Реферат: Сборка червячного редуктора
Курсовойпроект
натему
«Сборка червячного редуктора»
РЕФЕРАТ
Пояснительнаязаписка к курсовому проекту: 49 с., 5 рис., 2 табл., 3 источника.
Объектомданной работы является червячный редуктор общего назначения.
Цельработы — расчет и проектирование редуктора со следующими параметрами: передаваемаямощность — 4.2 кВт, частота вращения выходного вала — 45 об/мин.
Разработкаредуктора выполнялась на основе теории зубчатых передач. При расчете отдельныхэлементов устройства использованы теории прочности (проектирование валов,расчет шпонок) и надежности (выбор подшипников).
Врезультате работы спроектирован редуктор, обеспечивающий заданные параметры иразработан его общий вид. Объем проведенных расчетов и конструкторскихпроработок позволяет перейти к разработке комплекта технической документации наодноступенчатый червячный редуктор общего назначения.
РЕДУКТОР,СБОРОЧНЫЙ ЧЕРТЕЖ, ВАЛ, ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ, РЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА, ЧЕРВЯЧНАЯ ПЕРЕДАЧА,ЧЕРВЯЧНОЕ КОЛЕСО, ЭПЮРА
ЗАДАНИЕ
для курсовогопроекта по предмету Теоретическая механика раздел «Детали машин»
учащемусяспециальности 5.090242курса 2 группы МО-00-1д тов. Сивер Донецкого электрометаллургическоготехникума.
Темазадания: рассчитать червячный редуктор общего назначения.
ИСХОДНЫЕДАННЫЕ
Мощность навыходном валу редуктора, pвых = 4,2 КВт.
Частотавращения ведомого вала, nвых = 45 об/мин.
Режимнагрузки — постоянный.
Редуктор предназначендля длительной эксплуатации и мелкосерийного производства.
Курсовойпроект на указанную тему выполняется учащимся техникума в следующем объеме:
/>
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯЗАПИСКА
1.Общая часть
Введение
2.Расчетная часть
2.1.Кинематический расчет и выбор электродвигателя.
2.2. Расчетклиноременной передачи.
2.3. Расчетзубчатой передачи редуктора.
2.4.Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников.
2.5.Конструктивные размеры шестерни и колеса.
2.6.Конструктивные размеры корпуса редуктора.
2.7. Первыйэтап эскизной компоновки редуктора.
2.8. Проверкадолговечности подшипников.
2.9. Второйэтап эскизной компоновки редуктора.
2.10. Выборпосадок основных деталей редуктора.
2.11.Тепловой расчет редуктора.
2.12.Проверка прочности шпоночных соединений.
2.13.Уточненный расчет валов.
2.14. Выборсорта масла.
2.15. Сборкаредуктора.
3.Графическая часть
Лист 1. Сборочныйчертеж
РЕКОМЕНДУЕМАЯЛИТЕРАТУРА
1. ЧернавскийС.А., Боков К.Н. Курсовое проектирование деталей машин.— М.: 1987.
2. ДунаевП.Ф… Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование.— М.: 1990.
3. КуклинН.Г., Куклина Г.С. Детали машин.— М.: 1984.
4.Чернилевский Д.В. Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование.— К.: 1987.
КАЛЕНДАРНЫЙГРАФИК
выполнениякурсового проекта
№
п / п
Дата выдачи «____»___________ 2002 г. Срок окончания «____» ___________ 2002 г.
Преподаватель ______________________ Высочин А.А.
Председатель предметной комиссии _________________
Настоящее задание подшивается к пояснительной запискевыполняемого курсового проекта.
СОДЕРЖАНИЕ
1. Общаячасть
Введение
2. Расчётнаячасть
2.1.Кинематический расчёт и выбор электрического двигателя.
2.2. Расчётклиноременной передачи.
2.3. Расчётзубчатой передачи редуктора.
2.4.Предварительный расчёт валов редуктора и выбор подшипников.
2.5.Конструктивные размеры корпуса редуктора.
2.6. Первыйэтап эскизной компоновки редуктора.
2.7. Проверкадолговечности подшипников.
2.8. Второйэтап эскизной компоновки редуктора.
2.9. Выборпосадок основных деталей редуктора.
2.10.Проверка прочности шпоночных соединений.
2.11.Уточненный расчёт валов.
2.12.Тепловой расчёт редуктора.
2.13. Выборсорта масла.
2.14. Сборкаредуктора.
Литература.
1. Общая часть
Введение
Воснове работы большинства машин и механизмов лежит преобразование параметров икинематических 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 закрытомкорпусе.
Заданиемданного курсового проекта является спроектировать червячный редуктор общегоназначения, предназначенный для длительной эксплуатации и мелкосерийного производства.
2. Расчётная часть.
2.1.Кинематический расчёт и выбор эл. двигателя
Привыполнении кинематического расчёта и выборе эл. двигателя необходимо учитыватьпотери энергии, которые происходят временной передачи, в зацеплении зубчатыхколёс с учётом потерь в подшипниках.
