Сборка червячного редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Курсовой проект

на тему

Сборка червячного редуктора

Введение

В основе работы большинства машин и механизмов лежит преобразование параметров и кинематических характеристик движения выходных элементов по отношению к входным. Наиболее распространенным механизмом для решения данной задачи является редуктор, который представляет систему зубчатых передач выполненных в герметично закрытом корпусе.

Заданием данного курсового проекта является спроектировать червячный редуктор общего назначения, предназначенный для длительной эксплуатации и мелкосерийного производства.

1. Расчётная часть

1.1 Кинематический расчёт и выбор эл. двигателя

При выполнении кинематического расчёта и выборе эл. двигателя необходимо учитывать потери энергии, которые происходят временной передачи, в зацеплении зубчатых колёс с учётом потерь в подшипниках.

По таблице 1.1 [1] принимаем их КПД соответственно:

ременной передачи:з_рем 0,94...0,96

зубчатой передачи (червячной):з_зуб = 0,85 (предварит.)

подшипников:з_под 0,99

Общий КПД привода:

з_общ = з_рем * з_зуб * з²_подш = (0,94...0,96) * 0,8 * 0,992 = 0,73...0,85

Требуемая мощность эл. двигателя:

Р_эл.тр. = Р_вых / з_об

Р_эл.тр. = 4,2 / (0,73...0,8) = 5,75...5,25 кВт

Требуемая частота вращения вала эл. двигателя:

n_{эл.треб.} = и_вых * и_рем * и_зубч

где и_рем -- передаточное число ременной передачи;

и_зуб -- передаточное число зубчатой передачи.

По табл. 1.2 [1] принимаем:

и_рем = 2...4

и_зуб = 16...50

n_этр = 45(2...4)(16...50) = 1440...9000 об/мин.

По табл. 19.27 [1] выбираем эл. двигатель трёхфазный короткозамкн. закрытый обдуваемый единой серии 4А с асинхронной частотой вращения n₁ = n_э = 1445 с мощностью эл. двигателя 5,5 кВт.

Тип двигателя 112М4 / 1445:

Р_э = Р₁ = 5,5 кВт.

Общее передаточное число привода:

и_общ = n_э/в_вых = n₁/n₃ = 1445 / 45 = 32,1

и_общ = и_рем * и_зуб

принимаем и_рем = 2.

Тогда

и_зуб = и_общ / п_рем = 32,1 / 2 = 16,05

Частота вращения валов (см. рис. 1):

вала 1 -- n₁ = n_э = 1445

вала 2 -- n₂ = n₁ / и_рем = 1445 / 2 = 722,5 об/мин

вала 3 -- n₃ = n_вых n₃ = n₂ / и_зуб = 722,5 / 16,05 = 45,0 об/мин

Угловые скорости валов:

вала 1 -- ₁ = р * n₁ / 30 = 3,14 * 1445 / 30 = 151,2 рад/сек

вала 2 -- ₂ = р * n₂ / 30 = 3,14 * 722,5 / 30 = 75,62 рад/сек

вала 3 -- ₃ = р * п₃ / 30 = 3,14 * 45 / 30 = 4,9 рад/сек

Вращающие моменты на валах:

на валу 1 -- T₁ = 9550 * Р₁ / n₁ = 9550 * 5,5 / 1445 = 36,34 Нм

на валу 2 -- T₂ = T₁ * и_рем * з_рем = 42,95 * 2 * 0,96 = 69,79 Нм

на валу 3 -- Т₃ = 9550 * Р₃ / n₃ = 9550 * 4,2 / 45 = 891 Нм

вал 1 -- вал эл. двигателя; 2 -- вал шестерни; 3 -- вал колеса.

№ вала	Частота вращения об/мин	Угловая скор рад/сек	Вращ. момент
1	1435	151,2	36,34
2	722,5	75,62	69,79
3	45,0	4,9	897

1.2 Расчёт шинорем. передачи

Исходные данные для расчёта:

– передаваемая мощность -- 5,5 кВт;

– частота вращения ведущего шкива -- 1445 об/мин;

– передаточное число и_рем = 2.

По номогра мме рисунок 5.2 ( ) в зависимости от частоты вращения n₁ = 1445 об/мин и перед. мощности Р_эл.дв. = 5,5 кВт принимаем сечение клинового ремня А.

