Проектирование червячного редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Вычерчиваем кинематическую схему проектируемого редуктора, соединенного с электродвигателем.

Назначаем передаточное число и находим частоту вращения быстроходного вала. Учитывая исходные данные, стандартный ряд передаточных чисел, принимаем и=i=20. Тогда n1= i n2=20*60=1200 мин-1.

Выбираем число витков червяка и определяем КПД. Табл. П37[1] при и=14…20 рекомендует число витков червяка z1=(3)…2, принимаем z1=2 при и=20. Общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев: червячной передачи и двух пар подшипников. Для червячной передачи при z1=2 з1=0.75…0.82, а для пары подшипников качения з2=0.99. Принимая з1=0.80, ориентировочно получаем: з= з1*з22=0.992* 0.8=0.79.

Определяем требуемую мощность электродвигателя при соединении муфтой быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя:

Р1=Р2/ з=1.5/0.79=1.9 кВт.

Выбираем электродвигатель. По таблице П61 [1] при Р1=1.9 кВт, n1=1200 мин-1 принимаем асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором типа 4А90L4У3 в закрытом обдуваемом исполнении, для которого n1= nэ=1430 об/мин--расчетная частота вращения; Номинальная мощность электродвигателя Рэ=2.2 кВт> Р1. щ1=щэ=рn/30= р*1430/30=149 рад/с.

2. Выбор материала червяка, назначение химико-термической обработки зубьев; определение допускаемых напряжений

Для червяка назначаем нормализованную сталь С45 с поверхностной закалкой токами высокой частоты (ТВЧ) до твердости >НRC45 и последующей шлифовкой витков червяка. По табл.П3[1] предел прочности для стали 45 (нормализация) при d<100 мм уВ/=589 МПа.

Предел выносливости и коэффициенты в формуле:

у-1=0.43у/в=0.43*589=253,27 МПа. [n]=1,3…3, Ку=1.2…2.5, kри=1.

Принимая [n]=2,5, Ку=2.4; kри=1, находим допускаемое напряжение изгиба для вала-червяка при симметричном цикле напряжений:

[уи]-1= у-1/([n]Ку] kри=[253.27/2.5*2.4]1=42.2 МПа

По табл. П38[1], принимая для венца червячного колеса безоловянную бронзу марки АЖ9-4, отливка в землю, получаем:

уВ//=400 МПа; )уIIFР)-1=0.16 уВ//=0.16*400=64 МПа.

Скорость скольжения червяка:

vs=(0.02…0.05)щ1=(0.02…0.05)149=(3…7.5) м/с.

Ориентировочно принимая vs=5 м/с, находим допускаемое контактное напряжение для зубьев червячного колеса (табл.П38[1]):

уНР=295-25 vs=295-25 *5=170 МПа.

3. Определение основных параметров передачи и сил, действующих в зацеплении

Определяем число зубьев червячного колеса и значение коэффициента диаметра червяка: z2= и z1=2*20=40; q=8…12.5, принимаем q=10.

Уточняем значение частоты вращения и определяем вращающий момент на тихоходном валу редуктора: n2= n1/ и=1430/20=71,5 мин-1, что незначительно превышает заданное значение.

Т2=9.55Р2/ n2=9.55*1.5*103/71.5=200 Н*м.

Вычисляем межосевое расстояние:

аw>(q+ z2)3v(184*103/ z2 уНР)2*Т2/q =(40+10) 3v(184*103/ 40*170*106)2*200/10=122.3 мм.

Принимаем аw=125 мм.

Находим расчетный модуль: m= 2аw/( q+ z2)=2*125/( 40+ 10)=5 мм, что соответствует стандартному значению (табл.П33[1]).

Вычисляем делительные диаметры, диаметры вершин витков и зубьев, а также диаметры впадин червяка и червячного колеса:

d1= m q =5*10=50 мм; d2= m z2=5*40=200 мм

dа1= d1+2m=50+2*5=60 мм; dа2= d2+2m=200+2*5=210 мм;

df1= d1-2.4 m=50-2.4*5=38 мм. df2= d2-2.4m=200-2.4*5=188 мм.

