Расчет двухступенчатого червячного редуктора

Содержание

Введение

. Литературный обзор

1.1 Назначение, характеристики и область применения питателей

1.2. Приводное устройство питателя

1.3 Выбор редуктора. Червячные редукторы

.4 Назначение муфт

1.5 Ременные передачи

2. Кинематический расчёт привода

. Расчёт открытой плоскоременной передачи редуктора

. Расчёт червячной передачи редуктора

. Проектный расчёт валов. Эскизная компоновка.

. Расчет корпуса редуктора

. Тепловой расчет редуктора

. Проверочный расчёт подшипников

. Проверочный расчёт шпоночных соединений

. Выбор муфт

. Уточнённый расчёт валов

. Смазка редуктора

. Сборка редуктора

Заключение

Библиографический список

Введение

Важнейшей задачей в области обеспечения дальнейшего роста технического прогресса должно явиться быстрейшее внедрение в производство новейших достижений отечественной и зарубежной науки и техники, опыта лучших предприятий.

Новые машины должны быть спроектированы прочными, долговечными, возможно более дешевыми в изготовлении и экономичными в обслуживании.

Прикладная механика является частью общей области науки - машиноведения и занимается изучением движения и работы механизмов, совершенствованием расчетов и оценок прочности и технической надежности основных элементов машин и механизмов, обобщением инженерного опыта создания механизмов и машин.

«Прикладная механика» служит теоретической основой машиностроения. Целью курса «Прикладная механика» является развитие инженерного мышления с точки зрения изучения и совершенствования современных методов, правил и норм расчета и проектирования типовых деталей и сборочных единиц машин.

Задачи курса «Прикладная механика» - привить навыки расчета и конструирования типовых деталей и узлов машин, научить рационально выбирать материал и форму деталей, правильно выполнять расчеты на прочность, износостойкость, назначать степень прочности и качество обработки поверхностей, исходя из условий работы деталей в машине.

 

1. Литературный обзор

.1 Назначение, характеристики и область применения питателей

Питатели (загрузочные устройства) предназначены для равномерной подачи груза из бункеров на конвейеры, транспортные средства и в технологические установки. Питатели могут создавать также поток груза с направленной скоростью заданного значения, что требуется, например, для конвейеров. Питатели представляют собой механические устройства, снабженные двигателями. Их монтируют у выпускных отверстий бункеров или воронок. Пропускную способность питателя регулируют изменением выпускного отверстия бункера или рабочих параметров питателя. Большинство питателей не требует отдельных бункерных затворов, так как при остановке питателя груз удерживается от самопроизвольного высыпания через отверстие силой подпора. Большая часть питателей представляет собой разновидности конвейеров. От конвейеров питатели отличаются меньшей длиной, относительно повышенной мощностью двигателя и прочностью, так как они могут испытывать давление груза под отверстием бункера или воронки, перемещают груз более толстым слоем и преодолевают большие сопротивления при движении. Питатели этой группы иногда являются одновременно и конвейерами и перемещают груз на некоторое расстояние от отверстия бункера. Питатели барабанные, дисковые, цепные, лопастные не имеют прототипов среди конвейеров. Они могут служить только для выдачи груза непосредственно у отверстия бункера.

Характеристики питателей

Питатель	Движение рабочего органа	Подаваемый материал
Транспортерный	Поступательное	Порошковый, хлопьевидный, волокнистый, кусковой
Лотковый	Колебательное	Крупнозернистый, кусковой
Плунжерный	Возвратно-поступательное	Порошковый, мелкозернистый
Барабанный	Вращательное вокруг горизонтальной оси	Грубый порошок, зернистый, мелкокусковой
Шнековый	Вращательное	Порошковый, мелкозернистый
Тарельчатый	Вращательное вокруг вертикальной оси	Порошковый, мелкозернистый
Вибрационный	Колебательное	Порошковый, зернистый, кусковой, хлопьевидный

Транспортёрные питатели подразделяют: на ленточные и пластинчатые. Во-первых несущими элементами служат транспортерные ленты, во-вторых - соединённые между собой металлические пластины.

Обычно производительность ленточных питателей составляет до 180 мі/ч, пластинчатых-650 мі/ч.

Мощность электродвигателя, как правило, до 20 кВт.

Ленточные питатели применяют в основном для подачи сухих дроблёных и молотых материалов, пластинчато-кусковых материалов.

Лотковые (качающиеся) питатели. В подвесных питателях лоток подвешивается на тягах и получает колебательное движение от эксцентрикового <#"516126.files/image001.gif">

Рисунок 2.1 - Кинематическая схема привода питателя

- электродвигатель;

- редуктор;

-плоскоременная передача;

- упругая муфта втулочно - пальцевая;

- плита

I. II. III. IV - обозначение валов.

Исходные данные для проектирования:

Мощность на IV валу Р_IV, кВт3,5

Скорость ремня v, м/с0,3

Срок службы привода в годах4

Тип корпуса сварной

плита

Требуемую мощность электродвигателя определяют на основании исходных данных. Если указана мощность Р_IV на ведомом валу, то необходимая мощность электродвигателя [7]

 (2.1)

Определяем КПД редуктора. Общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев, то есть червячных передач, трех пар подшипников и плоскоременную передачу.

Для червячной передачи с передаточным числом u=8…30, КПД рекомендуется h_чп=0,80…0,85. Принимая ориентировочно h_чп=0,80,

для одной пары подшипников h_пп=0,99,

для муфты h_м=0,98, для плоскоременной передачи h_м=0,96,

получаем общий КПД редуктора h_общ:

;(2.2)

.

отсюда

 кВт,

Руководствуясь рекомендациями по выбору значений передаточных чисел в соответствии с заданным типом передачи в редукторе, определяют возможный диапазон частот вращения вала электродвигателя

(2.3)

 - частота вращения выходного рабочего вала IV:

Значения передаточных чисел передачи:

червячная8...63

открытая плоскоременная передача1,5..5

Определяем число оборотов на выходном рабочем валу привода

(2.4)

d_IV - ориентировочный диаметр шкива на выходном валу, м

 -скорость на выходном валу, м/с.

Определение частоты вращения вала электродвигателя

Требуемая частота вращения вала электродвигателя определяется по формуле

,(2.5)

где i - передаточное отношение привода.

