Реферат: Расчет червячной передачи
Введение
Червячной передачей называется механизм, служащий для преобразования вращательного движения между валами со скрещивающимися осями. Обычно червячная передача состоит из червяка 1 и сопряженного с ним червячного колеса 2. Угол скрещивания осей обычно равен 90°; неортогональные передачи встречаются редко. Червячные передачи относятся к передачам с зацеплением, в которых движение осуществляется по принципу винтовой пары. Поэтому червячные передачи относят к категории зубчато-винтовых.
Обычно ведущее звено червячной передачи – червяк, но существуют механизмы, в которых ведущим звеном является червячное колесо.
Достоинства червячных передач: компактность конструкции и возможность получения больших передаточных чисел в одноступенчатой передаче (до U = 300 и более); высокая кинематическая точность и повышенная плавность работы; малая интенсивность шума и виброактивности; возможность обеспечения самоторможения.
Недостатки червячных передач: значительное геометрическое скольжение в зацеплении и связанные с этим трение, повышенный износ, склонность к заеданию, нагрев передачи и сравнительно низкий КПД (от з = 0,5 до 0,95); необходимость применения для ответственных передач дорогостоящих и дефицитных антифрикционных цветных металлов. Указанные недостатки ограничивают мощность червячных передач (обычно до 60 кВт).
Червячные передачи находят широкое применение, например, в металлорежущих станках, подъемно-транспортном оборудовании, транспортных машинах, а также в приборостроении.
1. Выбор электродвигателя и расчёт привода
1.1 Выбор двигателя
Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:
η обш= η ч.η2п.η м.η ц, где
η ч = 0,83 – КПД червячной передачи (среднее значение), [№1, табл 1.1]
η п = 0,99 – КПД подшипников качения (2 пары), [№1, табл 1.1]
η м = 0,99 – КПД муфты, [№2, с. 346]
η ц = 0,92 – КПД цепной передачи. [№1, табл 1.1]
η обш= 0,83.0,992.0,99.0,92= 0,740920316
Определим требуемую мощность двигателя:
Рдв = Ррм / η обш [№2 с. 113]
Рдв = 7,5 / 0,740920316= 10,1225кВт=10,12 кВт.
Выбираем тип двигателя [№5, табл. 22.4, стр. 38], с учетом Р ном ³ Рдв,
Рном = 10,12 кВт.
Двигатель асинхронный короткозамкнутый трехфазный общепромышленного применения, закрытый, обдуваемый, степень защиты IP54, типа 4A132M2УЗ, с синхронной частотой вращения 3000 об/мин, с мощностью Pдвиг=11кВт, номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг= 2910 об/мин
1.2 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по отдельным передачам
Определение действительных передаточных отношений.
/>
Разбиваем /> по ступеням.
Принимаем стандартное значение />(по таблице 4.2.7 [1])
Передаточное число цепной передачи/>
Принимаем />
1.3Определение силовых и кинематических параметров привода
Определяем частоты вращения и угловые скорости валов.
/>
/>
/>
/>
/>
/>
Определяем мощность на валах
/>
/>
/>
Определяем вращающие моменты на валах.
/>,
/>,
/>.
Результаты кинематического расчёта
Расчетныепараметры
Номера валов
I
II
III
--PAGE_BREAK--Передаточноечисло ступени
Червячная передача
U=13
Цепная передача
U=2,02
Мощность Р, кВт
10,2
8,23
7,5
Обороты n, об/мин
2910
232,8
116,4
Момент Т, кН×м
36,92
342,67
627,53
2. Расчет червячной передачи
2.1 Выбор материалов червяка и червячного колеса
Для изготовления червяков применяют углеродистые и легированные стали. Выбор марки стали зависит от назначаемой термообработки червяка и его габаритов. Материалы, применяемые для червячных колёс, по убыванию их антизадирных и антифрикционных свойств можно разделить на три группы: группа I – высокооловянистые (10¸12%) бронзы, группа II – безоловянистые бронзы и латуни, группа III – мягкие серые чугуны. Ожидаемое значение скорости скольжения при выборе материалов I и II групп определяют по зависимости:
/>, м/с
где n1 – число оборотов червяка, об/минимальный; Т2 – крутящий момент на валу червячного колеса, Н´м.
/>=4,97 м/с/>
По таблице 4.2.16 из [1] с учетом V`s выбираем II группы материал венца червячного колеса: БР010Н1Ф1, отливка центробежная.
