Реферат: Расчет и проектирование червячного редуктора

Министерство образования Республики Беларусь

Белорусский национальный технический университет

Кафедра «Детали машин, ПТМ и М»

Группа 302313

РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ

ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА

Пояснительная записка

Разработал

студент Д.И.Зеньков

Консультант В.И.Шпиневский

2005

Содержание

1 Назначение иобласть применения привода

2 Выборэлектродвигателя и кинематический расчет

3 Определениемощностей и передаваемых крутящих моментов валов

4 Расчет червячнойпередачи

5 Предварительныйрасчет диаметров валов

6 Подбор ипроверочный расчет муфты

7 Предварительныйвыбор подшипников

8 Компоновочнаясхема

9 Выбор ипроверочный расчет шпоночных соединений

10 Расчет валов поэквивалентному моменту

11 Расчет валов навыносливость (проверочный расчет)

12 Расчетподшипников на долговечность

13 Выбор системы ивида смазки

14 Расчет основныхразмеров корпуса редуктора

15 Порядок сборки ирегулировки редуктора

16 Назначениеквалитетов точности, шероховатости поверхности, отклонений формы и взаимногорасположения поверхностей

Литература

1Назначение и область применения привода

Нам в нашей работе необходиморассчитать и спроектировать привод конвейера.

Привод предназначен для передачивращающего момента от электродвигателя к исполнительному механизму. В качествеисполнительного механизма может быть ленточный или цепной конвейер. Приводсостоит из двигателя 1 (рис.1), зубчато-ременной передачи 2, червячногоредуктора 3 и муфты 4.

Редуктором называют механизм,состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельногоагрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора — понижениеугловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению свалом ведущим.

Редуктор состоит из литого чугунногокорпуса, в котором помещены элементы передачи — червяк, червячное колесо,подшипники, вал и пр. Входной вал редуктора посредством зубчато-ременнойпередачи соединяется с двигателем, выходной посредством муфты — с конвейером.

Червячные редукторы применяют дляпередачи движения между валами, оси которых перекрещиваются.

Так как КПД червячных редукторовневысок, то для передачи больших мощностей в установках, работающих непрерывно,проектировать их нецелесообразно. Практически червячные редукторы применяют дляпередачи мощности, как правило, до 45кВт и в виде исключения до 150кВт.

2Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2.1Исходные данные для расчета:

выходнаямощность — />=3,2 кВт; выходная частотавращения вала рабочей машины — /> =65об/мин; нагрузка постоянная; долговечность привода – 10000 часов.

Рис.1 – кинематическая схема привода, где:

1 –двигатель; 2 – клиноременная передача; 3 – червячная передача; 4 – муфта

2.2 Определение требуемой мощностиэлектродвигателя.

/> — требуемая мощностьэлектродвигателя (2.1)

где: />-<sub/>коэффициент полезного действия (КПД) общий.

/>х/> (2.2)

где[3, табл.2.2]: /> — КПД ременной передачи

/> — КПД червячной передачи

/> — КПД подшипников

/> — КПД муфты

2.3 Определение ориентировочнойчастоты вращения вала электродвигателя

Определяем ориентировочную частотувращения вала электродвигателя

/> (2.3)

где /> -выходная частота вращения вала рабочей машины

/> -общее передаточное число редуктора.

/> ,

где /> -передаточное число ременной передачи, />передаточноечисло червячной передачи.

Принимаем [3, табл.2.3]:

/>, />

По требуемой мощности /> выбираем [2, т.3, табл.29]электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии АИ закрытый обдуваемый ссинхронной частотой вращения 1500мин-1 АИР112М4, с параметрами Рном= 5,5 кВт, />мин-1,

S=3,7%, /> мин-1.

2.4Определение действительных передаточных отношений.

Определяемдействительное передаточное соотношение из формулы (2.3)

Разбиваем />поступеням.

Принимаем стандартное значение />

Передаточное число ременной передачи

/> Принимаем />

2.5 Определяем частоты вращения и угловые скорости валов.

/> — угловая скорость двигателя;

/> — число оборотов быстроходного вала;

/> — угловая скорость быстроходного вала;

/> — число оборотов тихоходного вала;

/> — угловая скорость тихоходного вала.