Руководствуясь рекомендациями по выбору значений передаточных чисел в соответствии с заданным типом передачи в редукторе, определяют возможный диапазон частот вращения вала электродвигателя

здесь  - диапазон возможных передаточных чисел червячной передачи;

- диапазон возможных передаточных чисел открытой плоскоременной передачи

тогда:

Исходя из полученных выше данных, выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А, исполнения М112M2У3, общего применения предназначенный для продолжительного режима работы от сети переменного тока с частотой 50 Гц, и с техническими характеристиками, представленными в таблице 1

4 - порядковый номер серии; А - вид двигателя - асинхронный; А - станина и щиты двигателя алюминиевые (отсутствие знака означает, что станина и щиты чугунные или стальные); М - модернизированный; двух- или трёхзначное число - высота оси вращения ротора; А, В - длина сердечника статора; L, S, M - установочный размер по длине станины; 2, 4, 6, 8 - число полюсов; У3 - климатическое исполнение и категория размещения (для работы в зонах с умеренным климатом) по ГОСТ 15150-69.

Таблица 2.1

Технические характеристики выбранного электродвигателя

Тип двига-теля	Число пар полюсов	Мощность, кВт	Частота вращения, об/мин
4АМ112M2У3	2,4,6,8	7,5	nс =3000 nэд=2900	2

Рисунок 2.2 -Электродвигатель 4АМ112M2У3

Общее передаточное число привода

 (2.6)

Примем передаточное число червячной передачи редуктора

. Тогда передаточное число плоскоременной открытой передачи равно

Передаточные числа червячных передач соответственно принимаем u_ЧПI=15

u_ЧП2 =10

Частота вращения первого вала привода равна частоте вращения вала электродвигателя:

Частоты вращения последующих валов привода равны:

, (2.7)

где  - передаточное число передачи, находящейся между I и II валами привода.

,

,

,

n_пв=12,3n_IV=12,89

Угловая скорость (рад/с) любого вала привода определяется зависимостью:

, (2.8)

отсюда:

Мощность на первом валу привода равна требуемой мощности электродвигателя:

(2.9)

Мощность на каждом последующем валу:

, (2.10)

тогда:

Вращающий момент () на k-м валу:

, (2.11)

тогда:

Таблица 2.2

Результаты кинематического расчета привода

Валы привода

Величины

  Частота вращения , об/минУгловая

скорость

, рад/сМощность

, ВтВращающий момент , Н×мм
I	2900	303,5	7125	24,7
II	230	20,3	4800	236,51
III	28,75	2,03	3840	1891,6
IV	11,5	1,35	3686	2878,5

 

3. Расчёт открытой плоскоременной передачи редуктора

Исходные данные для расчета:

Мощность на валу Р3,5 кВт

Вращающий момент Т₁1891,6 Н×мм

Частота вращения ведущего вала n₁28,75 об/мин

Передаточное число i = 1,5

Меньший шкив передачи выбираем с гладким ободом. Больший шкив выпуклый. Материал шкивов чугун СЧ 15 [3].

Диаметр ведущего шкива вычисляем по эмпирической зависимости

мм(3.1)

По найденному значению подбираем диаметр шкива из стандартного ряда - 80 мм.

Диаметр ведомого шкива определяем с учетом относительного скольжения ремня :

 мм(3.2)

Для передачи с регулируемым натяжением ремня =0,01.

По найденному значению подбираем по стандартному ряду - 120 мм.

Уточняем передаточное число:

(3.3)

Межосевое расстояние передачи находим:

 мм(3.4)

Угол обхвата малого шкива:

(3.5)

Длина ремня

(3.6)

Скорость ремня d₁ в м:

 м/с(3.7)

Окружная сила:

 Н(3.8)

Из табл. 7.1[3] выбираем ремень ТА150 с числом прокладок z=1, =1,2 мм, р₀=10 Н/мм.

Проверяем условие

=z=1.2×1=1,2< 0,025d₁=0.025×80 = 2(3.9)

Условие выполнено

Коэффициент угла обхвата

(3.10)

Коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня

Коэффициент режима работы по табл.7.5 [3] для питателя

С_р=1

Коэффициент учитывающий угол наклона линии центров передачи, при наклоне 60° принимаем

С=1

Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки Н/мм

 Н/мм

Ширина ремня, мм

3,03 мм

Принимаем по стандартному ряду в табл.7.1 [3]

= 20 мм

Предварительное натяжение ремня

43.2 Н

Натяжение ветвей

Ведущей

43.2+29.16 =62,36 Н

Ведомой

43.2-29.16=14,04 Н

Напряжение от силы F₁

=29,16/20 1,2=1,25 МПа

Напряжение изгиба

=100 1,2/80=1,5 МПа

Напряжение от центробежной силы

=1,2 0,12² 10^-6 =0,003 МПа

Максимальное напряжение

 =1,25+1,5+0,003=2,75 МПа

Проверка долговечности ремня

Число пробегов

 с^-1

С_н = 1 при постоянной нагрузке.

Долговечность

  ч

Нагрузка на валы передачи

 Н.

Таблица 3.1

Параметры плоскоременной передачи

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Диаметр ведущего шкива d1, мм	80	Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки p Н/мм	9,6
Диаметр ведомого шкива d2, мм	120	Ширина ремня b, мм	20
Межосевое расстояние передачи a, мм	400	Натяжение ветвей, Н Ведущей F1	62,36
Угол обхвата малого шкива 174	Ведомой F2	14,04
Длина ремня L, мм	1115	Напряжение от силы F1, МПа1,25
Скорость ремня v, м/с	0,12	Напряжение изгиба , МПа1,5
Окружная сила Fi, Н	29,16	Напряжение от центробежной силы , МПа0,003
Максимальное напряжение , МПа2,75	Долговечность Н0, ч	8365
Нагрузка на валы передачи Fв, Н	129,4	Предварительное натяжение ремня F0, ,Н	43,2
Проверочный расчёт
Параметр	Допускаемые значения	Расчётные значения	Примечание
Толщина прокладки с резиновым слоем , мм1,2	2	Условие выполнено

 

червячный редуктор привод вал подшипник

4. Расчёт червячных передач редуктора

Исходные данные для расчета

Таблица 4.1

Исходные данные

Валы привода        Частота вращения , об/минУгловая

скорость

, рад/сМощность

, ВтВращающий момент , Н×ммПередаточное число u
I	2900	303,5	7125	24,7
II	230	20,3	4800	236,51	15
III	28,75	2,03	3840	1891,6	10

Выбор материала червяков и червячных колес

Для червяка и колеса принимаем сталь 40Х с улучшением для колеса и улучшением, закалкой токами высокой частоты, шлифованием, полированием витков червяка. Принимаем по таблице 3.1[7] твердость стали 45HRC_Э.

Определяем скорость скольжения

(4.1)

Для тихоходной ступени

Для быстроходной ступени

Скорость скольжения  для двух ступеней. По таблице 3.5[1] для изготовления зубчатого венца назначаем ЛЦ23А6ЖЗМц2, для которого предел прочности σ²_в = 400 Н/мм², предел текучести σ²_т = 260 Н/мм².