Механические характеристики материалов червячной передачи
Элемент передачи
Марка материала
Способ отливки
sв
sτ
H/мм2
Червяк
сталь 45 с закалкой менее 350 HB и последующим шлифованием
-
570
290
Колесо
БрО10Н1Ф1
отливка центробежная
285
165
2.2 Определение допускаемых напряжений при расчёте на выносливость
В червячной паре менее прочным элементом является червячное колесо, прочность зубьев которого определяет их контактную выносливость и износостойкость. Критерием этой прочности является контактное напряжение. Витки червяка, изготовленного из стали, значительно прочнее бронзовых или чугунных зубьев колеса, поэтому витки червяка на прочность не рассчитывают.
Находим циклическую долговечность передачи
/>
или NΣ= 573ω2Lh,
где п2– частота вращения колеса, мин-1;
/>– угловая скорость колеса, с-1;
Lh– ресурс редуктора, ч.
NΣ= 573.24,379.7500=104768752,5
Определяют допускаемые контактные напряжения (МПа) для зубьев колес, изготовленных из оловянистых бронз, из условия обеспечения контактной выносливости материала:
σHP= σHlimZN,
где /> – предел контактной выносливости поверхностей зубьев, определяемый по табл. 5.1 в зависимости от материала, способа отливки и твердости поверхности витков червяка;
ZN– коэффициент долговечности:
ZN= />.
/>
продолжение--PAGE_BREAK--
Значение ZNне должно превышать 1,15 для безоловянных бронз и латуней. Условие выполняется.
Для оловянистых бронз предельное значение напряжений определяют из выражения:
/>
σHP= 260.0,745=193,7
Задаются предварительным значением коэффициента расчетной нагрузки Кн= 1,1–1,4. Меньшие значения принимают для передач при постоянной нагрузке, большие – для высокоскоростных передач и переменной нагрузки.
2.3 Определение допускаемых изгибающих напряжений [s]F, Н/мм2.
[s]F= KFL*(0,08*sв+0,25*sτ),
/>
где KFL – коэффициент долговечности,
где N – число циклов нагружения зубьев червячного колеса
KFL =/>.
[s]F =0,596. (0,08.285+0,25.165)=38,1 Н/мм2
Значения [s]Нmax и [s]Fmax для II группы материала:
[s]Нmax= 2.sт=2.165=330 МПа
[s]Fmax= 0,8.sв=0,8.285=228 МПа
2.4 Выбор числа заходов червяка и числа зубьев колеса
Число заходов червяка z1 рекомендуется принимать в зависимости от передаточного числа, найденного при разбивке по ступеням.
При этом z2min³26, z2max£125.
Число витков червяка Z1 принимаем в зависимости от передаточного числа при U = 12,5 принимаем Z1 = 4.
Число зубьев червячного колеса
Z2 = Z1.U = 4.12,5 = 50
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 10;
2.5 Определение межосевого расстояния
Расчётное значение межосевого расстояния находится по формуле:
/>
где Т2 – момент на валу червячного колеса, Н´м;
[s]Н – допускаемые контактные напряжения;
К' – ориентировочное значение коэффициента нагрузки (4.4 [3]).
/>/>
где К'v – скоростной коэффициент, который для предварительных расчётов при переменной нагрузке принимается равным единице K'v=1;
К'b – коэффициент концентрации нагрузки:
/>
Значения начального коэффициента концентрации нагрузки Ко1b при постоянной нагрузке Ко1b=1. (4.4 [3])
Значения начального коэффициента концентрации нагрузки Ко1b при постоянной нагрузке Ко1b=1,1.
/>
/>
/>, мм
При крупносерийном и массовом производстве редукторов, а также для стандартных редукторов полученное значение аw округляем до ближайших величин из табл. по ГОСТ 2144–76.
Принимаем аw=140 мм.
Предварительное значение модуля
/>
Значение модуля согласуется по рекомендации ГОСТ 2144–76 с целью уменьшения номенклатуры зуборезного инструмента (табл. 4.2.17 [1]). Принимаем m = 4,0.
2.6 Коэффициент диаметра червяка
/>
Расчётное значение q округляется до ближайшего в соответствии с модулем m = 6,0 принимаем q=20.
Коэффициент смещения
/>
/>
Условие -1£х£1 выполняется. При необходимости уменьшения q следует учитывать, что из условия жёсткости вала червяка
qmin=0,212.z2=0,212.50=10,6.