3.Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов валов

3.1Определяем мощности на валах

Расчетведем по [3]

Мощность двигателя -/>

Определяем мощность на быстроходномвалу

/> (3.1)

Определяем мощность на тихоходномвалу

/> (3.2)

3.2 Определяем вращающие моменты навалах.

Определяем вращающие моменты на валахдвигателя, быстроходном и тихоходном валах по формуле

/> (3.3)

4.Расчет червячной передачи

4.1 Исходные данные

4.2 Выбор материала червяка ичервячного колеса

Для червяка с учетом мощностипередачи выбираем [1, c.211]сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Марка материала червячного колесазависит от скорости скольжения

/> (4.1)

/>м/с

Для венца червячного колеса примембронзу БрА9Ж3Л, отлитую в кокиль.

4.3 Предварительный расчет передачи

Определяем допускаемое контактноенапряжение [1]:

[ σн] =КHLСv0,9sв, (4.2)

где Сv –коэффициент, учитывающий износ материалов, для Vs=2,39 он равен 1,21

sв,- предел прочности при растяжении, для БрА9Ж3Л sв,=500

КHL — коэффициент долговечности

КHL =/>, (4.3)

где N=573w2Lh, (4.4)

Lh – срок службы привода, по условию Lh=10000ч

N=573х6,82х10000=39078600

Вычисляем по (4.3):

КHL =/>

КHL =0,84

[ σн] =0,84х1,21х500=510

Число витков червяка Z1 принимаем в зависимости от передаточного числа при U = 10 принимаем Z1 = 4

Число зубьев червячного колеса Z2 = Z1 x U = 4 x 10 =40

Принимаем предварительно коэффициентдиаметра червяка q = 10;

Коэффициент нагрузки К = 1,2; [1]

Определяем межосевое расстояние [1, c.61]

/> (4.5)

Вычисляем модуль

/> (4.6)

Принимаем по ГОСТ2144-76 (таблица 4.1и 4.2) стандартные значения

m = 4

q = 10

а также Z2 = 40 Z1 = 4

Тогда пересчитываем межосевоерасстояние по стандартным значениям m, q и Z2:

/> (4.7)

Принимаем aw = 100 мм.

4.4 Расчет геометрических размеров ипараметров передачи

Основные размеры червяка.:

Делительный диаметр червяка

/> (4.8)

Диаметры вершин и впадин витковчервяка

/> (4.9)

/> (4.10)

Длина нарезной части шлифованногочервяка [1]

/> (4.11)

Принимаем b1=42мм

Делительный угол подъема γ:

γ =arctg(z1/q)

γ =arctg(4/10)

γ = 21 º48’05”

ha=m=4мм; hf=1,2x m=4,8мм; c=0,2x m=0,8мм.

Основные геометрические размерычервячного колеса [1]:

Делительный диаметр червячного колеса

/> (4.12)

Диаметры вершин и впадин зубьевчервячного колеса

/> (4.13)

/> (4.14)

Наибольший диаметр червячногоколеса

/> (4.15)

Ширина венца червячного колеса

/> (4.16)

Принимаем b2=32мм

Окружная скорость

/>/> (4.17)

червяка -/>

колеса — />

Скорость скольжения зубьев [1,формула 4.15]

КПД редуктора с учетом потерь в опорах,потерь на разбрызгивание и перемешивания масла [1, формула 4.14]

Уточняем вращающий момент на валучервячного колеса

/> (4.18)

По [1, табл. 4.7] выбираем 7-юстепень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv = 1,1

Коэффициент неравномерностираспределения нагрузки [1, формула 4.26]

В этой формуле коэффициент деформациичервяка при q =10 и Z1 =4 /> [1, табл. 4.6]

При незначительных колебанияхнагрузки вспомогательный коэффициент Х=0,6

Коэффициент нагрузки

4.5Проверочный расчет

Проверяем фактическое контактноенапряжение

/>МПа < [GH] = 510МПа.

Проверяем прочность зубьевчервячного колеса на изгиб.

Эквивалентное число зубьев.

Коэффициент формы зуба [1, табл. 4.5] YF = 2,19

Напряжение изгиба

/> Па = 92,713 мПа

Определяемокружные Ft, осевые Fa и радиальные Fr силы в зацеплении соответственно начервяке и на колесе по формулам:

/> (4.19)

/> (4.20)/> (4.21)

Данныерасчетов сведены в табл.1.