Вращающий момент:

Т_тр = Р_эл.тр. / щ₁

щ₁ = рn / 30 = 3,14 * 1445 / 30 = 151,2с ^{- 1}

Т_тp = 5,5 * 10³ / 151,2 = 36376 Н мм

Диаметр меньшего шкива

d₁ = (3...4) ³vT_тр

d₁ = (3...4) ³v36376 = 99,4...132,5

Согласно таб. 5.4 min шкива 90 мм.

Принимаем d = 100 мм.

Диаметр большого шкива

d₂ = u_peм * d₁ * (l - е)

где е = 0,015 -- скольжение ремня

и = 2 -- перед. число рем. перед.

d₂ = 2 * 100(1 - 0,015) = 197

Принимаем d₂ = 200 мм

Уточняем перед. число d₂ / d₁(1 - е) = 200 / 100(1 - 0,015) = 2,03.

Окончательно принимаем диам. шкивов:

d₁ = 100 мм; d₂ = 200 мм.

Межосевое расстояние следует принять в интервале:

a_min = 0,55 (d₁ + d₂) + T_о

а_max = d₁ + d₂

где Т_о -- высота сечения ремня

а_min = 0,55(100 + 200) + 8 = 173

а_max = 100 + 200 = 300 мм

Предварительно принимаем а_рем = 240 мм.

Расчетная длина ремня определяется по формуле:

L_p = 2a_peм + 0,5р(d₁ + d₂) + (d₂ - d₁)² / 4 * а_рем

L_p = 2 * 240 + 0,5 * 3,14(100 + 200) + (200 - 100)² / 4 * 240 = 961,7 мм

Ближайшее стан. значение длины ремня по ГОСТ 12841-80 L = 1000 мм.

Условное обозначение ремня сечения А с расчетной длиной L = 1000 мм с хордной тканью в тянущем слое.

Ремень А -- 1000Т ГОСТ 12841-80.

Уточненное значение межосевого расстояния a_рем с учетом стандарт, длины ремня L считаем по формуле:

а_рем = 0,25[(L - щ) + v(L - щ)² - 2y

где щ = 0,5р(d2 - d1) = 0,5 * 3,14(200 - 100) = 157,1

y = (d1 + d2)² = (100 + 200)² = 90000 мм²

а_рем = 0,25[(1000 - 157,1) + v(1000 - 157,1)² - 2 * 90000 = 392,8 мм

Принимаем а_рем = 392 мм.

При монтаже передачи необх. обеспечить возможность уменьшения межосевого расст. на 0,01L = 0,01 * 1000 = 10 мм для обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L = 0,025 * 1000 = 25 мм для натяжения ремней.

Угол обхвата меньшего шкива опред. по формуле

L = 180° - 57° ((d₂ - d₁) / a_рем)) = 180 - 57((200 - 100) / 392) = 165° 30'

Коэф. режима работы, учитыв. условия эксплуатации С_р = 1,0.

Коэф. учит, влияние длины ремня с₁ = 0,98.

Коэф. учит. Влияние угла обхвата с₁ = 0,98.

Скорость ремня:

v = (рd₁n₁) / (60 * 10³) = (3,14 * 100 * 1445) / (60 * 10³) = 7,57 м/с

Р_о -- мощность передав. одним ремнем 1,6 кВт

коэф. числа ремня в передаче с_z = 0,9

Число ремней:

z = (55 * 1) / (1,6 * 0,98 * 0,9 * 0,98) = 3,71

Принял z = 4

Определяем силу предвар. натяж. F_o, и одного клинового ремн:

F_o = 850 * P_ном * C₁ / z * V * C_x * С_Р = (850 * 5,5 * 0,98) / (4 * 7,57 * 0,98 * 1) = 154,5 Н

Давление на вал определяется по формуле:

F_a = 2F_o * zsina / 2 = 2 * 154,5 * 4sin165,5 / 2 = 1226 Н

Ширина шкивов В_ш = (Я - 1)у + 2а = (4 - 1)15 + 2 * 10 = 65 мм.

1.3 Расчёт зубчатой передачи редуктора

Число витков червяка z₁ принимаем в зависимости от передаточного числа.

При и = 15...30 число витков червяка z₁ = 2.

