Червячный редуктор

Размещено на http://www.allbest.ru/

Назначение и область применения передач привода

привод редуктор червячный вал

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам:

· типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

· числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.);

· типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.);

· относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

· особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

Ремённая передача -- это передача механической энергии при помощи гибкого элемента (ремня) за счёт сил трения или сил зацепления (зубчатые ремни). Может иметь как постоянное, так и переменное передаточное число (вариатор), валы которого могут быть с параллельными, пересекающимися и со скрещивающимися осями. Состоит из ведущего и ведомого шкивов и ремня (одного или нескольких).

Недостатки: большие размеры; малая несущая способность; скольжение (не относится к зубчатым ремням); малый срок службы.

Достоинства: плавность работы; бесшумность; компенсация перегрузок (за счет проскальзывания); компенсация неточности установки шкивов редуктора; сглаживание пульсаций как от двигателя (особенно ДВС), так и от нагрузки, поэтому упругая муфта в приводе может быть необязательна; отсутствие необходимости в смазке; низкая стоимость; лёгкий монтаж; возможность работы на высоких окружных скоростях; при выходе из строя - нет повреждений.

Червячные передачи относятся к передачам с зацеплением с перекрещивающимися осями валов (обычно под прямым углом). Кинематически червячная передача аналогична передаче винт - гайка и состоит из неподвижного в осевом направлении червяка (представляющего однозаходный или многозаходный винт) и червячного колеса (сектора гайки изогнутого по окружности резьбой наружу).

Ведущим звеном обычно является червяк, но встречаются передачи с ведущим колесом (в приводах центрифуг, в ручных дрелях и т.д.).

Достоинства червячных передач:

· плавность и бесшумность работы;

· большие передаточные числа; возможность самоторможения.

Недостатки червячных передач:

· низкий КПД и значительное тепловыделение при длительной работе, что требует специальных мер для дополнительного охлаждения (оребрение корпуса, обдув и т.п.);

· необходимость применения для венцов червячных колес дорогостоящих антифрикционных сплавов;

· склонность к заеданию.

Область применения силовых червячных передач ограничивается следующими параметрами: передаваемая мощность до 60 кВт, реже до 200 кВт; окружная скорость до 15 м/с; передаточные числа до 14 … 80.

Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Потребляемая мощность (кВт) привода определяют по формуле:

Тогда требуемая мощность электродвигателя (кВт):

Принимаем зрем = 0,95; зчерв = 0,8; змуфты = 0,98; зподш = 0,99. (таблица 1.1, [1])

;

Требуемая частота вращения электродвигателя

,

где nв - частота вращения выходного вала редуктора;

uj - передаточные числа.

Частота вращения выходного вала редуктора определяется по формуле:

где Dэв - диаметр тяговой звездочки, мм;

p - шаг зубьев тяговой звездочки, мм;

z - число зубьев тяговой звездочки.

Диаметр тяговой звездочки определяется:

.

Тогда

Принимаем передаточные числа: uрем=2,5 ; uчерв=14 (таблица 1.2.2 [2])



Выбираем двигатель АИР 100L6/945 с номинальной мощностью 2,2 кВт и частотой вращения 945 об/мин (таблица 24.9, [1]).

Уточняем передаточные числа, принимая для редуктора стандартное передаточное число:

Определяем частоту вращения валов:

Определяем мощности на валах:

Определяем крутящие моменты:

.

Расчет передач привода

Расчет открытой ременной передачи

Выбираем сечение ремня, исходя из мощности двигателя и частоты вращения вала (). По монограмме 5.4 [4] выбираем поликлиновой ремень с сечением «Л». Определяем минимальный диаметр ведущего шкива . В целях повышения срока службы ремня принимаем диаметр шкива , на 1…2 порядка выше, чем минимальный. Определяем диаметр ведомого шкива, мм:

,

где е - коэффициент скольжения, принимаем равным 0,01.

мм.

Принимаем d2=280 мм.

