Проектирование червячной передачи редуктора

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 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

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

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

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

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. 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

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 21 424–75 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

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 16 162–78, 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_2 м-R_1 м= 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_1 мl₁/2= 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_1 м = v 1058²+254²+308= 1396 Н

R_r2=vR_2x²+R_2y²+R_2 м = 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]):

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.

Ra/Co =1143/ 25 500=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 16 162–78, 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 выписываем:

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 25 347–82.

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 21 424–75 [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 21 424−75, 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 23 360–78 (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

14×9 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 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— =12 964 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 =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.

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.

Посадка червячного колеса на вал по ГОСТ 25 347–82.

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 20 799−75).

Смазывание подшипников принимаем разбрызгиванием жидкого масла.

Для предотвращения чрезмерного заполнения подшипников маслом устанавливаем маслозащитные кольца.

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.