ЗМІСТ

Завдання 2

Вступ 3

1. Визначення необхідної потужності та вибір електродвигуна 4

2. Визначення загального передаточного числа редуктора, розподіл його між черв’ячною і зубчатою парами 5

3. Розрахунок черв’ячної передачі 6

4. Розрахунок зубчастої передачі 12

5. Розрахунок валів 17

6. Розрахунок муфти граничного моменту 19

7. Розрахунок пружини муфти граничного моменту 21

8. Вибір підшипників 23

9. Конструювання корпусу редуктора 24

Використана література 25

Додатки………………………………………………………………………….26

Завдання

Розрахувати та спроектувати комбінований редуктор з муфтою гранично­го моменту.

Вихідні дані для курсового проектування:

Потужність на виході , (Вт) – 10.

Швидкість на виході , (об/хв) – 14.

ВСТУП

Комбінований редуктор призначений для приводу стрічки промислового реєструючого приладу. Він складається з черв’ячної і прямозубої передач та муфти граничного моменту. Корпус редуктора виготовляється з литва. Муфта граничного моменту призначена для запобігання виходу з ладу передач та двигуна у випадку зупинки вихідного валу. Її слід розташувати на проміжному валі. Необхідно передбачити можливість регулювання її гальмівного моменту.

Електричні двигуни, що застосовуються в реєструючих приладах характеризуються невеликими розмірами, малими потужностями. До них ставляться підвищені вимоги щодо забезпечення постійної кутової швидкості та надійності.

Живлення електродвигуна повинно бути від мережі напругою  = 220 В, промислової частоти = 50 Гц.

1. Визначення необхідної потужності та вибір електродвигуна

Необхідна потужність для приводу редуктора

(Вт),

де – потужність на виході редуктора, Вт;

– загальний коефіцієнт корисної дії

,

де – к.к.д. черв’ячної передачі, = 0,6;

– к.к.д. зубчастої передачі, попередньо можна прийняти = 0,95; =0,97

– к.к.д. однієї пари опор. Для опор з тертям кочення = 0,98;

– кількість пар опор. = 3.

Вибираємо двигун конденсаторний однофазний з розподіленою обмоткою типу КД , потужністю 20 Вт, габарит 56 мм. Позначення КД25, n = 1350 об/хв., І = 0,27, ,  = 13%.

2. Визначення загального передаточного числа редуктора,

розподіл його між черв’ячною і зубчатою парами

Загальне передаточне число редуктора

,

де – кількість обертів двигуна на хвилину, хв^-1;

– кількість обертів вихідного вала редуктора на хвилину, хв^-1;

– передаточне число черв’ячної передачі;

– передаточне число циліндричної передачі.

.

Приймаємо =48, = 2.

3. Розрахунок черв’ячної передачі

Розрахунок черв’ячної передачі з архімедовим черв’яком проводимо за методикою, поданою у методичних вказівках [1].

Вихідні дані:

Потужність на ведучому валі 20 Вт. Кількість обертів двигуна на хвилину =1350. Передаточне число = 48. Ступінь точності передачі – 8, термін служби = 5000 годин.

Параметри навантаження черв’ячної передачі:

• кутова швидкість веденого вала (рад/с);

• кутова швидкість ведучого вала (рад/с);

• крутний момент на ведучому валі (Нм);

• крутний момент на веденому валі ( Нм);

• орієнтовна швидкість ковзання в зачепленні

( м/с).

1. Вибір матеріалів для виготовлення черв’ячного колеса та черв’яка

В якості матеріалу зубчастого вінця черв’ячного колеса приймаємо безолов’яну бронзу БрА9ЖЗЛ (відливання в кокіль) з такими характеристиками: границя міцності МПа, границя текучості МПа. Матеріал черв’яка – сталь марки 40Х, термообробка – гартування з відпуском, твердість Н₁ = 45…55 НRC, робочі поверхні витків шліфовані.

2. Допустимі напруження для розрахунків черв’ячної передачі

Для вінця черв’ячного колеса, виготовленого з безолов’яної бронзи допустиме контактне напруження

МПа,

МПа.

Для бази випробовувань 10⁶ та реверсивного навантаження допустиме напруження на втому при згині

МПа.

Частота обертання черв’ячного колеса (хв.^-1)

Число циклів навантаження зубців черв’ячного колеса

.

Коефіцієнт довговічності .

Допустиме напруження на згин МПа.

Допустиме граничне напруження на згин МПа.

3. Проектний розрахунок черв’ячної передачі

Приймаємо число витків черв’яка =1. Тоді число зубців черв’ячного колеса . Приймаємо . Коефіцієнт діаметра черв’яка вибираємо .

Коефіцієнт розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця черв’ячного колеса

,

де коефіцієнт деформації (з табл.4 [1])

Мінімальна міжосьова відстань черв’ячної передачі

мм,

де коефіцієнт деформації для сталевого черв’яка і бронзового вінця черв’яка. [1]

Значення модуля черв’ячної передачі мм.

