Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Червячные передачи применяют для передачи движения между валами, оси которых перекрещиваются в пространстве под углом 90 градусов.

Червячные передачи выполняют в виде редукторов, реже - открытыми.

По относительному положению червяка и червячного колеса различают три основные схемы червячных редукторов: с нижним, верхним и боковым расположением червяка.

Данный редуктор характеризуется следующими особенностями:

1) В результате больших осевых сил, возникающих в зацеплении, опоры вала червяка воспринимают весьма значительные осевые нагрузки;

2) Вследствие большого трения в зацеплении работа редуктора сопровождается значительным нагревом. Для лучшего охлаждения корпуса приходится изготовлять его с ребрами или применять принудительный обдув картера, а иногда и более сложные системы охлаждения;

3) Сборку червяка с колесом практически осуществляют путем их сближения в радиальном направлении. Для облегчения сборки редуктора с неразъемным корпусом подшипники червячного колеса часто устанавливают в крышках;

4) В процессе сборки регулируют вначале подшипники, а затем осевое положение червячного колеса;

5) В процессе работы под нагрузкой колесо должно сохранять осевое положение, поэтому в силовых передачах вал колеса устанавливают на достаточно жестких конических подшипниках, хотя осевые нагрузки малы и по расчету на ресурс можно было бы применять радиальные однорядные шарикоподшипники.

Данный редуктор обладает следующими достоинствами:

1) Условия смазывания и зацепления лучше.

2) Нижнее расположение червяка предпочтительно при окружных скоростях червяка до 4-6 м/c.

Данный редуктор имеет следующие недостатки:

1) Вероятность попадания металлических частиц - продуктов износа.

2) При больших скоростях возрастают потери на перемешивание масла.

3) Из-за не высокого КПД, для передачи больших мощностей и в установках, работающих непрерывно, проектировать их нецелесообразно.



1. Энергетический и кинематический расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

Определяем общий коэффициент полезного действия привода:

h_общ=h_мh_пк²h_редh_цепн,

где h_ред - КПД червячного зацепления, определяемого по ориентировочной зависимости:

h_ред= 0,95 (1-u/200)=0,95 (1-8/200)= 0,912;

h_м=0,98 - КПД муфты

h_пк=0,99 - КПД пары подшипников качения;

h_цепн=0,92 - КПД цепной передачи по табл. 1.1 [1]

h_общ=0,98 + 0,99² + 0,912Ч+0,92 = 0,80

Требуемая мощность электродвигателя

Р_тр=Рз / h_общ= 4,0/0,80=5,0 кВт

По табл. П1 [1] выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый закрытый обдуваемый мощностью 5,5 кВт, скольжением 3,7% и с синхронной частотой вращения 1500 об/мин марки 4АМ112М4У3.

Определяем номинальную частоту вращения вала двигателя по формуле

n_ном = 1500-1500·3,7 /100= 1445 об/мин



Таблица 1 - Техническая характеристика электродвигателя

Тип электро- двигателя	Мощность Рдв, кВт	Частота вращения, об/мин	Тпуск/Тн	Тmax/Тн	dэ,д, мм	lэ.д, мм
4АМ112М4У3	5,5	1445	2,0	-	32	80

1.2 Определение действительного передаточного числа привода и разбивка его по ступеням

Определяем общее передаточное отношение привода:

u _общ = n₁ /n₃= 1445/80=18,06

Принимаем для проектируемого редуктора стандартное передаточное число u=8 по [1], с. 54.

Тогда передаточное число цепной передачи:

u_цепн=u_общ/u=18,06/8=2,26

1.3 Определение частоты вращения валов привода

Определяем частоту вращения и угловую скорость валов привода:

- вал электродвигателя:

n_дв=n_ном= 1445 об/мин^-1

w _ДВ=w_ном--=--pn_ном/3_=--3,14Ч1445/3_= 151,2 рад/с

- вал ведущий редуктора (быстроходный):

n₁=1445 об/мин^-1

w₁=151,2 рад/с



- вал ведомый редуктора (тихоходный):

n₂=n₁/u=1445/8=180,6 об/мин^-1

w₂=pn₂/3_=--3,14Ч18_,6/30=18,9 рад/с

- вал рабочей машины (ведомый вал цепной передачи):

n₃=n₂/u_цепн=180,6/2,26=80 об/мин^-1

w₃=pn₃/3_=3,14Ч8_/30=8,4 рад/с

1.4 Определение мощностей, передаваемых на валы привода

Определяем мощности на валах привода с учетом потерь:

- вал электродвигателя:

Р_дв =Р_тр =5 кВт

- вал редуктора ведущий:

Р₁=Р_трh_мh_пк=--5Ч--_,98--Ч 0,99= 4,85 кВт

- вал редуктора ведомый:

Р₂=Р₁ h_редh_пк=--4,85Ч--_,9_2Ч 0,99= 4,33 кВт

- вал рабочей машины:

Рз=Р₂h_цепн=--4,33Ч 0,92=4 кВт



1.5 Определение крутящих моментов, передаваемых на валы привода

Определяем вращающие моменты на валах привода:

- вал электродвигателя:

Т_дв=Р_тр/w_ном--=5Ч1_³/151,2=33Нм

- вал ведущий редуктора:

Т₁=Т_двh_мh_пк=33Ч--_,98--Ч 0,99= 32 Нм или

T₁=P₁/w₁--=4,85Ч10³/151,2=32 Нм

- вал ведомый редуктора:

Т₂=Т₁h_редh_пкu=32Ч--_,9_2Ч--_,99--Ч8=229 Нм или

Т₂=Р₂/w₂--=4,33Ч10³/18,9=229Нм

- вал рабочей машины:

Тз=Т₂h_цепн--u_цепн--=229Ч--_,92Ч2,26 =476Нм или

Т₃=Р₃/w₃=4Ч1_³/8,4=476Нм

Таблица 2 - Кинематические и энергетические параметры привода

Номер вала	Частота вращения валов, об/мин	Мощность, кВт	Крутящий момент, Нм
Электродвигателя	1445	5	33·103
1	1445	4,85	32·103
2	180,6	4,33	229·103
3	80	4,0	476·103



2. Расчет червячной передачи

2.1 Выбор материала и назначение термической обработки

КПД редуктора вычисляем ориентировочно по формуле:

h=_,95Ч(1-u/2__)=_,95Ч(1-8/2__)=_,912

Выбираем число витков червяка z₁ и определяем число зубьев червячного колеса z_2:

z₁=4

z₂=z₁Чu=4Ч8=32

Ориентировочное значение скорости скольжения витков червяка по зубьям червячного колеса:

V_sў=4,3Ч1_--^-3Чw_1--Ч³Ц--Т₂--=--4,3--Ч--1_--^-3Ч151,2Ч³Ц229=4 м/с

Принимаем марку бронзы для венца червячного колеса. Так как V_s'=4 м/c<5 м/c, то принимаем оловянную бронзу маркиБрА9Ж3Л, а для червяка - сталь 40Х с термообработкой - улучшение заготовки с последующей закалкой ТВЧ до твердости витков HRC 45…50. Характеристики бронзы следующие:

s_b=53_--МПа

s_т =245 МПа

Таблица 3 - Механические характеристики материалов

Наименование	Марка материала	Вид изготовления, термообработка	Твердость	Предел прочности уВ, МПа	Предел текучести уТ, МПа
Червячное колесо	Венец БрА9Ж3Л	Центробежная отливка	__	530	245
Червяк	Сталь 40Х	Улучшение + ТВЧ	45…50 HRC	903	687

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

Для оловянной бронзы БрА9Ж3Л допускаемое контактное напряжение определим из условия сопротивления усталомувыкрашиванию рабочих поверхностей зубьев:

[s]_н--=--25_-25^.V_s,--МПа

[s]_{н =} 250-25^.4=150МПа

K_FL - коэффициент долговечности принято принимать равнымK_HL=0,67

Допускаемое напряжение изгиба определим по формуле:

[s]_F--=(_,_8--s_--в--+--_,25s_T)--K_FL,

[s]_F--=(_,_8s_--в+_,25s_T)--K_FL=(_,_8--Ч53_+0,25 ·245) · 0,67=69,45 МПа

2.3 Определение параметров передачи и геометрических размеров червяка и колеса

Межосевое расстояние червячной передачи:

а_w= 61Ч^3--Ц--T₂/[s]_H²=61Ч³Ц229Ч1_³/150²= 132 мм

Полученное значение округлим до стандартного значения а_w=140 мм

Определяем модуль зацепления:

m = (1,5…1,7)Ча_w/z₂=1,6Ч14_/32=7--мм



Полученное значение модуля округляем по стандарту СТ СЭВ 267 - 76 и получаем m =7 мм

Определяем коэффициент диаметра червяка из условия его жёсткости:

q_min=0,212Чz₂=_,212Ч32=6,8

Принимаем по стандартному ряду q=8

Определим коэффициент смещения инструмента при нарезании зубьев колеса для заданного межосевого расстояния:

x =а_w/m - 0,5Ч(q+z₂)=14_/7-_,5Ч(8+32)=0

По условию неподрезания зубьев значение x должно быть в пределах

(-1<x<+1)

Определяем геометрические размеры червяка:

- делительный диаметр d₁=qm=8Ч7=56--мм

- диаметр вершин витков ?d_a1=m (q+2)=7Ч(8+2)=70 мм

- диаметр впадин витков d_f1=m (q -2,4)=7Ч(8-2,4)=39--мм

b₁ў>mЧ(11+_,_6Чz₂)=7Ч(11+_,_6Ч32)=9_--мм

Окончательно принять b₁= b₁ў+5m=9_+5Ч7=125--мм

Делительный угол подъёма линии витков

tgg=z₁/q=4/8=0,5

г=arctg0.5=26,6⁰



Определяем геометрические размеры венца червячного колеса - делительный диаметр

d₂=mЧz₂=7Ч32=224--мм

- диаметр вершин зубьев d_a2=mЧ--(z₂+2+2х)=7Ч (32+2+2??)=238 мм

- наибольший диаметр колеса

d_aМІ=d_a2 +6m/(z₁+2)=238+6Ч7/(4+2)--=--245мм

- ширина зубчатого венца b₂?0,75Чd_a1=0,75Ч7_=53?мм

Угол обхвата червяка венцом колеса:

Sinд=b₂/(d_a1-0.5m)=60/(80 -0.5·7)=0,78

д=52,3⁰

2д=104,6⁰

2.4 Силы в зацеплении передачи

Определяем фактическую скорость скольжения:

V_s=w₁d₁/2cosg=151,2Ч_,_56/2--Ч0,894=4.7 м/с

Определяем фактический КПД передачи:

hў--=tgg/tg--(g+pў)=--_,5/tg--(26°36ў+--1°3_ў)=0,926

Приведенный угол трения червячной передачи определяем по значению скорости скольжения V_s=4.7 м/c по табл. 3.13 [4]:с?=1⁰30?

Вращающий момент на валу колеса:

Т₂ў--=Т₁Ч--u--Чhў=32Ч8Ч_,926Ч=237 Нм

Определяем силы, действующие в червячном зацеплении:

окружная сила на колесе равная осевой силе на червяке:

F_t2=F_а1=2T₂ў/d₂=2--Ч237Ч10³/224=2116 Н

окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе:

F_t1=F_a2=2T₁/d₁=2 Ч32Ч10³/56=1143Н

радиальная сила на червяке и колесе:

F_r1 = F_r2= F_t2tga=2116Ч 0,364=770 Н,

где a_w=20° ? угол зацепления

2.5 Проверки зубьев колеса по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба

Определяем коэффициент нагрузки К в зависимости от окружной скорости колеса и степени точности передачи.

Окружная скорость колеса

V₂= w₂d₂/2=--18,9Ч 0,224/2= 2,1 м/с

Принимаем 7-ю степень точности изготовления передачи по табл. 4.7. [1].Коэффициент нагрузкиК=1 по [1], с. 65.

Уточняем величину допускаемого контактного напряжения по фактической скорости скольжения:

[?]_н= 140МПа.

Определяем расчетное контактное напряжение в зацеплении:

s_H=34_--ЦF_t2K/(d₁d₂)Ј[s]_H

[о]_Н= 340 Ц2116Ч--1--/(56--Ч224)--=139.6--МПа--Ј--[s]_н= 140 МПа

Проверяем прочность зубьев колеса по напряжениям изгиба. Вычисляем эквивалентное число зубьев колеса:

z_v2=z₂/cos³ g= 32/0,895³=44,63

Принимаем коэффициент формы зуба Y_F2 =2.12

Определяем расчетное напряжение изгиба в основании зуба:

s_F2=_,7Y_F2F_t2K/(b₂m)<[s]_F2

s_F2=_,7Ч2.12Ч2116Ч1/(53Ч7)--=8,5--МПа<--[s]_F2=69,45--МПа

Прочность зубьев колеса обеспечена

Таблица 4 - Геометрические параметры червячной передачи

Наименование параметра	Обозначение	Ед. измерения	Значение
			червяка	колеса
Тип червяка	-	-	архимедов	-
Модуль зацепления осевой	m	мм	7	7
Модуль нормальный	mn	мм	7	7
Число заходов червяка и число зубьев колеса	Z	-	4	32
Коэффициент диаметра червяка	Q	-	8	-
Коэффициент смещения	х	-	0	0
Делительный угол подъема витков червяка	г	град.	26,6 0	-
Начальный угол подъема витков червяка	гw	град.	26,60	-
Диаметр начальной окружности	dю	мм	56	224
Делительный диаметр	d	мм	56	224
Диаметр окружности вершин	dа	мм	70	238
Диаметр окружности впадин	df	мм	39	-
Наибольший диаметр червячного колеса	daМІ	мм	-	245
Длина нарезанной части червяка	b1	мм	125	-
Ширина венца колеса	b2	мм	-	53
Угол обхвата червяка венцом колеса	2д	град.	104,60	-
Степень точности	-	-	7-В	7-В



3. Проектный расчет валов редуктора

Предварительный расчет валов редуктора проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал.

Определяем диаметр выходного конца вала по расчету на кручение при [ф_к]=20МПа:

(3.1)

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора d_дви вала d_в1. У подобранного электродвигателя диаметр вала d_дв=32 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под d_дв=32 мм и d_в1=32 мм

Диаметр вала под подшипник d_п1=35

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Ведомый вал.

Определяем диаметр выходного конца вала по расчету на кручение при [ф_к]=20МПа:

Диаметр вала под подшипниками d_п3=40 мм.

Диаметр вала под колесом d_к4=45 мм.

Диаметры остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.



4. Конструктивные размеры зубчатой пары редуктора

4.1 Вал-шестерня

Размеры шестерни:

d₁= 56 мм, d_е1= 70 мм, d_еа1= 39 мм, b₁= 125 мм.

4.2 Конструктивные размеры зубчатого колеса

Размеры колеса:

d₂=224 мм, d_е2=238 мм, d_еа2=245 мм, d_{к 2}=45 мм;

диаметр ступицы

d_ст=1,6•d_{к 2}(4)

d_ст=1,6•d_{к 2}=1,6•45=72 мм;

длина ступицы

l_ст=(1,2…1,5)•d_{к 2}=(1,2…1,5)•45=54 …67.5 мм,

принимаем l_ст=60 мм;

толщина обода

д_о=(2,5…4) m=(2,5…4) •7=17,5…28 мм,

принимаем д_о= 20 мм;



5 . Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

д=0,05•a_w+1 (5)

д=0,05•a_w+1=0,05•140+1=8 мм,

принимаем д=8 мм;

д₁=0,04•a_w +1 (5.1)

д₁=0,04a_w +1=0,04•140+1=6.6 мм,

принимаем д₁=7 мм.

Толщина поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b=1,5•д=1,5•8=12 мм,

b₁=1,5• д₁=1,5•7=11 мм;

нижнего пояса корпуса

р=2,35• д₁=2,35•7=16,5 мм,

принимаем р=17 мм.

Диаметры болтов:

Фундаментальных



d₁=0,055•a_w +12 (5.2)

d₁=(0,03…0,036)•a_w +12=(0.03…0,036)•140 +12=16,2…17,04 мм,

принимаем болты с резьбой М16,

крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂=(0,7…0,75)•d₁=(0,7…0,75) •17=11,9…12,75 мм,

принимаем болты с резьбой М12,

соединяющих крышку с корпусом

d₃=(0,5…0,6) •d₁=(0,5…0,6) •17=8,5…10,2 мм,

принимаем болты с резьбой М10.



6. Первый этап компоновки редуктора

редуктор привод зубчатый червячный

Компоновочный чертеж выполняем в двух проекциях - разрез по оси колеса и разрез по оси червяка в масштабе 1:1.

