Червячный редуктор: деталировка, сборочный чертеж, привод

Сечение I-I: Мu1= RAXz1,.

Мu1= 6,41· 55=352,55Н·м Сечение II-II: Mu2= RAX· z2 + Ft· (z2-а) — RBX · z2.

Mu2=6,41· 127+5,82·72−21,2 · 127=-1206,4Н·м Сечение III-III: Мu3= RAX· (z3+a+b)+ Ft· (z3+b) — RBX · z3.

Мu3=6.41· 266.

5+5.82· 211.

5−21.2 · 139.

5=0Н· м.

4.

2.6 Определение опасных сечений.

1 опасное сечение — место посадки колеса на вал,.

2 опасное сечение — опора B.

3 опасное сечение — выходной конец вала.

4.

2.7 Расчёт первого опасного сечения.

Определяем напряжение от изгибающего момента:

σu=Мmax/0,1d3=384,46/0,1· 0,0683=6,11МПа.

τ=T/0,2d3=838,66/0,2· 0,0683=13,33МПа.

σэкв==.

.

где S — коэффициент запаса, S=2;

σ-1 — предел выносливости, σ-1 = 0,43 σв = 0,43· 580=249,4МПа;

ε = 1.

Кδ /ε=(Кδ /ε)0· ξ'· ξ'', (4.13).

где (Кδ /ε)0=3,1.

ξ' - коэффициент, учитывающий предел прочности материала вала.

ξ'=0,305+0,0014· σв (4.14).

ξ'=0,305+0,0015· 580=1,117.

ξ'' - коэффициент, учитывающий давление в посадке, ξ''=1.

Кδ /ε=3,1· 1,117·1=3,46.

Прочность вала в данном сечении обеспечена.

4.

2.8 Расчёт второго опасного сечения.

Определяем напряжение от изгибающего момента:

σu=Мmax/0,1d3=1206,4/0,1· 0,0603=19,18МПа.

τ=T/0,2d3=838,66/0,2· 0,0603=13,33МПа.

σэкв==.

.

где S — коэффициент запаса, S=2;

σ-1 — предел выносливости, σ-1 = 0,43 σв = 0,43· 580=249,4МПа;

ε = 1.

Кδ /ε=(Кδ /ε)0· ξ'· ξ'', (4.13).

где (Кδ /ε)0=3,1.

ξ' - коэффициент, учитывающий предел прочности материала вала.

ξ'=0,305+0,0014· σв (4.14).

ξ'=0,305+0,0015· 580=1,117.

ξ'' - коэффициент, учитывающий давление в посадке, ξ''=1.

Кδ /ε=3,1· 1,117·1=3,46.

Прочность вала в данном сечении обеспечена.

4.

2.9 Расчёт третьего опасного сечения.

τвх = T/0,2d3.

τ=838,66/0,2· 0,053=33,55МПа.

τ-1=0,28σв=0,28· 580=162,4МПа.

S=2; Kτ=1,5; ε=0,7.

τ=33,55МПа<=37,9МПа Прочность вала обеспечена.

5 Расчёт и подбор подшипников.

5.1 Расчёт подшипников быстроходного вала.

5.

1. 1 Выбор подшипников качения для опор вала червяка Частота вращения вала n=1410 мин-1.

Диаметр посадочной поверхности вала d=45мм.

Максимально длительно действующие силы:

Fr=2120 H, FA=5824H,.

RAY=1860H, RBY=250H,.

RAX=380H, RBX=440H.

5.

1.2 Определение паспортных характеристик По диаметру посадочных мест назначаем роликоподшипники конические лёгкой серии № 7209.

Грузоподъёмность: Cr=42,7кН, Cr0=33,4кН.

Факторы нагрузки: l=0,41, Y=1,45, Y0=0,80.

Определяем суммарные радиальные силы в опорах.

(5.1).

(5.2).

Расчет ведем по опоре А, в которой установлены два конических роликоподшипника по системе «враспор».

5.

1.3 Определение суммарных нагрузок в опорах.

S=0,83· l·Fr (5.3).

SA=S2.

SB=S1.

SA=0,83· 0,41·950=320Н.

SB=0,83· 0,41·950=320Н.

S1=S2 => Fa1=S1 (5.4).

Fa2= Fa1+FA (5.5).

Fa1=320Н.

Fa2=320+5820=6140.

5.

1.4 Определение эквивалентной нагрузки Самым нагруженным является подшипник в опоре А, по нему и ведём расчёт.

РrA=(X· V·FrA+Y·Fa1)·Kδ·Kt, (5.6).

где X, Y — коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

V — коэффициент вращения, V=1;

Kδ - коэффициент безопасности, Kδ = 1,4.

Kt — температурный коэффициент, Kt = 1 при t<100˚C.

Fa2/V· FrA=6140/950=6,46>l=0,41 (5.7).

X=0,4.

Y=0,4ctgα=0,4ctg15=1,54 (5.8).

РrA=(0,4· 1·950+1,54·6140)·1,4·1=13,780кН.

5.

1.5 Определение расчётной долговечности подшипника.

(5.9).

где Ln — расчётная долговечность подшипника, ч;

Р — показатель степени, равный для роликоподшипников 1,33;

а1 — коэффициент, учитывающий надёжность работы подшипника, а1=1;

а23 — коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а23=0,9;

— требуемая долговечность подшипника, =6351 ч.

Данный подшипник удовлетворяет требованию долговечности.

5.2 Расчёт подшипников тихоходного вала.

5.

2.1 Выбор подшипников Частота вращения вала n=56,4 мин-1.

Диаметр посадочной поверхности вала d=60мм.

Максимально длительно действующие силы:

FA=0,82кH,.

RAY=0,01кH, RBY=2,13кH,.

RAX=6,41кH, RBX=21,34кH.

По диаметру посадочных мест назначаем роликоподшипники конические лёгкой серии № 7212.

Грузоподъёмность: Cr=72,2кН, Cr0=58,4кН.

l=0,35.

5.

2.2 Определяем суммарные радиальные силы в опорах.

5.

2.3 Определяем суммарные нагрузки в опорах.

SA=S1.

SB=S2.

SA=0,83· 0,35·6,41=1,86кН.

SB=0,83· 0,35·21,45=6,23кН.

S1<S2 => FА<S2-S1.

Fa2= S2=6,23кН.

Fa1= Fa2-FA=6,23−1,86=4,37кН.

5.

2.4 Определяем эквивалентную нагрузку Самым нагруженным является подшипник в опоре В, по нему и ведём расчёт.

V=1;

Kδ = 1,3;

Kt = 1.

Fa2/V· FrВ=6,23/1·21,45=0,29<l=0,35.

X1=1.

Y1=0.

РrВ=(1· 1·21,45+0·0,82)·1,3·1=27,89кН.

5.

2.5 Определяем расчётную долговечность подшипника.

.

где Ln — расчётная долговечность подшипника, ч;

n — частота вращения вала, мин-1;

Р — показатель степени, равный для роликоподшипников 1,33;

а1 — коэффициент, учитывающий надёжность работы подшипника, а1=1;

а23 — коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а23=0,9;

— требуемая долговечность подшипника, =6351 ч.

Данный подшипник удовлетворяет требованию долговечности.

6 Расчёт шпоночных соединений.

6.1 Расчёт шпоночного соединения на входном валу Для передачи крутящего момента Т=26,6Н· м на вал d=30мм применяем призматическую шпонку по ГОСТ 12 081;72.

b=7мм; h=8мм; t1=4мм; l=35мм.

Рабочая длина шпонки.

lP=l-b (6.1).

lP=35−7=28мм.

Проверяем шпоночное соединение на смятие:

(6.2).

где =150 Мпа — допускаемое напряжение смятия для вала.

.

Условие смятия соблюдается.

6.2 Расчёт шпоночного соединения на выходном валу Для передачи крутящего момента Т=525Н· м выходного вала d=50мм применяем призматическую шпонку по ГОСТ 12 081;72.

b=10мм; h=16мм; t1=6мм; l=90мм.

Рабочая длина шпонки.

lP=l-b (6.3).

lP=90−10=80мм.

Проверяем шпоночное соединение на смятие:

(6.4).

где =150 Мпа — допускаемое напряжение смятия для вала.

Условие смятия соблюдается.

6.3 Расчёт шпоночного соединения, сконструированного в месте соединения червячного колеса с валом.

d=68мм; Т=525Н· м Принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 23 360–78.

b=20мм; h=12мм;

t1=7,5 мм; l=60мм.

Рабочая длина шпонки lP=l-b.

lP=60−20=40мм.

Проверяем шпоночное соединение на смятие:

.

где =150 Мпа — допускаемое напряжение смятия для вала.

Условие смятия соблюдается.

7 Подбор муфты Для соединения вала ленточного конвейера с выходным валом редуктора принимаем цепную муфту 750−68−12−70−12-У3 по ГОСТ 21 424–93.

Проверяем отношение:

ТМк· Твала, (7.1).

где к — коэффициент режима работы, к=1,4.

750 > 1,4· 525 = 735Н· м, муфта подходит.

8 Выбор и обоснование способа смазки передачи и подшипников Для смазывания червячных передач широко применяют картерную смазку. Этот способ допустим при скорости скольжения до 10м/с, что подходит к нашему редуктору.

При вращении колеса масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, оттуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Для выбора смазки необходимо знать контактное напряжение σН=230,4МПа, а также скорость скольжения VS=5м/с.

Выбираем масло И-Т-Д-220 по ГОСТ 17 479.

4−87.

Подшипники червяка находятся ниже уровня масла и дополнительной смазки не требуют. Для смазки подшипников тихоходного вала применяем ЦИАТИМ-202 или ЛИТОЛ-24.

1. Дунаев Л. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин.- 4-е изд., перераб. и доп.-М.: Высшая школа, 2012. 416 с.

2. Иванов М. Н. Детали. — 5-е изд., перераб. -М.: Высшая школа, 2005. -383с.: ил.

3. Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для вузов. -3-е изд., перераб. и доп. — М.: Высшая школа, 2008. — 352с., ил.