Число зубьев червячного колеса:

z₂ = z₁ * и = 16 * 2 = 32

Выбираем материал червяка и червячного колеса.

Для червяка Сталь 45 с закалкой до твёрдости 45HRC с последующим шлифованием.

Т. к. материал колеса связан со скоростью скольжения, определяем предварительно ожидаемую скорость скольжения:

V_s = 4,3 * щиvT₂ / 10

Т₂ = Р / щ₂ = 4,2 * 103 / 4,7 = 897 Нм

Вращающий момент на колесе:

щ₂ = щ₁ / и₂ * и_пep = 151,2 / 2 * 16 = 4,7с^-1

V_s = 4,3 * 4,7 * 16 ³v1019,10 4 / 10 * = 3,39м/с

При скорости V_s = 2...5м/с применяют безоловянные бронзы и латуни

Принимаем БрАЖ9 - 4, отливка в землю у_в = 400 МПа, у_Т = 200МПа.

Для червяка допускаемое напряжение [у]_н = [ф]_н° - 25V_s

где [у]_н° -- 300 МПа при твердости > 45 HRC

[у]_н = 300 - 25 * 3,39 = 215,25 МПа

Допускаемое напряжение изгиба

[у]_f = KFL[у]F°

где KFL = 10² / N -- коэффициент долговечности

N -- общее число циклов перемены напряжений

N = 573щ₂L_n;

Т. к. общее время работы передачи неизвестно, то принимаем N = 25 * 10⁷

KFL = ⁹vl0⁶ / 25 * 10⁷ = 0,54

[у]F° = 0,25 * у + 0,08 у_u;

[у]F° = 0,25 * 200 + 0,08 * 400 = 82МПа

[у]F° = 0,54 * 82 = 44,28 МПа

Межосевое расстояние передачи:

a_w > 61 ³vТ₂ * 10³ / [у]_Н² > 61 ³v897 * 103 / 215,252 = 166,3 мм.

Полученное межосевое расстояние округляем в большую сторону до целого числа а_w = 180 мм

Предварительно определяем модуль зацепления:

m = (l,5...1,7)a_w / z₂ = (l,5...1,7)180 / 32 = 8,4...9,56 мм

Значение модуля округляем в большую сторону до стандартного ряда т = 10

Из условия жёсткости определяем коэф. диаметра червяка

q = (0,212...0,25) * z₂ = (0,212...0,25) * 32 = 6,78...8

Полученное значение округляем до стандартного q = 10

Определяем коэффициент смещения инструмента х:

X = (a_w / M) - 0,5(q + z₂)

Х = 180 / 10 - 0,5 (10 + 32) = -3

По условию неподрезания и незаострённости зубьев -1 ? Х ? +1

Если это условие не выполняется, то следует варьировать значениями q, z₂ или a_w.

Примем q = 8; z₂ = 32; a_w = 200.

Х = 200 / 10 - 0,5(8 + 32) = 0

Условие выполняется.

Определяем фактическое значение межосевого расстояния:

a_w = 0,5m(q + z₂) = 0,5 * 10(8 + 32) = 200 мм

Определяем основные геометрические параметры передачи:

Основные размеры червяка

делительный диаметр d₁ = qm = 8 * 10 = 80 мм

начальный диаметр d_w1 = m(q + 2x) = 10(8 + 2 * 0) = 80 мм

Диаметр вершин витков d_a1 = d₁ + 2_Т = 80 + 2 * 10 = 100 мм

Диаметр впадин витков d_f1 = d1 - 2,4m = 80 - 2,4 * 10 = 56 мм

Делительный угол подъема линии витков y = arctg(z₁ / q) = arctg2 / 10 = 11,3099°

Длина нарезной части червяка

в₁ = (10 + 5,5 / х / + z₁)m + c₁

где х - коэф. смещения при х ? 0 с = 0

в₁ = (10 + 2)10 = 120 мм

Основные размеры венца червячного колеса

делительный диаметр d₂ = d_w2 = m_z2 = 10 * 32 = 320 мм

диаметр впадин зубьев d_f2 = d₂ - 2_m(1,2 - х) = 320 - 2 * 10(1,2 - 0) = 296 мм

наибольший диаметр колеса

d_am2<d_a2 + 6m / z₁ + 2

d_am = 340 + (6 * 10) / (2 + 2) = 355 мм

ширина венца в = 0,355а_п = 0,355 * 200 = 71 мм

Радиусы закруглений зубьев

R_a = 0,5d₁ - m = 0,5 * 80 - 10 = 30 мм

R_f = 0,5d₁ + l,2m = 0,5 * 80 + l,2 * 10 = 52 мм

Условный угол обхвата червяка венцом колеса 28

sinд = e₂ / (d_a1 - 0,5т) = 71 / (100 - 0,5 - 10) = 0,7474

Угол 2д определяется точками пересечения дуги окружности d' = d_a1 - 0,5m с контуром венца колеса и может быть равным 90... 120°.

Проверочный расчет.

Определяем к.п.д. червячной передачи:

з = tgy / tg(г ± ц)

где г -- делительный угол подъема витков червяка г = 13099°

ц -- угол трения.

Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения

v_s = u щ = d₁ / 2cosг * 10³

и = 16 d₁ = 80 мм

щ₂ = щ₁(2 * 16) = 151,2 / (2 * 16) = 4,7c^-1

щ₂ - угловая скорость червячн. колеса

v_s = (16 * 80 * 4,7) / (2cos11,3099 * 10³) = 3,07м/с

по табл. ц = 1° 30''...2° 00''

принимаем ц = 2° 00''

з = tg11,3099 / tg(11,3099° + 2000'') = 0,81

Проверка контактных напряжений зубьев колеса:

у_н н/мм³

у_н = 340 vF_t2 / (d₁d₂) * k ? [у]_н

где F_t2 = 2T2 * 10 / d -- окружная сила на колесе, Н

F_t2 = (2T₂ * 103) / 320 = 5356,25 H

k -- коэф. принимается в зависимости от окружной скорости колеса

V₂ = (щ₂d₂) / (2 * 103) = (4,7 * 320) / (2 * 103) = 0,752 м/с

При v₂ ? 3 м/с k = l

у_н = 340 v5356,25 / (80 * 320) = 155,5 Н/мм² < [у]_н = 215,25Н/мм

1.4 Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов: ведомого (вал червячного колеса) T_k2 = T₂ = 891 * 103 H мм

ведущего (червяка)

T_k1 = T = T₂ / u з = 891 * 103 / 16 * 0,81 = 69,7 * 103 Hмм

Витки червяка выполнены за одно с валом.

Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручение при [ф]_k = 25 МПа

d = 8 * ³vT_k1

d = 8 * ³v69,74 = 32,92 мм

После округ. принимаем с₁ = 34 мм

Диаметр d_П = d + 2t_цил = 34 + 2 * 3,5 = 41 мм

Принимаем d_П = 45 мм

Диаметр буртика d_БП = d_П + 3r = 45 + 3 * 2,5 = 50 мм.

Длина посадочного конца вала:

L_МБ = 1,5d = 1,5 * 34 = 51 мм.

Округл. до L_МБ = 52 мм.

Длина промежуточного участка:

L_КБ = 2d_n = 2 * 45 = 90 мм



Диаметры и длины участков вала колеса d = 6v891 = 56 мм

Длина цилинд. участка

L_ц = 0,15d = 0,15 * 56 = 8,4 мм

принимаем равным 8

Диаметр d_П = d + 2tk = 56 + 2 * 2,5 = 61 мм

Принимаем d_П = 60 мм

Диаметр буртика

d_БП = d_П + 3r = 60 + 3 * 3,5 = 70,5 мм

Принимаем d_БП = 72 мм

Диаметр d_k принимаем равным d_БП, т. е. d_k = 72 мм

Длина ступицы колеса l_cm = d_k = 72 мм

Длина посадочного конца вала

l_МТ = 1,5d = l,5 * 56 = 84 мм

Длина промежуточного участка

l_КТ = 1,2d_П = 1,2 * 60 = 72 мм

Диаметр резьбы

d_p = 0,9(d - 0,1l_МТ) = 0,9(56 - 0,1 * 84) = 42,84 мм

Принимаем ближайшее ближнее М42 * 3

Длина резьбы l_p = 0,8d_p = 0,8 * 42 = 33,6

Округляем, получаем l_р = 34 мм

Выбираем подшипники везде конические роликовые для червяка -- 7209 ГОСТ 333-79, для вала колеса -- 7212