Определяем допускаемые контактные [σ]_H и изгибные [σ]_F напряжения по таблице 3.6[7].

(4.2)

где С_υ - коэффициент, учитывающий износ материала;

K_HL - коэффициент долговечности при расчёте на контактную прочность, вычисляемый по формуле

;(4.3)

.

По таблице 3.6[7] принимаем коэффициент, учитывающий износ материала С_υ = 0,9044, при скорости скольжения υ_s = 4,76 м/с. Из формулы (3.2) находим допускаемое контактное напряжение

Так как червяк расположен вне масляной ванны, то [σ]_Н уменьшаем на 15%

Из таблицы 3.6[7] для нереверсивной передачи допускаемое изгибное напряжение

(4.4)

где K_FL - коэффициент долговечности при расчёте на изгиб, вычисляемый по формуле [1]

;(4.5)

Подставляя полученное значение K_FL в формулу найдём допускаемое изгибное напряжение для червячного колеса

Сведём найденные значения механических характеристик материалов червячной передачи в таблицу 2.

Таблица 4.2

Механические характеристики материалов червячной передачи

Элемент передачи	Марка материала	Dпред, мм	Термообработка	HRCЭ	σВ	σТ	[σ]H
			Способ отливки		Н/мм2
Червяк	Сталь 40Х	125	У+ТВЧ	45…50	900	750	-	-
Колесо	ЛЦ23Ф6ЖЗМц2	-	З	-	400	260	185,4	52,4

Выполним проектный расчёт

Определим главный параметр - межосевое расстояние

(4.6)

Для первой ступени

Для второй ступени

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров:

Для первой ступени

a_wч1 =125 мм;

Для второй ступени

a_wч2=250 мм.

Выбираем число витков червяка z₁.

Для u=15…30, [3] стр.55 число витков z_1ч1 = 3.

Для второй червячной передачи u=8…15. число витков z_1ч2=4.

Определим число зубьев червячного колеса

(4.7)

Для первой ступени

Для второй ступени

Найденные z_2ч1, z_2ч2 удовлетворяет условию отсутствия подрезания зубьев z₂≥26 и соответствует оптимальному значению z₂=40…60.

Определим модуль зацепления

(4.8)

Для первой ступени

Для второй ступени

Принимаем стандартное значение модуля зацепления по табл.4.1 [3]

Для первой ступени

m_ч1=5 мм

Для второй ступени

m_ч2=10 мм

Из условия жёсткости определяем коэффициент диаметра червяка

(4.9)

Для первой ступени

Для второй ступени

Полученное значение округляем до стандартного числа:

q_ч1=10, q_ч2=10.

Тогда перерассчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям m,q и z₂.

Для первой ступени

мм;

Для второй ступени

 мм

Определим фактическое передаточное число

(4.10)

Для первой ступени

Для второй ступени

Фактическое передаточное число определим по формуле [7]

;(4.11)

Для первой ступени

Для второй ступени

.

Определим основные геометрические размеры передачи.

Основные размеры червяка:

делительный диаметр d₁,

диаметр вершин витков d_a1,

диаметр впадин витков d_f1,

делительный угол подъёма линии витков γ,

длина нарезаемой части червяка b₁.

(4.12)

Для первой ступени

Для второй ступени

(4.13)

Для первой ступени

Для второй ступени

(4.14)

Для первой ступени

Для второй ступени

Делительный угол подъема  по табл. 4.3 [3]

Для первой ступени

Для второй ступени

см [3] формула 4.7 стр. 57 для z₁=3ч4

(4.15)

Для первой ступени

 мм,

Для второй ступени

 мм

Основные размеры венца червячного колеса: d₂, d_a2, d_f2,

ширина венца b₂,

радиусы закругления зубьев R_a и R_f,

условный угол обхвата червяка венцом 2δ.

(4.16)

Для первой ступени

Для второй ступени

(4.17)

Для первой ступени

Для второй ступени

(4.18)

Для первой ступени

Для второй ступени

(4.19)

Для первой ступени

Для второй ступени

Для первой ступени

при z₁=1ч3, ширина венца рассчитывается по формуле

(4.20)

Для второй ступени

при z₁=4, ширина венца рассчитывается по формуле

(4.21)

(4.22)

Для первой ступени

Для второй ступени

(4.23)

Для первой ступени

Для второй ступени

(4.24)

Для первой ступени

Для второй ступени

Угол 2δ удовлетворяет условию 2δ=90…120°

Проверочный расчёт

Определим коэффициент полезного действия червячной передачи

где - угол трения, определяемый в зависимости от фактической скорости скольжения, град;

g - делительный угол подъема линии витков червяка, град

Для первой ступени

=2°50,=16°42

Для второй ступени

=2°,=21°48

Проверим контактные напряжения зубьев колеса

(4.25)

где F_t2 - окружная сила на колесе, Н;

К - коэффициент нагрузки.

Окружная сила определяется по формуле

(4.26)

Для первой ступени

Для второй ступени

Радиальная силы на колесе и червяке

Для первой ступени

Для второй ступени

Найдём окружную скорость колеса

(4.27)

Для первой ступени

Для второй ступени

Так как υ₂≤3 м/с, то коэффициент нагрузки К=1.

Подставляя значение окружной силы и коэффициента нагрузки в зависимость (3.29), получим

Для первой ступени

Для второй ступени

Уточним допускаемое контактное напряжение по формуле (3.2) [1]:

По таблице 3,6[1], то C_u=1,23

H/мм².

Таким образом [s]_H>s_H. Выполняется для обеих ступеней.

Определим недогрузку передачи по максимальному значению

=; (4.28)

=

Проверим напряжения изгиба зубьев колеса

(4.29)

где Y_F2 - коэффициент формы зуба колеса.

Найдём эквивалентное число зубьев колеса

(4.30)

Для первой ступени

Для второй ступени

По таблице 4.10[7] выбираем коэффициент формы зуба колеса

Y_F2 = 1,43

Подставив полученный коэффициент в (3.34), получим

Для первой ступени

Для второй ступени

Условие прочности выполняется для двух ступеней.

Определим недогрузку передачи

=;(4.31

=.