Уточняем межосевое расстояние

аw =( d1+ d2)/2=( 50+200)/2=125 мм.

Определяем ширину венца и наибольший диаметр червячного колеса: b2<0.75 dа1=0.75*60=45 мм, принимаем b2=42 мм;

dам2< dа2+1.5m=210+1.5*5=217.5 мм, принимаем dам2=215 мм

Итак, принимаем b2=42 мм , dам2=215 мм для червячного колеса.

Уточняем скорость скольжения червяка, допускаемое контактное напряжение, КПД редуктора и мощность на его быстроходном валу (червяке); назначаем степень точности передачи:

vs= (mщ1vq2+z12=(5*149v102+22)/2*103=3.80 м/с;

уНР=295-25 vs=295-25 *3.80=200 МПа.

По табл.П34[1] с учетом примечания 2 получаем:

с/=1.4 с/табл=1.4*1°35/=2°13/

По табл.П36[1] при z=2, q=10 угол подъема витка червяка г=11°19/.

Вычисляем КПД редуктора

з=0.95*tgг/ tg(г+ с/)=0.95*tg11°19// tg(11°19/+2°13/ )=0.789.

Мощность и вращающий момент на червяке

Р1= Р2/з=1.5/0.789=1.9 кВт<Рэ=2.2 кВт.

Т1=9.55Р1/n1=9.55*1.9*103/1430=12.7 Н*м.

По табл.П2 [1] принимаем 8-ю степень точности.

Определяем силы, действующие в зацеплении.

-Окружная сила на колесе и осевая сила на червяке:

Ft2= Fа1=2*200/(200* 10-3)=2*103 Н=2,0 кН.

-Окружная сила на червяке и осевая сила на колесе:

Ft1= Fа2= Ft2*tg(г+ с/)= Ft2*tg(11°19/+ 2°13/)=2*103*0.240=481 Н;

-Радиальная (распорная) сила

Fr= Ft2tgб= Ft2tg20°=2*103*0.364=728 Н.

4. Проверка прочности и жесткости червяка

Чтобы повысить прочность и жесткость и снизить производственные затраты, червяк изготовляем вместе с валом, причем расстояние между центрами подшипников вала-червяка ориентировочно принимаем равным наибольшему диаметру червячного колеса dам2=215 мм. Принимая точки приложения реакций примерно на уровне внутренних торцов подшипников, ориентировочно получаем: 2а1= dам2-20…40 мм=215-20…40 мм.

Принимаем 2а1=185 мм и а1=92 мм.

Вычерчиваем схему нагружения червяка (рис.2) и определяем реакции опор в вертикальной плоскости уОz от сил Fа1 и Fr:

УМА= -Frа1- Fа10.5d1+Yв*2а1=0;

Yв=( Frа1+ Fа0.5d1)/2а1=728/2+2000*50/4*92=364+272=636 Н;

УМВ=- YА2а1- Fа10.5d1+ Frа1=0;

YА=(Fr/2)- Fаd1/(4а1)=364-272=92 Н.

Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости хОz от силы Ft1:

ХА=ХВ=0.5Ft1=0.5*481=240 Н.

Для построения эпюр определяем размер изгибающих моментов в характерных сечениях А,С и В;

-в плоскости yOz:

МА=МВ=0. МСлев= YВа1=636*0.092=58.5 Н

МСправ= Yва1=636*0.092=58.5 Н*м; (МFr, Fа)max=58.5 Н*м;

-в плоскости xOz:

МА=МВ=0; МСлев= XАа1=240*0.092=22.1 Н*м;

М Ft=22.1 Н*м.

Крутящий момент Т1=12.7 Н

Эпюры изгибающих и крутящих моментов построены на рис.2.