Посередине листа проводим осевую линию. Вторую осевую, параллельную первой, проводим на расстоянии a_w=140 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 примерно 15 мм.

Вычерчиваем подшипники червяка на расстоянии 1₁ ?d_aMІ=245 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 h = 80 мм.

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

Таблица

Условное обозначение подшипника	d, мм	D, мм	В, мм	Т, мм	С, кН	е
7507	35	72	23	2,0	32,6	0,45
7208	40	80	18	20	46,5	0,37



7. Подбор подшипников для валов редуктора

7.1 Ведущий вал

Определяем радиальную консольную нагрузку F_м от муфты, действующую на входном конце вала согласно ГОСТ 16162-78, по зависимости для втулочно-пальцевой муфты:

F_м=23³v T₁² = 23³v 32² =232 Н,

Где T₁=32Нм - момент на ведущем валу редуктора.

Направление силы F_м неизвестно, оно может быть любым по отношению к силам, действующим в зацеплении червячного колеса. Поэтому направление реакции опор от силы F_м не совпадает с направлением реакций опор от сил в зацеплении колеса и их определяем отдельно.

Расстояние от точки приложения силы Fм до точки приложения реакции ближайшей опоры приближенно находим по зависимости:

l_м=0,7d_в1+50…60 мм,

где d_в1=32 мм - диаметр выходного конца ведущего вала, полученный при проектном расчете вала. Тогда

l_м=0,7d_в1+50…60= 0,7 •32+50…60=72,4…82,4 мм,

принимаем l_м=80 мм.

Вычерчиваем конструктивную и расчетную схему нагружения вала.

Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости xz от силы F_t1. Ввиду симметричного расположения силы F_t1 относительно опор



R_1x=R_2x=F_t1/2=2116/2=1058 Н

Строим эпюру изгибающих моментов Мy в горизонтальной плоскости:

M_yA=R_2x l₁/2= 1058•0,245/2=130Нм

M_y1=M_y2=0

Проверяем правильность определения реакции подшипников:

?F_ky=0; - F_r1+R_2y+R_1y= -770+516+254=0

Реакции определены правильно.

Строим эпюру изгибающих моментов M_x в вертикальной плоскости:

M_x2=M_x1=0;

M_xA^лев= R_1yl₁/2= 254• 0,245/2= 30Нм

M_xA^прав= R_2yl₁/2= 516• 0,245/2= 63Нм

Проверяем правильность определения реакций:

?F_kx=0; F_м+R_2м-R_1м= 232+76-308=0

Строим эпюру изгибающих моментов М_Fм от силы Fм:

М₁=F_м l_м = 232•0,08= 19Нм

М_А=F_м (l_м+l₁/2) - R_1мl₁/2= 232•(0,08+0,1225) - 308•0,1225= 9Нм

МІ=0

Строим эпюру крутящего момента М_z. Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала от середины червяка до точки приложения консольной нагрузки от муфты. Крутящий момент равен вращающему моменту

M_z1=T₁= 32Нм

Определяем суммарные радиальные опорные реакции. Так как направление действия силы F_м может быть любым, то при определении суммарных опорных реакций принимаем худший случай, когда реакции от действия силы F_м совпадают по направлению с суммарными реакциями опор от действия силы в зацеплении червячной передачи:

R_r1=vR_1x²+R_1y²+R_1м = v 1058²+254²+308= 1396 Н

R_r2=vR_2x²+R_2y²+R_2м = v 1058² + 516² + 76 =1253 Н

Принимаем для вала червяка шариковые радиально - упорные однорядные подшипники легкой серии и выписываем статическую грузоподъемность С₀, динамическую грузоподъемность C_r и размеры подшипников по таблицам ГОСТа (табл. П6 [1]):

207

С_r= 25,5 кН

С₀=13,7 кН

dЧ D ЧB=35Ч72Ч23 мм

Определим отношение Ra/Co и принимаем коэффициент осевогонагружения е по табл. 9.3 [2].