Занесём полученные значения параметров червячных передач в таблицу 3

Таблица 4.3

Параметры червячных передач

Параметр	Значение		Параметр		Значение
	Для ЧП1	Для ЧП2			Для ЧП1	Для ЧП2
Межосевое расстояние aw, мм	140	250	Ширина зубчатого венца колеса b2, мм		45	80
Модуль зацепления m	5	10	Длина нарезаемой части червяка b1, мм		120	200
Коэффициент диаметра червяка q	10	10	Диаметры червяка: делительный d1, мм вершин вит.da1, мм впадин витк. df1, мм		50 60 38	100 120 76
Делительный угол подъёма витков червяка γ, град	16є 42	11є 19
Угол обхвата червяка венцом 2δ, град	103	103	Диаметры колеса: делительный d2, мм вершин зуб. da2, мм впадин зуб. df2, мм		225 235 215	400 380 430
Число витков червяка z1	3	4
Число зубьев колеса z2	45	40
Проверочный расчёт
Параметр	Допускаемые значения		Расчётные значения		Примечание
КПД h	Для Для		0,81	0,86
Контактные напряжения σН	296,67		154,93	267	10,09%
Напряжения изгиба σF	52,38		9,35	10,09	65,6%

5. Проектный расчёт валов. Эскизная компоновка

Выбираем для валов редуктора сталь марки 40Х, с последующим улучшением, для которой предел прочности σ_в = 790 Н/мм², предел текучести σ_т = 640 Н/мм², предел выносливости σ_-1 = 375 Н/мм².

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения, т.е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени. Поэтому для компенсации напряжения на кручение применяют заниженными: [τ]_к = 10…20 Н/мм². При этом меньшие значения [τ]_к - для быстроходных валов, большие [τ]_к - для тихоходных. Примем [τ]_к1 = 10 Н/мм² для быстроходного вала и [τ]_к2 = 20 Н/мм² для тихоходного.

По таблице 7.2[7] выбираем для быстроходного вала роликовые конические подшипники типа 7000 средней серии, схемой установки враспор. Для тихоходного вала выбираем роликовые конические подшипники типа 7000 лёгкой серии и схемой установки враспор.

Первая червячная пара

Для червяка

Витки червяка выполнены за одно целое с валом

Принимаем d₁ равным диаметру выходного конца вала электродвигателя

d₁=22  25мм.

Найдём длины первой ступени вала

(5.1)

Принимаем стандартное значение l₁ = 40 мм.

Определим диаметры подшипниковых шеек d₂ и длину l₂ второй ступени вала.

(5.2)

(5.3)

гдеt - высота буртика, мм.

Из таблицы 7.1[8] принимаем t = 2,5мм.

мм.

Принимаем стандартные значения

d₂ =30 мм;

l₂=60 мм.

Геометрические характеристики подшипника

d=30 мм;

D=72 мм;

Т=29 мм.

Определим геометрические параметры третьей ступени вала

 (5.4)

Где r - координаты фаски подшипника, мм.

Из таблицы 7.1[7] принимаем r = 2,5мм.

Округляя до стандартного значения, принимаем d₃ = 40 мм.

Так как , то принимаем

Параметры нарезанной части: d_f\ =38 мм; d_t = 50 мм и d_al = 60 мм. Для выхода режущего инструмента при нарезании витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке, протачивать до диаметра меньше df_t.

Длина нарезанной части b_t =120 мм

Расстояние между опорами червяка примем l₃= d_al =180 мм;

расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры f = 90 мм

Определим длину четвертой ступени вала

,(5.5)

гдеT - толщина подшипника, мм.

По таблице П7 [3] принимаем Т = 29 мм.

Округляем до стандартного значения l₄ = 50 мм.

Промежуточный вал

Определяем длину l₁ и диаметр d₁ первой ступени по формуле [7

(5.6)

мм.

(5.7)

Округлим до стандартных значений полученные данные

d₁=d₃=40 мм;

l₁=50 мм.

Под подшипники.

Геометрические параметры подшипника

D=90 мм;

T=25.5 мм;

d=40 мм.

Количество подшипников 2.

Длину увеличиваем на ширину подшипника

l₁=50+25,5=75,5 мм

Найдем геометрические параметры второй ступени вала

; (5.8)

По [7] принимаем t=2,8 мм

Округляя до стандартных значений полученные данные, имеем

d₂=50 мм;

Параметры нарезанной части червяка второй передачи: d_f\ =76 мм; d_t = 100 мм и d_al =120 мм. Для выхода режущего инструмента при нарезании витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке, протачивать до диаметра меньше df_t.

Длина нарезанной части b_t =200 мм

Расстояние между опорами червяка примем l₃= d_al =280 мм;

расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры f = 90 мм

Длину ступени l₃ определим графически.(5.9)

Определим точку приложения реакции подшипников тихоходного вала по формуле [7]

(5.10)

Где D и d - внешний и внутренний диаметры подшипников тихоходного вала, мм.

Т - толщина подшипников, мм.

е - коэффициент влияния осевого нагружения.

По таблице [3] принимаем е = 0,35.

мм.

Определим точку приложения реакции подшипников быстроходного вала по формуле [3]

.

По таблице [3] принимаем е = 0,37.

мм.

Определим зазоры между внутренней поверхностью стенок редуктора и вращающейся поверхности колеса для предотвращения задевания [3]

 (5.11)

где L - длина соединения колеса и червяка, определяется графически.

Определим вертикальный размер червячной пары L, мм

 (5.12)

Округляя полученное значение до стандартного числа, получим x=9 мм.

Определим расстояние у между вращающейся поверхностью колеса и корпусом, мм

 (5.13)

Тихоходный вал

Определяем длину l₁ и диаметр d₁ первой ступени по формуле[1]

(5.14)

мм.

(5.15)

Округлим до стандартных значений полученные данные

d₁=d₃=80 мм;

l₁=100 мм.

Найдем геометрические параметры второй ступени вала

; (5.16)

.(5.17)

По [8] принимаем t=2,8 мм

мм;

.

Округляя до стандартных значений полученные данные, имеем

d₂=90 мм;

l₂=105 мм.

Под подшипники.

Геометрические параметры подшипника

D=190 мм;

T=46,5 мм;

d=90 мм.

Количество подшипников 1.

Диаметр третьей ступени вала определим по формуле [7]

(5.18)

гдеr_Т - координаты фаски подшипника тихоходного вала, мм.

мм.

Округляя до стандартного значения, получим

d₃=100 мм.

Длину ступени l₃ определим графически. Для четвертой ступени диаметр d₄=d₂, таким образом, d₄=90 мм. Длину четвертой ступени определим по формуле [3]

 (5.19)

где C - величина фаски. Принимаем C=19 мм [3]

мм.

Округлим l₄ до стандартного значения

l₄=75 мм.

Определим точку приложения реакции подшипников тихоходного вала по формуле [3]

(5.20)

Где D и d - внешний и внутренний диаметры подшипников тихоходного вала, мм.

Т - толщина подшипников, мм.

е - коэффициент влияния осевого нагружения.