Таблица1

Параметры червячной передачи

Параметр Колесо Червяк m 4 z 40 4 ha, мм 4

hf, мм

4,8 с, мм 0,8 d, мм 160 40

dа, мм

168 48

df, мм

150,4 30,4

dаm, мм

172 - b, мм 32 42 γ 21º48’05” V, м/с 0,54 1,36

Vs, м/с

1,64

Ft, Н

8725 138

Fa, Н

138 8725

Fr, Н

3176

5 Предварительныйрасчет диаметров валов

5.1Расчет ведущего вала

Ведущий вал – червяк (см.рис.2)

Рис.2 Эскиз червяка

Диаметр выходного конца придопускаемом напряжении />(согласнотабл. 7.1 [2]):

По ГОСТ принимаем d1 =25мм

Диаметры подшипниковых шеек d2 =d1+2t=25+2х2,2=29,9мм

Принимаем d2 =30мм

d3≤df1=47,88

Принимаем d3 =40мм

l1 =(1,2…1,5)d1 =1,4x25=35мм

l2≈1,5d2 =1,5x30=45мм

l3 =(0,8…1)хdam=170мм

l4 – определим после выбора подшипника

5.2 Расчеттихоходного вала

Ведомый вал – вал червячного колеса(см. рис.3)

Рис.3 Эскизведомого вала

Диаметр выходного конца

Принимаемближайшее большее значение из стандартного ряда d1 =50мм

Диаметры подшипниковых шеек d2 =d1+2t=50+2х2,8=55,6мм

Принимаем d2 =60мм

d3= d2+3,2r=60+3,2х3=69,6мм

Принимаем d2 =71мм

d5= d3+3,2r=71+9,6=80мм

l1 =(1,0…1,5)d1 =1,2х50=60мм

l2≈1,25d2 =1,25х60=75мм

l3 =(0,8..1)хdam=170мм

l4 – определим после выбора подшипника

6 Подбор и проверочный расчет муфты

Определяем для муфты на выходномконце тихоходного вала расчетный момент Мр [3]:

Мр=kрТ2, (6.1)

где kр – коэффициент режима работы

Для ленточных конвейеров kр=1,25-1,5

Принимаем kр=1,4

Мр=1,4х535,2=748 Н×м

Исходя из задания на курсовую работу,расчетного момента и диаметра выходного вала d2=50мм выбираем [2, т.2, табл.12] муфту цепную с одноряднойцепью 1000-1-50-1-У3 ГОСТ20761-80. Материал полумуфт – сталь 45.

Проводим проверочный расчет муфты поусловию

[Ммуфты]³ Мр ,

1000>748

Всепараметры муфты в норме.

7 Предварительныйвыбор подшипников

Предварительныйвыбор проводим по табл.7.2.[2].

Таккак межосевое расстояние составляет 100мм для червяка выбираем роликовыеподшипники 7306 ГОСТ333-79, а для червячного колеса — 7512 ГОСТ333-79 (рис.4).

Рис.4Подшипник ГОСТ333-79.

Параметрыподшипников приведены в табл.2.

Таблица2

Параметры подшипников

Параметр 7306 7512 Внутренний диаметр d, мм 30 60 Наружный диаметр D, мм 72 110 Ширина Т, мм 21 20 Ширина b, мм 19 28 Ширина с, мм 17 24

Грузоподъемность Сr, кН

40 94

Грузоподъемность С0r, кН

29,9 75

8Компоновочная схема.

Компоновочнаясхема редуктора с выбранными и рассчитанными размерами показана на рис.5.

Рис.5Компоновочная схема редуктора

9Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Выбори проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [4].

Рис.6Сечение вала по шпонке

9.1Соединение быстроходный вал – шкив ременной передачи

Длявыходного конца быстроходного вала при d=25 мм подбираем призматическую шпонкусо скругленными торцами bxh=8x7 мм2 при t=4мм.

При l1=35мм выбираем длину шпонки l=32мм.

/> <td/> />
Материал шпонки – сталь 45нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

где Т – передаваемый момент, Н×мм;

lр – рабочая длина шпонки, при скругленных концах lр=l-b, мм;

[s]см – допускаемоенапряжение смятия.