Вычисляем наибольшие напряжения изгиба для опасного сечения С: суммарный изгибающий момент:

Мсум=Ми=v(МFrFа)2+ М Ft2=v58.52+22.12=62.5 Н*м.

Следовательно

уи=Ми/Wx=32 Ми/рdf13=32*62.5/р*(38*10-3)3=11.6*106 Па=11.6 МПа.

Определяем напряжение сжатия от силы Fа1 в сечении С:

ус= Fа1/Sc=4Fа1/ рdf12=4*2000/ р*(38*10-3)2=1.76*106 Па.

Находим напряжение кручения в сечении С:

фк=Т/ Wр=16Т1/р df13=16*12.7/р *(38*10-3)3=1.18*106 Па=1.18 МПа.

По III теории прочности определяем эквивалентное напряжение и сравниваем его значение с допускаемым:

уэIII=v (уи+ ус)2+4фк2 =v(11.6+1.76)2+4*1.182=13.6 МПа

что значительно меньше [уи]-1=42.2 МПа.

Проверяем червяк на жесткость. Сила, изгибающая червяк

F=v Ft12+ Fr2=v4812+7282=873 Н.

Расстояние между точками приложения реакций l=2a1=185 мм.

Допускаемый прогиб червяка

[f]=(0.005…0.01)m=(0.005…0.01)5=0.025…0.05 мм.

Наименьший осевой момент инерции поперечного сечения С червяка:

Jx= р df14/64= р(38*10-3)4/64=10.2*10-8 м4

Прогиб червяка при а=b=0.5 l; Е=2*1011 Па (см. табл.П2[1]).

f=(Fа2 b2)/3ЕJx l=F l3/48 ЕJx=873(185*10-3)3/(48*2*1011 *10.2*10-8)=5.6*10-6 м, что значительно меньше [f].

5. Проверка зубьев червячного колеса на контактную и изгибную выносливость.

Определяем коэффициенты, входящие в формулу

Кв=1 при постоянной нагрузке; Кv=1.35 (см. табл.П35[1]).

Коэффициент нагрузки КН=Кв Кv =1.35*1=1.35*Zм=225*103 Па1/2 для стали--бронзы (см. табл.П22[1]). Кд=д/(85°cosг)=98°/(85°cos11°19/)=1.17

где д=2аrcsinb2/( d1+1.5m)= 2аrcsin42/( 50+1.5*5)=98°.

Вычисляем расчетные (рабочие) напряжения:

уН=ZМv КНFt2/ d1d2Кд=225*103v(1.35*2000)/50*200*10-6*1.17=108*106 Па< уНР.

Вычисляем эквивалентное число зубьев:

zv=z2/ cos3г= z2/ cos311°19/=40/0.942=42.5;

По табл.П27[1] при zv=42.5, интерполируя, определяем коэффициент формы зуба YF=1,525. Следовательно

уF= YFКFFt2/ qКдm2=(1,525*1,35*2000)/10*1.17*(5*10-3)2=

=14*106 Па< (у//FР)-1=64 МПа.

вал червячный колесо подшипник

6. Ориентировочный расчет тихоходного вала и конструктивные размеры червячной пары

Тихоходный вал.

Ориентировочный расчет выходного конца тихоходного вала редуктора выполним на кручение по пониженным допускаемым напряжениям; принимаем

фК= Т/ Wр=16Т2/р d3< [фК].

Получаем d>3v16Т2/ (р[фК])= 3v16*200/(р*25*106)=3.44*10-2 м.

Согласуя с рядом Ra40, принимаем: диаметр выходного конца вала dв2=40 мм; диаметр вала под уплотнение dI2=44 мм; диаметр вала под подшипник dII2=45 мм.

Диаметр вала под ступицу червячного колеса dIII2 = 50 мм; диаметр опорного бурта 4.5 мм для торца ступицы червячного колеса и наружный диаметр распорного кольца dIV2 = 55 мм ( см.табл. П63 [1]).