Определяем фактическое передаточное число ременной передачи и проверяем его отклонение от заданного:

,

Условие выполняется.

Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

,

мм.

Определяем расчётную длину ремня l, мм:

,

мм.

Принимаем l=1250 мм.

Уточняем межосевое расстояние:

,

мм.

Определяем угол обхвата ремнём ведущего шкива б1, град:

,

.

Условие соблюдается.

Определяем скорость ремня v, м/с:

,

м/с.

Условие соблюдается. Определяем частоту пробегов ремня U, с-1:

,

Условие выполняется.

Определяем допускаемую мощность, передаваемую поликлиновым ремнём с десятью клиньями [Pп], кВт:

,

где [Pо] - допускаемая приведенная мощность, передаваемая поликлиновым ремнем, равная 5,942 (таблица 5.5 [4]);

С - поправочные коэффициенты, равные Ср= 0,9, Сб= 0,916, Сl= 0,955 (таблица 5.2 [4]).

кВт.

Определяем число клиньев поликлинового ремня z :

,

.

Для обеспечения выполнения расчетов на прочность примем z=16.

Определим силу предварительного натяжения Fo, Н:

,

Н.

Определяем окружную силу, передаваемую поликлиновым ремнём Ft, Н:

,

Н.

Определяем силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей, Н:

, ,

Н,

Н.

Определяем силу давления ремня на вал Fоп, Н:

,

Н.

Проводим прочностной расчет поликлинового ремня по напряжениям в сечении ведущей ветви уmax, Н/мм2:

,

где у1 - напряжения растяжения, Н/мм2;

уи - напряжения изгиба, Н/мм2;

уv - напряжения от центробежных сил, Н/мм2;

[ур] - допускаемое напряжение растяжения, равное 8 Н/мм2.

Напряжение изгиба определяется:

,

где А - площадь поперечного сечения ремня, мм2.

 мм2

Н/мм2.

Напряжение изгиба определяется:

,

где Еи - модуль продольной упругости при изгибе прорезиненных ремней, равный 80/мм2.

Н/мм2.

Напряжение от центробежных сил определяется:

,

где р - плотность материала ремня, равная 1250 кг/мм3.

Н/мм2.

.

Условие выполняется.

Расчет закрытой червячной передачи

Т.к. выбор материала для колеса связан со скоростью скольжения, то предварительно определяем ее ожидаемое скольжение по формуле:



Таким образом, для червяка принимаем сталь 45 (термообработка - улучшение)с твердостью HВ?350 с последующим шлифованием, для червячного колеса выбираем бронзу БрА9Ж3Л (способ изготовления: литье в кокиль, МПа, МПа ).

Допускаемые контактные напряжения (МПа) определяются по формуле:

;

МПа

Допускаемые изгибные напряжения (МПа):

,

где YN - коэффициент долговечности, принимаем равным 1 (стр.52, [2]).

МПа.

Число зубьев червяка z1=4. Число зубьев червячного колеса определяем по формуле:

;

.

Принимаем z2=56.

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=10 мм. Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К=1,2.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости:

;

мм.

Тогда модуль

;

.

Принимаем стандартные значения m=6,3 мм, q=10 мм.

Межосевое расстояние при стандартных m и q рассчитываем по формуле

;

мм.

Принимаем межосевое расстояние aw=200 мм. Для коррегирования червячного колеса находим коэффициент смещения:

,

.

На рисунке 1 показаны основные параметры червячной пары.

Рисунок 1 - Геометрические параметры червячной пары

Определяем основные размеры червяка

Делительный диаметр червяка:

;

мм.

Внешний диаметр червяка:

;

мм.

Диаметр впадин червяка:

;

мм.

Длина нарезанной части шлифованного червяка определяется по формуле:

;

мм.

Принимаем b1=117мм.

Делительный угол подъема витка г=21,48° при z1=4, q=10 (таблица 4.3, [3]).

Основные размеры венца червячного колеса:

Делительный диаметр червячного колеса:

;

мм.