Потаблице 1.1 [1] принимаем их КПД соответственно:
ременнойпередачи: ηрем0,94...0,96
зубчатойпередачи (червячной): ηзуб = 0,85 (предварит.)
подшипников: ηпод0,99
ОбщийКПД привода:
ηобщ= ηрем * ηзуб * η2подш= (0,94...0,96) * 0,8 * 0,992 = 0,73...0,85
Требуемаямощность эл. двигателя:
Рэл.тр.= Рвых / ηоб
Рэл.тр.= 4,2 / (0,73...0,8) = 5,75...5,25 кВт
Требуемаячастота вращения вала эл. двигателя:
nэл.треб.= ивых * ирем * изубч
где ирем— передаточное число ременной передачи;
изуб— передаточное число зубчатой передачи.
Потабл. 1.2 [1] принимаем:
ирем= 2...4
изуб= 16...50
nэтр= 45(2...4)(16...50) = 1440...9000 об/мин.
Потабл. 19.27 [1] выбираем эл. двигатель трёхфазный короткозамкн. закрытый обдуваемыйединой серии 4А с асинхронной частотой вращения n1= nэ= 1445 с мощностью эл. двигателя 5,5 кВт.
Типдвигателя 112М4 / 1445:
Рэ= Р1 = 5,5 кВт.
Общеепередаточное число привода:
иобщ= nэ/ввых = n1/n3 = 1445 / 45 = 32,1
иобщ= ирем * изуб
принимаем ирем= 2.
Тогда
изуб= иобщ / прем = 32,1 / 2 = 16,05
Частота вращения валов (см. рис. 1):
вала 1 — n1= nэ = 1445
вала 2 — n2= n1 / ирем = 1445 / 2 = 722,5 об/мин
вала 3 — n3 = nвыхn3= n2 / изуб = 722,5 / 16,05 = 45,0 об/мин
Угловыескорости валов:
вала 1 — v1 = π * n1 / 30 =3,14 * 1445 / 30 = 151,2 рад/сек
вала 2 — v2 = π * n2 / 30 =3,14 * 722,5 / 30 = 75,62 рад/сек
вала 3 — v3 = π * п3 / 30 =3,14 * 45 / 30 = 4,9 рад/сек
Вращающиемоменты на валах:
на валу 1 — T1= 9550 * Р1 / n1 = 9550 * 5,5 / 1445 = 36,34 Нм
на валу 2 — T2= T1 * ирем * ηрем = 42,95 * 2 * 0,96 = 69,79Нм
на валу 3 — Т3= 9550 * Р3 / n3 = 9550 * 4,2/ 45 = 891 Нм
вал 1 — валэл. двигателя; 2 — вал шестерни; 3 — вал колеса.
№ вала Частота вращения об/минУгловая скор v рад/сек
Вращ. момент 1 1435 151,2 36,34 2 722,5 75,62 69,79 3 45,0 4,9 897/>
Кинем.схема
2.2.Расчёт шинорем. передачи
Исходныеданные для расчёта:
– передаваемая мощность — 5,5 кВт;
– частота вращения ведущего шкива — 1445 об/мин;
– передаточное число ирем = 2.
Пономогра мме рисунок 5.2 ( ) в зависимости от частоты вращения n1= 1445 об/мин и перед. мощности Рэл.дв. = 5,5 кВт принимаемсечение клинового ремня А.
Вращающиймомент:
Ттр= Рэл.тр. / ω1
ω1= πn / 30 = 3,14 * 1445 / 30 = 151,2с– 1
Ттp= 5,5 * 103 / 151,2 = 36376 Н мм
Диаметрменьшего шкива
d1= (3...4) 3√Tтр
d1= (3...4) 3√36376 = 99,4...132,5
Согласнотаб. 5.4 min f шкива 90 мм.
Принимаемd = 100 мм.
Диаметрбольшого шкива
d2= upeм * d1 * (l – ε)
где ε= 0,015 — скольжение ремня
и = 2 —перед. число рем. перед.
d2= 2 * 100(1 – 0,015) = 197
Принимаемd2 = 200 мм
Уточняемперед. число d2 / d1(1 – ε) = 200 / 100(1 – 0,015)= 2,03.
Окончательнопринимаем диам. шкивов:
d1= 100 мм; d2 = 200 мм.
Межосевоерасстояние следует принять в интервале:
amin= 0,55 (d1 + d2) + Tо
аmax= d1 + d2
где То— высота сечения ремня
аmin = 0,55(100 + 200) + 8 = 173
аmax= 100 + 200 = 300 мм
Предварительнопринимаем арем = 240 мм.
