Курсовая работа: Расчет и проектирование червячного редуктора

Белорусский  национальный  технический  университет

Кафедра «Детали машин, ПТМ и М»

Группа 302313

РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ

ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА

Пояснительная записка

Разработал                                    

студент                                   Д.И.Зеньков

Консультант                                   В.И.Шпиневский

2005

Содержание

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

 Литература                                                                                             

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 – 10000 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]:

 [ σ_н] =К_HLС_v0,9s_в,                                                                         (4.2)

где  С_v –коэффициент, учитывающий износ материалов, для V_s=2,39 он равен 1,21

s_в,- предел прочности при растяжении, для БрА9Ж3Л s_в,=500

К_HL - коэффициент долговечности

 К_HL =,                                                                              (4.3)

где N=573w₂L_h,                                                                              (4.4)

L_h – срок службы привода, по условию L_h=10000ч

N=573х6,82х10000=39078600

Вычисляем по (4.3):

К_HL =

К_HL =0,84

[ σ_н] =0,84х1,21х500=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 x 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 ГОСТ2144-76 (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 γ:

γ =arctg(z₁/q)

γ =arctg(4/10)

γ = 21 º48’05”

h_a=m=4мм; h_f=1,2x m=4,8мм; c=0,2x m=0,8мм.

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 < [G_H] = 510МПа.

  Проверяем прочность зубьев червячного колеса на изгиб.

Эквивалентное число зубьев.

Коэффициент формы зуба [1, табл. 4.5] Y_F = 2,19

Напряжение изгиба

 Па = 92,713 мПа  

Определяем окружные F_t, осевые F_a и радиальные  F_r  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

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+2х2,2=29,9мм

Принимаем d₂ =30мм

d₃≤d_f1=47,88

Принимаем d₃ =40мм

l₁ =(1,2…1,5)d₁ =1,4x25=35мм

l₂≈1,5d₂ =1,5x30=45мм

l₃ =(0,8…1)хd_am=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+2х2,8=55,6мм

Принимаем d₂ =60мм

d₃= d₂ +3,2r=60+3,2х3=69,6мм

Принимаем d₂ =71мм

d₅= d₃ +3,2r=71+9,6=80мм

l₁ =(1,0…1,5)d₁ =1,2х50=60мм

l₂≈1,25d₂ =1,25х60=75мм

l₃ =(0,8..1)хd_am=170мм

l₄ – определим после выбора подшипника

6 Подбор и проверочный расчет муфты

Определяем для муфты на выходном конце тихоходного вала расчетный момент М_р [3]:

М_р=k_рТ₂ ,                                                                                        (6.1)

где k_р – коэффициент режима работы

Для ленточных конвейеров k_р=1,25-1,5

Принимаем k_р=1,4

М_р=1,4х535,2=748 Н×м

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 ГОСТ20761-80. Материал полумуфт – сталь 45.

Проводим проверочный расчет муфты по условию

[М_муфты]³ М_р ,

 1000>748

Все параметры муфты в норме.

7 Предварительный выбор подшипников

Предварительный выбор проводим по табл.7.2.[2].

Так как межосевое расстояние составляет 100мм для червяка выбираем роликовые подшипники 7306 ГОСТ333-79, а для червячного колеса - 7512 ГОСТ333-79 (рис.4).

Рис.4 Подшипник ГОСТ333-79.

Параметры подшипников приведены в табл.2.

                                                                                              Таблица 2

Параметры подшипников

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 [4].

         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=8x7 мм² при t=4мм.

При l₁=35 мм выбираем длину шпонки l=32мм.

где Т – передаваемый момент, Н×мм;

l_р – рабочая длина шпонки, при скругленных концах l_р=l-b,мм;

[s]_см – допускаемое напряжение смятия.

С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается шкив из чугуна СЧ20 ([s]_см=70…100 Н/мм²) вычисляем:

9.2 Соединение тихоходный вал – полумуфта

Для выходного конца тихоходного вала при d=50 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14x9 мм² при t=5,5мм.

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 ([s]_см=110…190 Н/мм²) и Т₂=748 Н×мм:

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=20x12 мм² при t=7,5мм.

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 ([s]_см=70…100 МПа) и Т₂=748 Н×мм:

Условие выполняется.

Выбранные данные сведены  в табл.3.

                                                                                              Таблица 3

Параметры шпонок и шпоночных соединений

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  d_ДВ=32мм, шпонка bхh=10х8мм.

Определяем минимальный диаметр ведущего шкива:

d₁= d_ДВ+h+10;

d_1min=50мм.

Выбираем зубчатый ремень  по ОСТ3805114-76 с модулем m=4, с трапецеидальной формой, шириной 84мм. 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:

    180мм.