По таблице П7 [3] принимаем е = 0,32.

мм.

Определим зазоры между внутренней поверхностью стенок редуктора и вращающейся поверхности колеса для предотвращения задевания [7]

(5.21)

где L - длина соединения колеса и червяка, определяется графически.

Определим вертикальный размер червячной пары L, мм

(5.22)

Округляя полученное значение до стандартного числа, получим x=10 мм.

Определим расстояние у между вращающейся поверхностью колеса и корпусом, мм

(5.23)

Таблица 5.1

Параметры ступеней валов и подшипников

Вал	Размеры ступеней, мм				Подшипники
	d1	d2	d3	d4	№ Подш	dxDxТ, мм	Дин. груз.под. Cr, кН	Стат. груз.под. Cr0, кН
	l1	l2	l3	l4
I Быстр.	25	30	40	30	7606	30х72х29	63	51
	40	60	180	50
II Пром.	40	50	40	60	7308	40х90х25,5	66	47,5
	75,5	60	280	70
III Тих.	80	90	100	90	7318	90х190х46,5	250	201
	100	105	60	72

6. Расчет корпуса редуктора

Конструирование корпуса редуктора

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи.

В проектируемом редукторе принимаем конструкцию разъемного корпуса, состоящего из крышки (верхняя часть корпуса) и основания (нижняя часть). Корпус имеет конструктивные элементы - подшипниковые бобышки, фланцы, ребра, соединённые стенками в единое целое.

Форма корпуса определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учётом его прочности и жёсткости. Выбираем корпус прямоугольной формы, с гладкими наружными стенками без выступающих конструкционных элементов; подшипниковые бобышки и ребра внутри; стяжные болты только по продольной стороне корпуса в нишах; крышки подшипниковых узлов врезные; фундаментальные лапы не выступают за габариты корпуса.

Толщины стенок корпуса и крышки корпуса вычисляются по формуле[3]

 мм,(6.7)

где T₂ - вращающий момент на тихоходном валу, H

Подставляя числовые значения в формулу , получим

Фланцевые соединения

Фланцы предназначены для соединения корпусных деталей редуктора. В корпусе проектируемого редуктора конструируют пять видов фланцев: 1 - фундаментный основания корпуса; 2 - подшипниковой бобышки основания корпуса и крышки корпуса; 3 - соединительный основания и крышки корпуса; 4 - крышки подшипникового узла; 5 - крышки смотрового люка.

Толщина верхнего пояса фланца корпуса

(6.8)

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса

(6.9)

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки

(6.10)

Толщина ребер основания корпуса

(6.11)

Диаметр фундаментных болтов

(6.12)

Диаметр болтов

У подшипников

(6.13)

Соединяющих основание корпуса с крышкой

(6.14)

Размеры определяющие положение болтов

(6.15)

16+8=16 мм(6.16)

Высота бобышки h₆ выбираем конструктивно. Высота у всех бобышек имеет одинаковую высоту.

Диаметр отверстия в гнезде подшипника выбираем по наружному диаметру подшипника.

Винты крепления крышки подшипника выбираем d8, число винтов 4.

Диаметр гнезда

(6.17)

Длина гнезда

(6.18)

(6.19)

Длину для всех гнезд принимаем одинаковую.

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

По диаметру

(6.20)

По торцам

Конструктивные элементы каждого фланца [К - ширина; С - координаты оси отверстия под винт (болт); D₀ и b₀ - диаметр и глубина отверстия под цилиндрическую головку винта или церковки под болты с шестигранной уменьшенной головкой; d₀ - диаметр отверстия под болт выбираем из таблицы 10.18[7] по значению диаметра d крепежного болта соответствующего фланца.

Фундаментный фланец основания корпуса

Предназначен для крепления редуктора к фундаментной плите . Опорная поверхность фланца выполняется в виде двух длинных параллельно расположенных или четырёх небольших платиков. По таблице 10.18 [7] определяем конструктивные характеристики данного фланца

Длина опорной поверхности платиков вычисляется по формуле[7]

,(6.21)

где d_ам2 - наибольший диаметр колеса, А - зазор между внутренней поверхностью стенок редуктора и вращающейся поверхности колеса

Подставляя числовые значения в формулу, получим

Ширина опорной поверхности платиков вычисляется по формуле [8]

;(6.21)

Подставляя числовые значения в формулу , получим

.

Расстояние между креплениями болтов вычисляется по формуле[7]

;(6.22)

Подставляя числовые значения в формулу, получаем

Высота опорной поверхности платиков вычисляется по формуле[8]

(6.23)

Подставляя числовые значения в формулу , получаем

К=48 мм, С=25 мм

Высота ниш корпуса при креплении болтами вычисляется по формуле[8]

(6.24)

Подставляя числовые значения в формулу, получаем

Фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса

По конструктивные характеристики данного фланца, диаметр винтов М16, количество винтов n₂=4, К=39 мм, С=21 мм.

Фланец предназначен для соединения крышки и основания корпуса. Фланец расположен в месте установки стяжных подшипниковых винтов на продольных длинных сторонах корпуса: в крышке - наружу от её стенки, в основании - внутрь от стенки.

Соединительный фланец крышки и основания корпуса

Для удобства сборки диаметр отверстия окна D делают на 2…5 мм больше максимального диаметра колеса. Количество стяжных винтов n₃=6, расстояние между ними вычисляется по формуле[7]

(6.24)

Подставляя числовые значения в формулу, получаем

К=33 мм, С= 18 мм.

Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора) вычисляется по формуле[7]

_п.р. > (1,2…2,2)^.δ;(6.25)

d_п.р = (1,2…2,2) 9 = 15 мм.

Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом ступицы червячного колеса вычисляется по формуле[7]

= 0,5^.δ;(6.26)

y = 0,5^.9 = 4,5 мм.

Расстояние между внутренней стенкой крышки редуктора и окружностью наибольшего диаметра червячного колеса вычисляется по формуле[7]

у₁ = (1,5…3)^.δ;(6.27)

у₁ = (1,5…3)^.9 = 20 мм.

Расстояние от оси червяка до дна картера вычисляется по формуле[7]

у₂ = (2…2,5)^.d_2Б;(6.28)

у₂ = (2…2,5)^.60 = 200 мм.

Толщина крышки подшипника вместе с манжетным уплотнением вычисляется по формуле[7]

х₁ = 0,5^.Т_Б + 5…10 мм;(6.29)

х₂ = 0,5^.Т_Т + 5…10 мм;(6.30)

х₁ = 0,5^.29 + 5…10 мм = 20 мм;

х₂ = 0,5^.46,5 + 5…10 мм = 30 мм.