Расчетнаядлина ремня определяется по формуле:
Lp= 2apeм + 0,5π(d1 + d2) + (d2 –d1)2 / 4 * арем
Lp= 2 * 240 + 0,5 * 3,14(100 + 200) + (200 – 100)2 / 4 * 240 = 961,7мм
Ближайшеестан. значение длины ремня по ГОСТ 12841-80 L = 1000 мм.
Условноеобозначение ремня сечения А с расчетной длиной L = 1000 мм с хорднойтканью в тянущем слое.
РеменьА — 1000Т ГОСТ 12841-80.
Уточненноезначение межосевого расстояния aремс учетом стандарт, длиныремня L считаем по формуле:
арем= 0,25[(L – ω) + √(L – ω)2 – 2y
где ω= 0,5π(d2 – d1) = 0,5 * 3,14(200 – 100) = 157,1
y = (d1 + d2)2= (100 + 200)2 = 90000 мм2
арем= 0,25[(1000 – 157,1) + √(1000 – 157,1)2 – 2 * 90000 = 392,8мм
Принимаемарем = 392 мм.
Примонтаже передачи необх. обеспечить возможность уменьшения межосевого расст. на 0,01L= 0,01 * 1000 = 10 мм для обеспечения надевания ремней на шкивы и возможностьувеличения его на 0,025L = 0,025 * 1000 = 25 мм для натяжения ремней.
Уголобхвата меньшего шкива опред. по формуле
L = 180° –57° ((d2 – d1) / aрем)) = 180 – 57((200 – 100)/ 392) = 165° 30'
Коэф.режима работы, учитыв. условия эксплуатации Ср = 1,0.
Коэф.учит, влияние длины ремня с1 = 0,98.
Коэф.учит. Влияние угла обхвата с1 = 0,98.
Скоростьремня:
v = (πd1n1)/ (60 * 103) = (3,14 * 100 * 1445) / (60 * 103) = 7,57 м/с
Ро— мощность передав. одним ремнем 1,6 кВт
коэф. числаремня в передаче сz = 0,9
Числоремней:
z = (55 * 1)/ (1,6 * 0,98 * 0,9 * 0,98) = 3,71
Принялz = 4
Определяемсилу предвар. натяж. Fo, и одного клинового ремн:
Fo= 850 * Pном * C1 / z * V * Cx * СР= (850 * 5,5 * 0,98) / (4 * 7,57 * 0,98 * 1) = 154,5 Н
Давлениена вал определяется по формуле:
Fa = 2Fo * zsina / 2 = 2 * 154,5 * 4sin165,5 /2 = 1226 Н
Ширина шкивов Вш = (Я – 1)у + 2а =(4 – 1)15 + 2 * 10 = 65 мм.
2.3.Расчёт зубчатой передачи редуктора
Числовитков червяка z1принимаем в зависимости от передаточногочисла.
Прии = 15...30 число витков червяка z1 = 2.
Числозубьев червячного колеса:
z2= z1 * и = 16 * 2 = 32
Выбираемматериал червяка и червячного колеса.
Длячервяка Сталь 45 с закалкой до твёрдости 45HRC с последующим шлифованием.
Т.к. материал колеса связан со скоростью скольжения, определяем предварительноожидаемую скорость скольжения:
Vs= 4,3 * ωи√T2 / 10
Т2= Р / ω2 = 4,2 * 103 / 4,7 = 897 Нм
Вращающиймомент на колесе:
ω2= ω1 / и2 * ипep = 151,2 / 2 * 16 = 4,7с-1
Vs= 4,3 * 4,7 * 16 3√1019,10 4 / 10 * = 3,39м/с
Прискорости Vs = 2...5м/с применяют безоловянные бронзы и латуни
ПринимаемБрАЖ9 – 4, отливка в землю σв = 400 МПа, σТ= 200МПа.
Длячервяка допускаемое напряжение [σ]н = [τ]н° –25Vs
где [σ]н°— 300 МПа при твердости > 45 HRC
[σ]н= 300 – 25 * 3,39 = 215,25 МПа
Допускаемоенапряжение изгиба
[σ]f= KFL[σ]F°
где KFL = 102/ N — коэффициент долговечности
N — общеечисло циклов перемены напряжений
N = 573ω2Ln;
Т.к. общее время работы передачи неизвестно, то принимаем N = 25 * 107
KFL = 9√l06/ 25 * 107 = 0,54
[σ]F°= 0,25 * σ + 0,08 σu;
[σ]F°= 0,25 * 200 + 0,08 * 400 = 82МПа
[σ]F°= 0,54 * 82 = 44,28 МПа
Межосевоерасстояние передачи:
aw> 61 3√Т2 * 103 / [σ]Н2> 61 3√897 * 103 / 215,252 = 166,3 мм.