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 F_о 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

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:

         m_а=[Faxd/2]:

         m_а=8725·40×10^-3/2=174,5Н×м.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1åm_Ау=0

-R_By·(a+b)+F_r·a- m_а=0

R_By=(F_r·0,093- m_а)/ 0,186=(3176·0,093-174,5)/ 0,186=649,8Н

Принимаем R_By=650Н

2åm_Ву=0

R_Аy·(a+b)-F_r·b- m_а=0

R_Аy==(F_r·0,093+ m_а)/ 0,186=(3176·0,093+174,5)/ 0,186=2526,2Н

Принимаем R_Аy=2526Н

Проверка:

åF_Ку=0

R_Аy- F_r+ R_By=2526-3176+650=0

         Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

         М_1у=0;

         М_2у= R_Аy·а;

         М_2у=2526·0,093=235Нм;

         М_2’у= М_2у- m_а(слева);

         М_2’у=235-174,5=60,5Нм;

М_3у=0;

М_4у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм.

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1åm_Ах=0;

F_ш·(a+b+с)-R_Вх·(a+b)- F_t·a=0;

1232·(0,093+0,093+0,067)-R_Вх·(0,093+0,093)-138·0,093=0;

R_Вх=(311,7-12,8)/0,186;

R_Вх=1606,9Н

R_Вх»1607Н

2åm_Вх=0;

-R_Ах·(a+b)+F_t·b+F_ш·с= 0;

R_Ах=(12,834+82,477)/0,186;

R_Ах=512,4Н

R_Ах»512Н

Проверка

åm_Кх=0;

-R_Ах+ F_t- F_ш+ R_Вх=-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:

         М_1х=0;

         М_2х= -R_Ах·а;

         М_2х=-512·0,093=-47,6Нм;

         М_3х=- F_ш ·с;

         М_3х=-1232·0,067=-82,5Нм

М_4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х.

Крутящий момент

Т_I-I=0;

Т_II-II=T₁=F_t·d₁/2;

Т_II-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:

         m_а=[Faxd/2]:

         m_а=138·160×10^-3/2=11Н×м.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1åm_Ау=0

-R_By·(a+b)+F_r·a- m_а=0

R_By=(F_r·0,042- m_а)/ 0,084=(3176·0,042-11)/ 0,084=1457,04Н

Принимаем R_By=1457Н

2åm_Ву=0

R_Аy·(a+b)-F_r·b- m_а=0

R_Аy==(F_r·0,042+ m_а)/ 0,084=(3176·0,042+11)/ 0,084=1718,95Н

Принимаем R_Аy=1719Н

Проверка:

åF_Ку=0

R_Аy- F_r+ R_By=1719-3176+1457=0

         Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

         М_1у=0;

         М_2у= R_Аy·а;

         М_2у=1719·0,042=72,2Нм;

         М_2’у= М_2у- m_а(слева);

         М_2’у=72,2-11=61,2Нм;

М_3у=0;

М_4у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм.

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1åm_Ах=0;

F_m·(a+b+с)-R_Вх·(a+b)- F_t·a=0;

5784·(0,042+0,042+0,086)-R_Вх·(0,042+0,042)-8725·0,042=0;

R_Вх=(983,3-366,45)/0,084;

R_Вх=7343,2Н

R_Вх»7343Н

2åm_Вх=0;

-R_Ах·(a+b)+F_t·b+F_м·с= 0;

R_Ах=(366,45+497,4)/0,084;

R_Ах=10284,2Н

R_Ах»10284Н

Проверка

åm_Кх=0;

-R_Ах+ F_t- F_m+R_Вх=-7343+8725-5784+10284=0

Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

         М_1х=0;

         М_2х= -R_Ах·а;

         М_2х=-10284·0,042=-432Нм;

         М_3х=- F_m ·с;

         М_3х=-5784·0,086=-497Нм

М_4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х.

Крутящий момент

Т_I-I=0;

Т_II-II=T₁=F_t·d₂/2;

Т_II-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=7,5мм

Диаметр вала d_к3=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:

         s_v=s_и;         s_м=0; s_v=14МПа.

- для перемен напряжений кручения:

τ_v=τ_и=τ_к/2;  τ_v=τ_и=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.

έ_s и έ_τ – масштабные факторы

Учитывая примечание 2 [1, с.166 табл.8.7]

                     [1, с.166 табл.8.7]

         ;

         β – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности при высоте микронеровностей :

         R_а=0,32…2,5мкм;

         β =0,97…0,9;                                  [1, с.162]

         Принимаем β =0,92.

         Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям изгиба.                     [1, с.162]

                                                                  (11.5)

                  ;  .

         Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла по касательным напряжениям ψ_s=0,1.

         Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям кручения.                          [1, с.164]

         ;                                                          (11.6)

         ;      

         Определяем суммарный коэффициент запаса усталостной прочности в сечении вала С-С                                          [1, с.162]

                                                                                    (11.7)

где [S]=1,5…5,5 – требуемый коэффициент запаса усталостной прочности [1, с.162]

         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;

d_п3=30мм;

R_Аy=2526Н;

R_Ах=512Н;

R_By=650Н;

R_Вх=1607Н;

Н.

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники

         ;                                                     (12.1)

; 

Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила F_а (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 d_п3=30мм.

Подшипник № 7306, у которого:

         D_n2=72мм;

         В_n2=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=0,83×e×F_r                             [1,c.216]

         S₁=0,83×0,34×1733;       S₁=489Н;

         S₂=0,83×0,34×2577;       S₂=727Н.

         Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.

                   F_aI=S₁;

F_aII=S₂ +F_aI;

F_aI=489Н;

F_aII=489+723;      F_aII=1216Н.

         Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II

F_э2=(Х×V×F_r2+У×F_aII)×K_d×K_τ;             

где K_d - коэффициент безопасности;

         K_d =1,3…1,5                                   [1,c.214, табл.9.19];

принимаем K_d =1,5;

K_τ – температурный коэффициент;

K_τ =1 (до 100ºС)                             [1,c.214, табл.9.20];

         F_э2=(0,4×1×2577+1,78×1216)×1,5×1;  F_э2=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 L_hmin=10000ч.

 В нашем случае L_h> L_hmin, принимаем окончательно для червяка подшипник 7306.

12.1 Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность

Исходные данные

n₂=65,2мин^-1;

d_п3=60мм;

R_Аy=1719Н;

R_Ах=10284Н;

R_By=1457Н;

R_Вх=7343Н;

Н.

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники (12.1)             

;

Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила F_а (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 d_п3=60мм.

Подшипник № 7512, у которого:

         D_n2=110мм;

         В_n2=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=0,83×e×F_r                             [1,c.216]

         S₁=0,83×0,392×7496;     S₁=2440Н;

         S₂=0,83×0,392×10426;   S₂=3392Н.

         Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.

                   F_aI=S₁;

F_aII=S₂ +F_aI;

F_aI=2440Н;

F_aII=2440+3392;  F_aII=5832Н.

         Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II

F_э2=(Х×V×F_r2+У×F_aII)×K_d×K_τ;             

где K_d - коэффициент безопасности;

         K_d =1,3…1,5                                   [1,c.214, табл.9.19];

принимаем K_d =1,5;

K_τ – температурный коэффициент;

K_τ =1 (до 100ºС)                             [1,c.214, табл.9.20];

         F_э2=(0,4×1×10426+1,78×5832)×1,5×1;          F_э2=14550Н=14,55кН

Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах

                              [1,c.211];                                (12.2)

.

         Подставляем в формулу (12.2):

         ;    ч.

         По заданию долговечность привода L_hmin=10000ч.

 В нашем случае L_h> L_hmin, принимаем окончательно для червяка подшипник 7512.

13 Выбор системы и вида смазки.

Скорость скольжения в зацеплении V_S = 2,38 м/с. Контактные напряжения s_Н = 510 Н/мм². По таблице 10.29 из [3] 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 h_м (рис.15):

                   Рис.16 Схема определения уровня масла в редукторе

h_{м max} £ 0.25d₂ = 0.25×160 = 40мм;

h_{м min} = m = 4мм.

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 = 0.65×P_II = 0.65×3,65 = 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

         у³4х; у³(32…40)мм

Для малонагруженных редукторов (Т₂£500Нм) 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 [3]. При выборе руководствуемся стандартным рядом параметров шероховатости. Выбранные значения параметров приведены в табл.5.

Параметры точности и шероховатости

                                                                                              Таблица 5

17 Тепловой расчет редуктора

Цель теплового расчета – проверка температуры масла в редукторе, которая не должна превышать допускаемой [t]_м=80…95ºС. Температура воздуха вне корпуса редуктора обычно t_в=20 ºС. Температура масла t_м в корпусе червячной передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле [3]:

                                                                      (18.1)

где ή- КПД редуктора,

К_t =9…17 Вт/(м²град) – коэффициент теплопередачи,

А – площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктор, м²

По [3, табл.11.6] исходя из межосевого расстояния 100мм определяем А=0,24

Подставив данные в (18.1) получим:

          ºС£[t]_м

         Температура редуктора в норме.

Литература

1.         С.А.Чернавский и др. «Курсовое проектирование деталей машин» М. 1987г.

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.