Принимаем х₁ = 20 мм, для всех подшипников Т <30 мм х₂ = 30 мм для больших подшипников.

Определяем габаритные размеры редуктора

B_p ≈2· δ +2х₁+d_2Ч2/2+L_черт +d_fччп1/2+ Т_р+ 2 Т_к /2;(6.31)

Где, L_черт - размер между осями червячных колес, определяется графически.

_p ≈ 2·9 +2·20 + 430/2 + 240+ 60/2+23+2· 29/2 =580 мм.

Принимаем длину редуктора L_p =580 мм.

B_p = d_2ч1+2· δ +2х₂+2·Т_кб ;(6.32)

B_p = 250+2^.9 + 2·30 + 2· 29=382 мм.

Принимаем ширину редуктора B_p = 400 мм.

_p = δ + у₂ + а_w2 + 0.5^.d_ам2 + y₁ + d₁ + 8…12 +40 мм;(6.33)

H_p = 9 + 200 + 250 + 0.5·430 + 20 + 8+8…12 +40=760 мм.

Принимаем высоту редуктора H_р =760 мм. Расстояние между отверстиями для фундаментных болтов определяются конструктивно при вычерчивании общего вида редуктора.

7. Тепловой расчет редуктора

Целью теплового расчета является проверка температуры масла в редукторе, которая не должна превышать допускаемой [t]_м = 80 - 95 °С. температура воздуха вне корпуса t_в = 20 ⁰С. температура масла t_м в корпусе червячной передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле:

(7.1)

гдеp₁ - мощность на быстроходном валу редуктора, Вт;

h - КПД редуктора;_t = 9…17 Вт/(м^2.град) - коэффициент теплоотдачи;

А - площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора, м².

Определяем площадь поверхности охлаждения при a_w=112 мм по таблице 11.6[8]

A=0,9 м².

Принимаем коэффициент теплоотдачи К_t =17.

Подставляя числовые значения в формулу (6.1), получим

,

что соответствует допускаемой температуре.

 

8. Проверочный расчёт подшипников

Быстроходный вал

Вычертим расчётную схему быстроходного вала

Рисунок 8.1 - Схема нагружения быстроходного вала

Исходные данные

L_b=260 мм; l_m=90 мм; мм.

;;.

Н

Определим реакции опор в подшипниках быстроходного вала на вертикальную плоскость

(8.3)

(8.4)

(8.5)

(8.6)

(8.7)

(8.8)

Проверка

(8.9)

(8.10)

0=0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х

(8.11)

(8.12)

(8.13)

(8.14)

Определим реакции опор в подшипниках быстроходного вала на горизонтальную плоскость

(8.15)

(8.16)

(8.17)

(8.18)

(8.19)

(8.20)

Проверка

(821)

(8.22)

0=0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

(8.23)

(8.24)

(8.25)

(8.26)

Строим эпюру крутящих моментов

(8.27)

Определяем суммарные радиальные реакции

(8.28)

(8.29)

Определяем суммарные изгибающие моменты

(8.30)

(8.31)

Определение эквивалентной динамической нагрузки быстроходного вала для подшипника 7606.

Пригодность подшипников определяем путём сопоставления расчётной динамической грузоподъемности С_rp с базовой C_r по условию

С_rp C_r:

Расчётная динамическая грузоподъёмность определяется по формуле[7]

(8.32)

где R_E - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

m - показатель степени m=3,33 - для роликовых подшипников;

a₁ - коэффициент надежности a₁=1;

a₂₃ - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации a₂₃=0,65;

n - частота вращения соответствующего вала, об/мин.;

L_h - требуемая долговечность подшипника предусмотрена ГОСТ 16162-93 и составляет для червячных редукторов L_h5000 ч.

По таблице базовую динамическую грузоподъемность C_r=63кН.

Эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по формулам[1]

(8.33)

при

(8.34)

Найдем по таблице 9.1[7] коэффициент радиальной нагрузкиX=0,4, коэффициент осевой нагрузки Y=1,88, коэффициент влияния осевого нагружения e=0,32.

Определим осевые составляющие радиальной нагрузки подшипника R_S1 и R_S2 по формулам[1]

(8.35)

(8.36)

Так как R_S1 < R_S2 и F_a1 > R_S2 - R_S1, то осевая нагрузка в подшипниках вычисляется по формулам[7]

R_a1 = R_S1;(8.37)_a2 = R_S1 + F_a1,(8.38)

где F_a1 - осевая сила на червяке F_a1=2102.3H.

Подставляя числовые значения в формулы, получаем

R_a1=146.75 H;

R_a2=146.75+2102.3=2249 Н.

Найдем соотношение

,

где V - коэффициент вращения V=1.

=

Таким образом, эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по формуле

где К_Б - коэффициент безопасности. По таблице 9.4 [7] принимаем К_Б=1,05

K_T - температурный коэффициент. По таблице 9.5[7] принимаем K_T=1

Подставляя числовые значения в формулу, получаем

Н.

Найдем соотношение

,

=

Таким образом, эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по формуле

 H.

Определим динамическую грузоподъемность более нагруженной второй опоры по формуле

Н < 63000 Н.

Такая расчетная грузоподъемность меньше базовой - подшипник 7606 пригоден для быстроходного вала.

Тихоходный вал.

Вычертим расчётную схему тихоходного вала

+

Рисунок 8.2 - Схема нагружения тихоходного вала

Исходные данные

l_Т=300 мм; l_ОП=120 мм; мм.

;;.

Н

Определим реакции опор в подшипниках тихоходного вала на вертикальную плоскость

(8.39)

(8,40)

(8,41)

(8,42)

(8,43)

(8,44)

Проверка

(8,45)

(8,46)

0=0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х

(8,47)

(8,48)

(8,49)

(8,50)

(8,51)

Определим реакции опор в подшипниках тихоходного вала на горизонтальную плоскость

(8,52)

Строим эпюру изгибающих моментов относительно Y в характерных сечениях Н.м

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

(8,60)

(8.61)

(8,62)

Строим эпюру крутящих моментов

(8,63)

Определяем суммарные радиальные реакции

(8,64)

(8,65)

Определяем суммарные изгибающие моменты

(8,66)

(8,67)

Определение эквивалентной динамической нагрузки тихоходного вала для подшипника 7318.

Осевая сила в зацеплении F_a2 =37882 Н, реакции в подшипниках

R_С = 22672,79 Н, R_D = 28143,45 Н

Характеристика подшипников:

C_r =250000 Н; Х = 0,4; е = 0,32; Y = 1,88; V = 1; К_б = 1,05; К_Т = 1.

Требуемая долговечность подшипников

L_H = 5000 ч.

Подшипники установлены враспор.