Диаметр ступицы червячного колеса Dст=1.6dIII2 = 1.6*50=80 мм; толщину венца и обода центра червячного колеса д0=2m=2*5=10 мм; диаметр винта для крепления венца к ободу центра червячного колеса dI=(1.2…1.5) m=(1.2…1.5) 5=6…7.5 мм, принимаем d/=7 мм; длину ступицы червячного колеса lст=2dIII2=2*50=100 мм; длину выходного конца тихоходного вала l2=(1.5…2) dВ2=(1.5…2) 40=60…80 мм; принимаем l2=75 мм; толщину диска е=0.5b2=0.5*42=21 мм.

Быстроходный вал.

Червяк изготовлен вместе с валом, как обычно принято в червячных передачах. Диаметры посадочных участков вала-червяка определяем конструктивно, ориентируясь на расчетные диаметры червяка. При относительно большом размере осевой силы Fа1 следует ожидать больших значений требуемой динамической грузоподъемности подшипников, а потому диаметр посадочного участка вала-червяка под подшипник принимаем относительно высоким dII1< df 1=38 мм.

Согласуя с рядом Ra40, принимаем диаметр вала под подшипник dII1=40 мм; диаметр вала под уплотнение dI1=36 мм; диаметр выходного конца вала dв1=30 мм. Так как разница между диаметрами соединяемых валов dв1=30 мм и d1=24 мм (табл. П62 [1]) для вала двигателя 4А90L4У3 не превышает 20…25%, то можно ориентироваться на применение стандартной муфты.

Диаметр бурта для упора крыльчатки, разбрызгивающей масло, принимаем равным dIII1=45 мм; Ширину крыльчатки можно принимать из соотношения l1II=10…18 мм, принимаем l1II=14 мм;

Размер l1III=4…6 мм, принимаем l1III=5 мм.

Длину нарезанной части червяка при m=5 и z1=2 определяем по формуле при а=25 мм:

b1>(11+0.06 z2) m+а =(11+0.06 *40)5+25=92 мм.

Принимаем b1=100 мм.

Длину выходного конца вала (вала-червяка) выбираем из соотношения l1=(1.5…2) dВ1=(1.5…2)30=45…60 мм; принимаем l1=50 мм.

В дальнейшем размер l1 уточняем по длине ступицы муфты, выбранной для соединения валов электродвигателя и редуктора.

7. Конструктивные размеры корпуса и компоновка редуктора

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна. Предусматриваем разъёмную конструкцию корпуса, что обеспечивает удобства монтажа и демонтажа редуктора.

Плоскость разъёма совмещаем с плоскостью, проведенной через ось тихоходного вала, параллельно оси быстроходного (вала-червяка).

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора д=0.045аw+1…3 мм=0.045*125 +1…3 мм=5.63+1…3 мм, принимаем д=9 мм.

Толщина нижнего пояса крышки редуктора s1=1.5 д=1.5 *9=13.5 мм, принимаем s=14 мм.

Толщина верхнего пояса корпуса редуктора s = s1+2…5 мм=14+2…5 мм, принимаем s =18 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса редуктора t=2д=2*9=18мм, принимаем t =18 мм.

Толщина ребер корпуса и крышки редуктора С= д=9 мм, принимаем С=9 мм.

Диаметр фундаментных болтов dф=0.036аw+12мм =0.036*125+12мм =4.5+12 мм, принимаем dф =18 мм.

Диаметр шпилек, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников, dк=0.75 dф =0.75 *18=13.5 мм, принимаем dк.п=12 мм.

Диаметр шпилек, соединяющих корпус с крышкой редуктора, dк=0.5 dф =0.5* 18=9 мм, принимаем dк/ =10 мм.

Диаметр болтов для крепления крышки подшипника к редуктору dп= =(0.7…1.4) д=(0.7…1.4) 9=6.3…12.6 мм, принимаем dп =10 мм. Принимаем х=х/=х//=20 мм.

Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия dк.с=6…10 мм, принимаем dк.с=8 мм.

