Расчет и проектирование червячного редуктора
Привод предназначен для передачи вращающего момента от электродвигателя к исполнительному механизму. В качестве исполнительного механизма может быть ленточный или цепной конвейер. Привод состоит из двигателя 1 (рис.1), зубчато-ременной передачи 2, червячного редуктора 3 и муфты 4. Выбор допусков, посадок и шероховатости поверхности проводим приняв, что детали редуктора изготавливаются… Читать ещё >
Расчет и проектирование червячного редуктора (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
Министерство образования Республики Беларусь
Белорусский национальный технический университет
Кафедра «Детали машин, ПТМ и М»
Группа 302 313
РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА
Пояснительная записка
Разработал
студент Д.И.Зеньков
Консультант В.И.Шпиневский
1 Назначение и область применения привода
2 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
3 Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов валов
4 Расчет червячной передачи
5 Предварительный расчет диаметров валов
6 Подбор и проверочный расчет муфты
7 Предварительный выбор подшипников
8 Компоновочная схема
9 Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений
10 Расчет валов по эквивалентному моменту
11 Расчет валов на выносливость (проверочный расчет)
12 Расчет подшипников на долговечность
13 Выбор системы и вида смазки
14 Расчет основных размеров корпуса редуктора
15 Порядок сборки и регулировки редуктора
16 Назначение квалитетов точности, шероховатости поверхности, отклонений формы и взаимного расположения поверхностей
1 Назначение и область применения привода
Нам в нашей работе необходимо рассчитать и спроектировать привод конвейера.
Привод предназначен для передачи вращающего момента от электродвигателя к исполнительному механизму. В качестве исполнительного механизма может быть ленточный или цепной конвейер. Привод состоит из двигателя 1 (рис.1), зубчато-ременной передачи 2, червячного редуктора 3 и муфты 4.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.
Назначение редуктора — понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи — червяк, червячное колесо, подшипники, вал и пр. Входной вал редуктора посредством зубчато-ременной передачи соединяется с двигателем, выходной посредством муфты — с конвейером.
Червячные редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых перекрещиваются.
Так как КПД червячных редукторов невысок, то для передачи больших мощностей в установках, работающих непрерывно, проектировать их нецелесообразно. Практически червячные редукторы применяют для передачи мощности, как правило, до 45кВт и в виде исключения до 150кВт.
2 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
2.1 Исходные данные для расчета:
выходная мощность — =3,2 кВт; выходная частота вращения вала рабочей машины — =65 об/мин; нагрузка постоянная; долговечность привода — 10 000 часов.
Рис. 1 — кинематическая схема привода, где:
1 — двигатель; 2 — клиноременная передача; 3 — червячная передача; 4 — муфта
2.2 Определение требуемой мощности электродвигателя.
— требуемая мощность электродвигателя (2.1)
где: — 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 ориентировочной частоты вращения вала электродвигателя
Определяем ориентировочную частоту вращения вала электродвигателя
(2.3)
где — выходная частота вращения вала рабочей машины
— общее передаточное число редуктора.
где — передаточное число ременной передачи, передаточное число червячной передачи.
Принимаем [3,табл.2.3]:
По требуемой мощности выбираем [2, т.3, табл.29] электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии АИ закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1500мин-1 АИР112М4, с параметрами Рном = 5,5 кВт, мин -1,
S=3,7%, мин -1.
2.4 Определение действительных передаточных отношений.
Определяем действительное передаточное соотношение из формулы (2.3)
Разбиваем по ступеням.
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
3.1 Определяем мощности на валах
Расчет ведем по [3]
Мощность двигателя —
Определяем мощность на быстроходном валу
(3.1)
Определяем мощность на тихоходном валу
(3.2)
3.2 Определяем вращающие моменты на валах.
Определяем вращающие моменты на валах двигателя, быстроходном и тихоходном валах по формуле
(3.3)
4. Расчет червячной передачи
4.1 Исходные данные
4.2 Выбор материала червяка и червячного колеса
Для червяка с учетом мощности передачи выбираем [1, c.211] сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.
Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения
(4.1)
м/с Для венца червячного колеса примем бронзу БрА9Ж3Л, отлитую в кокиль.
4.3 Предварительный расчет передачи
Определяем допускаемое контактное напряжение [1]:
[ ун] =КHLСv0,9в, (4.2)
где Сv -коэффициент, учитывающий износ материалов, для Vs=2,39 он равен 1,21
в, — предел прочности при растяжении, для БрА9Ж3Л в,=500
КHL — коэффициент долговечности
КHL =, (4.3)
где N=5732Lh, (4.4)
Lh — срок службы привода, по условию Lh=10 000ч
N=573×6,82×10 000=39078600
Вычисляем по (4.3):
КHL =
КHL =0,84
[ ун] =0,84×1,21×500=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 = 4×10 = 40
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 10;
Коэффициент нагрузки К = 1,2; [1]
Определяем межосевое расстояние [1, c.61]
(4.5)
Вычисляем модуль
(4.6)
Принимаем по ГОСТ 2144–76 (таблица 4.1 и 4.2) стандартные значения
m = 4
q = 10
а также Z2 = 40 Z1 = 4
Тогда пересчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям m, q и Z2:
(4.7)
Принимаем aw = 100 мм.
4.4 Расчет геометрических размеров и параметров передачи
Основные размеры червяка.:
Делительный диаметр червяка
(4.8)
Диаметры вершин и впадин витков червяка
(4.9)
(4.10)
Длина нарезной части шлифованного червяка [1]
(4.11)
Принимаем b1=42мм
Делительный угол подъема г:
г =arctg (z1/q)
г =arctg (4/10)
г = 21 є48'05″
ha=m=4мм; hf=1,2x m=4,8 мм; c=0,2x m=0,8 мм.
Основные геометрические размеры червячного колеса [1]:
Делительный диаметр червячного колеса
(4.12)
Диаметры вершин и впадин зубьев червячного колеса
(4.13)
(4.14)
Наибольший диаметр червячного колеса
(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 валу червячного колеса
(4.18)
По [1, табл. 4.7] выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv = 1,1
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки [1,формула 4.26]
В этой формуле коэффициент деформации червяка при q =10 и Z1 =4 [1,табл. 4.6]
При незначительных колебаниях нагрузки вспомогательный коэффициент Х=0,6
Коэффициент нагрузки
4.5 Проверочный расчет
Проверяем фактическое контактное напряжение
МПа < [GH] = 510МПа.
Проверяем прочность зубьев червячного колеса на изгиб.
Эквивалентное число зубьев.
Коэффициент формы зуба [1, табл. 4.5] YF = 2,19
Напряжение изгиба
Па = 92,713 мПа
Определяем окружные Ft, осевые Fa и радиальные Fr силы в зацеплении соответственно на червяке и на колесе по формулам:
(4.19)
(4.20) (4.21)
Данные расчетов сведены в табл.1.