Проведем идентичные расчёты для тихоходного вала

Так как R_S1 < R_S2 и F_a1 > R_S2 - R_S1, то осевая нагрузка в подшипниках вычисляется по формулам[7]

R_a1 = R_S1;(8.68)_a2 = R_S1 + F_a1,(8.69)

где F_a1 - осевая сила

Подставляя числовые значения в формулы, получаем

R_a1=6026,4 H;

R_a2=6026,4+37882=43908,4 Н.

Найдем соотношение

,

где V - коэффициент вращения V=1.

=

Таким образом, эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по формуле

где К_Б - коэффициент безопасности. По таблице 9.4 [7] принимаем К_Б=1,05

K_T - температурный коэффициент. По таблице 9.5[7] принимаем K_T=1

Подставляя числовые значения в формулу, получаем

Н.

Данный подшипник пригоден.

Промежуточный вал

Вычертим расчётную схему промежуточного вала

Исходные данные

d₁=100 мм, d₂=225 мм, l_п1=205 мм, l_п2=240 мм, l_п3=90 мм

+

Рисунок 8.3 - Схема нагружения промежуточного вала

Определим реакции опор в подшипниках промежуточного вала на вертикальную плоскость

(8.70

(8.71)

(8.72)

(8.73)

(8.74)

(8.75)

Проверка

(8.76)

(8.77)

0=0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х

ч(8.78)

(8.79)

(8.80)

(8.81)

 H м;

 H м.

Определим реакции опор в подшипниках промежуточного вала на горизонтальную плоскость

(8.82)

(8.83)

(8.84)

(8.85)

(8.86)

(8.87)

Проверка

(8.88)

(8.89)

0=0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

(8.90)

(8.91)

(8.92)

(8.93)

Строим эпюру крутящих моментов

(8/94)

Определяем суммарные радиальные реакции

(8.95)

(8.96)

Определяем суммарные изгибающие моменты

(8.97)

(8.98)

Определение эквивалентной динамической нагрузки быстроходного вала для подшипника 7308.

Пригодность подшипников определяем путём сопоставления расчётной динамической грузоподъемности С_rp с базовой C_r по условию

С_rp C_r:

Расчётная динамическая грузоподъёмность определяется по формуле[7]

(8.99)

где R_E - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

m - показатель степени m=3,33 - для роликовых подшипников;

a₁ - коэффициент надежности a₁=1;

a₂₃ - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации a₂₃=0,65;

n - частота вращения соответствующего вала, об/мин.;

L_h - требуемая долговечность подшипника предусмотрена ГОСТ 16162-93 и составляет для червячных редукторов L_h5000 ч.

По таблице базовую динамическую грузоподъемность C_r=61000 Н.

Эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по формулам[1]

(8.100)

при

(8.101)

Найдем по таблице 9.1[7] коэффициент радиальной нагрузкиX=0,4, коэффициент осевой нагрузки Y=1,55, коэффициент влияния осевого нагружения e=0,28.

Определим осевые составляющие радиальной нагрузки подшипника R_S1 и R_S2 по формулам[7]

(8.102)

(8.103)

Осевая нагрузка в подшипниках вычисляется по формулам[7]

R_a1 = R_S1;(8.104)_a2 = R_S1 + F_a1,(8.105)

Подставляя числовые значения в формулы, получаем

R_a1=967,6 H;

R_a2=967,6+9458=10425 Н.

Найдем соотношение

,

где V - коэффициент вращения V=1.

=

Таким образом, эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по формуле

где К_Б - коэффициент безопасности. По таблице 9.4 [7] принимаем К_Б=1,05

K_T - температурный коэффициент. По таблице 9.5[7] принимаем K_T=1

Подставляя числовые значения в формулу, получаем

Н.

Найдем соотношение

,

=

Таким образом, эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по формуле

 H.

Определим динамическую грузоподъемность более нагруженной второй опоры по формуле

Н >61000 Н.

Условие не выполняется.

Устанавливаем два подшипника, отсюда

<132000Н

Теперь расчетная грузоподъемность меньше базовой - подшипники 7308, пригодны для промежуточного вала.

9. Проверочный расчёт шпоночных соединений

Быстроходный вал.

Для быстроходного вала при d_1Б = 25 мм подбираем по таблице 8.9 [3] шпонку призматическую ГОСТ23360-78 с характеристиками b´h=8´7 мм², при t₁= 4 мм. При l_1Т = 70 мм принимаем длину шпонки 43 мм. Расчетная длина шпонки вычисляется по формуле[7]

l_p = l - b;(9.1)

l_p = 43 - 8 = 35 мм.

Материал шпонки сталь 45 МПа.

Допускаемые напряжения смятия при стальной полумуфте [s_см] = 90…100 МПа. Вычислим расчетное напряжение смятия и сравниваем с допускаемым

,(9.2)

где A_см =(0,94h - t₁)l_p - площадь смятия,мм².(9.3)

 Н(9.4)

Определим площадь и напряжение смятия по формуле (9.3)

A_см = (0,94^.7 - 4)^.35=90,3 мм²

Итак, принимаем шпонку 8´7´35 ГОСТ 23360-78.

Тихоходный вал.

Для тихоходного вала под шкив плоскоременной передачи при d_1Т = 80 мм подбираем по таблице 8.9 [3] шпонку с характеристиками характеристиками b´h=28´16 мм², при t₁=10 мм. При l_1Т=72 мм принимаем длину шпонки 175 мм. Расчетная длина шпонки вычисляется по формуле[7]

l_p = 145 -25= 120 мм.

Допускаемые напряжения смятия при стальном шкиве [s_см] = 90…100 H/мм².

По формуле вычисляем площадь смятия

A_см =(0,94^.16 - 10)^.150=756 мм²

По формуле (9.2) вычисляем расчетное напряжение смятия и сравниваем с допускаемым

Итак, принимаем шпонку 25´14´120 5 ГОСТ23360-78.

Для тихоходного вала под червячное колесо при d_1Т = 90 мм подбираем по таблице 8.9 [3] шпонку с характеристиками b´h=28´16 мм², при t₁=10 мм. При l_1Т=72 мм принимаем длину шпонки 175 мм. Расчетная длина шпонки вычисляется по формуле[7]

l_p = 175 -25= 150 мм.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [s_см] = 90…100 H/мм².

По формуле (9.3) вычисляем площадь смятия

A_см =(0,94^.16 - 10)^.150=756 мм²

По формуле (9.2) вычисляем расчетное напряжение смятия и сравниваем с допускаемым

Итак, принимаем шпонку 28´16´150 ГОСТ23360-78.