продолжение--PAGE_BREAK--
С уменьшением q увеличивается угол подъёма витков червяка /> и, следовательно, КПД передачи.
2.7 Углы подъёма витка червяка
Делительный угол подъёма витка:
/>(град)
2.8 Уточнение коэффициента нагрузки
/>/>
где Кv – скоростной коэффициент, принимают в зависимости от окружной скорости червячного колеса:
/>, м/с
при v2<3 м/с Кv=1 независимо от степени точности передачи,
Кb – коэффициент концентрации нагрузки:
/>
где q – коэффициент деформации червяка (см. табл. 7.7), в зависимости от q и Z1, равный q=108; Х – коэффициент, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка,/>
/>/>
2.9 Проверочный расчёт на контактную выносливость
2.9.1 Уточнение допускаемых контактных напряжений
Окружная скорость на начальном диаметре червяка:
/>
тогда уточнённая скорость скольжения в зацеплении:
/>
С учётом полученного значения vск уточняют значение допускаемого напряжения [s]н.
/>
2.9.2 Проверка передачи по контактным напряжениям
/>
/>/>=193,7 МПа
Условие выполняется.
2.10 Определение геометрических размеров червячной передачи
Червяк
Делительный диаметр:
/>.
Начальный диаметр:
/>.
Диаметр вершин витков:
/>.
Диаметр впадин витков:
/>,
где
h*f=1+0,2/>сos g=1+0,2/>cos11,3=1,196.
Длина нарезанной части червяка
/>
Значения в01 принимаем 56 мм для z1=4 и x=0.
Червячное колесо
Диаметр делительной (начальной) окружности:
/>.
Диаметр вершин зубьев:
/>.
Наибольший диаметр:
/>
/>.
Диаметр впадин:
/>.
Ширина венца: /> при z1=4.
Принимаем />=45 мм.
2.11 Силы, действующие в зацеплении червячной передачи
Определяем силы, действующие в зацеплении:
продолжение--PAGE_BREAK--
Fr2= Fa1= 2T2/d2,
Fr2= Fr1= Fr2tgα,
Fa2= Fn= 2T1/dw1.
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) />
Осевая сила на червяке(Fa1), численно равная окружной силе на червячном колесе(Ft2):
/>(№3 с182) />
Радиальная сила(Fr), раздвигающая червяк и червячное колесо:
/>[№3 182], где a – угол профиля витка червяка в осевом сечении: />[№3 с. 178]
/>
3. Расчет цепной передачи
1. Выбор типа цепи. Учитывая небольшую передаваемую мощность P3при средней угловой скорости малой звездочки, принимаем для передачи однорядную роликовую цепь.
2. Число зубьев малой звездочки [формула (21.2)]
/>
/>
Согласно рекомендациям (см. § 21.3) принимаем Z1=13.
3. Число зубьев большой звездочки
/>
/>
Условие z2<z2max= 120 соблюдается (см. § 21.3).
4. Шаг цепи.
а) Вращающий момент на малой звездочке
T1=342,647 кНм.
б) По табл. 21.4 интерполированием находим [рц]=27,3 Н/мм2, ори-
ентируясь на меньшее табличное значение для заданной w2= 24,4 рад/с.
в) Коэффициен эксплуатации Кэ
/>
где Кд – коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки: при спокойной нагрузке Кд = 1;
Ка – коэффициент, учитывающий межосевое расстояние:
при />Ка = 1;
Кн – коэффициент, учитывающий наклон линии центров звездочек к горизонтали: при наклоне до 600Кн = 1;
Крег – коэффициент, зависящий от способа регулирования натяжения цепи: при регулировании положения оси одной из звёздочки Крег = 1;
продолжение--PAGE_BREAK--
Ксм – коэффициент, учитывающий характер смазки: при периодической смазке Ксм = 1,5;
Креж – коэффициент, зависящий от продолжительности работы в сутки: при односменной работе Креж = 1;
/>
Кэ =1,5 < 3 условие соблюдается
д) Тогда шаг цепи [формула (21.16)]
при числе рядовm = 1;
/>;
/>мм;
где при m = 1, mр = 1;
По табл. 21.1 принимаем цепь с шагом р = 25,4 мм, для которой разрушающая нагрузка do=7,95 H, В=22,61 мм, q=2,57 кг/м.