1.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса д и крышки д₁

д = 0,04а_w + 2

д = 0,04 * 200 + 2 = 10 мм

д₁ = 0,032a_w + 2

д₁ = 0,032 * 200 + 2 = 8,4 мм

Принимаем д = д₁ = 10 мм

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

в = в₁ = 1,5д

в = в₁ = 1,5 * 10 = 15 мм

Диаметры болтов фундаментных

d₁ = (0,03...0,036)a_w + 12

d₁ = (0,03...0,036)200 + 12 = 18...19

Принимаем М20

Диаметры болтов d₂ = М16 мм и болтов d₃ = М12 мм

1.6 Первый этап эскизной компоновки редуктора

Компоновочный чертеж выполняем в двух проекциях -- разрез по оси колеса и разрез по оси червяка. Масштаб 1:1 вычерчиваем тонкими линиями. Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим осевую линию; вторую осевую, параллельную первой, проводим на расстоянии а_w = 200 мм. Затем проводим две вертикальные осевые линии -- одну для главного вида, вторую для вида 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 = d_ам2 = 355 мм один от другого, располагая их симметрично относительно среднего сечения червяка. Также симметрично располагаем подшипники вала червячного колеса. Расстояние между ними замеряем по чертежу L₂ = 125 мм.

В связи с тем, что в червячном зацеплении возникают значительные осевые усилия выбираем конические роликовые подшипники (см. таблица 2).

1.7 Проверка долговечности подшипников

Силы в зацеплении

Условное обозначение подшипников	d	Д	В	Т	С	е
	мм	кН
7209	45	85	19	21	42,7	0,41
7212	60	110	23	24	72,2	0,35

Рисунок 3. Силы в червячном зацеплении и опорные реакции в плоскости xz

Окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке

F_t2 = F_a1 = 2T₂ / d₂

F_t2 = F_a1 = (2 * 897000) / 320 = 5606,25 Н

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

F_t1 = F_a2 = 2T₁ / d₁

F_t1 = F_a2 = 2 * 69700 / 80 = 1742,5 H

Радиальные силы на колесе и червяке

F_z2 = F_z1 = F_t2tg20°

F_z2 = F_z1 = 5606,25tg20° = 2040,5 Н

Применяем правое направление витков червяка

В плоскости xz

R_x1 = R_x2 = F_t1 / 2

R_x1 = R_x2 = 1742,5 / 2 = 871,25 H

В плоскости yz

R_y1L₁ + F_z1L₁ / 2 - F_a1d₁ / 2 = 0

R_y1 = F_z1L₁ - F_a1d₁ / 2 L₁ = (2040,5 - 355 - 5606,25 * 80) / (2 * 355) = 388,56 H

R_y2 L₁ - (F_z1 L₁) / 2 - (F_a1d₁) / 2 = 0

R_y2 = (F_z1 L₁ + F_a1d₁) / 2L₁ = 1651,94 H

Проверка

R_y1 + R_y2 - F_z1 = 388,56 + 1651,94 - 2040,5 = 0

Суммарные реакции:

P₁ = P_z1 = v(R_x1² + R_y1²);

P₁ = P_z1 = т / 871,25² + 38856² = 953,97 Н

P₂ = P_z2 = v(R_x2² + R_y2²);

P₂ = P_z2 = v871,25² + 1651,94² = 1867,97 H

Осевые составляющие радиальных реакций подшипников

S₁ = eP_z1 = 0,41 * 953,97 = 391,13 Н

S₂ = eP_z2 = 0,41 - 1867,61 = 765,72 Н

В нашем случае S₁ < S₂

P_al = F_a?S₂ - S₁;

тогда P_a1 = S₁ = 391,13 H

P_a2 = S₁ + F_a1 = 391,13 + 5606,25 = 5997,38 Н

Рассмотрим левый (первый) подшипник.

Отношение P_a1 / P_r1 = 391,13 / 953,97 = 0,41 = е

Следовательно осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Р_э1 = Р_zlVК_бК_Т,

где по [1, табл. 9.19] для приводов общего назначения:

K_б = l,3;

V = 1;

К_Т = 1;

Р_э1 = 953,97 * 1,3 = 1240,16 Н

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику. Рассмотрим правый (второй) подшипник

Отношение

Р_а2 / Р_z2 = 5997,38 / 1867,61 = 5,2 > е,

Поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учётом осевой

P_э2 = (XP_z2V + YP_a2)K_бK_T

Р_э2 = (0,40 * 1867,61 + 1,459 * 5997,38) * 1,3 = 12346,38Н = 12,35 кН

где Х = 0,40; Y = 1,459 см. [1, табл. 9.18] для конических подшипников.