Промежуточный вал

Для промежуточного вала под червячное колесо при d_1Т = 40 мм подбираем по таблице 8.9 [3] шпонку с характеристиками b´h=12´5 мм², при t₁=5 мм. При l_1Т=75 мм принимаем длину шпонки 112 мм. Расчетная длина шпонки вычисляется по формуле[7]

l_p = 112 -12= 100 мм.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [s_см] = 90…100 H/мм².

По формуле (9.3) вычисляем площадь смятия

A_см = (0,94^.5 - 3)^.100=170 мм²

По формуле (9.2) вычисляем расчетное напряжение смятия и сравниваем с допускаемым

Итак, принимаем шпонку 12´5´100 ГОСТ23360-78.

10. Выбор муфт

Быстроходный вал.

Вычислим расчётный момент, принимая по таблице 11.3[3] коэффициент режима работы k_p = 1,2

(10.1)

По таблице 11.5[3] (ГОСТ 21424-75) выбираем муфту, для которой допускаемый расчётный момент [T_p] = 125 Н^.м. Муфту меньших размеров принять нельзя, так как диаметр выходного конца вала d_1Б = 25 мм.

Размеры муфты: D₁ =120 мм; l_B = 125 мм; d_п = 14 мм;

число пальцев z = 6.

Проверим резиновые втулки на смятие поверхностей их соприкосновения с пальцами

(10.2)

Где F_t - окружная сила, передаваемая одним пальцем, Н.

(10.3)

Допускаемое напряжение смятия резины [σ_см] = 2 H/мм².

Выбранная муфта принимается.

Следующую муфту мы устанавливаем на IV вале после плоскоременной передачи. Находим диаметр вала:

(10.4)

Расчётный момент

По таблице 11.5[3] (ГОСТ 21424-75) выбираем муфту, для которой допускаемый расчётный момент [T_p] = 2000 Н^.м.

Размеры муфты: D₁ = 250 мм; l_B = 348 мм; d_п = 18 мм; число пальцев z = 6.

Выбранная муфта принимается.

11. Уточнённый расчёт валов

Быстроходный вал.

Так как d_f1 < d₃, то концентратор напряжений - резьба.

Определим нормальное напряжение в опасном сечении вала

(11.1)

гдеW_нетто - осевой момент сопротивления сечения вала, мм³.

(11.2)

Определим касательное напряжение в опасном сечении вала

(11.3)

гдеW_{ρ нетто} - полярный момент сопротивления сечения вала, мм³.

(11.4)

Определим коэффициент нормальных и касательных напряжений для расчётного сечения вала

(11.5)

(11.6)

гдеК_σ и К_τ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

К_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К_F - коэффициент влияния шероховатости;

К_у - коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

По таблицам 11.2, 11.3, 11.4, 11.5[7] принимаем коэффициенты:

К_σ =1,95; К_τ =1,62; К_d = 0,715; К_F = 1; К_у = 1.

Определим пределы выносливости в расчётном сечении вала

(11.7)

(11.8)

гдеσ_-1 и τ_-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм².

По таблице 3.2[1] принимаем σ_-1 = 375 Н/мм².

(11.9)

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

(11.10)

(11.11)

Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении и сравним его с допустимым [S] = 1,6…2,1

(11.12)

Условие прочности выполняется.

Промежуточный вал.

Концентратором напряжений на промежуточном валу является переход от 1-ей ступени вала к 2-ой. Так как d4<d3следовательно дальнейший расчет ведем по нему. Определим идентичные параметры как и для быстроходного вала

Условие прочности выполняется.

Тихоходный вал

Концентратором напряжений на тихоходном валу является переход от 3-ей ступени вала к 4-ой. Так как d4<d3следовательно дальнейший расчет ведем по нему. Определим идентичные параметры как и для быстроходного вала

Условие прочности выполняется.

12. Смазка редуктора [8]

Смазка зубчатых зацеплений в редукторе осуществляется погружением зубчатых колес в масло, залитое в картер. Во избежание больших потерь на разбрызгивание и перемешивание масла, а также для того, чтобы масло не вспенивалось (при этом снижаются смазывающие свойства) глубина погружения колес в масло не должна превышать высоты зуба или витка червяка.

Для подшипников на промежуточном валу смазка производится разбрызгиванием, для остальных способ циркуляционный. Масло тоже что для колес.

Так как υ_S = 6,18 м/с и σ_Н = 252.45 Н/мм² , то по таблице 10.29[1] принимаем сорт масла И-Т-Д-22 (ГОСТ 17479.4-87).

Определяем уровень масла

(12.2)

Принимаем уровень = 50 мм.

Объем масла принимаем V=25 л.

 

13. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того, что на червячный вал надевают конические роликоподшипники, предварительно нагрев их в масле до 80-100^оС. Собранный червячный вал вставляют в корпус, далее собираю второй вал.

Вначале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают подшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основание корпуса, повторяют операцию со вторым колесом и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух конических штифтов и затягивают болты.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок.

Перед поставкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой: закрывают крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде в соответствии с техническими условиями.

 

Заключение

В курсовой работе был произведен подробный литературный обзор о назначении области применения питателя. На основании исходных данных был произведен кинематический расчет привода, на основании кинематического расчета выбран электродвигатель. Произведен расчет параметров плоскоременной открытой передачи. Произведен расчет параметров двух ступеней червячных передач. Подобран материал для изготовления червяков и червячных колес, определены силы, действующие в зацеплениях, произведен проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев. После проектного расчета валов редуктора, подбора подшипников была выполнена эскизная компоновка редуктора. Произведен предварительный расчет корпуса редуктора с расчетов габаритных размеров. Произведен проверочный расчет подшипников на долговечность. Подобраны и рассчитаны шпонки на смятие. Подобраны и рассчитаны муфты на валы.

Далее был проведен уточненный расчет валов, для которых коэффициенты запаса прочности для опасных сечений больше 2.5, что удовлетворяет условию усталостной прочности.

В работе обоснован способ смазки зацепления разбрызгивания, выбрано масло марки И-100А.

При проведении теплового расчета, удалось добиться нормального температурного режима работы редуктора с t_м = 85°С.

Разработаны в соответствии с заданием на проектирование необходимые чертежи валов, колес и сборочный чертеж двухступенчатого червячного редуктора.

Литература

1. ГОСТ

. Устюгов И.И. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1981. - 399 с.

. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1979. - 351 с.

. Боков В.И. Детали машин. Второе издание. - М.: Высшая школа, 1964. - 624 с.

. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1985. - 416 с.

. Александров M.П. Подъемно-транспортные машины. - М.: 1985. - С.6 изд

. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высшая школа, 1991. - 432 с.

. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя.-т3- М.. Машиностроение 2001г..-900 с