- табл. 7.5 , n=3,33 (для роликоподшипников )

(стр. 108) ,

=781916,1 ч [L], где [L]=20000 ч

6. Проверяем требуемую динамическую грузоподъемность:

L= - количество оборотов за планируемый срок

=9547,1 H ? (=70400 H)

Данный подшипник пригоден для данного вала.

7. Определяем расстояние а: для однорядных конических роликоподшипников



Рис. 9

8. Расчет шпоночных соединений

Задаемся видом шпоночного соединения в зависимости от класса машины, конструкции соединяемые деталей, угловой скорости, величины и характера нагрузки.

1) Для выходного конца быстроходного вала:

Для увеличения прочности вала из конструкционных соображений примем, что червяк изготовлен как одно целое с валом

2) Для выходного конца тихоходного вала:

диаметр вала d = 45 мм

Вращ. момент T = 159,84 Н•м

Зная диаметр вала d по ГОСТу 8788-68 принимаем призматическую шпонку с размерами сечения b x h таб. 54 [4, c. 121].

Рис. 10

- ширина шпонки

- высота шпонки

- глубина паза вала

- глубина паза втулки

8.1 Длина шпонки

В зависимости от длины ступицы задаются длиной шпонки l из стандартного ряда табл. 54 [4, c.121]. Рекомендуется но не более длины ступицы.

мм

8.2 Условие прочности шпонки на смятие

Условие прочности на смятие для шпоночных соединений с призматическими шпонками.

,

где M - передаваемый момент;

d - диаметр вала;

- рабочая глубина паза в ступице табл. 54 [2, c. 121].

- для шпонок с плоскими торцами

Допускаемое напряжение смятия для шпоночных соединений при постоянной нагрузке и стальных ступицах

Условие выполнено.

8.3 Условие прочности шпонки на срез

, но так как берется две шпонки, исходное значение делится на два:

/2=5,7

Допускаемое напряжение на срез шпонок при спокойной нагрузке

Условие выполнено.

9. Выбор муфт

В курсовом проектировании не предусмотрен расчет муфты, а муфта выбирается по стандарту в зависимости от диаметра вала и расчета вращающего момента. Большинство муфт стандартизировано.

Нм - номинальный вращающий момент на быстроходном валу

- коэффициент эксплуатации табл. 11.3 [3],

1,2 - постоянная нагрузка с кратковременными перегрузами до 120 процентов номинальной.

= 8,4 Нм ? [T]

Для данных видов соосных валов примем муфту втулочную по ГОСТ 24246-80, с сокращениями , с [T]=31,2 Нм, d=20мм , D=32мм, L=55мм (для первого исполнения с крепежной деталью в виде штифта 5x36).

Муфта втулочная 1-7-50 ГОСТ 24246-80.

Отличается простотой конструкции и удобством монтажа и демонтажа.

10. Смазка передач и подшипников

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Рекомендуемая кинематическая вязкость 20 /с при окружной скорости находящейся в пределах [2…5] м/с и допускаемым напряжением до 200 МПа для червячных передач при t=100 градусах.

Используем масло И-Т-С-320. Подшипники смазываем тем же маслом что и детали передачи.

электродвигатель редуктор червячный подшипник

11. Выбор посадок червячного колеса, подшипников и других элементов

Выбираем следующие посадки:

червячное колесо на вал;

стаканы подшипников в корпус;

крышки на подшипниках качения;

сальники;

внутренние кольца подшипников качения в корпус;

наружные кольца подшипников качения в корпус;

призматические шпонки в канавках валов;

призматические шпонки в канавках червячного колеса.

Заключение

В процессе работы был спроектирован червячный редуктор, входящий в состав электромеханического привода. Также был произведен полный расчет привода, состоящий из кинематического расчета, расчета геометрических параметров, силового и проверочного расчета.

Редуктор выполнен в закрытом чугунном корпусе. Детали редуктора выполнены из качественной конструкционной стали.

Достоинства червячных передач: компактность конструкции и возможность получения больших передаточных чисел в одноступенчатой передаче (до U = 300 и более); высокая кинематическая точность и повышенная плавность работы; малая интенсивность шума и виброактивности; возможность обеспечения самоторможения.

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 з = 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).

В целом редуктор отвечает требованиям технического задания и пригоден к эксплуатации.

Список литературы

1. Атлас конструкций “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1980 г.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высш. шк., 1998.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцов.- М.: ООО ТИД «Альянс», 2005.

4. Попов И.И., Юнусов Г.С. Детали машин и основы конструирования.-Йошкар-Ола, 2004.

5. Чайкин В.И. Допуски и посадки.- Йошкар-Ола, 2005.

Размещено на Allbest.ru

...