С учетом того, что на выходном конце быстроходноговала устанавливается шкив из чугуна СЧ20 ([s]см=70…100 Н/мм2)вычисляем:

/> <td/> />
Условие выполняется.

9.2Соединение тихоходный вал – полумуфта

Длявыходного конца тихоходного вала при d=50 мм подбираем призматическую шпонку соскругленными торцами bxh=14x9 мм2 при t=5,5мм.

При l1=60мм выбираем длину шпонки l=45мм.

Материалшпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжения смятия и условияпрочности с учетом материала полумуфты – ст.3 ([s]см=110…190 Н/мм2)и Т2=748Н×мм:

Условие выполняется.

9.3Соединение тихоходный вал – ступица червячного колеса

Длясоединения тихоходного вала со ступицей червячного колеса при d=71 мм подбираемпризматическую шпонку со скругленными торцами bxh=20x12 мм2 при t=7,5мм.

При l1=32мм выбираем длину шпонки l=32мм.

Материалшпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжения смятия и условияпрочности с учетом материала ступицы чугуна СЧ20 ([s]см=70…100 МПа) и Т2=748Н×мм:

Условие выполняется.

Выбранные данные сведены в табл.3.

Таблица3

Параметрышпонок и шпоночных соединений

Параметр Вал-шкив Вал-полумуфта Вал-колесо Ширина шпонки b, мм 8 14 20 Высота шпонки h, мм 7 9 12 Длина шпонки l, мм 32 45 32

Глубина паза на валу t1, мм

4 5,5 7,5

Глубина паза во втулке t2, мм

3,3 3,8 4,9

10Расчет валов по эквивалентному моменту

10.1Исходные данные для расчета

Составляемсхему усилий, действующих на валы червячного редуктора (рис.7):

Рис.7Схема усилий, действующих на валы червячного редуктора

Определяемконсольную нагрузку на муфте [1, табл.6.2]:

/>; (10.1)

/>Н

Дляопределения консольной нагрузки на шкиве необходимо произвести расчет зубчато-ременнойпередачи.[1].

Определяемминимальный диаметр ведущего шкива по диаметру вала электродвигателя /> dДВ=32мм, шпонка bхh=10х8мм.

Определяемминимальный диаметр ведущего шкива:

d1= dДВ+h+10;

d1min=50мм.

Выбираемзубчатый ремень по ОСТ3805114-76 с модулем m=4, с трапецеидальной формой, шириной 84мм. Назначаем числозубьев ведущего шкива z=15.

Определяем делительный диаметр ведущего шкива:

d1=z x m

d1=60мм.

Определяемдиаметр ведомого шкива:

где u-передаточное отношение передачи, u=2,2;

Принимаем />.

Определяем ориентировочное межосевоерасстояние

Принимаем а=110мм.

Определяем расчетную длину ремня:

Принимаем l=550мм.

Уточняем значение межосевогорасстояния по стандартной длине ремня:

/>180мм.

Определяем угол обхвата ремнем ведущегошкива:

/>;

Определяем скорость ремня:

где [v]-допускаемая скорость, для зубчатых ремней [v]=25м/с.

Определяем частоту пробегов ремня:

где [U]=30м-1 – допускаемая частота пробегов.

Определяем силу предварительногонатяжения Fо ремня:

/> (10.2)

где С – поправочные коэффициенты[3, табл.5.2].

Определяем консольную нагрузку нашкиве [3, табл.6.2]:

Дляпостроения эпюр с учетом рис.5, данных табл.1 и пункта 7 определяем расстоянияприлагаемых сил (рис.8).

Рис.8Компоновочный эскиз вала

Всевыбранные данные сводим в табл.4.

Таблица4

Исходные данные для расчета валов

Параметр Ведущий вал – червяк Ведомый вал Ft, Н 138 8725 Fr, Н 3176 Fa, Н 8725 138 Fм(Fш), Н 1232 5784 d, мм 40 160 а=b, мм 93 42 с, мм 67 86

10.2Расчет ведущего вала – червяка.

Заменяемвал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваемвертикальную плоскость (ось у)

Изгибающиймомент от осевой силы Fабудет:

mа=[Faxd/2]:

mа=8725·40×10-3/2=174,5Н×м.

Определяемреакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1åmАу=0

-RBy·(a+b)+Fr·a- mа=0

RBy=(Fr·0,093- mа)/ 0,186=(3176·0,093-174,5)/ 0,186=649,8Н

ПринимаемRBy=650Н

2åmВу=0

RАy·(a+b)-Fr·b- mа=0

RАy==(Fr·0,093+ mа)/ 0,186=(3176·0,093+174,5)/ 0,186=2526,2Н

ПринимаемRАy=2526Н

Проверка:

åFКу=0

RАy — Fr+ RBy=2526-3176+650=0

Назначаемхарактерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М1у=0;

М2у= RАy·а;

М2у=2526·0,093=235Нм;

М2’у= М2у — mа(слева);

М2’у=235-174,5=60,5Нм;

М3у=0;

М4у=0;

Строимэпюру изгибающих моментов Му, Нм.

Рассматриваемгоризонтальную плоскость (ось х)

1åmАх=0;

Fш·(a+b+с)-RВх·(a+b)- Ft·a=0;

1232·(0,093+0,093+0,067)-RВх·(0,093+0,093)-138·0,093=0;

RВх=(311,7-12,8)/0,186;

RВх=1606,9Н

RВх»1607Н

2åmВх=0;

-RАх·(a+b)+Ft·b+Fш·с= 0;

RАх=(12,834+82,477)/0,186;

RАх=512,4Н

RАх»512Н

Проверка

åmКх=0;

-RАх+ Ft — Fш+ RВх=-512+138-1232+1607=0

Рис.9Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведущего вала

Назначаемхарактерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М1х=0;

М2х=-RАх·а;

М2х=-512·0,093=-47,6Нм;

М3х=-Fш ·с;

М3х=-1232·0,067=-82,5Нм

М4х=0;

Строимэпюру изгибающих моментов Мх.

Крутящиймомент

ТI-I=0;

ТII-II=T1=Ft·d1/2;

ТII-II=2,76Нм

Определяемсуммарные изгибающие моменты:

Определяемэквивалентные моменты:

Порис.9 видно, что наиболее опасным является сечение С-С ведущего вала.

10.3Расчет ведомого вала

Расчетпроизводим аналогично п.10.1.

Заменяемвал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваемвертикальную плоскость (ось у)

Изгибающиймомент от осевой силы Fабудет:

mа=[Faxd/2]:

mа=138·160×10-3/2=11Н×м.

Определяемреакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1åmАу=0

-RBy·(a+b)+Fr·a- mа=0

RBy=(Fr·0,042- mа)/ 0,084=(3176·0,042-11)/ 0,084=1457,04Н

ПринимаемRBy=1457Н

2åmВу=0

RАy·(a+b)-Fr·b- mа=0

RАy==(Fr·0,042+ mа)/ 0,084=(3176·0,042+11)/ 0,084=1718,95Н

ПринимаемRАy=1719Н

Проверка:

åFКу=0

RАy — Fr+ RBy=1719-3176+1457=0

Назначаемхарактерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М1у=0;

М2у=RАy·а;

М2у=1719·0,042=72,2Нм;

М2’у=М2у — mа(слева);

М2’у=72,2-11=61,2Нм;

М3у=0;

М4у=0;

Строимэпюру изгибающих моментов Му, Нм.

Рассматриваемгоризонтальную плоскость (ось х)

1åmАх=0;

Fm·(a+b+с)-RВх·(a+b)- Ft·a=0;

5784·(0,042+0,042+0,086)-RВх·(0,042+0,042)-8725·0,042=0;

RВх=(983,3-366,45)/0,084;

RВх=7343,2Н

RВх»7343Н

2åmВх=0;

-RАх·(a+b)+Ft·b+Fм·с= 0;

RАх=(366,45+497,4)/0,084;

RАх=10284,2Н

RАх»10284Н

Проверка

åmКх=0;

-RАх+ Ft — Fm+RВх=-7343+8725-5784+10284=0

Назначаемхарактерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М1х=0;

М2х=-RАх·а;

М2х=-10284·0,042=-432Нм;

М3х=-Fm ·с;

М3х=-5784·0,086=-497Нм

М4х=0;

Строимэпюру изгибающих моментов Мх.

Крутящиймомент

ТI-I=0;

ТII-II=T1=Ft·d2/2;

ТII-II=698Нм

Определяемсуммарные изгибающие моменты:

Определяемэквивалентные моменты:

Рис.10Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала

Порис.10 видно, что наиболее опасным является сечение С-С ведомого вала.

11Расчет валов на выносливость

Порис.9 и рис.10 видно, что наиболее опасным является сечение С-С ведомого вала,где эквивалентный момент более, чем в три раза больше, чем у ведущего вала.Поэтому расчет на выносливость проводим только для ведомого вала.

Определяемсуммарный изгибающий момент в сечении С-С

Рис.11Схема для определения суммарного изгибающего момента

/>; (11.1)

Изтабл.3 выбираем данные по шпонке:

Сечениешпонки b·h=20·12.

Глубинапаза ваза t1=7,5мм

Диаметрвала dк3=71мм.

Определяемосевой и полярный моменты сопротивления в сечении С-С вала с учетом шпоночногопаза [1. табл.8.5]

/> (11.2)

/> (11.3)

/>; />мм3;

/>; />мм3:

Определяемнапряжение изгиба в сечении С-С

/>; (11.4)

/>; />;

Принимаем/>.

Определяемнапряжения кручения в сечении С-С

/>; />;

Принимаем/>.

Определяемамплитудные и средние напряжения циклов перемен напряжений. По заданию валневерсивный. Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу (рис.12), анапряжения кручения – по пульсирующему циклу (рис.13).

Рис.12Цикл перемен напряжений изгиба

Рис.13Цикл перемен напряжений кручения

Изрисунков следует:

— дляперемен напряжений изгиба:

sv=sи; sм=0; sv=14МПа.

— дляперемен напряжений кручения:

τv=τи=τк/2; τv=τи=5МПа.

Определяемкоэффициенты снижения выносливости в сечении С-С. Зубчатое колесо напрессованона вал и шпонку по посадке с гарантированным натягом, тогда находим коэффициентнормальных напряжений.

έs и έτ –масштабные факторы

Учитываяпримечание 2 [1, с.166 табл.8.7]

/> [1,с.166 табл.8.7]

/>;

β– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности при высотемикронеровностей :

Rа=0,32…2,5мкм;

β=0,97…0,9; [1, с.162]

Принимаемβ =0,92.

Определяемкоэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям изгиба. [1,с.162]

/> (11.5)

/>; />.

Коэффициентчувствительности материала к асимметрии цикла по касательным напряжениям ψs=0,1.

Определяемкоэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям кручения. [1,с.164]

/>; (11.6)

/>; />

Определяемсуммарный коэффициент запаса усталостной прочности в сечении вала С-С [1,с.162]

/> (11.7)

где [S]=1,5…5,5 – требуемый коэффициентзапаса усталостной прочности [1, с.162]

/> />

Вывод:Расчетный коэффициент запаса усталостной прочности в пределах нормы, поэтомуконструкцию вала сохраняем.

12Расчет подшипников на долговечность

12.1Расчет подшипников червяка на долговечность

Исходные данные

n2=652мин-1;

dп3=30мм;

RАy=2526Н;

RАх=512Н;

RBy=650Н;

RВх=1607Н;

/>Н.

Определяемрадиальные нагрузки, действующие на подшипники

/>; (12.1)

/>; />

Здесьподшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа (рис.9).

/>;

/>; />

Назначаем тип подшипника,определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который еевоспринимает (здесь подшипник 2)

/>;

Так как соотношение больше 0,35, тоназначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по dп3=30мм.

Подшипник № 7306, у которого:

Dn2=72мм;

Вn2=21мм;

С0=40кН –статическая грузоподъемность;

С=29,9кН – динамическаягрузоподъемность

е=0,34 – коэффициент осевогонагружения;

У=1,78 – коэффициент при осевойнагрузке [1,c.402, табл.П7].

Определяем коэффициент Х прирадиальной нагрузке [1,c.212,табл.9.18] в зависимости от отношения

/>;

где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.

Тогда Х=0,4.

Изображаем схему нагруженияподшипников. Подшипники устанавливаем враспор.

Рис.14 Схеманагружения вала-червяка

Определяем осевыесоставляющие от радиальных нагрузок

S=0,83×e×Fr [1,c.216]

S1=0,83×0,34×1733; S1=489Н;

S2=0,83×0,34×2577; S2=727Н.

Определяем осевые нагрузки,действующие на подшипники.

FaI=S1;

FaII=S2+FaI;

FaI=489Н;

FaII=489+723; FaII=1216Н.

Определяем эквивалентную нагрузкунаиболее нагруженного подшипника II

Fэ2=(Х×V×Fr2+У×FaII)×Kd×Kτ;

где Kd — коэффициент безопасности;

Kd =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];

принимаем Kd =1,5;

Kτ – температурный коэффициент;

Kτ =1 (до 100ºС) [1,c.214, табл.9.20];

Fэ2=(0,4×1×2577+1,78×1216)×1,5×1; Fэ2=3195Н=3,2кН

Определяем номинальнуюдолговечность роликовых подшипников в часах

/> [1,c.211]; (12.2)

Подставляем в формулу (12.2):

/>; />ч.

По заданию долговечностьпривода Lhmin=10000ч.

В нашем случае Lh> Lhmin, принимаем окончательно для червякаподшипник 7306.

12.1Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность

Исходные данные

n2=65,2мин-1;

dп3=60мм;

RАy=1719Н;

RАх=10284Н;

RBy=1457Н;

RВх=7343Н;

/>Н.

Определяемрадиальные нагрузки, действующие на подшипники (12.1)

/>; />

Здесьподшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа (рис.10).

/>;

/>; />

/>;

Так как соотношение больше 0,35, тоназначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по dп3=60мм.

Подшипник № 7512, у которого:

Dn2=110мм;

Вn2=30мм;

С0=94кН –статическая грузоподъемность;

С=75кН – динамическаягрузоподъемность

е=0,392 – коэффициент осевогонагружения;

У=1,528 – коэффициент при осевойнагрузке [1,c.402, табл.П7].

Определяем коэффициент Х прирадиальной нагрузке [1,c.212,табл.9.18] в зависимости от отношения

/>>е

где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.

Тогда Х=0,4.

Изображаем схему нагруженияподшипников. Подшипники устанавливаем враспор.

Рис.15 Схема нагружениятихоходного вала

Определяем осевыесоставляющие от радиальных нагрузок

S=0,83×e×Fr [1,c.216]

S1=0,83×0,392×7496; S1=2440Н;

S2=0,83×0,392×10426; S2=3392Н.

Определяем осевые нагрузки,действующие на подшипники.

FaI=S1;

FaII=S2+FaI;

FaI=2440Н;

FaII=2440+3392; FaII=5832Н.

Определяем эквивалентнуюнагрузку наиболее нагруженного подшипника II

Fэ2=(Х×V×Fr2+У×FaII)×Kd×Kτ;

где Kd — коэффициент безопасности;

Kd =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];

принимаем Kd =1,5;

Kτ – температурный коэффициент;

Kτ =1 (до 100ºС) [1,c.214, табл.9.20];

Fэ2=(0,4×1×10426+1,78×5832)×1,5×1; Fэ2=14550Н=14,55кН

Определяем номинальную долговечностьроликовых подшипников в часах

/> [1,c.211]; (12.2)

Подставляем в формулу(12.2):

/>; />ч.

По заданию долговечностьпривода Lhmin=10000ч.

В нашем случае Lh> Lhmin, принимаем окончательно для червякаподшипник 7512.

13 Выбор системы и вида смазки.

Скорость скольжения в зацеплении VS = 2,38 м/с. Контактные напряжения sН = 510 Н/мм2. По таблице10.29 из [3] выбираем масло И-Т-Д-460.

Используем картерную системусмазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец зубчатого колесабыл в него погружен на глубину hм(рис.15):

Рис.16 Схемаопределения уровня масла в редукторе

hм max £ 0.25d2 = 0.25×160 = 40мм;

hм min<sub/>= m = 4мм.

При вращении колеса масло будетувлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса,откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц маслав воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпусадеталей, в том числе и подшипники.

Объем масляной ванны

V = 0.65×PII = 0.65×3,65 = 2.37 л.

Контроль уровня масла производитсяпробками уровня, которые ставятся попарно в зоне верхнего и нижнего уровнейсмазки. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редукторпроизводится через съемную крышку.

И для вала-червяка, и для валачервячного колеса выберем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Установим ихрабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступмасла.