Внешний диаметр червячного колеса:

;

мм.

Диаметр впадин червячного колеса:

;

мм.

Наибольший диаметр червячного колеса:

;

мм.

Ширина венца червячного колеса:

;

мм.

Окружная скорость червяка:

;

м/с.

Скорость скольжения:

;

м/с.

При этой скорости расчетное напряжение уН не превышает допускаемое.

Уточняем КПД редуктора: при скорости vск=3,356 м/с приведенный коэффициент трения для безоловянистой бронзы и шлифованного червяка

;

Приведенный угол трения с'=1°45'.

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивания масла

;

Принимаем 7-ю степень точности и коэффициент динамической нагрузки Kv=1,1(таблица 4.7, [3]).

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки Кв определяем по формуле

;

где и - коэффициент деформации червяка при q=10 и z1=4 равен 70 (таблица 4.6, [3]);

х - вспомогательный коэффициент равен 0,6 (стр. 65, [3]).



Коэффициент нагрузки К определяем по формуле:

;

Проверяем контактное напряжение:

;

МПа ? 163,55МПа

Результат расчета следует принять удовлетворительным, т.к. расчетное напряжение ниже допускаемого на 6,078% (разрешается до 15%).

Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб

Расчетное напряжение изгиба определяем по формуле:

,

где - расчетное напряжение изгиба, МПа;

- коэффициент формы зуба, принимаемый в зависимости от эквивалентного числа зубьев.

Эквивалентное число зубьев определяется:

;

Принимаем коэффициент формы зуба YF=2,112 (таблица 4.5, [3]). Тогда

МПа.

Полученное расчетное напряжение изгиба значительно ниже допускаемого ().

Предварительный (проектный) расчет валов редуктора и их конструирование

Определяет крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

· ведомого (вал червячного колеса):

Н?мм;

· ведущего (червяк):

Н?мм.

Витки червяка выполнены за одно целое с валом.

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца вала по расчету на кручение ([фк]=20МПа), мм:



Определяем диаметр выходного конца вала:

мм

Принимаем:

диаметр вала dв1=24 мм;

диаметр подшипниковых шеек dп1=35 мм;

расстояние между опорами червяка l1?daM=380мм;

расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры f1=80мм.

Параметры нарезанной части:

Делительный диаметр d1=63 мм;

Внешний диаметр dа1=76,5 мм;

Диаметр впадин df1=47,9 мм;

Длина нарезанной части b1=117 мм.

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала по расчету на кручение ([фк]=20МПа), мм:

;

мм.

Принимаем:

диаметр вала dв2=52 мм;

диаметр подшипниковых шеек dп2=55 мм;

диаметр вала в месте посадки червячного колеса dк2=65 мм.

Диаметр ступицы червячного вала определяем по формуле:

;

мм.

Принимаем диаметр ступицы червячного вала dст=106 мм.

Длину ступицы червячного колеса определяем по формуле:

;

мм.

Принимаем =100 мм

Параметры нарезанной части:

Делительный диаметр d2=352,8 мм;

Внешний диаметр dа2=361,62 мм;

Диаметр впадин df2=333,9 мм;

Длина нарезанной части b2=50,652 мм.

Выбор муфты

Типоразмер муфты определяют исходя из диаметра вала и величины расчетного вращающего момента. Расчетный вращающий момент Tp (H?м) определяется:

где Кк=1,15 - коэффициент запаса (таблица 11.3, [2]);

Тном - крутящий момент на валу.

Н·м.

Выбираем муфту фланцевую 630-55-11 ГОСТ 20761-60 с размерами D=180мм, l1= не более 110 мм, L= не более 230 мм.

Рисунок 4 - Муфта фланцевая

Расчет элементов корпуса

Корпус редуктора состоит из стенок, бобышек, фланцев, ребер и других элементов, соединенных в единое целое. Корпуса современных редукторов должны иметь строгие геометрические формы: все выступающие элементы следует располагать внутри корпуса; по осям валов ребра не ставить; фундаментные болты располагать в выемках корпуса так, чтобы лапы не выступали за его габариты; крышку с корпусом соединять винтами, ввертываемыми в корпус; верх крышки редуктора делать горизонтальным; проушины для подъема и транспортировки редуктора отливать заодно с крышкой.

