Расчет червячного редуктора

[]=78МПа


Определяем заданное число циклов нагружений [№3 с.190] колеса  при частоте вращения

Вычислим коэффициент долговечности

  [№3 с.190]

- условие выполняется.

Тогда допускаемое напряжение изгиба:

 - [№3 с.191]

(МПа)

Проверим напряжение изгиба

 - [№3 с185]

Т.к. =7,72(МПа) << =51,22(МПа) – прочность колеса обеспечена.

 

 


Определим другие основные размеры червяка и червячного колеса.

а) Червяк:

Диаметр внешних витков:  [№3 с.178]

(мм.)

Диаметр впадин:   [№3 с.178]

(мм.)

Длина нарезанной части червяка (при числе заходов Z1=2):

 (№3 с.178)

 (мм.)

Т.к. червяк шлифованный принимаем b1=187,6+35=222,6(мм.) [№3 с.178]

b) Червячное колесо:


Делительный диаметр   [№3 с.178]

            (мм.)

Диаметр вершин зубьев в среднем сечении:

 [№3 с.178]

(мм.)








Диаметр впадин в среднем сечении:

 [№3 с.178]

(мм.)

Наибольший диаметр червячного колеса:

 [№3 с.178]

(мм.)

Ширина венца:

 [№3 с.179]

(мм.)

Окончательно проверим зубья колеса на контактную усталость по условию:

 [№3 с185]  (т.е значение  должно лежать в интервале 126…147(МПа) )

 и  формуле:

(№3 с.185)

(Па)=141,3(Мпа)

Т.к.  - прочность зубьев на контактную усталость обеспечена.

По рекомендации [№1 с.251] выполним червячное колесо составным. Венец и центр литые: венец – бронза, центр – чугун СЧ15-32.

Соединение венца с центром осуществляется отливкой венца в литейную форму, в которой заранее установлен чугунный центр колеса.

 

Силы, действующие в зацеплении червячной передачи.

Fа – осевая сила, Ft – окружная сила, Fr – радиальная сила, Т1 – вращающий момент на червяке, Т2 – вращающий момент на червячном колесе.

Окружная сила на червяке (Ft1) , численно равная осевой силе на червячном колесе (Fa2):

(№3 с.182)

(Н)

Осевая сила на червяке(Fa1), численно равная окружной силе на червячном колесе(Ft2):

(№3 с182)

(Н)

Радиальная сила(Fr), раздвигающая червяк и червячное колесо:

 [№3 182] , где a – угол профиля витка червяка в осевом сечении: [№3 с.178]

(Н)

 

Проверка червяка на прочность и жесткость.


При проверочном расчете тело червяка рассматривают как цилиндрический брус круглого сечения, лежащий на двух опорах и работающий на изгиб и кручение:



Где:  Fа – осевая сила, Ft – окружная сила, Fr – радиальная сила, Т1 – вращающий момент,   – расстояние между опорами, по рекомендации [№3 с.187] принимаем  = (0,8…1,0)d2 , тогда =560мм.

[№3 с.187]

(Нм)

[№3 с.187]    (Нм)

[№3 с.187]     (Нм)


Из эпюр изгибающих моментов видно, что опасным будет сечение в середине пролета, и что результирующий изгибающий момент в этом сечении равен:

 [№3 с.186]

(Нм)

Максимальные напряжения изгиба:

[№3 с186] (Па) = 10,53 МПа

Максимальные напряжения кручения:

 [№3 с.186] (Па) =1,03(МПа)

Условие прочности:

  [№3 с186], где  = 45…60(МПа) – допускаемое напряжение изгиба для стального червяка [№3 с.186]

(МПа)

Т.к. =45…60 (МПа) >=10,68(МПа) – условие выполняется.

Максимальный изгиб (стрела прогиба):  [№3 с.187],

где - равнодействующая окружной и радиальной силы [№3 с.187],

(Н)

  - осевой момент инерции червяка [№3 с.187]

(Н*мм)

Е – модуль продольной упругости материала червяка, для стали 45х, закаленной до твердости Н=45HRCэ   (МПа) [№1 с.87].

(мм)

Условие жесткости червяка:

 [№4 ф. 1.56]

(мм)

Т.к.  - условие выполняется.


 

Предварительный расчет валов.


а) Тихоходный вал.