Для выбранной цепи по табл. 21.3 wlmax= 73 рад/с, следовательно, условие
wl<wlmax
соблюдается.
Для принятого шага цепи р = 25,4 мм по табл. 21.4 интерполированием уточняем [рц]=28,7 Н/мм2.
5. Скорость цепи [формула (21.4)]
/>
6. Окружная сила, передаваемая цепью,
/>
7. Расчетное давление в шарнирах принятой цепи [формула (21.14)]
/>
Износостойкость цепи обеспечивается.
8. Длина цепи.
Ориентировочное межосевое расстояние [формула (21.6)]
а = 40 р = 40.25,4 мм = 1016 мм.
Тогда длина цепи в шагах [формула (21.7)]
/>
Принимаем Lt=121 шагов.
9. Делительный диаметр окружностей звёздочек
/>
/>
10. Предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви при />
/>
11. Сила, действующая на валы звездочек, при Кв = 1,05
/>.
4. Проектный расчёт валов
4.1 Предварительный расчет валов
продолжение--PAGE_BREAK--
а) Тихоходный вал.
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:
/>, где Т – крутящий момент на валу,
/>— допускаемое напряжение на кручение.
Принимаем материал выходного вала редуктора сталь 45, тогда
/>(МПа)
/>
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения
/> – диаметр вала в месте посадки подшипника,
/> – диаметр вала в месте посадки шестерни,
/> – диаметр вала в месте посадки звездочки.
Определим длину ступицы:
/>[№4 с. 53]
/>(мм),
принимаем /> (мм)
Определим длину выходного конца тихоходного вала:
/>(мм),
Предварительно принимаем длину выходного конца тихоходного вала
/>(мм),
расстояние между точками приложения реакции подшипников тихоходного вала
/>(мм).
б) Определим размеры быстроходного вала (червяка).
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:
/>, где Т – крутящий момент на валу,
/>— допускаемое напряжение на кручение.
Для увеличения прочности вала примем, что червяк изготовлен как одно целое валом.
Принимаем материал выходного вала редуктора сталь 45, тогда
/>(МПа)
/>
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения
/> – диаметр вала в месте посадки подшипника,
/> – диаметр вала в месте посадки муфты.
Длина нарезанной части червяка />
Определим длину выходного конца быстроходного вала:
/>(мм),
Предварительно принимаем длину выходного конца тихоходного вала
/>(мм),
Расстояние между точками приложения реакции подшипников тихоходного вала />(мм).
Назначаем 8-ю степень точности
4.2 Проверочный расчет на выносливость быстроходного вала редуктора
Исходные данные:
/>
/>
/>
а = 0,12 м, в = 0,12 м, с = 0,06 м.
Схема нагружения вала:
/>
/>
Знак «–» показывает, что реакция /> направлена в противоположную сторону.
/>
/>
Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:
/>
Опорные реакции в вертикальной плоскости:
/>
/>
продолжение--PAGE_BREAK--
/>
Знак «–» показывает, что реакция /> направлена в противоположную сторону.
/>
/>
Проверка:
/>.
Проверка выполнена успешно.
Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости:
/>
Эпюра суммарных изгибающих моментов:
/>
/>
Эпюра крутящих моментов:
/>
Опасным сечением вала является: 1, в котором действует максимальный крутящий и изгибающий моменты.
4.3 Проверочный расчет на выносливость тихоходного вала редуктора
Исходные данные:
/>
/>
/>
/>/>
а = 0,065 м, в = 0,065 м, с = 0,06 м.
Схема нагружения вала:
/>
/>
Знак «–» показывает, что реакция /> направлена в противоположную сторону.
/>
/>
Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:
/>
Опорные реакции в вертикальной плоскости:
/>
/>
/>
Знак «–» показывает, что реакция /> направлена в противоположную сторону.
/>
/>
Проверка: /> проверка выполнена успешно.
Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости:
/>
Эпюра суммарных изгибающих моментов:
/>
/>
/>
Эпюра крутящих моментов:
/>
Опасным сечением вала является: 1, в котором действует максимальный крутящий и изгибающий моменты, к тому же сечение ослаблено шпоночной канавкой, которая в тоже время является концентратором напряжений.
5. Выбор муфты
Между электродвигателем и редуктором выбираем упругую муфту по данным:
вращающий момент на валу двигателя Т=36,92 Н×м;
диаметр консольного участка вала d = 40 мм.