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора определяется по формуле:

;

;

мм

Принимаем мм

мм

Принимаем мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

;

мм

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

мм

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки:

мм

Толщина ребер основания корпуса

мм

Принимаем мм.

Толщина ребер крышки

мм

Принимаем мм

Диаметр фундаментных болтов (количество n ?4, принимаем n=4)

мм

Принимаем болт М18.

Диаметр болтов у подшипников

мм

Принимаем болт М12.

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой

Принимаем М10.

Эскизная компоновка (миллиметровка)

Компоновочный чертеж выполняем в двух проекциях - разрез по оси колеса и разрез по оси чертежа, масштаб 1:1, чертим тонкими линиями. Для удобства построения построим таблицу с размерами, необходимыми для построения чертежа.

Таблица 1 Параметры червячной передачи

Параметры передачи	Обозначение по тексту	Численное значение, мм
Делительный диаметр червяка	d1	63
Делительный диаметр червячного колеса	d2	352,8
Внешний диаметр червяка	dа1	76,5
Внешний диаметр червячного колеса	dа2	361,62
Диаметр впадин червяка	df1	47,9
Диаметр впадин червячного колеса	df2	333,9
Длина нарезанной части червяка	b1	117
Ширина червячного колеса	b2	50,652
Диаметр ступицы червячного колеса	dст	106
Длина ступицы червячного колеса	lст	100

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим осевую линию; вторую осевую, параллельную первой, проводим на расстоянии аw=200 мм. Затем проводим две вертикальные осевые линии, одну для главного вида, вторую для виду сбоку.

Вычерчиваем на двух проекциях червяк и червячное колесо.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, принимая зазор между стенкой и червячным колесом и между стенкой и ступицей червячного колеса ~ 15 мм.

Вычерчиваем подшипники червяка на расстоянии l1= daM= 380 мм один от другого, располагая их симметрично относительно среднего сечения червяка.

Так же симметрично располагаем подшипники вала червячного колеса. Расстояние между ними замеряем по чертежу.

В связи с тем, что в червячном зацеплении возникают значительные осевые усилия, примем радиально-упорные подшипники: шариковые средней серии для червяка и роликовые конические легкой серии для вала червячного колеса.

Таблица 2 Основные параметры подшипников

Условное обозначение подшипника	d	D	B	T	C
	мм	кН
Шариковые радиально-упорные подшипники средней серии б=26°
46307	35	80	21	-	42,6
Роликовые конические радиально-упорные подшипники легкой серии б=12°
7211	55	100	21	22,75	65,0

На втором этапе компоновки редуктора используем чертежи первого этапа компоновки. Второй этап имеет целью конструктивно оформить основные детали - червячный вал, вал червячного колеса, червячное колесо, корпус, подшипниковые узлы и др.

Уплотнения валов обеспечивается резиновыми манжетами. В крышке люка размещаем отдушину. В нижней части корпуса вычерчиваем пробку для спуска масла и устанавливаем масло-указатель.

Конструируем стенки корпуса и крышки. Вычерчиваем фланцы и нижний пояс. конструируем крюки для подъема.

Устанавливаем крышки подшипников глухие и сквозные для манжетных уплотнений. Под крышки устанавливаем металлические прокладки для регулировки. Конструкцию червячного колеса выполняем насаживая бронзовый венец на чугунный центр с натягом. Посадка H7/p6 по ГОСТ 25347-82.

Вычерчиваем призматические шпонки: на выходном конце вала червяка, на выходном конце вала червячного колеса и под червячным колесом.