По рекомендации $12.2 [№3 с.225], для компенсации напряжений изгиба и других неучтенных факторов принимаем для расчета значительно пониженные значения допустимых напряжений кручения. Т.о. диаметр вала определится из условия прочности:

 [№4 с.53 ф.3.22], где Т – крутящий момент на валу,

- допускаемое напряжение на кручение.

По рекомендации  [№3 с.225] принимаем материал выходного вала редуктора сталь 45, тогда

(МПа) [№4 с.53]

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения из ряда Rа40 [№3 с.226] , тогда

(мм) – диаметр вала в месте посадки подшипника,

(мм)  - диаметр вала в месте посадки шестерни,

(мм)  - диаметр вала в месте посадки звездочки.

Определим длину ступицы:

[№4 с.53]

(мм),

 принимаем (мм)

По рекомендации [№4 с.53] предварительно принимаем длину выходного конца тихоходного вала

(мм),

расстояние между точками приложения реакции подшипников тихоходного вала

(мм).


Выполним упрощенный проверочный расчет(рекомендации [№3 с.229]) по формулам:

[№3 с.228]

 [№3 с.228]

 [№3 с.227]

[№3 с.228]

Из предыдущих расчетов имеем:

окружная сила – (H)

осевая сила – (H)

радиальная сила – (H)

Т2=3804,52 (Н*м)

a1=а2=120 (мм)

d2=560(мм)

 (Н*м)

 (Н*м)

 (Н*м)

Приняв по табл.12.1 [№3 с.229] допускаемое напряжение (МПа)

Т.к. в вместе посадки  шестерни на валу будет шпоночный паз то увеличив расчетный диаметр на 10% , в результате получим dp=95(мм).

Сравнивая расчетный диаметр вала с принятым:

видим, что сопротивление усталости вала обеспечено со значительным запасом.

б) Определим размеры быстроходного вала (червяка).

Из предыдущих расчетов имеем:

расстояние между центрами приложения реакции опор подшипников

диаметр впадин



Для увеличения прочности вала примем, что червяк изготовлен как одно целое валом [№3 с.232].

Т.о. ,

диаметр вала вместе посадки подшипников

По рекомендации [№4 с.54] принимаем диаметр выходного вала червяка равным 0,8…1,2 диаметра вала электродвигателя [№5, табл. 22.4, стр.38], т.е.

Длину выходного вала примем .

По табл. 9.2 [№2 с.203] назначаем 8 – ю степень точности.



 

Эскизная компоновка и предварительные размеры.

После определения размеров основных деталей выполним эскизную компоновку редуктора. Червяк и червячное колесо располагаем симметрично относительно опор и определяем соответствующие длины.

; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; .

По рекомендации [№1 с.380] :

1) принимаем диаметр вала под уплотнения для подшипников:

быстроходного - ; тихоходного - ;

2) зазор между колесом (и другими деталями) и корпусом:

 [№1 с.380] , принимаем

3) ширину подшипников предварительно принимаем равной их диаметру [№1 с.380], т.е.  и .


 

 

Подбор подшипников.

Для вала червячного колеса  предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7219 ГОСТ333 – 71 с размерами:

; ; ; ; ; ;  [№4 табл.5.34], рабочая температура

Из предыдущих расчетов имеем:

(H), (H), (H), , , .

По рекомендации $13.4 [№3 с.246] проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию , где - требуемая  величина грузоподъёмности; - динамическая грузоподъемность подшипника (из таблицы).

 [№3 с.246], где Р – эквивалентная динамическая нагрузка:  [№3 с.247].

Определим коэффициент [№2 т.16.5].

При коэффициенте вращения V=1 [№2 прим. к ф.16.29] получим

Из табл.16.5 [№2 с.335] находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок: ;

По рекомендации к формуле 16,29 [№2 с.335]:

 коэффициент безопасности (умеренные толчки);

температурный коэффициент (до  ).

Тогда (Н)

Т.к.  - обеспечен значительный запас прочности подшипниковых узлов вала червячного колеса.

Для вала червяка  предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7220 ГОСТ333 – 71 с размерами:

; ; ; ; ; ;  [№4 табл.5.34], рабочая температура

Из предыдущих расчетов имеем:

(H), (H), (H), , , .

По рекомендации $13.4 [№3 с.246] проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию , где - требуемая  величина грузоподъёмности; - динамическая грузоподъемность подшипника (из таблицы).