Таблица 1
Параметры червячной передачи
Параметр | Колесо | Червяк | |
m | |||
z | |||
ha, мм | |||
hf, мм | 4,8 | ||
с, мм | 0,8 | ||
d, мм | |||
dа, мм | |||
df, мм | 150,4 | 30,4 | |
dаm, мм | ; | ||
b, мм | |||
г | 21є48'05″ | ||
V, м/с | 0,54 | 1,36 | |
Vs, м/с | 1,64 | ||
Ft, Н | |||
Fa, Н | |||
Fr, Н | |||
5 Предварительный расчет диаметров валов
5.1 Расчет ведущего вала
Ведущий вал — червяк (см. рис.2)
Рис. 2 Эскиз червяка Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении (согласно табл. 7.1 [2]):
По ГОСТ принимаем d1 =25мм Диаметры подшипниковых шеек d2 =d1+2t=25+2×2,2=29,9 мм Принимаем d2 =30мм
d3?df1=47,88
Принимаем d3 =40мм
l1 =(1,2…1,5)d1 =1,4×25=35мм
l2?1,5d2 =1,5×30=45мм
l3 =(0,8…1)хdam=170мм
l4 — определим после выбора подшипника
5.2 Расчет тихоходного вала
Ведомый вал — вал червячного колеса (см. рис.3)
Рис. 3 Эскиз ведомого вала Диаметр выходного конца Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d1 =50мм
Диаметры подшипниковых шеек d2 =d1+2t=50+2×2,8=55,6 мм Принимаем d2 =60мм
d3= d2 +3,2r=60+3,2×3=69,6 мм Принимаем d2 =71мм
d5= d3 +3,2r=71+9,6=80мм
l1 =(1,0…1,5)d1 =1,2×50=60мм
l2?1,25d2 =1,25×60=75мм
l3 =(0,8.1)хdam=170мм
l4 — определим после выбора подшипника
6 Подбор и проверочный расчет муфты
Определяем для муфты на выходном конце тихоходного вала расчетный момент Мр [3]:
Мр=рТ2, (6.1)
где р — коэффициент режима работы Для ленточных конвейеров р=1,25−1,5
Принимаем р=1,4
Мр=1,4×535,2=748 Нм Исходя из задания на курсовую работу, расчетного момента и диаметра выходного вала d2=50мм выбираем [2,т.2,табл.12] муфту цепную с однорядной цепью 1000−1-50−1-У3 ГОСТ 20 761–80. Материал полумуфт — сталь 45.
Проводим проверочный расчет муфты по условию
[Ммуфты] Мр ,
Все параметры муфты в норме.
7 Предварительный выбор подшипников
Предварительный выбор проводим по табл.7.2. 2].
Так как межосевое расстояние составляет 100 мм для червяка выбираем роликовые подшипники 7306 ГОСТ 333–79, а для червячного колеса — 7512 ГОСТ 333–79 (рис.4).
Рис. 4 Подшипник ГОСТ 333–79.
Параметры подшипников приведены в табл.2.
Таблица 2
Параметры подшипников
Параметр | |||
Внутренний диаметр d, мм | |||
Наружный диаметр D, мм | |||
Ширина Т, мм | |||
Ширина b, мм | |||
Ширина с, мм | |||
Грузоподъемность Сr, кН | |||
Грузоподъемность С0r, кН | 29,9 | ||
8 Компоновочная схема.
Компоновочная схема редуктора с выбранными и рассчитанными размерами показана на рис. 5.
Рис. 5 Компоновочная схема редуктора
9 Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений
Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по.
Рис.6 Сечение вала по шпонке
9.1 Соединение быстроходный вал — шкив ременной передачи
Для выходного конца быстроходного вала при d=25 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=8×7 мм2 при t=4мм.
При l1=35 мм выбираем длину шпонки l=32мм.
Материал шпонки — сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:
где Т — передаваемый момент, Нмм;
lр — рабочая длина шпонки, при скругленных концах lр=l-b, мм;
[]см — допускаемое напряжение смятия.
С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается шкив из чугуна СЧ20 ([]см=70…100 Н/мм2) вычисляем:
Условие выполняется.
9.2 Соединение тихоходный вал — полумуфта
Для выходного конца тихоходного вала при d=50 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14×9 мм2 при t=5,5 мм.
При l1=60 мм выбираем длину шпонки l=45мм.
Материал шпонки — сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжения смятия и условия прочности с учетом материала полумуфты — ст. 3 ([]см=110…190 Н/мм2) и Т2=748 Нмм:
Условие выполняется.
9.3 Соединение тихоходный вал — ступица червячного колеса
Для соединения тихоходного вала со ступицей червячного колеса при d=71 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=20×12 мм2 при t=7,5 мм.
При l1=32 мм выбираем длину шпонки l=32мм.