Проверочный расчет валов по эквивалентному моменту

Определяем силы в зацеплении:

1) окружная сила на червяке равна осевой силе на червячном колесе:

, Н

Н

2) окружная сила на червячном колесе равна осевой силе на червяке:

Н

Н

3) радиальные силы на червяке и червячном колесе равны:

Н

Н

Определяем расстояние между опорами подшипников, используя эскизную компоновку. Расстояние между опорами подшипников червяка принимаем L1=380 мм, расстояние между опорами подшипников червячного вала L2=170

Определяем дополнительную нагрузку от муфты RM, H:

, Н

Н

Определяем реакции опор червяка

Для этого воспользуемся схемой нагружения валов.

а) вертикальная плоскость

, Н

Н

Н

Проверка :

Определяем величину изгибающих моментов. Строим эпюру.

Н?м;

Н?м;

Н?м;

б) горизонтальная плоскость

, Н

Н

Проверка :

Определяем величину изгибающих моментов. Строим эпюру.

Н?м

Н?м

Н?м

Определяем суммарный изгибающий момент для каждого сечения и строим эпюру суммарных изгибающих моментов:

;

Н?м

Н?м

Н?м

Н?м

Эквивалентный момент определяется как:

Н•м

Н•м

Н•м

Н•м

Н•м

Расчет на прочность проведем по наиболее опасному сечению. Из построенной эпюры видно, что опасным является сечение 3. Проверочный расчет вала по эквивалентному моменту в опасном сечении ([у]=50 МПа [2]):

,

мм

Условие выполняется (d1=63 мм).

Определяем реакции опор червячного колеса

а) вертикальная плоскость

Н

,Н

, Н

Проверка

Определяем величину изгибающих моментов. Строим эпюру.

Н?м

Н?м

Н?м

б) горизонтальная плоскость

, Н

Н

Проверка

Строим эпюру изгибающих моментов:

Н?м

Н?м

Н?м

Определяем суммарный изгибающий момент для каждого сечения и строим эпюру суммарных изгибающих моментов:

;

Н?м

Н?м

 Н?м

Н?м

Эквивалентный момент определяется как:

Н•м

Н•м

Н•м

Н•м

Н•м

Расчет на прочность проведем по наиболее опасному сечению. Из эпюры моментов видно, что опасным являются сечения 2 и 3.

Проверочный расчет вала по эквивалентному моменту в опасном сечении ([у]=50 МПа):

,

мм.

,

мм.

Условие прочности выполняется для каждой ступени вала.

Проверка долговечности подшипников

Для удобства расчета обозначим подшипники на червячном валу №1 (правый), №2 (левый); на валу червячного колеса №3 (левый), №4 (правый). Схема установки подшипников - «враспор».

Ведущий вал:

Определяем суммарные реакции опор (Н):

;

;

Н;

Н.

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников определяются, Н:

;.

Для шариковых радиально-упорных подшипников с б=26° коэффициент осевого нагружения e=0,68 [2].

Н;

Н.

Т.к. ; , то осевые нагрузки подшипников определяют:

;;

Н;

Н.

Рассмотрим подшипник №1.

Отношение : осевую нагрузку не учитываем при определении эквивалентной нагрузки.

Эквивалентная нагрузка (кН) определяется по формуле:

,

где V- коэффициент, при вращении внутреннего кольца подшипника равен 1 [3];

Кб - коэффициент, для всех редукторов равен 1,0 (таблица 9.19 [3]);

КТ - коэффициент, примем равным 1[3].

кН.

Рассмотрим подшипник №2.

Отношение , поэтому осевую нагрузку учитываем при определении эквивалентной нагрузки.

Эквивалентная нагрузка (кН) определяется по формуле:

,

где - X, Y - коэффициенты, принимаемые в зависимости от типа подшипника, для шариковых радиально-упорных подшипников с углом б=26° X=0,41, Y=0,87 (таблица 9.18 [3]).

кН.

Долговечность определяется по более нагруженному подшипнику (подшипник №2). Расчетная долговечность определяется в миллионах оборотов:

,

где С - динамическая грузоподъемность подшипника по каталогу, кН;

р - показатель степени, для шариковых подшипников равен 3.

млн.об.

Расчетная долговечность в часах определяется:

, ч.

ч.

По ГОСТ 16162-85 минимальная долговечность подшипников для червячных редукторов составляет 5000ч.

Ведомый вал

Определяем суммарные реакции опор (Н):

,

,

Н

Н.

Осевые составляющие радиальных реакций (Н) шариковых радиально-упорных подшипников определяются:

;.

Для роликовых конических радиально-упорных подшипников 7211 коэффициент осевого нагружения e=0,41.

Н;

Н.

Т.к. ; , то осевые нагрузки подшипников определяют:

;

Н;

Н.

Рассмотрим подшипник №3.

Отношение ; осевую нагрузку не учитываем при определении эквивалентной нагрузки.

Эквивалентная нагрузка (кН) определяется по формуле:

,

кН.

Рассмотрим подшипник №4.

Отношение ; поэтому осевую нагрузку учитываем при определении эквивалентной нагрузки.

Эквивалентная нагрузка (кН) определяется по формуле:

.

Для роликовых конических радиально-упорных подшипников с углом б=12° X=0,4, Y=1,46 (таблица 9.18 [3]).

кН

Долговечность определяется по более нагруженному подшипнику ( подшипник №4). Расчетная долговечность определяется в миллионах оборотов:

где С - динамическая грузоподъемность подшипника по каталогу, кН;

р - показатель степени, для роликовых конических подшипников равен 10/3.

млн.об.

Расчетная долговечность в часах определяется:

, ч.

ч.

По ГОСТ 16162-85 минимальная долговечность подшипников для червячных редукторов составляет 5000ч.

Проверочный расчет валов на усталостную выносливость

Определяем напряжения в опасных сечениях вала червяка

Концентратором напряжений в сечении 3 червяка являются витки.

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений уа равна расчетным напряжениям изгиба уи (МПа):

,

где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н?м;

Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала, мм3. Для определения Wнетто круглого сплошного сечения вала при ступенчатом переходе принимают меньший из двух диаметров смежных ступеней.

Суммарный изгибающий момент для сечения 3 Н?м.

Осевой момент сопротивления сечения вала определяется:

;

мм3.

МПа.

Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла фа рана половине расчетных напряжений кручения фк (МПа):

,

где Мк - крутящий момент, Н?м;

Wрнетто - полярный момент сопротивления сечения вала, мм3.

Полярный момент сопротивления сечения вала определяется:

;

мм3.

МПа.

Определяем коэффициент нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала соответственно:

, ,

где Ку и Кф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, зависят от размеров сечения, механических характеристик материала и равны 2,2 и 1,6 соответственно (таблица 11.2 [4]);

Кd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, равен 0,81848 (для нормальных напряжений) и 0,70636 (для касательных напряжений) (таблица 11.3 [4]);

КF - коэффициент влияния шероховатости, равен 1,0 (таблица 11.4 [4]);

Ку - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, равный 2,4.

,

.

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, МПа:

, ,

где у-1 и ф-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, МПа. у-1 = 335 МПа (таблица 3.2. [4]) и ф-1 ?0.58 у-1=194,3 МПа.

МПа,

МПа.

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

, ,

,

.

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

.

Проверочный расчет на прочность считать удовлетворительным.

Определяем напряжения в опасных сечениях вала червячного колеса

Концентраторами напряжений на червячном валу являются шпоночный паз (сечение 2) и участок вала по правым подшипником, имеющим большие напряжения (сечение 3).

А) Проводим расчет на усталостную выносливость по сечению 2 (концентратор напряжений - шпоночный паз.

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений уа равна расчетным напряжениям изгиба уи (МПа):

,

где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н?м; Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала, мм3. Суммарный изгибающий момент для сечения 2 Н?м. Осевой момент сопротивления сечения вала определяется:

;

мм3.

МПа.

Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла фа рана половине расчетных напряжений кручения фк (МПа):

,

где Мк - крутящий момент, Н?м;

Wрнетто - полярный момент сопротивления сечения вала, мм3.