 [№3 с.246], где Р – эквивалентная динамическая нагрузка:  [№3 с.247].

Определим коэффициент [№2 т.16.5].

При коэффициенте вращения V=1 [№2 прим. к ф.16.29] получим

Из табл.16.5 [№2 с.335] находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок: ;

По рекомендации к формуле 16,29 [№2 с.335]:

 коэффициент безопасности (умеренные толчки);

температурный коэффициент (до  ).

Тогда (Н)

Т.к.  - обеспечен значительный запас прочности подшипниковых узлов вала червяка.


 

Подбор шпонок и проверочный расчет

шпоночного соединения.

Для выходного конца быстроходного вала d1вых =70(мм), передающего вращающий момент Т1=246,98(Н*м).

По табл. 4.1 [№4 с.78] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение А):


b=20(мм) – ширина шпонки,

h=12(мм) – высота шпонки,

t1=7,5(мм) – глубина паза на валу,

t2=4,9(мм) – глубина паза на муфте.

Радиус закругления пазов 0,3<r<0,5(мм) (интерполяция)

Учитывая длину вала и предполагаемую длину ступицы муфты = 130(мм), принимаем по СТ СЭВ 189 – 75 [№4 с.78] длину шпонки (мм).

Расчетная длина шпонки  [№3 с.55]

 (мм)

Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести [№3 с.57], а допускаемый коэффициент запаса прочности [s]=2,3 (нагрузка постоянная нереверсивная) [№3 с.56],

определим допускаемое напряжение [№3 с.57],

(МПа)

Проверим соединение на смятие:

 [№3 с.56],

(МПа).

Т.к. [№3 с.55] – прочность шпоночного соединения обеспечена.


Напряжение среза  [№3 с.55], где  - площадь среза шпонки:

(МПа)

Т.к.  [№3 с.57] – прочность шпоночного соединения обеспечена.

Для вала под ступицу червячного колеса d2ш =100 (мм), передающего вращающий момент Т2=3804,52(Н*м), (мм).

По табл. 4.1 [№4 с.78] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение А):

b=28(мм); h=16(мм); t1=10(мм); t2=6,4(мм); 0,4<r<0,6(мм); (мм);

 (мм)

(МПа).

Т.к. – условие выполняется.

(МПа)

Т.к. – прочность шпоночного соединения обеспечена.

Для выходного конца тихоходного вала d2ЗВ =90 (мм), передающего вращающий момент Т2=3804,52(Н*м).

Учитывая длину вала и предполагаемую длину ступицы ведущей звездочки = 130(мм): шпонка призматическая со скрученными концами, исполнение А:

b=25(мм); h=14(мм); t1=9(мм); t2=5,4(мм); 0,4<r<0,6(мм); (мм);

 (мм)

(МПа).

Т.к. – условие выполняется.

(МПа)

Т.к. – прочность шпоночного соединения обеспечена.


 

Конструирование корпуса. Выбор арматуры. Компоновка редуктора.

1.  Для удобства сборки редуктора корпус выполняем разъем­ным; плоскость разъема совмещена со средней плоскостью колеса. Корпус и крышка литые из серого чугуна СЧ 15-32. При несущих корпусе и крышке корпуса толщины их стенок одинаковые. Расчетная толщина стенки

 [№1 с.384]

(мм)

 Принимаем (мм)

2.  Диаметр фундаментных болтов

[№1 с.384]

(мм)

Принимаем (мм)

Для уменьшения габаритов и веса редуктора крышку и корпус соединяем шпильками, ввернутыми в корпус. Диаметры шпилек:

у подшипников

[№1 с.384]

(мм)

для соединения крышки с корпусом

 [№1 с.384]

(мм)

Крышки подшипников при диаметрах гнезд 180 и 170 мм прикре­плены каждая шестью болтами диаметром (мм)[№4 с.167].

Для сня­тия крышки корпуса предусмотрен отжимной болт.

Болты, шпильки и установочные штифты располагаем так, чтобы между ними (или соответствующими отверстиями для них) и ближайшей свободной поверхностью или отверстием оставалось тело толщиной не менее

[№1 с.384] где — диаметр соответствующей детали;


оси этих деталей должны располагаться на расстояниях  [№1 с.384]  от ближайшего от­верстия или поверхности. Кроме того, должна быть обеспечена воз­можность поворота гаечного ключа.