Материал шпонки — сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжения смятия и условия прочности с учетом материала ступицы чугуна СЧ20 ([]см=70…100 МПа) и Т2=748 Нмм:
Условие выполняется.
Выбранные данные сведены в табл.3.
Таблица 3
Параметры шпонок и шпоночных соединений
Параметр | Вал-шкив | Вал-полумуфта | Вал-колесо | |
Ширина шпонки b, мм | ||||
Высота шпонки h, мм | ||||
Длина шпонки l, мм | ||||
Глубина паза на валу t1, мм | 5,5 | 7,5 | ||
Глубина паза во втулке t2, мм | 3,3 | 3,8 | 4,9 | |
10 Расчет валов по эквивалентному моменту
10.1 Исходные данные для расчета
Составляем схему усилий, действующих на валы червячного редуктора (рис.7):
Рис. 7 Схема усилий, действующих на валы червячного редуктора Определяем консольную нагрузку на муфте [1,табл.6.2]:
; (10.1)
Н
Для определения консольной нагрузки на шкиве необходимо произвести расчет зубчато-ременной передачи.[1].
Определяем минимальный диаметр ведущего шкива по диаметру вала электродвигателя dДВ=32мм, шпонка bхh=10×8мм.
Определяем минимальный диаметр ведущего шкива:
d1= dДВ+h+10;
d1min=50мм.
Выбираем зубчатый ремень по ОСТ3 805 114−76 с модулем m=4, с трапецеидальной формой, шириной 84 мм. Назначаем число зубьев ведущего шкива z=15.
Определяем делительный диаметр ведущего шкива:
d1=z x m
d1=60мм.
Определяем диаметр ведомого шкива:
где u-передаточное отношение передачи, u=2,2;
Принимаем .
Определяем ориентировочное межосевое расстояние Принимаем а=110мм.
Определяем расчетную длину ремня:
Принимаем l=550мм.
Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине ремня:
180 мм.
Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива:
;
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 предварительного натяжения Fо ремня:
(10.2)
где С — поправочные коэффициенты [3,табл.5.2].
Определяем консольную нагрузку на шкиве [3,табл.6.2]:
Для построения эпюр с учетом рис. 5, данных табл.1 и пункта 7 определяем расстояния прилагаемых сил (рис.8).
Рис. 8 Компоновочный эскиз вала Все выбранные данные сводим в табл.4.
Таблица 4
Исходные данные для расчета валов
Параметр | Ведущий вал — червяк | Ведомый вал | |
Ft, Н | |||
Fr, Н | |||
Fa, Н | |||
Fм (Fш), Н | |||
d, мм | |||
а=b, мм | |||
с, мм | |||
10.2 Расчет ведущего вала — червяка.
Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.
Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у) Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:
mа=[Faxd/2]:
mа=8725· 4010-3/2=174,5Нм.
Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.
1mАу=0
-RBy· (a+b)+Fr·amа=0
RBy=(Fr· 0,093- mа)/ 0,186=(3176· 0,093−174,5)/ 0,186=649,8Н
Принимаем RBy=650Н
2mВу=0
RАy· (a+b)-Fr·bmа=0
RАy==(Fr· 0,093+ mа)/ 0,186=(3176· 0,093+174,5)/ 0,186=2526,2Н Принимаем RАy=2526Н Проверка:
FКу=0
RАy— Fr+ RBy=2526−3176+650=0
Назначаем характерные 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;
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм.
Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)
1mАх=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
RВх1607Н
2mВх=0;
-RАх· (a+b)+Ft·b+Fш·с= 0;
RАх=(12,834+82,477)/0,186;
RАх=512,4Н
RАх512Н Проверка
mКх=0;
— RАх+ Ft— Fш+ RВх=-512+138−1232+1607=0
Рис. 9 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведущего вала Назначаем характерные 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;
Строим эпюру изгибающих моментов Мх.
Крутящий момент ТI-I=0;
ТII-II=T1=Ft· d1/2;
ТII-II=2,76Нм
Определяем суммарные изгибающие моменты:
Определяем эквивалентные моменты:
По рис. 9 видно, что наиболее опасным является сечение С-С ведущего вала.