Диаметр резьбы пробки (для слива масла из картера редуктора) dсл>(1.6…2.2) д=(1.6…2.2) 9=14.4…19.8 мм, принимаем dсл=18 мм.

Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора К=2dк=2*10=20мм, принимаем К=20мм.

Ширину нижнего пояса корпуса редуктора К=(2…2.5) dф =(2…2.5) 18=36…45 мм, принимаем К=40 мм.

Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса редуктора и торцом ступицы червячного колеса у>0.5 д=0.5*9=4.5 мм, принимаем у=5 мм;

Расстояние между внутренней стенкой крышки редуктора и окружностью наибольшего диаметра червячного колеса у1>д=9 мм, принимаем д=10 мм;

Расстояние от оси червяка до дна картера у2=(2…2.5) dII1 =(2…2.5)40= 80…100 мм, принимаем у2 =90 мм.

На тихоходный и быстроходный валы ориентировочно назначаем конические роликоподшипники средней серии. По табл. П43 [1] при dII1=40 мм получаем D/=90 мм, Т/ max=25.5 мм; при dII2=45 мм получаем D//=100 мм, Т// max=27.5 мм.

Толщина крышки подшипника вместе с манжетным уплотнением:

х1=0.5 Т/ max+5…10 мм=0.5*25.5+5…10 мм, принимаем х1=18 мм.

х2=0.5 Т// max+5…10 мм=0.5*27.5+5…10 мм, принимаем х2=20 мм.

Размер l /1= l /2>dп=10 мм, принимаем l /1= l /2=10 мм.

Определение положения точек приложения реакций подшипников и габаритных размеров редуктора:

а) расстояние между точками приложения реакций подшипников быстроходного вала принято 2а1=185 мм и, следовательно, а1=92 мм;

б) для тихоходного вала: а2=у2+0.5lст=5+0.5*100=55 мм, принимаем а2=55 мм.

Габаритные размеры редуктора:

Lр=2а1+2(Т/ max+х1+ l/)+ l1=2*92+2(25.5+18+10)+50=341 мм, принимаем длину редуктора Lр=345 мм;

Вр= l2+2(Т//max+х2+ l/2)+2а2+0.5К=75+2(27.5+20+10)+2*55+0.5*40=320 мм, принимаем Вр=320 мм.

Нр=д+ у2+ аw+0.5dам2+у1+д+8…12 мм=9+90+125+0.5*215+10+9+8…12 мм=358.5+8…12 мм, принимаем высоту редуктора Нр=370 мм.

Размер В и расстояния между отверстиями для фундаментных болтов определяются конструктивно при вычерчивании общего вида редуктора.

По ориентировочно полученным конструктивным размерам редуктора и размерам, полученным в процессе расчета, вычерчиваем компоновочный чертеж редуктора в масштабе 1:1.

8. Проверка прочности вала червячного колеса

Материал для изготовления тихоходного вала--сталь 40, термообработка--нормализация. Для данного вала по таблице П3[1] при d<100 мм для стали 40 ув=550 МПА и, следовательно, предел выносливости

у-1=0.43*ув=0.43*550=236 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле напряжений вычисляем по формуле, принимая [n]=2,5, Ку=2.0, kри=1:

[уи]//-1= у-1/([n]Ку] kри=[236/2.5*2]1=47.4 МПа.

Вычерчиваем схему нагружения вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рис.3).

а) Определяем реакции опор в вертикальной плоскости yOz от сил Fr и Fа2:

УМА= -Frа2- Fа20.5d2+Yв*2а2=0;

Yв=( Frа2+ Fа20.5d2)/2а2=728/2+481*200/4*55=364+437,3=801 Н;

УМВ=- YА2а2- Fа20.5d2+ Frа2=0;

YА=(Fr/2)- Fа2d2/(4а2)=364-437.3=-73 Н

б) вычисляем реакции опор в горизонтальной плоскости хOz от силы Ft2:

ХА=ХВ=0.5Ft2=0.5*2000=1000 Н

Находим размер изгибающих моментов в характерных точках (сечения) А, С и В

-в плоскости yOz: МА=Мв=0; МСлев= YА а2=-73*0.055=-4.0 Н*м;

МСправ= YВ а2=801*0.055=44,0 Н*м;

Следовательно, Мmax=(МFr, Fа2)=44 Н*м;

-в плоскости хOz: МА=Мв=0; МС= ХА а2=1000*0.047=47 Н*м;

МFt2 =47 Н*м.