 (мм)

 (мм)

 (мм)

 (мм)

 (мм)

 (мм)

 (мм)

 (мм)

3. В принятой схеме редуктора подшипники червячного колеса и червяка находятся в верхнем положении.

При такой конструкции редуктора под­шипники смазываются консистентной смазкой через пресс-масленки, а так же масляным туманом, образующимся в процессе работы [№6 с.348].

4.  При небольших габаритах редуктора для контроля уровня масла применен жезловой маслоуказатель, ввернутый в стенку корпуса.

5.  Компоновку и недостающие размеры рассчитываем по рекомендациям [№1 с.261].

 

Компоновка    узла    червячного   колеса.

1.   Определяем все конструктивные размеры зубчатого венца и ступицы колеса и наносим их на чертеж по рекомендации [№1 с.261].

2.  Вычерчиваем подшипники вала колеса.

3.  Определяем размеры подшипниковых гнезд, крышек подшип­ников, уплотнений и наносим эти детали на чертеж.

4. Определяем толщину поясов, высоту бобышек для шпилек и проводим наружный контур корпуса.

Форму и размеры основания корпуса определяем конструктивно в зависимости от положения редуктора и способа его крепления к фундаменту.

Компоновка   узла   червячного   вала.

1.  Размещаем   подшипники в соответствии с выбранным рассто­янием между ними.

2.   Определяем   размеры гнезд под подшипники, крышек подшипников и уплотнений и все эти детали наносим на чертеж.

3.  Обводим внутренний контур корпуса.

4.   Проводим наружный контур корпуса на проекции.

 

Смазка зацепления и подшипников.

1.   Зацепление  смазывается   окунанием  червячного колеса  в  масляную ванну. Глубина окунания – 1/3 радиуса колеса [№6 с.349]. При скорости  скольжения    (м/сек) по табл.   11.10 [№1 с.275] рекомендуемая вязкость масла (сст) (интерполяция).

По табл. 11.11 [№1 с.275]выби­раем  масло автотракторное АК - 15

2.  Смазка подшипников - консистентная и масляным туманом, образующимся в процессе работы [№6 с.348].  Для конических роликоподшипни­ков при рабочей температуре < 110° С по табл. 11.11[№1 с.277]  выбираем смазку ЦИАТИМ-201.

Тепловой расчет редуктора.

  Получив предварительно размеры корпуса, производим теп­ловой расчет редуктора. Для   увеличения   поверхности  охлаждения   корпус  редук­тора сделан ребристым. При данной конструкции корпуса обес­печивается достаточно хорошая циркуляция воздуха и можно при­нять коэффициент теплопередачи  [№1 с.386]. Площадь поверхности ребер Fр Общая   площадь  поверхности  охлаждения   редуктора  F' = F + 0,5* Fр[№1 с.387].  Площадь поверхности редуктора (без учета днища) F. Тогда F'=3,1+0,5*0,5=3,35(кв.м).  При тем­пературе окружающей среды , температура   масла:

[№1 с.386]

- что допустимо.

Посадки основных деталей.

1.  Согласно табл. 11.13 [№1 с.279] выбираем легкопрессовую посадку червячного колеса на вал

2.   При вращающихся валах и неподвижном корпусе, в соот­ветствии с табл. 9.7 и 9.8 [№1 с.206-207], выбираем посадки подшипников:  на валы — напряженную   подшипниковую   (Нп),   в   корпус — сколь­зящую подшипниковую (Сп).

 

Список использованной литературы.


1. Г.М. Ицкович и др.  Курсовое проектирование деталей машин. –  М.: «Машиностроение», -1970г.

2.  М.Н.Иванов и др.  Детали машин. –  М.: Высшая школа,- 1991г.   

3. А.А.Эрдели, Н.А.Эрдели.  Детали машин. –  М.: Высшая школа,- 2002г.

4. А.В. Кузьмин и др.  Курсовое проектирование деталей машин. –  Мн.: «Вышэйшая школа»,-1982г.

5. Владимирский электромоторный завод: технический каталог -      2003г.,www.vemp.ru

6. В.Н. Кудрявцев и др. Курсовое проектирование деталей машин. – Ленинград.: «Машиностроение», - 1984г.












































 


Страницы: 1, 2



Реклама
В соцсетях
рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать