Общее передаточное отношение редуктора определяется по зависимости

Частота вращения первого (входного) вала

Частота вращения второго (выходного) вала

Определим числа зубьев червяка и червячного колеса

Z₁ = , при U <

тогда

Z₂ = Z₁ • U =

Определим вращающие моменты на валах редуктора:

на выходном

- на входном

Где з =0,8 - коэффициент полезного действия червячного редуктора.

3. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Для червяка принимаем сталь 40Х с закалкой до твердости НRС 48...53.

Для выбора материала червячного колеса вычислим скорость скольжения:

_м/с

Выбираем бронзу марки -

_в = Мпа; Мпа

Рассчитаем срок службы передачи в часах:

t = 36524LK_год K_сут = 365 24 9 = час

L = года - срок службы привода.

К_сут = - коэффициент суточного использования ,

К_год = - коэффициент годового использования .

Допускаемое напряжение на контактную прочность:

Допускаемое напряжение на изгибную выносливость:

_FO - предел изгибной выносливости

_FO = 0,44_т + 0,14_в = МПа.

S_F = 1,75 - коэффициент безопасности

К_FL - коэффициент долговечности:

; N_FO = 10⁶циклов

0,54 K_FL 1

_МПа

4. Расчет червячной передачи

Определим предварительный делительный диаметр червячного колеса:

_мм

К_н = 1,2 - коэффициент нагрузки

q^/ = 0,25 Z₂ = - коэффициент диаметра червяка

Предварительный модуль зацепления равен:

мм по ГОСТ m = мм .

Межосевое расстояние:

мм.

Делительные диаметры червяка и червячного колеса:

d₁ = m q мм.

d₂ = m Z₂ мм.

Диаметры вершин зубьев червяка и червячного колеса

d_a1 = d₁ + 2m = мм

d_a2 = d₂ + 2m = мм

Диаметры впадин червяка и червячного колеса:

d_f1 = d₁ - 2,4 m = мм

d_f2 = d₂ - 2,4 m = мм

Наибольший диаметр червячного колеса:

 мм.

Расчетная длина нарезаемой части червяка:

b₁ = т (12,5 + 0,09Z₂) = мм.

Расчетная ширина червячного колеса:

в^/₂ = da₁ = мм

Принимаем: b₁ = мм; b₂ = мм

Угол подъема винтовой линии червяка ,

Проведем проверочные расчеты на контактную и изгибную выносливость:

МПа

Условие выполнено, т.к. _{Н <} []_Н = МПа

_МПа

К_F - коэффициент нагрузки.

Коэффициент формы зуба равен:

Условие прочности выполнено, т.к. _F []_F

Усилия в зацеплении:

Окружные и осевые силы:

- на червяке

_{- на колесе}

Радиальные силы.

F_r2 = F_r1 = F_t2 tg = H

= 20⁰ - угол зацепления.

5. Предварительный расчет валов и подбор подшипников

Определим диаметр наименьшего конца ведущего вала:

мм

где [] = 20 МПа - допускаемое касательное напряжение.

Из условия сборки имеем: d_в1 = d_дв = мм.

Диаметр вала под уплотнение:

d_у = d_в1 + 3ч5 = мм.

Диаметр вала под подшипник:

d_П = d_у + 3ч5 = мм.

Выбираем по таблице подшипники конические роликовые радиально -

упорные d D T = ; № .

Определим диаметры выходного вала. Наименьший конец равен:

мм. Принимаем d_в2 = мм.

Диаметр вала под уплотнение:

d_у = d_в2 + 3ч5 = мм.

Диаметр вала под подшипник:

d_П = d_у + 2 = мм.

Выбираем по таблице подшипники конические роликовые радиально-упорные

d D T = ; №

Диаметр вала под колесо:

d_К = d_П +2ч3мм = мм

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки:

= 0,04 а + 2 = мм

Принимаем ? 8 мм

Толщина фланца крышки:

₁ = 1,5 = 1,5 = мм

Толщина нижнего пояса корпуса:

₂ = 2,35 = 2,35 = мм

Принимаем ₂ = мм

Диаметр фундаментных болтов:

d₁ = 0,03 а +12= 0,03 +12 = мм

принимаем болты с резьбой М

Диаметр болтов у подшипников:

d₂ = 0,6 d₁ = 0,6 = мм

принимаем болты с резьбой М

Диаметр болтов соединяющих крышку и корпус:

d₃ = 0,5 d₁ = 0,5 = мм

принимаем болты с резьбой М

7. Конструктивные размеры колеса

Основные элементы червячного колеса:

- диаметр ступицы

d_ст = 1,6 d_К2 = 1,6 = мм, принимаем d_ст = мм;

- длина ступицы колеса

l_ст = (1,2 - 1,6 )d_К2 = (1,2 - 1,6) = мм;

- толщина обода колеса

₁ =₂ = 2 m = 2 = мм;

- толщина диска колеса

С = 0,25 b₂ = 0,25 = мм, принимаем С = мм;

- внутренний диаметр обода колеса

= мм

- диаметр центровой окружности

= 0,5 ( + ) = мм

- диаметр отверстий

= 0,25 ( - ) = мм

8. Расчет выходного вала на усталостную прочность

Расчет ведется в наиболее опасном сечении, которое определяется по эпюре моментов. Для построения эпюры определим реакции в опорах для каждой плоскости.

Действующие нагрузки:

F_t2 = H, F_r2 = H, F_a2 = H

l₁ = мм; l₂ = мм; d₂ = мм

Вертикальная плоскость Аху. Действующие нагрузки: F_r2 и F_a2.

Определяем реакции в опорах:

;

Проверим правильность найденных реакций:

Рассчитываем изгибающие моменты М_Z и строим эпюру:

В сечении Х₁ : 0 х₁ l₁

x₁ = 0 M_Z1 = 0

x₁ = l₁

В сечении Х₂ : 0 х₂ l₂

x₂ = 0 M_Z2 = 0

x₂ = l₂

В горизонтальной плоскости Azx имеем нагрузку .

Определим реакции в опорах:

Изгибающие моменты:

В сечении Х₁ : 0 х₁ l₁

x₁ = 0 M_Y1 = 0

x₁ = l₁

В сечении Х₂ : 0 х₂ l₂

x₂ = 0 M_z = 0

x₂ = l₂

Суммарный изгибающий момент равен:

редуктор червячный колесо подшипник

В плоскости Аzy действует крутящий момент:

Анализ эпюр показывает, что наиболее опасным с точки зрения усталостной прочности является сечение вала под зубчатым колесом, в котором действует наибольший изгибающий момент М = Н мм,

крутящий момент Т = Н мм.

Рассчитываем коэффициент запаса усталостной прочности:

где n , n - коэффициент запаса усталостной прочности для нормальных и касательных напряжений;

_-1 , _-1 - предел выносливости при симметричном цикле для нормальных и касательных напряжений, _-1 0,43 _в

где _в - предел прочности материала (Сталь 35 , _в = 570 МПа)

_-1 = 0,43 570 = 246 МПа

_-1 = _-1 0,58 = 246 0,58 = 142 МПа

К , К - эффективный коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений:

К = 0,9+0,0014_в = 0,9 + 0,0014 570 = 1,698

К = 0,6+0,0016_в = 0,6 + 0,0016 570 = 1,512

 , - коэффициент, учитывающий масштабный фактор для нормальных и касательных напряжений:

= 0,984 - 0,0032 d_к2 = 0,984 - 0,0032 • =

= 0,86 - 0,003 d_к2 = 0,86 - 0,003 • =

= 0,2 = 0,1

= 0,9 - коэффициент шероховатости;

_а , _а - амплитуда нормальных и касательных напряжений.