Расчётная долговечность определяется по формуле:

L = (С / Р_э2)³ = (72,2 / 12,35)³ = 200 млн. об.

Расчетная долговечность, r:

L_h = L10⁶ / 60n

L_h = 200 * 10⁶ / 60 * 722,5 = 5618 r

Где n = 722,5 об/мин -- частота вращения червяка

Ведомый вал.

Расстояние между опорами (между точками приложения радиальных реакций Р₃ и Р₄) L₂ = 125 мм, диаметр колеса d₂ = 320 мм.

Реакции опор

Левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу F_a2 обозначим цифрой «4» и при определении осевого нагружения будем считать ее «второй».

В плоскости xz

R_z3 = R_z4 = F_t2 / 2

R_z3 = R_z4 = 5606,25 / 2 = 2803,13 H

В плоскости yz

R_y3 L₂ + F_z2 L₂ / 2 - F_a2 d₂ / 2 = 0

R_y3 = (F_a2 d₂ - F_z2 L) / 2L₂ = (1742,5 * 320 - 2040,5 * 125) / 2 * 125 = 1210,15 H

R_y4 L₂ - F_z2 L₂ / 2 - F_a2 d₂ / 2 = 0

R_y4 = (F_z2 L₂ + F_a2d₂) / 2L₂ = (2040,5 * 125 + 1742,5 * 320) / 2 * 125 = 3250,65 H

Проверка:

R_y3 - R_y4 + F_z2 = 0

1210,15 - 3250,65 + 2040,5 = 0

Суммарные реакции:

Р₃ = Р_r3 = vR_z3² + R_y3²

Р₃ = Р_r3 = v2803,13² + 1210,15² = 3053,2 Н

P_r4 = P_r4 = vR_z4² + R_y4²

P₄ = P_r4 = v2803,13 + 3250,65 = 4292,35 H

Осевые составляющие радиальных реакции конических подшипников

S₃ = 0,83 е Р_r3

S₃ = 0,83 * 0,41 * 3053,2 = 1039 Н

S₄ = 0,83 е Р_r4

S₄ = 0,83 * 0,41 * 4292,35 = 1460,7 H

где е = 0,41 -- коэффициент влияния осевого нагружения

В нашем случае S₃ < S₄

P_a3 = F_a?S₄ - S₃

Тогда Р_а3 = S₃ = 1039 Н

P_a4 = S₄ = 1460,7 H

Для левого (с индексом 4) подшипника отношения:

Р_а4 / Р_r4 = 1460,7 / 4292,35 = 0,34 < е

Поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Р_э4 = Р_r4VK_бK_t

Р_э4 = 4292,35 * 1,3 = 5580 Н

В качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7212.

Для правого подшипника:

Р_а3 / Р_rЗ = 1039 / 3053,2 = 034 < е

Осевые силы не учитываем и определяем эквивалентную нагрузку:

Р_э3 = Р_r3VК_бK_t

Р_э3 = 3053,2 * 1,3 = 3969,16 Н = 3,969 kН

Расчетная долговечность, млн. об.:

L = (с / Р_э3)³

L = (42,7 / 3,969)³ = 1254 млн. об.

Расчетная долговечность, r:

L_h = L 10⁶ / 60п

L_h = 1254 * 10⁶ / 60 * 45 = 464761 r

Где п = 45 об/мин -- частота вращения вала червячного колеса.

По ГОСТ 16162-85 минимальная долговечность подшипников для червячных редукторов L_h = 50004, следовательно подшипники выбраны правильно.

1.8 Второй этап компоновки редуктора

Используем чертежи первого этапа компоновки. Второй этап представлен на листе и имеет целью конструктивно оформить основные детали -- червячный вал, вал червячного колеса, червячное колесо, корпус, подшипниковые узлы и др.