14 Расчетосновных элементов корпуса

Для предотвращения задеванияповерхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса внутренний контурстенок провести с зазором х=8…10мм [3]; такой же зазор предусмотреть междуподшипниками и контуром стенок. Расстояние между дном корпуса и поверхностьюколес принимаем

у³4х; у³(32…40)мм

Для малонагруженных редукторов (Т2£500Нм) определяем толщины стеноккрышки и основания корпуса

/>; />мм, принимаем />мм.

Для крепления крышек подшипников вкорпусе и крышке предусматриваем фланцы. Крышки торцовые для подшипниковвыбираем по табл.143 (глухие) и 144 (с отверстием для манжетного уплотнения)[2, т.2, с.255].

15Сборка и регулировка редуктора

Конструкциюредуктора принимаем с верхним расположением червяка [3, рис.А10]. Порядоксборки следующий:

- на червякустанавливаем подшипники;

- червяк сподшипниками устанавливаем в верхнюю крышку, регулируем зазоры в подшипникахкольцами и закрываем торцевыми крышками, сквозная крышка с манжетой;

- устанавливаем наведомый вал червячное колесо и подшипники, регулируем зазоры в подшипникахкольцами;

- собранный валустанавливается на корпус и закрывается верхней крышкой с червяком;

- закрываем подшипники ведомого вала торцевыми крышками, сквозная крышка с манжетой;

- верхняя крышкасоединяется с корпусом с помощью винтов и фиксируется двумя штифтами;

- в корпусустанавливаются пробки для слива и для контроля верхнего уровня;

- в редуктор черезверхнее отверстие в крышке заливается масло до верхнего уровня;

- устанавливаетсяверхняя пробка и крышка, закрывающая отверстие для заливки масла и контролязацепления червячной передачи;

- на быстроходныйвал устанавливаем шкив ременной передачи, а на тихоходный полумуфту;

- проверяем работуредуктора, вручную проворачивая быстроходный вал.

Редукторсобран и при изготовлении деталей без отклонений готов к подключению к приводу.

16Назначение квалитетов точности, шероховатости поверхности, отклонений формы ивзаимного расположения поверхностей

Выбор допусков, посадок ишероховатости поверхности проводим приняв, что детали редуктора изготавливаютсяпо нормальной относительной точности размеров [3]. При выборе руководствуемсястандартным рядом параметров шероховатости. Выбранные значения параметровприведены в табл.5.

Параметрыточности и шероховатости

Таблица5

Наименование соединения, поверхности

Шероховатость

Ra, мкм

Посадка,

допуск

Соединение зубчатого колеса с валом 1,25 H7/p6 Поверхность вала под подшипниками 0,63 k6 Поверхность корпуса для посадки подшипников 1,0 H8 Поверхность заплечиков вала 0,8 h12 Поверхность выходного конца вала 0,4 r6 Посадочная поверхность торцевых крышек 6,3 h7

Поверхность зубьев:

— колеса

— червяка

2,5

h12

Поверхность червяка под подшипниками 0,63 k6 Поверхность выходного конца быстроходного вала 2,5 h7 Все остальные обрабатываемые поверхности 6,3 H14,h14 Поверхности, получаемые литьем 25 H15,h15

17Тепловой расчет редуктора

Цельтеплового расчета – проверка температуры масла в редукторе, которая не должнапревышать допускаемой [t]м=80…95ºС.Температура воздуха вне корпуса редуктора обычно tв=20 ºС. Температура масла tм в корпусе червячной передачи при непрерывной работе безискусственного охлаждения определяется по формуле [3]:

/> (18.1)

гдеή- КПД редуктора,

Кt =9…17 Вт/(м2град) – коэффициенттеплопередачи,

А –площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктор, м2

По[3, табл.11.6] исходя из межосевого расстояния 100мм определяем А=0,24

Подставивданные в (18.1) получим:

/> ºС£[t]м

Температураредуктора в норме.

Литература

1. С.А.Чернавский идр. «Курсовое проектирование деталей машин» М. 1987г.

2. Анурьев В.И.Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. -8-е изд. перераб. и доп. Подред. И.Н.Жестковой. – М.: Машиностроение, 1999

3. Шейнблит А.Е.Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – М.: Высш. шк., 1991