Полярный момент сопротивления сечения вала определяется:

мм3.

МПа.

Определяем коэффициент нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала соответственно:

, ,

где Ку и Кф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, зависят от размеров сечения, механических характеристик материала и равны 1,9 и 1,7 соответственно (таблица 11.2 [4]);

Кd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, равен 0,7725 (для нормальных напряжений) и 0,6775 (для касательных напряжений) (таблица 11.3 [4]);

КF - коэффициент влияния шероховатости, равен 1,10 (таблица 11.4 [4]);

Ку - коэффициент влияния поверхностного упрочнения (в данном случае не учитывается).

,

.

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, МПа:

, ,

где у-1 и ф-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, МПа. у-1 = 280 МПа (таблица 16.2.1 [2]) и ф-1 ?0.58 у-1=162,4 МПа.

МПа,

МПа.

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

, ,

,

.

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

.

Проверочный расчет на прочность считать удовлетворительным.

Б) Проводим расчет на усталостную выносливость по сечению 3 (концентратор напряжений - галтель).

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений уа равна расчетным напряжениям изгиба уи (МПа):

,

где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н?м;

Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала, мм3. Для определения Wнетто круглого сплошного сечения вала при ступенчатом переходе принимают меньший из двух диаметров смежных ступеней.

Суммарный изгибающий момент для сечения 3 Н?м.

Осевой момент сопротивления сечения вала определяется:

;

мм3.

МПа

Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла фа рана половине расчетных напряжений кручения фк (МПа):

,

где Мк - крутящий момент, Н?м;

Wрнетто - полярный момент сопротивления сечения вала, мм3. Для определения Wрнетто круглого сплошного сечения вала при ступенчатом переходе принимают меньший из двух диаметров смежных ступеней.

Полярный момент сопротивления сечения вала определяется:

;

мм3.

МПа.

Определяем коэффициент нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала соответственно:

, ,

где Ку и Кф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, зависят от размеров сечения, механических характеристик материала и равны 2,3 и 2,15 соответственно (таблица 11.2 [4]);

Кd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, равен 0,7975(для нормальных напряжений) и 0,6925 (для касательных напряжений) (таблица 11.3 [4]);

КF - коэффициент влияния шероховатости, равен 1,10 (таблица 11.4 [4]);

Ку - коэффициент влияния поверхностного упрочнения (в данном случае не учитывается).

,

.

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, МПа:

, ,

где у-1 и ф-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, МПа. у-1 = 280 МПа (таблица 16.2.1 [2]) и ф-1 ?0.58 у-1=162,4 МПа.

МПа,

МПа.

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

, ,

,

.

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

.

Проверочный расчет на прочность считать удовлетворительным.

Проверка шпоночных соединений

Для передачи вращающего момента чаще всего применяют призматические и сегментные шпонки. Длину шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала, длину шпонки назначают на 8…10 мм меньше длины ступицы.

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок -- по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8.9[4])

Материал шпонок -- сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле:

.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице , при чугунной .

Рисунок 8 - Расчетная схема шпоночного соединения

Рассмотрим ведущий вал.

Выбираем шпонку 8Ч7Ч70 ГОСТ 23360-78, d=24 мм; b x h = 8 х 7 мм; t1 = 4 мм; длина шпонки l=70 мм; момент на ведущем валу Т2 = 48,518•103 Н?мм;

Рассмотрим ведомый вал.

Для соединения вал ступица выбираем шпонку 20Ч12Ч90 ГОСТ 23360-78, d=65 мм; b x h = 20 х 12 мм; t1 = 7,5 мм; длина шпонки l=90 мм; момент на ведомом валу Т3 = 537,726•103 Н?мм:

Для соединения вала с муфтой выбираем шпонку 16Ч10Ч100 ГОСТ 23360-78, d=52 мм; b x h = 16 х 10 мм; t1 = 6 мм; длина шпонки l=100 мм; момент на ведомом валу Т3 = 537,726•103 Н?мм:

Условие выполняется т.к. материал муфты сталь.