Смазка зацепления и подшипников -- разбрызгиванием жидкого масла, залитого в корпус ниже уровня витков так, чтобы избежать чрезмерного заполнения подшипников маслом начиняемым червяком. На валу червяка устанавливаем крыльчатки. При работе редуктора они будут разбрызгивать масло и забрасывать его на колесо и в подшипнике.

Уплотнение валов обеспечивается резиновыми манжетами. В крышке тока размещаем отдушину. В нижней части корпуса вычерчиваем пробку для спуска масла и устанавливаем маслоуказатель с трубкой из оргстекла.

Конструируем стенку корпуса и крышки. Их размеры были определены ранее. Вычерчиваем фланцы и нижний пояс. Конструируем крюки для подъема. Устанавливаем крышки подшипников глухие и сквозные с манжетными уплотнениями. Под крышки устанавливаем металлические прокладки для регулировки. Конструкцию червячного колеса выполняем по [1], рис. 109, насаживая бронзовый венец на чугунный центр с натягом. Посадка Н7 / р6 по ГОСТ 25347-82

Вычерчиваем призматические шпонки:

на выходном конце вала червяка:

b * h * l = 14 * 8 * 40 мм

на выходном конце вала червячного колеса:

b * h * l = 14 * 9 * 80 мм

и под червячным колесом:

b * h * l = 20 * 12 * 80 мм

1.9 Выбор посадок основных деталей редуктора

Выбор посадок колец подшипников

Быстроходный вал (вал 2, рис. 1) редуктора устанавливается на конические роликовые подшипники. Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет следовательно, циркуляционное нагружение.

По таблице 6.5. [2] выбираем поле допуска вала -- к6.

Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. По табл. 6.6 [2] определяем поле допуска отверстия = Н7

Тихоходный вал (вал 3, рис. 1) устанавливается на роликовых подшипниках.

Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет, следовательно, циркуляционное нагружение. По табл. 6.5 [2] выбираем поле допуска вала к6.

Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. По табл. 6.6 [2] определяем поле допуска отверстия -- Н7

Выбор посадки червячного колеса на вал. Примем, что вращательный момент (табл. 1) передается от колеса к валу соединением с натягом. Для подбора посадки примем материал вала сталь 40 * Н (у_Т1 = 750 Н/мм²) Материал колеса -- чугун (у_Т2 = 280 Н/мм²). Сборка осуществляется нагревом колеса.

Используем методику подбора посадок с натягом, изложенную в парагр. 3 гл. 5 [2]

Устанавливаем колесо на вал с натягом к6 через шпонку.

1.10 Проверка прочности шпоночных соединений

Призматические шпонки выбранные для редуктора, проверяем на снятие. Проверку проводим для шпонки под колесом.

Условие прочности

у_см = F_t / A_см ? [у]_cм

где F_t -- окружная сила на колесе, Н

A_cм = (0,94h - t₁) l_p -- площадь снятия, мм²

Здесь

l_р = l - b -- рабочая длина шпонки

у_см = 38,3 Н/мм² < 150 Н/мм²

Т.к. ступицу колеса изготавливаем из чугуна, то значение [у] см снижаем вдвое:

у_см = 38,3 < 75 Н/мм²

что удовлетворяет проверочному расчёту.

1.11 Уточненный расчёт валов

Червячный вал проверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчёта геометрических характеристик (d₁ = 80; d_a1 = 100 мм; d_f1 = 56 мм), значительно превосходят те, которые могли быть получены расчётом на кручение. Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жёсткость).

Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка:

J_np = рd_f / 64(0,375 + 0,625d_a1 / d_f1)

J_np = 3,14 * 56 / 64(0,375 + 0,625 * 100 / 56) = 72 * 10⁴ мм⁴.

Стрела прогиба:

f = l₁ vF_t1 + F_r1 / 48 E J_np

f = 0,02 мм

Допускаемый прогиб [f] = (0,005...0,01)m = (0,005...0,01)8 = 0,04...0,08 мм.

Таким образом, жёсткость обеспечена, так как f = 0,02 < [f]

Определение коэффициентов запасов прочности в опасных сечениях вала червячного колеса.

Построение эпюр моментов вала червячного колеса. Для построения эпюр моментов определяем значение изгибающих моментов в характерных сечениях вала (см. рис. 5).