10.3 Расчет ведомого вала
Расчет производим аналогично п. 10.1.
Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.
Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у) Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:
mа=[Faxd/2]:
mа=138· 16 010-3/2=11Нм.
Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.
1mАу=0
— RBy· (a+b)+Fr·amа=0
RBy=(Fr· 0,042- mа)/ 0,084=(3176· 0,042−11)/ 0,084=1457,04Н Принимаем RBy=1457Н
2mВу=0
RАy· (a+b)-Fr·bmа=0
RАy==(Fr· 0,042+ mа)/ 0,084=(3176· 0,042+11)/ 0,084=1718,95Н Принимаем RАy=1719Н Проверка:
FКу=0
RАy— Fr+ RBy=1719−3176+1457=0
Назначаем характерные 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;
Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм.
Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)
1mАх=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
RВх7343Н
2mВх=0;
— RАх· (a+b)+Ft·b+Fм·с= 0;
RАх=(366,45+497,4)/0,084;
RАх=10 284,2Н
RАх10 284Н Проверка
mКх=0;
— RАх+ Ft— Fm+RВх=-7343+8725−5784+10 284=0
Назначаем характерные точки 1,2,2', 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:
М1х=0;
М2х= -RАх· а;
М2х=-10 284· 0,042=-432Нм;
М3х=- Fm · с;
М3х=-5784· 0,086=-497Нм М4х=0;
Строим эпюру изгибающих моментов Мх.
Крутящий момент ТI-I=0;
ТII-II=T1=Ft· d2/2;
ТII-II=698Нм
Определяем суммарные изгибающие моменты:
Определяем эквивалентные моменты:
Рис. 10 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала По рис. 10 видно, что наиболее опасным является сечение С-С ведомого вала.
11 Расчет валов на выносливость
По рис. 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.
Определяем суммарный изгибающий момент в сечении С-С
Рис. 11 Схема для определения суммарного изгибающего момента
; (11.1)
Из табл.3 выбираем данные по шпонке:
Сечение шпонки b· h=20·12.
Глубина паза ваза t1=7,5 мм
Диаметр вала dк3=71мм.
Определяем осевой и полярный моменты сопротивления в сечении С-С вала с учетом шпоночного паза [1. табл.8.5]
(11.2)
(11.3)
; мм3;
; мм3:
Определяем напряжение изгиба в сечении С-С
; (11.4)
; ;
Принимаем .
Определяем напряжения кручения в сечении С-С
; ;
Принимаем .
Определяем амплитудные и средние напряжения циклов перемен напряжений. По заданию вал неверсивный. Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу (рис.12), а напряжения кручения — по пульсирующему циклу (рис.13).
Рис. 12 Цикл перемен напряжений изгиба
Рис.13 Цикл перемен напряжений кручения Из рисунков следует:
— для перемен напряжений изгиба:
v=и; м=0; v=14МПа.
— для перемен напряжений кручения:
фv=фи=фк/2; фv=фи=5МПа.
Определяем коэффициенты снижения выносливости в сечении С-С. Зубчатое колесо напрессовано на вал и шпонку по посадке с гарантированным натягом, тогда находим коэффициент нормальных напряжений.
Э и Эф — масштабные факторы
Учитывая примечание 2 [1, с. 166 табл.8.7]
[1, с. 166 табл.8.7]
;
в — коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности при высоте микронеровностей :
Rа=0,32…2,5мкм;
в =0,97…0,9;
Принимаем в =0,92.
Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям изгиба.
(11.5)
; .
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла по касательным напряжениям ш=0,1.
Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям кручения.
; (11.6)
;
Определяем суммарный коэффициент запаса усталостной прочности в сечении вала С-С
(11.7)
где [S]=1,5…5,5 — требуемый коэффициент запаса усталостной прочности
Вывод: Расчетный коэффициент запаса усталостной прочности в пределах нормы, поэтому конструкцию вала сохраняем.