Крутящий момент Т=Т2=200 Н*м;

Эпюры изгибающих и крутящих моментов построены на рис.3.

Вычисляем суммарный изгибающий момент и определяем рабочее напряжение в сечении С:

Мсум =Ми=v(МFr, Fа2)2+ М2Ft2=v442+472=64.4 Н*м;

Так как вал под ступицей червячного колеса ослаблен шпоночной канавкой, то в расчет следует ввести значение d, меньшее на 8…10% d2III.

Т.е. d= d2III -0.1 d2/// =50-0.1*50=45 мм.

Находим:

уи= Ми/Wx=32 Ми/рd3=32*64.4/р*(45*10-3)3=7.2*106 Па=7.2 МПа.

Напряжение сжатия от силы Fа2 невелико, им можно пренебречь.

Определяем максимальное напряжение кручения в сечении С:

фк=Т/ Wр=16Т2/р d3=16*200/р *(45*10-3)3=11.2*106 Па=11.2 МПа.

Эквивалентное напряжение вычислим по III теории прочности и сравниваем его значение с допускаемым:

уэIII=v уи2+ 4фк2=v7.22+4*11.22=23.5 МПа, что значительно меньше

[уи]-1=42.2 МПа.

9. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений

Быстроходный вал(червяк).

Для выходного конца быстроходного вала при dВ1=30 мм по таблице П49[1] подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=8x7 мм при t1=4 мм. Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала l1=50 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок. Принимаем l=45 мм--длина шпонки со скругленными торцами.

lр= l-b=45-8=37 мм.

Допускаемые напряжения смятия в предложении посадки полумуфты, изготовленной из чугуна [усм]=69…90 МПа. Вычисляем расчетное напряжение смятия усм=4.4Т1/dв1 lрh=4.4*12.7/(30*37*7*10-9)=7.2*106 Па<<[усм].

Итак, принимаем шпонку 8x7 х45 (СТ СЭВ 189-75).

Тихоходный вал.

Для выходного конца вала при dВ2=40 мм по таблице П49[1] принимаем призматическую шпонку bxh=12x8 мм при t1=5 мм. При l2=75 мм из ряда стандартных длин ( см. таблицу П49[1]) принимаем для шпонки со скругленными торцами l=70 мм. Расчетная длина шпонки со скругленными торцами lр= l-b=70-12=58 мм.

Расчетное напряжение смятия:

усм=4.4Т2/dВ2 lрh=4.4*200/(40*58*8*10-9)=47.4*106 Па<<[усм].

Следовательно, принимаем шпонку 14x9 при t1=5,5 мм. (СТ СЭВ 189-75). При lст=100 мм из ряда по СТ СЭВ 189-75 принимаем длину шпонки l=90 мм.

Расчетная длина выбранной шпонки lр= l-b=90-14=76 мм.

Расчетное напряжение смятия:

усм=4.4Т2/dВ2 lрh=4.4*200/(50*76*9*10-9)=25.7*106 Па<<[усм].

Итак, принимаем шпонку 12x8 х70 (СТ СЭВ 189-75) и шпонку14x9х90

(СТ СЭВ 189-75).

10. Подбор подшипников

Быстроходный вал

Определяем размер и направление действующих на подшипник сил:

FrА=vХ2А+ Y2А=v2402+922=257 Н,

FrВ=vХ2В+ Y2В=v2402+6362=680 Н.

Осевая сила Fа1=2000Н.