Рисунок 5. Эпюры моментов

Вертикальная плоскость (YOZ):

Сечение 3М_х = 0

Сечение 1M_x = R_y4 * 86 * 10^-3

М_х = 3250,65 * 86 * 0,001 = 279,6 Нм

Сечение 4M_x = F_y2 * 47,5 * 10^-3

М_х = 5606,25 * 133,5 * 0,001 = 748,4 Нм

Сечение 2М_х = 0

Горизонтальная плоскость (XOZ)

Сечение 3М_у = 0

Сечение 1M_y = R_z4 * 86 * 10^-3

М_y = 2803,13 * 83 * 0,001 = 241 Нм

Сечение 4 (справа)M_y = R_z3 * 47,5 * 10^-3

М_y = 2803,13 * 47,5 * 0,001 = 133,1 Нм

Сечение 4 (слева)М_y = 2040,13 * 133,5 * 0,001 - 2803 * 47,5 * 0,001 = -139,2 Нм

МR = М2 = 69,79 Нм

Осевой момент сопротивления:

W = nd³ / 32 = 3,14 * 60³ / 32 = 21195 мм³

Материал вала -- сталь 40ХН

Из таблицы 12.7 [2] определяем допускаемые напряжения для данного материала:

у_вр = 920 Н/мм²у_т = 750 Н/мм²

у_-1 = 420 Н/мм²ф = 25Н/мм²

Опасным сечением является сечение 1 на валу

Выполняем расчёт сечения 1 на статическую прочность:

Результирующий изгибающий момент

М = vM_x² + М_y²

М = v279,6² + 241² = 369,13 Нм

M_k = T = 891

Эквивалентное напряжение:

у_экв = vM² + M_k² / W = 964,4

Коэффициент запаса прочности по текучести при коэффициенте перегрузки К_п = 2,5 определяется:

S_Т = у_Т / К_пу_экв

S_T = 750 / 2,5 * 964,4<[S_Т] [S_Т] = 1,2...1,6

Требование выполнено и задача статической прочности вала Сечении 1 обеспечен.

1.12 Тепловой расчет червячного редуктора

Цель теплового расчета -- проверка температуры масла в редукторе которая не должна превышать допустимой

[t] = 80...95 °C

Температура масла в корпусе червячного редуктора при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле:

t_м² = t_b + P(1 - з) / K_t * A

где Р -- мощность на быстроходном валу редуктора, Вт

P = T₂W₂ / з = 857 * 4,7 / 0,85 = 4739 Вт

K_t = 9...17B т/м² град. -- коэффициент теплопередачи

K_t = 15

А -- площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора. По табл. 11.6

А = 0,8м²

t_b = 20 °C -- температура воздуха вне корпуса редуктора

t_м = 20 + 4739(1 - 0,85) / 15 * 0,8 = 79,2° < [t]°

Тепловой расчет удовлетворяет.

1.13 Выбор сорта масла

Смазывание зацепления и подшипников производятся разбрызгиванием жидкого масла. По [1] табл. 10.9 устанавливаем вязкость масла.

При контактных напряжениях у_н = 129 Мпа и скорости скольжения V_s = 6,15м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть приблизительно равна 15 * 10⁶ м²/с

По [1] табл. 10.10 принимаем масло авиационное МС - 22.

1.14 Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают им и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того, что на червячный вал надевают крыльчатки и конические роликовые 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 нашем случае диаметр червяка d_a1 = 100 мм, а наружный диаметр подшипников 7209 85 мм. Поэтому для нормальной сборки устанавливаем стакан.

В начале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают роликовые конические подшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основании корпуса и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно 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. червячный редуктор вал

Для регулировки червячного зацепления необходимо весь комплект вала с червячным колесом смешать в осевом направлении до совпадения средней плоскости колеса с осью червяка. Этого добиваются переносом части прокладок с одной стороны корпуса на другую. Чтобы при этом сохранялась регулировка подшипников, суммарная толщина набора прокладок должна оставаться без изменения. Ввертывают пробку масло - спускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной. Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде.

Литература

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Черник И.М. и др.-- М.: Машиностроение, 1987 -- 416 с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. Учебное пособие для машиностр. спец. техникумов.-- Высш. шк., 1990 - 399с

3. Чернилевский В.В. Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование.-- К.: 1987 г.

Размещено на Allbest.ru