12 Расчет подшипников на долговечность
12.1 Расчет подшипников червяка на долговечность
Исходные данные
n2=652мин-1;
dп3=30мм;
RАy=2526Н;
RАх=512Н;
RBy=650Н;
RВх=1607Н;
Н.
Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники
; (12.1)
;
Здесь подшипник 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 ее воспринимает (здесь подшипник 2)
;
;
Так как соотношение больше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по dп3=30мм.
Подшипник № 7306, у которого:
Dn2=72мм;
Вn2=21мм;
С0=40кН — статическая грузоподъемность;
С=29,9кН — динамическая грузоподъемность е=0,34 — коэффициент осевого нагружения;
У=1,78 — коэффициент при осевой нагрузке [1,c.402, табл. П7].
Определяем коэффициент Х при радиальной 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 нагружения подшипников. Подшипники устанавливаем враспор.
Рис. 14 Схема нагружения вала-червяка
Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок
S=0,83eFr [1,c.216]
S1=0,830,341 733; S1=489Н;
S2=0,830,342 577; S2=727Н.
Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.
FaI=S1;
FaII=S2 +FaI;
FaI=489Н;
FaII=489+723; FaII=1216Н.
Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II
Fэ2=(ХVFr2+УFaII)KKф;
где K — коэффициент безопасности;
K =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];
принимаем K =1,5;
Kф — температурный коэффициент;
Kф =1 (до 100єС) [1,c.214, табл.9.20];
Fэ2=(0,412 577+1,781 216)1,51; Fэ2=3195Н=3,2кН
Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах
[1,c.211]; (12.2)
.
Подставляем в формулу (12.2):
; ч.
По заданию долговечность привода Lhmin=10 000ч.
В нашем случае Lh> Lhmin, принимаем окончательно для червяка подшипник 7306.
12.1 Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность
Исходные данные
n2=65,2мин-1;
dп3=60мм;
RАy=1719Н;
RАх=10 284Н;
RBy=1457Н;
RВх=7343Н;
Н.
Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники (12.1)
;
Здесь подшипник 2 — это опора, А в сторону которой действует осевая сила Fа (рис.10).
;
;
Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)
;
;
Так как соотношение больше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по dп3=60мм.
Подшипник № 7512, у которого:
Dn2=110мм;
Вn2=30мм;
С0=94кН — статическая грузоподъемность;
С=75кН — динамическая грузоподъемность е=0,392 — коэффициент осевого нагружения;
У=1,528 — коэффициент при осевой нагрузке [1,c.402, табл. П7].
Определяем коэффициент Х при радиальной 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 нагружения подшипников. Подшипники устанавливаем враспор.
Рис. 15 Схема нагружения тихоходного вала
Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок
S=0,83eFr [1,c.216]
S1=0,830,3 927 496; S1=2440Н;
S2=0,830,39 210 426; S2=3392Н.
Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.
FaI=S1;
FaII=S2 +FaI;
FaI=2440Н;
FaII=2440+3392; FaII=5832Н.
Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II
Fэ2=(ХVFr2+УFaII)KKф;
где K — коэффициент безопасности;
K =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];
принимаем K =1,5;
Kф — температурный коэффициент;
Kф =1 (до 100єС) [1,c.214, табл.9.20];
Fэ2=(0,4 110 426+1,785 832)1,51; Fэ2=14 550Н=14,55кН Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах
[1,c.211]; (12.2)
.
Подставляем в формулу (12.2):
; ч.
По заданию долговечность привода Lhmin=10 000ч.
В нашем случае Lh> Lhmin, принимаем окончательно для червяка подшипник 7512.
13 Выбор системы и вида смазки.
Скорость скольжения в зацеплении VS = 2,38 м/с. Контактные напряжения Н = 510 Н/мм2. По таблице 10.29 из выбираем масло И-Т-Д-460.
Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен на глубину hм (рис.15):
Рис. 16 Схема определения уровня масла в редукторе
hм max 0.25d2 = 0.25 160 = 40 мм;
hм min = m = 4 мм.