где W_O - осевой момент сопротивления

W_p - полярный момент сопротивления

где - диаметр вала под колесом, и - ширина и глубина шпоночного паза на валу.

Напряжения в опасном сечении равны:

Условие усталостной прочности выполнено, т.к n = > [n] = 2.5

9. Расчет долговечности подшипников

В опорах выходного вала установлены роликовые конические подшипники с динамической грузоподъемностью С = Н;

Факторы нагрузки: е = ; У =

Расчетная долговечность подшипников

где - приведенная нагрузка на опоры

= (ХVR+YS)K_бК_Т

V = 1 - коэффициент вращения кольца;

К_б = 1,4 - коэффициент безопасности;

К_Т = 1 - температурный коэффициент;

R - радиальная нагрузка;

S - осевая нагрузка.

Для определения осевой нагрузки вычислим осевые составляющие радиальных реакций опор:

S_А = S_RА = Н;

S_В = S_RА + F_A = + = Н

X, Y - коэффициенты осевой и радиальной нагрузки, которые определяются в зависимости от соотношения: S_i / V R_i

Левый подшипник

< е = 0.38 ; . Х = 1; У = 0

А = Н

> е = ; Х = 0.4 ; У =

_В = ( ) •1,4• 1 = Н

Рассчитываем долговечность наиболее нагруженного подшипника:

L_h = > t = час

Расчетная долговечность подшипников удовлетворяет условиям работы, т.к. превышает заданный ресурс привода.

10. Расчет шпоночных соединений

Проверяем шпоночные соединения выходного вала на смятие, принимая допускаемое напряжение на смятие при стальной ступице равным - []_см = 120 МПа.

- консольный участок выходного вала мм

шпонка b h l = мм, t₁ = мм

- участок выходного вала под колесом мм

шпонка b h l = мм. , t₁ = мм

Т_вых = Нм

Напряжение смятия и условие прочности

МПа

МПа

Условие прочности на смятие выполняется, так как < .

Напряжение среза и условие прочности

МПа; МПа

Условие прочности на срез выполняется, так как = 60 МПа

11. Выбор сорта масла

Смазывание червячных зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.

Смазка червячного колеса осуществляется окунанием в масло, зали- ваемое внутрь корпуса

Червяк погружают в масло на высоту витка, но не выше центра нижнего тела качения подшипника.

Объем масляной ванны принимаем из расчета ~ 0,5 ч 0,8 л масла на 1 КВт передаваемой мощности.

V_М = (0,5ч 0,8) Р_дв = (0,5 ч 0,8) = л.

Сорт масла определим по кинематической вязкости, которую рассчитываем в зависимости от скорости скольжения м/с

и контактного напряжения, МПа

Рекомендуемая вязкость масла - м² /с.

По данной вязкости назначаем масло марки

Заключение

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На ведущий вал установим крыльчатки и слева - радиальный шариковый, а справа - конические роликовые подшипники, одетые в стакан и предварительно нагретые в масле до 80 - 100^О. Собранный червячный вал вставляем в корпус.

На ведомый вал закрепляем шпонку и колесо, затем мазеудерживающие кольца и подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100^О.

Собранный вал укладываем в основание корпуса и надеваем крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком.

Для центровки крышку устанавливаем на корпус с помощью двух конических штифтов и затягиваем болты. Затем устанавливаем прокладки под торцовые крышки и затягиваем их винтами. Закрываем пробкой маслоспускное отверстие и вставляем маслоуказатель. Заливаем масло и закрываем крышку смотрового окна, закрепив ее винтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде.

Литература

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин». М, Высшая школа, 2010, 426 с.

Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. «Расчет и проектирование деталей машин», Харьков, «Основа»,2011, 230 с.

Чернавский С.А., Ицкович Т.М. и др. «Проектирование механических передач». М., Машиностроение, 2008, 460 с.

Размещено на Allbest.ru