Заокруглюємо отримане значення до стандартного .

4. Попереднє визначення параметрів черв’ячної передачі

Діаметр ділильного кола черв’яка мм.

Діаметр ділильного кола колеса мм.

Діаметр кола виступів черв’яка мм.

Діаметр кола виступів колеса мм.

Міжосьова віддаль мм.

; .

Ширина вінця черв’ячного колеса

мм,

де мм, а значення кута бокових скосів приймаємо рівним (табл.7 [1]). Приймаємо мм.

5. Швидкість ковзання у зачепленні черв’ячної передачі

м/с.

Уточнене значення допустимого контактного напруження

МПа,

6. Розрахунок зубців черв’ячного колеса на контактну втому

Колова сила на черв’ячному колесі Н.

Розрахункове контактне напруження

де =210 – коефіцієнт, що враховує механічнім властивості матеріалів черв’яка та вінця колеса;

=1,8 – коефіцієнт форми спряжених поверхонь витків та зубців;

=0,75 – коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній у зачепленні;

=1,15 – коефіцієнт динамічного навантаження.

Стійкість зубців проти заїдання і втомного викришування забезпечується, оскільки МПа < МПа.

Розрахунок активних поверхонь зубців черв’ячного колеса на контактну міцність при дії максимального навантаження

МПа.

Контактна міцність зубців забезпечується, оскільки

МПа < МПа.

7. Розрахунок зубців черв’ячного колеса на втому при згині

де = 1.55 – коефіцієнт форми зубців приймається за табл.6 [1];

= 0.75 – коефіцієнт форми зубців;

– коефіцієнт нахилу зубців;

= 1,04 – коефіцієнт, що враховує форми зубців;

= 1,15– коефіцієнт динамічного навантаження.

Втомна міцність зубців при згині забезпечується, оскільки

МПа < МПа.

8. Розрахунок геометричних параметрів черв’ячної передачі

Діаметри кола вершин черв’яка і черв’ячного колеса

мм;

мм.

Діаметри кола западин черв’яка і черв’ячного колеса

мм;

мм.

Довжина нарізної частини черв’яка

мм;

Приймаємо мм.

9. Розрахунок сил, діючих в зачепленні черв’ячної передачі

Колова сила на колесі дорівнює осьовій силі на черв’яку

Н.

Радіальна сила на колесі дорівнює радіальній силі на черв’яку

Н.

Осьова сила на колесі дорівнює коловій силі на черв’яку

Н.

10. к.к.д. черв’ячного редуктора

Значення приймаємо за таблицею 9 [1].

11. Перевірка валика черв’яка на жорсткість

Прогин валика при симетричному розташуванні відносно опор

мм,

де: L₀ – відстань між опорами, мм; L₀ ;

приймемо L₀=32 мм;

Е – модуль пружності матеріалу черв’яка, МПа; Е = 2.110⁵ МПа для сталі;

F_t1 – колове зусилля в зачепленні на черв’яку, Н;

F_r1 – розпірне зусилля на черв’яку, Н;

І – осьовий момент інерції небезпечного перерізу черв’яка, мм⁴, момент інерції черв’яка визначається по діаметру западин

мм⁴;

Допустима стрілка прогину мм.

Жорсткість черв’яка достатня, оскільки

мм.

Результати розрахунків зводимо у таблицю 1.

Основні параметри черв’ячної передачі

Найменування параметру	Позначення	Одиниця вимірювання	Кількісне значення
Потужність на вхідному валі	Р1	Вт	20
Кутова швидкість вала: –ведучого –веденого		рад/с	141,6 2,95
Номінальний момент на валі: –ведучому –веденому	Т1 Т2	Нм	0,14 3,9
Ступінь точності передачі	–	–	8
Матеріал: –черв’яка –черв’ячного колеса	–	–	БрА9ЖЗЛ
Міжосьова відстань		мм	24,2
Число витків черв’яка		–	1
Кількість зубців колеса		–	48
Коефіцієнт діаметра черв’яка		–	12,5
Модуль		мм	0,8
Ділильний діаметр черв’яка		мм	10
Діаметр кола вершин черв’яка		мм	11,6
Діаметр кола западин черв’яка		мм	8
Ділильний діаметр черв’ячного колеса		мм	38,4
Діаметр кола вершин черв’ячного колеса		мм	40
Діаметр кола западин черв’ячного колеса		мм	36,4
Довжина нарізної частини черв’яка		мм	13
Ширина зубчастого вінця черв’ячного колеса		мм	9
Кут бокових скосів зубчастого вінця черв’ячного колеса		град.	40
Сили, що діють в зачепленні на черв’ячному колесі: –колова –радіальна –осьова		Н	203,125 73,93 16,24
Коефіцієнт корисної дії		–	0,59

Таблиця 1