При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.
Объем масляной ванны
V = 0.65PII = 0.653,65 = 2.37 л.
Контроль уровня масла производится пробками уровня, которые ставятся попарно в зоне верхнего и нижнего уровней смазки. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку.
И для вала-червяка, и для вала червячного колеса выберем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752–79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.
14 Расчет основных элементов корпуса
Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса внутренний контур стенок провести с зазором х=8…10мм [3]; такой же зазор предусмотреть между подшипниками и контуром стенок. Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес принимаем
у4х; у (32…40)мм Для малонагруженных редукторов (Т2500Нм) определяем толщины стенок крышки и основания корпуса
; мм, принимаем мм.
Для крепления крышек подшипников в корпусе и крышке предусматриваем фланцы. Крышки торцовые для подшипников выбираем по табл.143 (глухие) и 144 (с отверстием для манжетного уплотнения) [2, т.2, с.255].
15 Сборка и регулировка редуктора
Конструкцию редуктора принимаем с верхним расположением червяка [3, рис. А10]. Порядок сборки следующий:
- на червяк устанавливаем подшипники;
- червяк с подшипниками устанавливаем в верхнюю крышку, регулируем зазоры в подшипниках кольцами и закрываем торцевыми крышками, сквозная крышка с манжетой;
— устанавливаем на ведомый вал червячное колесо и подшипники, регулируем зазоры в подшипниках кольцами;
— собранный вал устанавливается на корпус и закрывается верхней крышкой с червяком;
— закрываем подшипники ведомого вала торцевыми крышками, сквозная крышка с манжетой;
— верхняя крышка соединяется с корпусом с помощью винтов и фиксируется двумя штифтами;
— в корпус устанавливаются пробки для слива и для контроля верхнего уровня;
- в редуктор через верхнее отверстие в крышке заливается масло до верхнего уровня;
— устанавливается верхняя пробка и крышка, закрывающая отверстие для заливки масла и контроля зацепления червячной передачи;
— на быстроходный вал устанавливаем шкив ременной передачи, а на тихоходный полумуфту;
- проверяем работу редуктора, вручную проворачивая быстроходный вал.
Редуктор собран и при изготовлении деталей без отклонений готов к подключению к приводу.
16 Назначение квалитетов точности, шероховатости поверхности, отклонений формы и взаимного расположения поверхностей
Выбор допусков, посадок и шероховатости поверхности проводим приняв, что детали редуктора изготавливаются по нормальной относительной точности размеров. При выборе руководствуемся стандартным рядом параметров шероховатости. Выбранные значения параметров приведены в табл.5.
Параметры точности и шероховатости
Таблица 5
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 2,5 | h12 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 | H15,h15 | ||
17 Тепловой расчет редуктора
Цель теплового расчета — проверка температуры масла в редукторе, которая не должна превышать допускаемой [t]м=80…95єС. Температура воздуха вне корпуса редуктора обычно tв=20 єС. Температура масла tм в корпусе червячной передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле [3]:
(18.1)
где ЮКПД редуктора,
Кt =9…17 Вт/(м2град) — коэффициент теплопередачи, А — площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктор, м2
По [3, табл.11.6] исходя из межосевого расстояния 100 мм определяем А=0,24
Подставив данные в (18.1) получим:
єС[t]м
Температура редуктора в норме.
1. С. А. Чернавский и др. «Курсовое проектирование деталей машин» М. 1987 г.
2. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. -8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И. Н. Жестковой. — М.: Машиностроение, 1999
3. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. — М.: Высш. шк., 1991
4. Чернин И. М. и др. Расчеты деталей машин. — Мн.: Выш. школа, 1978
5. Иосилевич Г. Б., Строганов Г. Б., Маслов Г. С. Прикладная механика: Учеб. для вузов/Под ред. Г. Б. Иосилевича._М.:Высш.шк., 1989.-351с.