Большая радиальная нагрузка действует на опору В, на нее же действует и осевая сила, поэтому подбор подшипников придется вести для этой опоры.

Определяем тип подшипника. При значительном превышении осевой нагрузки Fа1 над радиальной FrВ (в нашем случае примерно в три раза) целесообразно применить конические роликоподшипники.

Определяем осевые составляющие реакции для предварительно назначенного подшипника 7308 средней серии при при е=0.278 (см. таблицу П43[1]):

SA=0.83е FrА=0.83*0.278*257=59 Н,

SВ=0.83е FrВ=0.83*0.278*680=157 Н

Находим суммарные осевые нагрузки: так как SA< SВ и

Fa1=2000Н> (SВ -SA)=157-59=98, то: Fa= SA=59 Н и

FaВ= SA+ Fa1=59+2000=2059 Н (расчетное).

При FаВ/ (VFrВ)=2059/(1*680)> е=0.278 по табл. П43[1] принимаем Х=0.4 и Y=2.158.

Назначаем долговечность подшипника и определяем значения соответствующих коэффициентов. Назначаем Lh=15*103ч; V=1, так как вращается внутренне кольцо(см. таблицу П45[1]), Кб=1.6 при умеренных толчках; Кт=1 (см. таблицу П47[1]). б=10/3 для роликовых подшипников.

Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника:

Стр=(ХVFrВ+ YFаВ)КбКт(6*10-5 n Lh)1/б=(0.4*1*680+2.158*2059)1.6*(6*10-5 *1430*15*103)0.3=(590.8+2093.55)1.6*7.62=64.7 кН.

Проверим долговечность назначенного подшипника 7608 при е=0.296, Х=0.4, Y=2.026.

Осевая составляющая и суммарная осевая нагрузка (расчетная):

SA=0.83е FrА=0.83*0.296*257=63 Н

FaВ= SA+ Fa1=63+2000=2063 Н

Долговечность Lh=[С/( ХVFrВ+ YFаВ)КбКт]10/3*105/6n=[С/( ХVFrВ+ YFаВ)КбКт]10/3*105/6n=15.45 *103 ч, что удовлетворяет требованию долговечности редукторных подшипников.

Итак, окончательно принимаем конический роликоподшипник 7608, для которого d=40мм, D=90 мм, Тmaх=35.5 мм, С=78.5 кН, е=0.296,

nпр>4*103мин-1.

Проверим ориентировочно принятое расстояние а1:

а=0.5 Тmaх+(е/3)( d+D)=0.5*35.5+(0.296/3)(40+90)=17.75+12.82=30.57 мм,

Так как а< Тmaх, то реакции приложены в точках А и В при

а1=115+ Тmaх-а=115+35.5-30.57=120 мм.

Незначительное увеличение а1 приведет к уменьшению YВ и, следовательно, FrВ и Стр, что не повлияет на долговечность подшипника.

Тихоходный вал.

1. Определяем значение и направление действующих на подшипник сил: радиальные нагрузки (реакции):

FrА=v ХА2+ YА2=v 10002+(-73)2=1003 Н,

FrВ=v ХВ2+ YВ2=v 10002+ (801)2=1281 Н.

Осевая сила Fа2=481Н.

2. Выбираем тип подшипника. Так как (Fа/FrВ)*100%=(481/1281)*100%=37.5%>20…25%., то принимаем радиально-упорные конические роликоподшипники легкой серии

3. Определяем осевые составляющие реакций конических роликоподшипников при е=0.414 (см. таблицу П43[1]) для предварительно назначенного подшипника легкой серии:

SA=0.83е FrА=0.83*0.414*1003=345 Н,

SВ=0.83е FrВ=0.83*0.414*1281=440Н

4.Находим суммарные осевые нагрузки: так как SA< SВ и

Fa2=481Н> (SВ -SA)=440-345=95, то: FaА= SA=345 Н и

FAВ= SA+ Fa2=345+481=826 Н.

5. Назначаем долговечность подшипника и определяем значения соответствующих коэффициентов. Как и для быстроходного вала, принимаем Lh=15*103ч; V=1, Кб=1.6 при умеренных толчках; Кт=1 П47[1], б=10/3, n=n2=60 об/мин.

При FаВ/ (VFrВ)=826/(1*1281)=0.644> е, Х=0.4 и Y=1.450.

6. Определим опору, на которую действует наибольшая эквивалентная нагрузка:

РА=( ХVFrA+ YFaA) Кб Кт=( 1*1*1003+ 0) 1.6*1=1605 Н;

РВ=( ХVFrВ+ YFaВ) Кб Кт=( 0.4*1*1281+1.450*826) 1.6*1=2736 Н=Рmaх.

Следовательно, требуемую динамическую грузоподъемность необходимо найти для опоры В, как наиболее нагруженной:

Стр=РВ(6*10-5 n2 Lh)1/б=

=2736*(6*10-5 *60*15*103)0.3=2736*3.78=10.34 кН.

7. По табл. П43[1] окончательно принимаем конический роликоподшипник 7209, для которого d=45 мм, D=85 мм, Тmax=20.5 мм.

Находим С=41,9 кН>Стр=10.34 кН, е=0.414, nпр>4*103 мин-1.

Тепловой расчет редуктора.

Площадь теплоотдающей поверхности редуктора можно прибиженно найти по формуле

S=20a2w=20*0.1252=0.31 м2.

Принимая коэффициент теплоотдачи kt=13 Вт/(м2*°С) и температуру воздуха tВ=20°С, вычисляем температуру масла в картере редуктора:

tМ=Р1(1-з)/ kt S+ tВ= Р1(1-з)/ kt S+ tВ=2.84*102*(1-0.806)/13*0.31+20°С =156.7°С, что значительно выше допускаемой температуры [tМ]=60…90 °С.

Уменьшить нагрев редуктора можно следующими способами:

Увеличить kt, при хорошей циркуляции воздуха kt=18 Вт/(м2*°С).

Изготовить корпус редуктора ребристым, при этом его теплоотдающая поверхность увеличиться на 20…25%;

Задать кратковременно-прерывистый режим работы редуктора.

В нашем случае используем последние два способа.

Если изготовить корпус редуктора ребристым, то Sребр=1.22S=1.22*0.31 м2.

11 Посадка деталей и сборочных единиц редуктора

Внутренние кольца подшипников насаживаем на валы с натягом, значение которого соответствует полю допуска k6, а наружные кольца в корпус--по переходной посадке, значение которой соответствует полю допуска Н7.

Для ступицы детали, насаживаемой на выходной конец вала и для ступицы червячного колеса принимаем посадки с натягом, значение которого соответствует полю допуска k6 и Н7/р6.

12. Смазка зубчатых колес и подшипников

Зацепление червячной пары и подшипники редуктора смазываются маслом И=100А (при VS=4.56 м/с), разбрызгиваемым из общей масляной ванны (картера) вращающимися крыльчатками-брызговиками, насаженными на вал червяка. Брызговики сделаны разъемными, их половины стянуты болтами.

Литература

1. Устюгов И.И. - Детали машин: Учеб.пособие для учащихся техникумов.--

2-е изд., перераб. и доп.: М.: Высш. школа, 1981.--399 с, ил. техникумов. - М.: Высш. шк., 1987 - 383с.: ил.

2. Курмаз Л.В. Скойбеда А.Т. - Детали машин. Проектирование: М.: Высш. шк., 2002. - 386 с.: ил.

3. Куклин Н. Г., Куклина Г. С. - Детали машин: Учеб. для машинострои.спец. техникумов. - М.: Высш. шк., 1987 - 383с.: ил.

4. И. М. Чернин - Расчеты деталей машин: Справ. Пособие: Мн.: выс. шк., 1986 - 400с.: ил.

5. Шейнблит А. Е. - Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. - Калининград: Янтар. сказ. 2002. - 454 сю: ил.

Размещено на Allbest.ru