Для данных параметров наиболеее подходящая муфта упругая с крестообразной звёздочкой. Размеры этой муфты возьмем по таблице 13.3.3 из [4] (ГОСТ 20884–93), учитовая крутящий момент на валу и диаметр вала:
d = 40 мм; D = 135 мм; L = 143 мм; h = 25 мм.
6. 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.
/>;/>;/>;/>;/>;/>;
/>;/>;/>;/>;/>;/>;/>;/>;/>;/>;/>;
продолжение--PAGE_BREAK--
/>;/>; />.
1) принимаем диаметр вала под уплотнения для подшипников:
быстроходного – />; тихоходного – />;
2) зазор между колесом (и другими деталями) и корпусом:
/>
/>
принимаем />
3) ширину подшипников предварительно принимаем равной их диаметру, т.е. /> и />.
7. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки
/>
Принимаем />
/>
Принимаем />
Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки
/>
Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек
/>
/>
Принимаем />
Диаметры болтов фундаментных
/>
Принимаем болты с резьбой М22
Диаметры болтов
/>
Принимаем />
Диаметры болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников
/>
Принимаем />
8. Подбор проверочный расчёт подшипников
Для вала червячного колеса
предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7608 ГОСТ333 – 71 с размерами:
/>;/>;/>;/>; />; />; /> [№3 табл. 7.10.6].
Из предыдущих расчетов имеем:
/>/>/>
/>, />, />.
Проводим проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию />, где /> — требуемая величина грузоподъёмности; /> — динамическая грузоподъемность подшипника (из таблицы).
/>
где Р – эквивалентная динамическая нагрузка.
Эквивалентную нагрузку определяем
/>
где Kб = 1,3 – коэффициент безопасности (по таблице 7.5.3 [4]);
KТ = 1,0 – температурный коэффициент (по таблице 7.5.4 [4]);
Х – коэффициент радиальной нагрузки />/>;
V – коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника. />
Определим коэффициент />
При коэффициенте вращения V=1 получим
/>
Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику
/>
Требуемая величина грузоподъёмности
/>
продолжение--PAGE_BREAK--
Обеспечен запас прочности подшипниковых узлов вала червячного колеса.
Для вала червяка
предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7309 ГОСТ333 – 71 с размерами:
/>;/>;/>;/>; />; />; /> [№3 табл. 7.10.6].
Из предыдущих расчетов имеем:
/>/>/>
/>, />, />.
Проводим проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию />, где /> — требуемая величина грузоподъёмности; /> — динамическая грузоподъемность подшипника (из таблицы).
/>
где Р – эквивалентная динамическая нагрузка.
Эквивалентную нагрузку определяем
/>
где Kб = 1,3 – коэффициент безопасности (по таблице 7.5.3 [4]);
KТ = 1,0 – температурный коэффициент (по таблице 7.5.4 [4]);
Х – коэффициент радиальной нагрузки />/>;
V – коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника. />
Определим коэффициент />
При коэффициенте вращения V=1 получим
/>
Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику
/>
Требуемая величина грузоподъёмности
/>
Обеспечен запас прочности подшипниковых узлов вала червяка.
9. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночного соединения
Для выходного конца быстроходного вала
Для выходного конца быстроходного вала d1вых =40 (мм), передающего вращающий момент Т1=36,92 (Н.м).
По табл. 4.1 [№4 с. 78] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение А):
b=12 (мм) – ширина шпонки,
h=8 (мм) – высота шпонки,
t1=5 (мм) – глубина паза на валу,
t2=3,3 (мм) – глубина паза на муфте.
Радиус закругления пазов 0,3<r<0,5 (мм) (интерполяция)
Учитывая длину вала и предполагаемую длину ступицы муфты Lст=60 (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. /> – 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 =45 (мм), передающего вращающий момент Т2=342,6 (Н.м), /> (мм).
продолжение--PAGE_BREAK--
По табл. 4.1 [№4 с. 78] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение А):
b=12 (мм) – ширина шпонки,
h=8 (мм) – высота шпонки,
t1=5 (мм) – глубина паза на валу,
t2=3,3 (мм) – глубина паза на муфте.
Радиус закругления пазов 0,3<r<0,5 (мм) (интерполяция)
Учитывая длину вала и длину ступицы, 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. />– условие выполняется.