Выбор сорта масла. Смазывание зацепления и подшипников

Смазывание зубчатого зацепления и подшипников применяем в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач масло заливают так, чтобы венцы колес были в него погружены на высоту зуба. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса редуктора, откуда стекает в нижнюю его часть и подшипники. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Картерное смазывание применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с.

Проводим тепловой расчет редуктора. Определяем температуру масла в редукторе по формуле:

,

где tм - температура масла в редукторе;

tв - температура окружающей среды, равна 20°С;

Кt - коэффициент теплопередачи, равен 11Вт/м2?град;

А - площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора, равна 0,8 м2 (таблица 11.6 [4];

[tм] - допускаемая температура масла в редукторе, равна 80-95°С.

По таблице 10.9 [3] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях уН=146,723 МПа и скорости скольжения vск=3,356 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть приблизительно равна 20?10-6 м2/с.

По таблице 10.29 [4] принимает масло индустриальное И-Т-Д-100. Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием червячного колеса в масло. При смазывании окунанием объем масляной ванны определяем из расчета 0,4 ...0,8л масла на 1 кВт передаваемой мощности:

VK=(0,4...0,8)P2 =(0,4...0,8)1,958=0,78...1,57 дм3.

Смазывание подшипников осуществляется пластичными материалами при окружных скоростях х < 3м/с. Полость подшипника, смазываемого пластичным материалом, должна быть закрыта с внутренней стороны подшипникового узла внутренним уплотнением.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом вручную при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Применяем наиболее распространенные для подшипников качения - пластичные смазки типа солидол жировой (ГОСТ 1033-79) (см. табл. 9.14 .

Допуски, посадки, шероховатости и отклоненияот правильной геометрической формы

Для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяют шпонки и посадки с натягом.

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.15 [4].

Посадка червячного колеса на вал по ГОСТ 25347-82.

Посадка полумуфты на цилиндрический конец вала редуктора при нереверсивной работе .

Посадка шкива ременной передачи на вал редуктора

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Для глухих крышек подшипников применяем посадку

Для крышек с отверстием для выходного конца вала - - при посадке в корпус.

Посадка стаканов подшипниковых узлов

Для посадки маслосбрасывающих колец

Назначение шероховатости для элементов деталей принимаются по табл. 13.13[4]

- Для посадочных поверхностей отверстий и валов

- Торцы заплечиков колеса, ступицы, профили зубьев

- Поверхности валов под резиновые манжеты

- Канавки, фаски, радиусы галтелей на валах

- Поверхности шпоночных пазов на валах: рабочая, нерабочая

- Боковая поверхность зуба

- Все неуказанные поверхности

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 надевают шариковые радиально-упорные подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80-100°С. Собранный червячный вал вставляют в корпус.

При установке червяка, выполненного за одно целое с валом, следует обратить внимание на то, что для прохода червяка его диаметр должен быть меньше диаметра отверстия для подшипников.

В начале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают роликовые радиально-упорные конические подшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основании корпуса и надевают крышку корпуса, покрывая поверхности стыка фланцев спиртовым лаком. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух конических штифтов и затягивают болты.

Закладывают в подшипниковые сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливают крышки с прокладками.

Регулировку радиально-упорных подшипников производят набором тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников.

Для регулировки червячного зацепления необходимо весь комплект вала с червячным колесом смещать в осевом направлении до совпадения средней плоскости колеса с осью червяка. Этого добиваются переносом части прокладок с одной стороны корпуса в другую. Чтобы при этом сохранилась регулировка подшипников, суммарная толщина набора прокладок должна оставаться без изменения.

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

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде.

Литература

1 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1998.

2 Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование. Мн., 2001.

3 Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин. -М. ООО ТИД «Альянс», 2005.

4 Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. -М: Высшая школа, 1991.

Размещено на Allbest.ru