Полученноемежосевое расстояние округляем в большую сторону до целого числа аw= 180 мм
Предварительноопределяем модуль зацепления:
m = (l,5...1,7)aw/ z2 = (l,5...1,7)180 / 32 = 8,4...9,56 мм
Значениемодуля округляем в большую сторону до стандартного ряда т = 10
Изусловия жёсткости определяем коэф. диаметра червяка
q = (0,212...0,25)* z2 = (0,212...0,25) * 32 = 6,78...8
Полученноезначение округляем до стандартного q = 10
Определяемкоэффициент смещения инструмента х:
X = (aw/ M) – 0,5(q + z2)
Х = 180 / 10– 0,5 (10 + 32) = -3
Поусловию неподрезания и незаострённости зубьев -1 ≤ Х ≤ +1
Еслиэто условие не выполняется, то следует варьировать значениями q, z2или aw.
Примемq = 8; z2 = 32; aw = 200.
Х = 200 / 10– 0,5(8 + 32) = 0
Условиевыполняется.
Определяемфактическое значение межосевого расстояния:
aw= 0,5m(q + z2) = 0,5 * 10(8 + 32) = 200 мм
Определяемосновные геометрические параметры передачи:
Основныеразмеры червяка
делительныйдиаметр d1 = qm = 8 * 10 = 80 мм
начальныйдиаметр dw1 = m(q + 2x) = 10(8 + 2 * 0) = 80 мм
Диаметрвершин витков da1 = d1 + 2Т = 80 + 2 * 10 =100 мм
Диаметрвпадин витков df1 = d1 – 2,4m = 80 – 2,4 * 10 = 56 мм
Делительныйугол подъема линии витков y = arctg(z1 / q) = arctg2 / 10 = 11,3099°
Длинанарезной части червяка
в1= (10 + 5,5 / х / + z1)m + c1
где х– коэф. смещения при х≤0 с = 0
в1= (10 + 2)10 = 120мм
Основные размеры венца червячного колеса
делительныйдиаметр d2 = dw2 = mz2 = 10 * 32 = 320 мм
диаметрвпадин зубьев df2 = d2 – 2m(1,2 – х) = 320– 2 * 10(1,2 – 0) = 296 мм
наибольшийдиаметр колеса
dam2<da2+ 6m / z1 + 2
dam= 340 + (6 * 10) / (2 + 2) = 355 мм
ширина венца в= 0,355ап = 0,355 * 200 = 71 мм
Радиусызакруглений зубьев
Ra= 0,5d1 – m = 0,5 * 80 – 10 = 30 мм
Rf =0,5d1 + l,2m = 0,5 * 80 + l,2 * 10 = 52 мм
Условныйугол обхвата червяка венцом колеса 28
sinδ= e2 / (da1 – 0,5т) = 71 / (100 – 0,5 – 10) = 0,7474
Угол2δ определяется точками пересечения дуги окружности d' = da1– 0,5m с контуром венца колеса и может быть равным 90… 120°.
Проверочныйрасчет.
Определяемк.п.д. червячной передачи:
η = tgy/ tg(γ ± φ)
где γ— делительный угол подъема витков червяка γ = 13099°
φ— угол трения. Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения
vs= uf ω = d1/ 2cosγ * 103
по табл. 4.9.( )
иf = 16 d1 = 80 мм
ω2= ω1(2 * 16) = 151,2 / (2 * 16) = 4,7c-1
ω2– угловая скорость червячн. колеса
vs= (16 * 80 * 4,7) / (2cos11,3099 * 103) = 3,07м/с
по табл. φ= 1° 30’’...2° 00''
принимаем φ= 2° 00''
η = tg11,3099/ tg(11,3099° + 2000'') = 0,81
Проверкаконтактных напряжений зубьев колеса:
σнн/мм3
σн= 340 √Ft2 / (d1d2) * k ≤ [σ]н
где Ft2= 2T2 * 10 / d — окружная сила на колесе, Н
Ft2= (2T2 * 103) / 320 = 5356,25 H
k — коэф.принимается в зависимости от окружной скорости колеса
V2= (ω2d2) / (2 * 103) = (4,7 * 320) / (2 * 103) = 0,752м/с
Приv2 ≤ 3 м/с k = l
σн= 340 √5356,25 / (80 * 320) = 155,5 Н/мм2 < [σ]н= 215,25Н/мм
2.4.Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников
Крутящиемоменты в поперечных сечениях валов: ведомого (вал червячного колеса) Tk2= T2 = 891 * 103 H мм
ведущего(червяка)
Tk1= T = T2 / u η = 891 * 103 / 16 * 0,81 = 69,7 * 103 Hмм
Виткичервяка выполнены за одно с валом.
Диаметрвыходного конца ведущего вала по расчету на кручение при [τ]k= 25 МПа
d = 8 * 3√Tk1
d = 8 * 3√69,74= 32,92 мм
Послеокруг. принимаем с1 = 34 мм
ДиаметрdП = d + 2tцил = 34 + 2 * 3,5 = 41 мм
ПринимаемdП = 45 мм
Диаметрбуртика dБП = dП + 3r = 45 + 3 * 2,5 = 50 мм.