Ra/Co =1143/ 25500=0,044

е=0,37



Определяем осевые составляющие реакций шариковых радиально - упорных подшипников:

R_S1= eR_r1= 0,37 • 1396=517 Н

R_S2= eR_r2= 0,37 • 1253= 464 Н

Определяем результирующие осевые нагрузки подшипников по схеме осевых сил. Так как R_S1>R_S2 и F_a1>R_S1 - R_S2, то

R_a1=R_S1=517 Н;

R_a2=R_S1+F_a1=517+1143=1660 Н

Принимаем расчетные коэффициенты V, К_б и К_т по [3], c. 425:

V=1 - коэффициент вращения внутреннего кольца подшипников;

К_б= 1,3 - коэффициент безопасности;

К_т=1 - коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипника. При t<100⁰CК_т=1.

Определяем эквивалентные нагрузки для подшипников.

R_a1 517

Для подшипника 1 отношение - = - = 0,37 = e,

VR_r1 1• 1396

поэтому X=1, Y=0 и эквивалентная нагрузка для подшипника 1 равна:

R_E1=VR_r1К_бК_т=1• 1396• 1,3•1= 1815Н

R_a2 1660

Для подшипника 2 отношение - = -= 1,32>e, поэтому X=0,39; Y=0,76

VR_r2 1 •1253

Эквивалентнаянагрузка на подшипник 2 равна:



R_E2=(XVR_r2+YR_a2) К_бК_т= (0,39• 1 •1253+0,76• 1660) • 1,3• 1= 2275 Н

7.2 Вал ведомый

Определяем радиальную консольную нагрузку от цепной передачи F_к, действующую на выходном конце вала согласно ГОСТ 16162-78, по зависимости:

F_к= 250 vT₂ = 250 v229 = 3783 Н

Направление силы F_к противоположно радиальной силе в зацеплении F_r2.

Расстояние от точки приложения силы F_к до точки приложения реакции ближайшей опоры приближенно находим по зависимости:

l_к = 0,7 d_в2 + 50…60 мм,

где d_в2= 38 мм - диаметр выходного конца ведомого вала, полученный при проектном расчете вала. Тогда

l_к= 0,7 d_в2 + 50…60= 0,7• 38+50…60= 76,6…86,6 мм.

Принимаем l_к = 80 мм.

Вычерчиваем конструктивную и расчетную схемы нагружения вала.

Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости xz от силы F_t2:

Ввиду симметричного расположения F_t2 относительно опор

R_3z=R_4z= F_t2/2 = 2116/2 = 1058 Н



Строим эпюру изгибающих моментов М_y в горизонтальной плоскости:

М_yB= - R_3z l₂/2= -1058• 0,035= - 37Нм

М_y3=M_y4=0.

Определяем реакции опор в вертикальной плоскости xy от сил F_r2, F_a2 и Fк:

УMі= - Fк lк - F_r2l₂/2-F_a2d₂/2+R_4yl₂=0;

F_r2l₂/2+F_a2d₂/2+ Fк lк 440•35+520•200/2+2750•80

УM₄= F_r2l₂/2-F_a2d₂/2+R_3yl₂ - F_к(l_к +2l₁)=0;

- F_r2l₂/2+F_a2d₂/2+ F_к(l_к +2l₁) -440•43+520•200/2+ 2750 (80 +86)

Проверяем правильность определения реакции подшипников:

?F_ky=0;+ F_r2+R_3y-R_4y - F_к= 440+5693-3383-2750=0

Реакции определены правильно.

Строим эпюру изгибающих моментов M_zв вертикальной плоскости:

Mz₄=Mz_c=0;

M_zB^лев= - R_4yl₂/2= -3383• 0,086/2= - 145,5Нм

M_zB^прав= - R_4yl₂/2 +F_a2d₂/2= - 3383• 0,086/2+520•0,812/2= -65,65Нм

Mz₃= - Fк lк = - 2750• 0,08= - 220Нм

Строим эпюру крутящего момента М_x.Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала от середины ступицы червячного колеса до точки приложения консольной нагрузки. Крутящий момент равен вращающему моменту М_x = T₂ = 121Нм.



R_r3=vR_3z²+R_3y² = v 605²+5693²= 5725 Н

R_r4=vR_4z²+R_4y² = v605²+3383²= 3437 Н

Выбираем тип подшипника: роликовый конический легкой серии с условным обозначением 7313. Из таблиц ГОСТа по приложению П7 [1] выписываем:

7208

С_r= 46,5 кН

С₀=32,5кН

dЧ D ЧT=40Ч80Ч20 мм

e=0,37

Y=1,5

Определяем осевые составляющие сил:

R_S3=0,83eR_r3=0,83• 0,37• 5725=1758 Н

R_S4=0,83eR_r4=0,83• 0,37• 3437=1055Н

Определяем результирующие осевые нагрузки подшипников по схеме осевых сил по табл. 9.6. [1]:

Так как R_S3>R_S4 и F_a2>0, то

R_a3= R_S3=1758Н

R_a4=R_S3+Fa = 1758+520=2278 Н

Принимаем расчетные коэффициенты V, К_б и К_т по [4], c. 425:

V=1 при вращении внутреннего кольца подшипников;

К_б= 1,3 при умеренных толчках;

К_т=1 при температуре подшипников менее 100⁰С.

Принимаем коэффициенты радиальной и осевой нагрузок по таблице ГОСТа подшипников.

Коэффициенты X=1 и Y = 0, а эквивалентная нагрузка для подшипника 3 равна:

R_E3=R_r3 • V • К_б• К_т= 5725• 1• 1,3• 1 = 7443 Н

Коэффициенты X=0,4 и Y=1,62, а эквивалентная нагрузка для подшипника 4 равна:

R_E4=(XVR_r4+YR_a4) К_бК_т = (0,4•1•3437+ 1,62•2278) •1,3• 1 = 6585 Н



8. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить основные детали: червячный вал, вал червячного колеса, червячное колесо, корпус, подшипниковые узлы и т.п.

Смазывание зацепления принимаем путем погружения зубьев червяка в масло на высоту зуба и разбрызгиванием его.

Уплотнение валов обеспечивается резиновыми манжетами. В крышке люка размещаем отдушину. В нижней части корпуса вычерчиваем пробку для спуска масла и устанавливаем маслоуказатель.

Конструируем стенку 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 Н7/р6 по ГОСТ 25347-82.

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



9. Подбор муфты

Для соединения выходного вала редуктора с валом электродвигателя выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую типа МУВП. Муфта состоит из двух дисковых полумуфт, в одной из которых в конических отверстиях закреплены соединительные пальцы с надетыми гофрированными резиновыми втулками. Материал полумуфт - чугун СЧ 20, пальцев - сталь 45, втулок - специальная резина. Вследствие небольшой толщины резиновых втулок муфта обладает малой податливостью, компенсируя незначительные смещения валов.

Радиальное и угловое смещения валов снижают долговечность резиновых втулок, нагружая валы дополнительной изгибающей силой.

Муфту подбираем по ГОСТ 21424-75 [1], по расчетному вращающему моменту:

Т_р= КТ_норм [Т],

К - кэффициент перегрузки, зависящий от типа машины и режима ее работы по табл. 11.4 [1];

T - допустимый передаваемый момент муфты.

Т_р=кТ_Н0м=1,532=48 Нм<[Т]=250Нм

Выбираем муфту МУВП 31,5.1.2.ГОСТ 21424-75, для которой:

допускаемый передаваемый момент [Т]=250Нм;

диаметры полумуфт d =32 мм (расточки);

наружный диаметр муфты D=140mm;

длина полумуфты 1=121 мм;

исполнение 2 - на короткие концы валов.



10. Подбор шпонок и проверочный расчёт шпоночных соединений

Применяем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (табл. 8-9 [1]).

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности:

.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступицеМПа, при чугунной МПа.

Шпонка 1

32 мм

8 х 7 мм

4 мм

длина шпонки 35 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 50 мм); момент на ведущем валу 32Н·м.

Напряжения смятия и условия прочности:

МПа

Шпонка 2

50 мм

14 х 9 мм

5,5 мм

длина шпонки 40 мм (при длине ступицы червячного колеса 53 мм); момент на ведомом валу 229Нм. Напряжение смятия и условии прочности:

МПа

Шпонка 3

38 мм

8 х 7 мм

4 мм

длина шпонки 45 мм (при длине ступицы червячного колеса 53 мм); момент на ведомом валу 229Нм. Напряжение смятия и условии прочности:

МПа



11. Проверочный расчёт на сопротивление усталости валаредуктора

Материал вала принимаем по табл. 3.16 [3] сталь 45. Диаметр заготовки неограничен; твердость не менее 200НВ. Пределы выносливости у_-1=250МПа, ф_-1=150 МПа.