Напряжение среза /> [№3 с. 55], где /> – площадь среза шпонки: />
/>(МПа)
Т.к. /> [№3 с. 57] – прочность шпоночного соединения обеспечена.
Для выходного конца тихоходного вала d2вых =34 (мм), передающего вращающий момент Т2=342,6 (Н*м).
По табл. 4.1 [№4 с. 78] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение А):
b=10 (мм) – ширина шпонки,
h=8 (мм) – высота шпонки,
t1=5 (мм) – глубина паза на валу,
t2=3,3 (мм) – глубина паза на муфте.
Радиус закругления пазов 0,3<r<0,5 (мм) (интерполяция)
Учитывая длину вала и длину ступицы звёздочки Lст=60 (мм), принимаем по СТ СЭВ 189 – 75 [№4 с. 78] длину шпонки /> (мм).
Расчетная длина шпонки /> [№3 с. 55]
/>(мм)
/>(МПа).
Т.к. />– условие выполняется.
/>
/>(МПа)
Т.к. /> – прочность шпоночного соединения обеспечена.
10. Вычерчивание редуктора
Компоновка узла червячного колеса
1. Определяем все конструктивные размеры зубчатого венца и ступицы колеса и наносим их на чертеж.
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.
11. 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. 10.9 [№1 с. 253] рекомендуемая вязкость масла />.
По табл. 10.10 [№1 с. 254] выбираем масло автотракторное И-20.
2. Смазка подшипников – консистентная и масляным туманом, образующимся в процессе работы. Для конических роликоподшипников при рабочей температуре < 110° С по табл. 11.11 [№1 с. 277] выбираем смазку ЦИАТИМ-201.
продолжение--PAGE_BREAK--
12. Тепловой расчёт червячного редуктора
Поверхность охлаждения корпуса редуктора определяется по зависимости:
/>, м2
где аw в м.
Температура масляной ванны в редукторе при естественной конвекции воздуха:
/>
/>
где N1 – мощность на валу червяка, кВт;
Кт=9¸17 – коэффициент теплоотдачи (большие значения для хороших условий охлаждения), Вт/м2;
tраб – температура корпуса редуктора при установившемся режиме работы;
t0=20° – температура окружающего воздуха;
y=0,25¸0,3 – коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса в металлическую раму или плиту (при установке редуктора на бетонном или кирпичном фундаменте y=0). Принимаем y=0,25;
[t]раб=95°С – максимально допустимая температура нагрева масла в масляной ванне редуктора;
tм < [tм], следовательно, редуктор специально охлаждать не надо.
13. Выбор посадок и расчет полей допусков
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в таблице [10,13/1]
Определяем предельное отклонение, предельные размеры, допуск, предельные зазоры или натяги, допуск посадки.
Посадка червячного колеса на вал />Ø45 мм по ГОСТ 25347–82
Посадка в системе отверстия, вид посадки с натягом.
Номинальный размер D = 45 мм.
Детали соединения
отверстие. Ø45Н7, квалитет 7
вал Ø45 р6, квалитет 6
Посадка звёздочки цепной передачи на вал редуктора />Ø34 мм по ГОСТ 25347–82
Посадка в системе отверстия, вид посадки переходная.
Номинальный размер D = 35 мм.
Детали соединения
отверстие. Ø35Н7, квалитет 7
вал Ø35 n6, квалитет 6
Посадка бронзового венца на чугунный центр />
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6.
Отклонения отверстий в корпусе под наружный кольца по Н7.
14. Сборка и разборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и подшипники, предварительно нагретые в масле до 80–100 оС;
в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, сальники и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Сперва вкладывают вал червяка, затем устанавливают вал с червячным колесом.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшивные камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец тихоходного вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звёздочку цепной передачи и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой.
Контроль масла осуществляется щупом с рисками максимального и минимального уровня масла.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Разборка редуктора проводится в обратной последовательности.
Список используемых источников
Детали машин. Проектирование: учебное пособие \ Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда – 2-е изд., испр. и доп. – Мн.: УП «Технопринт», 2002 – 202 с
Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие./ С.А. Чернавский, К.Н. Боков – 2-е изд. перераб. и дополн. – М., 1988 г. – 416 с.
Гузенков П.Г. Детали машин. М.:1986.
Иванов М.Н. Детали машин. М., 1984
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин / А.Е. Шейнблит. – М., 1191. – 432 с.