Длинапосадочного конца вала:
LМБ= 1,5d = 1,5 * 34 = 51 мм.
Округл. до LМБ= 52 мм.
Длинапромежуточного участка:
LКБ= 2dn = 2 * 45 = 90 мм
/>
Диаметрыи длины участков вала колеса d = 6√891 = 56 мм
Длинацилинд. участка
Lц= 0,15d = 0,15 * 56 = 8,4 мм
принимаемравным 8
ДиаметрdП = d + 2tk = 56 + 2 * 2,5 = 61 мм
Принимаем dП= 60 мм
Диаметрбуртика
dБП= dП + 3r = 60 + 3 * 3,5 = 70,5 мм
Принимаем dБП= 72 мм
Диаметрdk принимаем равным dБП, т. е. dk= 72 мм
Длинаступицы колеса lcm = dk = 72 мм
Длинапосадочного конца вала
lМТ =1,5d = l,5 * 56 = 84 мм
Длинапромежуточного участка
lКТ = 1,2dП = 1,2 * 60 = 72 мм
Диаметррезьбы
dp= 0,9(d – 0,1lМТ) = 0,9(56 – 0,1 * 84) = 42,84 мм
Принимаемближайшее ближнее М42 * 3
Длинарезьбы lp = 0,8dp = 0,8 * 42 = 33,6
Округляем,получаем lр = 34 мм
Выбираемподшипники везде конические роликовые для червяка — 7209 ГОСТ 333-79, для валаколеса — 7212
2.5.Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса δ икрышки δ1
δ = 0,04аw+ 2
δ = 0,04* 200 + 2 = 10 мм
δ1= 0,032aw + 2
δ1= 0,032 * 200 + 2 = 8,4 мм
Принимаем δ= δ1 = 10 мм
Толщинафланцев (поясов) корпуса и крышки:
в = в1= 1,5δ
в = в1= 1,5 * 10 = 15 мм
Диаметрыболтов фундаментных
d1= (0,03...0,036)aw + 12
d1= (0,03...0,036)200 + 12 = 18...19
Принимаем М20
Диаметрыболтов d2 = М16 мм и болтов d3 = М12 мм
2.6.Первый этап эскизной компоновки редуктора
Компоновочныйчертеж выполняем в двух проекциях — разрез по оси колеса и разрез по оси червяка.Масштаб 1:1 вычерчиваем тонкими линиями. Примерно по середине листа параллельноего длинной стороне проводим осевую линию; вторую осевую, параллельную первой,проводим на расстоянии аw = 200 мм. Затем проводим двевертикальные осевые линии — одну для главного вида, вторую для вида сбоку.Вычерчиваем на двух проекциях червяк и червячное колесо.
Очерчиваемвнутреннюю стенку корпуса, принимая зазор между стенкой и червячным колесом имежду стенкой и ступицей червячного колеса ~ 15 мм Вычерчиваем подшипники червякана расстоянии L1 = dам2 = 355 мм один от другого,располагая их симметрично относительно среднего сечения червяка. Также симметричнорасполагаем подшипники вала червячного колеса. Расстояние между ними замеряемпо чертежу L2 = 125 мм.
Всвязи с тем, что в червячном зацеплении возникают значительные осевые усилиявыбираем конические роликовые подшипники (см. таблица 2).
2.7.Проверка долговечности подшипников
Силы взацеплении см. рис.3
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/>
Рисунок3 — Силы в червячном зацеплении и опорные реакции в плоскости xz
Окружнаясила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке
Ft2= Fa1 = 2T2 / d2
Ft2= Fa1 = (2 * 897000) / 320 = 5606,25 Н
Окружнаясила на червяке, равная осевой силе на колесе
Ft1 = Fa2= 2T1 / d1
Ft1 = Fa2= 2 * 69700 / 80 = 1742,5 H
Радиальныесилы на колесе и червяке
Fz2= Fz1 = Ft2tg20°
Fz2= Fz1 = 5606,25tg20° = 2040,5 Н
Применяемправое направление витков червяка
Вплоскости xz
Rx1= Rx2 = Ft1 / 2
Rx1= Rx2 = 1742,5 / 2 = 871,25 H
Вплоскости yz
Ry1L1+ Fz1L1 / 2 – Fa1d1 / 2 = 0
Ry1= Fz1L1 – Fa1d1 / 2 L1 =(2040,5 – 355 – 5606,25 * 80) / (2 * 355) = 388,56 H
Ry2L1 – (Fz1 L1) / 2 – (Fa1d1)/ 2 = 0
Ry2= (Fz1 L1 + Fa1d1) / 2L1= 1651,94 H
Проверка
Ry1+ Ry2 – Fz1 = 388,56 + 1651,94 – 2040,5 = 0
Суммарныереакции:
P1= Pz1 = √(Rx12 + Ry12);
P1= Pz1 = т / 871,252 + 388562 = 953,97 Н
P2= Pz2 = √(Rx22 + Ry22);
P2= Pz2 = √871,252 + 1651,942 = 1867,97 H
Осевыесоставляющие радиальных реакций подшипников
S1= ePz1 = 0,41 * 953,97 = 391,13 Н
S2= ePz2 = 0,41 – 1867,61 = 765,72 Н
Внашем случае S1 < S2
Pal = Fa≥S2 – S1;
тогда Pa1 = S1 = 391,13 H
Pa2 = S1 + Fa1 = 391,13 + 5606,25 =5997,38 Н
Рассмотримлевый (первый) подшипник.
ОтношениеPa1 / Pr1 = 391,13 / 953,97 = 0,41 = е
Следовательноосевую нагрузку не учитываем.
Эквивалентнаянагрузка
Рэ1= РzlVКбКТ,
где по [1,табл. 9.19] для приводов общего назначения:
Kб= l,3;
V = 1;
КТ= 1;
Рэ1= 953,97 * 1,3 = 1240,16 Н
Долговечностьопределяем по более нагруженному подшипнику. Рассмотрим правый (второй) подшипник
Отношение
Ра2/ Рz2 = 5997,38 / 1867,61 = 5,2 > е,
Поэтомуэквивалентную нагрузку определяем с учётом осевой
Pэ2= (XPz2V + YPa2)KбKT
Рэ2= (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.
Расчётнаядолговечность определяется по формуле:
L = (С / Рэ2)3= (72,2 / 12,35)3 = 200 млн. об.
Расчетнаядолговечность, r:
Lh= L106 / 60n
Lh= 200 * 106 / 60 * 722,5 = 5618 r
Где n = 722,5об/мин — частота вращения червяка
Ведомыйвал.
Расстояниемежду опорами (между точками приложения радиальных реакций Р3иР4) L2 = 125 мм, диаметр колеса d2= 320 мм.
Реакцииопор
Левуюопору, воспринимающую внешнюю осевую силу Fa2обозначимцифрой «4» и при определении осевого нагружения будем считать ее «второй».
Вплоскости xz
Rz3= Rz4 = Ft2 / 2
Rz3= Rz4 = 5606,25 / 2 = 2803,13 H
Вплоскости yz
Ry3L2 +Fz2L2/ 2 – Fa2d2/ 2 = 0
Ry3 = (Fa2d2 – Fz2L) / 2L2 = (1742,5 * 320 – 2040,5 * 125)/ 2 * 125 = 1210,15 H
Ry4L2 – Fz2 L2 / 2 – Fa2 d2/ 2 = 0
Ry4= (Fz2 L2 + Fa2d2) / 2L2= (2040,5 * 125 + 1742,5 * 320) / 2 * 125 = 3250,65 H
Проверка:
Ry3– Ry4 + Fz2 = 0
1210,15 – 3250,65+ 2040,5 = 0
Суммарныереакции:
Р3= Рr3 = √Rz32 + Ry32
Р3= Рr3 = √2803,132 + 1210,152 = 3053,2 Н
Pr4= Pr4 = √Rz42 + Ry42
P4= Pr4 = √2803,13 + 3250,65 = 4292,35 H
Осевыесоставляющие радиальных реакции конических подшипников
S3= 0,83 е Рr3
S3= 0,83 * 0,41 * 3053,2 = 1039 Н
S4= 0,83 е Рr4
S4= 0,83 * 0,41 * 4292,35 = 1460,7 H
где е = 0,41— коэффициент влияния осевого нагружения
В нашемслучае S3 < S4
Pa3= Fa≥S4 – S3
Тогда Ра3= S3 = 1039 Н
Pa4= S4 = 1460,7 H
Длялевого (с индексом 4) подшипника отношения:
Ра4/ Рr4 = 1460,7 / 4292,35 = 0,34 < е
Поэтомупри подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.
Эквивалентнаянагрузка
Рэ4= Рr4VKбKt
Рэ4= 4292,35 * 1,3 = 5580 Н
Вкачестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7212.
Дляправого подшипника:
Ра3/ РrЗ = 1039 / 3053,2 = 034 < е
Осевыесилы не учитываем и определяем эквивалентную нагрузку:
Рэ3= Рr3VКбKt
Рэ3= 3053,2 * 1,3 = 3969,16 Н = 3,969 kН
Расчетнаядолговечность, млн. об.:
L = (с / Рэ3)3
L = (42,7/ 3,969)3 = 1254 млн. об.
Расчетнаядолговечность, r:
Lh= L 106 / 60п
Lh= 1254 * 106 / 60 * 45 = 464761 r
Где п = 45об/мин — частота вращения вала червячного колеса.
ПоГОСТ 16162-85 минимальная долговечность подшипников для червячных редукторов Lh= 50004, следовательно подшипники выбраны правильно.
2.8.Второй этап компоновки редуктора
Используемчертежи первого этапа компоновки. Второй этап представлен на листе и имеетцелью конструктивно оформить основные детали — червячный вал, вал червячного колеса,червячное колесо, корпус, подшипниковые узлы и др.
Смазказацепления и подшипников — разбрызгиванием жидкого масла, залитого в корпусниже уровня витков так, чтобы избежать чрезмерного заполнения подшипников масломначиняемым червяком. На валу червяка устанавливаем крыльчатки. При работе редуктораони будут разбрызгивать масло и забрасывать его на колесо и в подшипнике.
Уплотнениевалов обеспечивается резиновыми манжетами. В крышке тока размещаем отдушину. Внижней части корпуса вычерчиваем пробку для спуска масла и устанавливаем маслоуказательс трубкой из оргстекла.
Конструируемстенку корпуса и крышки. Их размеры были определены ранее. Вычерчиваем фланцы инижний пояс. Конструируем крюки для подъема. Устанавливаем крышки подшипниковглухие и сквозные с манжетными уплотнениями. Под крышки устанавливаем металлическиепрокладки для регулировки. Конструкцию червячного колеса выполняем по [1], рис.109, насаживая бронзовый венец на чугунный центр с натягом. Посадка Н7 / р6 поГОСТ 25347-82
Вычерчиваемпризматические шпонки:
на выходномконце вала червяка:
b * h * l= 14 * 8 * 40 мм
на выходномконце вала червячного колеса:
b * h * l= 14 * 9 * 80 мм
и подчервячным колесом:
b * h * l= 20 * 12 * 80 мм
2.9.Выбор посадок основных деталей редуктора
Выборпосадок колец подшипников
Быстроходныйвал (вал 2, рис. 1) редуктора устанавливается на конические роликовые подшипники.Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующейрадиальной нагрузки и имеет следовательно, циркуляционное нагружение.
Потаблице 6.5. [2] выбираем поле допуска вала — к6.
Наружноекольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергаетсяместному нагружению. По табл. 6.6 [2] определяем поле допуска отверстия = Н7
Тихоходныйвал (вал 3, рис. 1) устанавливается на роликовых подшипниках.
Внутреннеекольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальнойнагрузки и имеет, следовательно, циркуляционное нагружение. По табл. 6.5 [2]выбираем поле допуска вала к6.
Наружноекольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергаетсяместному нагружению. По табл. 6.6 [2] определяем поле допуска отверстия — Н7
Выборпосадки червячного колеса на вал. Примем, что вращательный момент (табл. 1)передается от колеса к валу соединением с натягом. Для подбора посадки примемматериал вала сталь 40 * Н (σТ1 = 750 Н/мм2)Материал колеса — чугун (σТ2 = 280 Н/мм2).Сборка осуществляется нагревом колеса.
Используемметодику подбора посадок с натягом, изложенную в парагр. 3 гл. 5 [2]
Устанавливаемколесо на вал с натягом к6 через шпонку.
2.10.Проверка прочности шпоночных соединений.
Призматическиешпонки выбранные для редуктора, проверяем на снятие. Проверку проводим дляшпонки под колесом.
Условиепрочности
σсм= Ft / Aсм ≤ [σ]cм
где Ft— окружная сила на колесе, Н
Acм= (0,94h – t1) lp — площадь снятия, мм2
Здесь
lр= l – b — рабочая длина шпонки
σсм= 38,3 Н/мм2 < 150 Н/мм2
Т.к. ступицуколеса изготавливаем из чугуна, то значение [σ] см снижаем вдвое:
σсм= 38,3 < 75 Н/мм2
чтоудовлетворяет проверочному расчёту.
2.11.Уточненный расчёт валов
Червячныйвал проверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений,принятые при конструировании после расчёта геометрических характеристик (d1= 80; da1 = 100 мм; df1 = 56 мм),значительно превосходят те, которые могли быть получены расчётом на кручение.Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жёсткость).
Приведенныймомент инерции поперечного сечения червяка:
Jnp= πdf / 64(0,375 + 0,625da1 / df1)
Jnp= 3,14 * 56 / 64(0,375 + 0,625 * 100 / 56) = 72 * 104 мм4.
Стрелапрогиба:
f = l1√Ft1 + Fr1 / 48 E Jnp
f = 0,02 мм
Допускаемыйпрогиб [f] = (0,005...0,01)m = (0,005...0,01)8 = 0,04...0,08 мм.
Такимобразом, жёсткость обеспечена, так как f = 0,02 < [f]
Определениекоэффициентов запасов прочности в опасных сечениях вала червячного колеса.
Построениеэпюр моментов вала червячного колеса. Для построения эпюр моментов определяемзначение изгибающих моментов в характерных сечениях вала (см. рис. 5).
/>
Рисунок5 — Эпюры моментов
Вертикальнаяплоскость (YOZ):
Сечение 3 Мх= 0
Сечение 1 Mx= Ry4 * 86 * 10-3
Мх= 3250,65 * 86 * 0,001 = 279,6 Нм
Сечение 4 Mx= Fy2 * 47,5 * 10-3
Мх= 5606,25 * 133,5 * 0,001 = 748,4 Нм
Сечение 2 Мх= 0
Горизонтальнаяплоскость (XOZ)
Сечение 3 Му= 0
Сечение 1 My= Rz4 * 86 * 10-3
Мy= 2803,13 * 83 * 0,001 = 241 Нм
Сечение 4(справа) My = Rz3 * 47,5 * 10-3
Мy= 2803,13 * 47,5 * 0,001 = 133,1 Нм
Сечение 4(слева) Мy = 2040,13 * 133,5 * 0,001 – 2803 * 47,5* 0,001 = -139,2 Нм
МR= М2 = 69,79 Нм
Осевоймомент сопротивления:
W = nd3/ 32 = 3,14 * 603 / 32 = 21195 мм3
Материал вала— сталь 40ХН
Изтаблицы 12.7 [2] определяем допускаемые напряжения для данного материала:
σвр= 920 Н/мм2 σт = 750 Н/мм2
σ-1= 420 Н/мм2 τ = 25Н/мм2
Опаснымсечением является сечение 1 на валу
Выполняемрасчёт сечения 1 на статическую прочность:
Результирующийизгибающий момент
М = √Mx2+ Мy2
М = √279,62+ 2412 = 369,13 Нм
Mk= T = 891
Эквивалентноенапряжение:
σэкв= √M2 + Mk2 / W = 964,4
Коэффициентзапаса прочности по текучести при коэффициенте перегрузки Кп = 2,5определяется:
SТ= σТ / Кпσэкв
ST= 750 / 2,5 * 964,4<[SТ] [SТ] = 1,2...1,6
Требованиевыполнено и задача статической прочности вала Сечении 1 обеспечен.
2.12.Тепловой расчет червячного редуктора
Цельтеплового расчета — проверка температуры масла в редукторе которая не должна превышатьдопустимой
[t] = 80...95°C
Температурамасла в корпусе червячного редуктора при непрерывной работе без искусственногоохлаждения определяется по формуле:
tм2= tb + P(1 – η) / Kt * A
где Р — мощностьна быстроходном валу редуктора, Вт
P = T2W2/ η = 857 * 4,7 / 0,85 = 4739 Вт
Kt= 9...17B т/м2 град. — коэффициент теплопередачи
Kt= 15
А — площадьтеплоотдающей поверхности корпуса редуктора. По табл. 11.6
А = 0,8м2
tb= 20 °C — температура воздуха вне корпуса редуктора
tм= 20 + 4739(1 – 0,85) / 15 * 0,8 = 79,2° < [t]°
Тепловойрасчет удовлетворяет.
2.13.Выбор сорта масла
Смазываниезацепления и подшипников производятся разбрызгиванием жидкого масла. По [1]табл. 10.9 устанавливаем вязкость масла.
Приконтактных напряжениях σн = 129 Мпа и скоростискольжения Vs = 6,15м/с рекомендуемая вязкость масла должнабыть приблизительно равна 15 * 106 м2/с
По[1] табл. 10.10 принимаем масло авиационное МС – 22.
2.14.Сборка редуктора
Передсборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают им и покрываютмаслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежомобщего вида. Начинают сборку с того, что на червячный вал надевают крыльчатки иконические роликовые подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80°...100°С. Собранный червячный вал вставляют в корпус.
Приустановке червяка, выполненного за одно целое с валом, следует обратить вниманиена то, что для прохода червяка его диаметр должен быть меньше диаметраотверстия для подшипников.
Внашем случае диаметр червяка da1 = 100 мм, а наружный диаметрподшипников 7209 85 мм. Поэтому для нормальной сборки устанавливаем стакан.
Вначале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесодо упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают роликовыеконические подшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основаниикорпуса и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыкафланцев спиртовым лаком. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощьюдвух конических штифтов и затягивают болты. Закладывают в подшипниковые сквозныекрышки резиновые манжеты и устанавливают крышки с прокладками.
Длярегулировки червячного зацепления необходимо весь комплект вала с червячнымколесом смешать в осевом направлении до совпадения средней плоскости колеса сосью червяка. Этого добиваются переносом части прокладок с одной стороныкорпуса на другую. Чтобы при этом сохранялась регулировка подшипников, суммарнаятолщина набора прокладок должна оставаться без изменения. Ввертывают пробкумасло – спускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в редуктормасло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной. Собранный редукторобкатывают и испытывают на стенде.
Литература
1. ЧернавскийС.А., Боков К.Н., Черник И.М. и др.— М.: Машиностроение, 1987 — 416 с.
2. ДунаевП.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. Учебное пособие длямашиностр. спец. техникумов.— Высш. шк., 1990 – 399с
3.Чернилевский В.В. Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование.— К.: 1987г.