Проверяем ведомый вал редуктор в сечении под червячным колесом.

По построенным эпюрам (рис. 3) определяем суммарный изгибающий момент:

Нм.

Крутящий момент в сечении вала равен Т₂=229Нм.

Осевой момент сопротивления сечения с учетом шпоночного паза (нетто):

W_ос = 0,1 d_к2³ -

Для вала диаметром d_к2=40 мм по табл. 8,9 ширина шпоночного паза b=14 мм, глубина паза t₁=5,5 мм.

W_ос = 0,1 d_к2³ - =0,140³- =6482 ммі

Полярный момент сопротивления сечения с учетом шпоночного паза(нетто):



0,2 40³- =12964 ммі.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба, изменяющихся по симметричному циклу:

МПа;

Амплитуда касательных напряжений, изменяющихся по нулевому циклу:

МПа.

Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки и установка колеса навалу с натягом. При наличии на валу двух концентратов напряжений находим коэффициенты снижения пределов выносливости для каждого концентрата в отдельности и за расчетные принимаем те коэффициенты, которые имеют большее значение:

;

,

Для шпоночного паза находим значения эффективных коэффициентов концентрации напряжений по табл. 11.2.

Для стали при у_в = 560 МПа по табл. 11.2 находим линейной интерполяцией

К_у= 1,69, К _ф = 1,49

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения по (табл. 11.3 [2]) =0,83 при d_к2=45 мм

Коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 11.5 [2] =1,065

,

.

От установки колеса на вал с натягом коэффициенты снижения пределов выносливости в местах напрессовки колеса на вал находим по отношениям (табл. 11.2 [2]):

; ,

тогда

,

В расчетах принимаем

и

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям



Результирующий коэффициент запаса прочности

.

Прочность вала обеспечивается.



12. Тепловой расчет червячного редуктора

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А=0,73 мІ(здесь учитывалась также площадь днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища) по табл. 11.6 [2].

Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе имеет вид:

P_ч (1-з)

_Дt = t_м --------- t_в = --------- ?[_Дt]

К_т А

где P_ч - требуемая для работы мощность на червяке;

К_т - коэффициент теплопередачи, при достаточно хорошей циркуляции воздуха коэффициент теплопередачи равен К_т=17 Вт/мІс;

з = 0,912 - КПД червячного редуктора;

t_м - температура масла внутри корпуса;

t_в - температура воздуха снаружи корпуса.

Допускаемый перепад температур при нижнем расположении червяка [_Дt] = 60⁰.

Условие теплового баланса соблюдается.



13. Выбор посадок основных деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [1].

Посадка червячного колеса на вал по ГОСТ 25347-82.

Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора

Посадка полумуфт

Мазеудерживающие кольца .

Распорные втулки

Распорные кольца, сальники

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.



14. Смазка зацепления и подшипников редуктора

Смазывание червячного зацепления производится окунанием червяка в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение червяка на высоту витка, но не выше центра нижнего тела качения подшипника. Это смазывание применяют при окружных скоростях в зацеплении до 10 м/с, так как при большей скорости масло сбрасывается центробежной силой.

Объем масляной ванны определим из расчета 0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V= 0,8 Р_ч = 0,8 5,0 =4 л

Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях 150МПа и скорости скольжения 4.7 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 9010⁶ мІ/с.

Принимаем масло И-Т-Д 100 (ГОСТ 20799-75).

Смазывание подшипников принимаем разбрызгиванием жидкого масла.

Для предотвращения чрезмерного заполнения подшипников маслом устанавливаем маслозащитные кольца.



Литература

1. Аркуша АИ. Фролов М.И. техническая механика. М., высшая школа, 1983

2. Детали машин и основы конструирования Часть 1 Методическое пособие по выполнению курсового проекта для студентов специальностей агроинженерии. Минск: БГАТУ 2007.

3. Детали машин. Проектирование: учебное пособие Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. - 2-е издание, испр. И доп. - Мн.: УП «Технопринт», 2002

4. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин: Учебник для машиностроит. Спец. Техникумов. - 3-е изд., перераб. И доп. - М.: высшая школа, 1984

5. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин.-М.; «Машиностроение», 1987

Шейнблинт А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высшая школа, 1991. 432 с.

Размещено на Allbest.ru