передача червячный зубчатый привод

1.1 Подбор электродвигателя

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

2.1 Выбор материала колес

Материал колеса - сталь 40, Твердость колеса - 193НВ.

Термическая обработка шестерни - улучшение, выбираем материал сталь 40У. Твердость шестерни 285,5НВ.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

Допускаемые контактные напряжения []_Н для шестерни и колеса [2]:

[]_Н = ,

где _Нlim - предел контактной выносливости, Z_N - коэффициент долговечности, S_H - коэффициент запаса прочности.

S_H = 1,1

[]_Н = = 441,36 МПа

Допускаемые напряжения изгиба []_F зубьев шестерни и колеса [2]:

[]_F = ,

где _Flim = 1,8 - предел выносливости зубьев при изгибе, S_F - коэффициент запаса прочности.

[]_F = = 246,1 МПа

2.3 Проектный расчет

Межосевое расстояние

Предварительное значение межосевого расстояния a_w, мм [1]

где Т₂ - вращающий момент на колесе, Н•м; u - передаточное число быстроходной ступени, K = 310 - для прямозубых передач, _ba = 0,315 - коэффициент ширины, выбираемый в зависимости от положения колес относительно опор.

Окружная скорость

Назначаем степень точности 8 ([1], табл. 2.5).

K_H = K_H • K_v

=

x = 0,74

где K_H⁰ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки в начальный период работы;

K_H⁰ = 1,2;

K_H = 1,2 (1-0,74)+0,74 = 1,05;

K_v = 1,28

K_H = 1,05 • 1,28 = 1,344

Так как выпуск крупносерийный, округляем до ближайшего большего стандартного значения = 100 мм.

Ширина колеса

b₂ = _ba • = 0,315 • 100 = 31,5 мм

принимаем b₂ = 32 мм

Модуль передачи

m = (0,01 - 0,02) = (0,01 - 0,02) •100 = 1 - 2

принимаем

m = 1,5

Суммарное число зубьев

Суммарное число зубьев

= 134

Принимаем z_s = 134

Число зубьев шестерни и колеса

= 39

z₂ = z_s - z₁ = 134 - 39 = 95

Диаметры колес

Делительные:

= 58,5 мм

= 142,5 мм

Проверка

Окружностей вершин и впадин

d_a1 = d₁ + 2m = 58,5 + 2 • 1,5 = 61,5 мм

d_f1 = d₁ - 2,5m = 58,5 - 2,5 • 1,5 = 54,75 мм

d_a2 = d₂ + 2m = 142,5 + 2 • 1,5 = 145,5 мм

d_f2 = d₂ - 2,5m = 142,5 - 2,5 1,5 = 132,75 мм

2.4 Проверочный расчет

Проверка зубьев по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения

Z = 310 для прямозубых передач

=1,373

МПа

Силы в зацеплении

Окружная

F_t = = 619 Н

Радиальная

F_r = = 225,3 Н

Нормальная

Проверка зубьев по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

где Y - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений и определяемые по таблице в зависимости от приведенного числа зубьев; Y - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче; Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

K_F = K_F • K_v

=

x = 0,74

где K_F⁰ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки в начальный период работы;

K_F⁰ = 1,08;

K_F = 1,08 (1-0,74)+0,74 = 1,02;

K_v = 1,78

K_F = 1,04 • 1,78 = 1,851

Y = 3,7

3. Расчет червячной передачи

3.1 Выбор материала червяка и червячного колеса

передача червячный зубчатый привод

Червяк: сталь 45. у_Ч= 193 МПа.

Скорость скольжения

v_ск = = 4,13 м/с

материал зубчатого венца червячного колеса назначаем алюминиево-железистую бронзу БрЛАЖМц -66-6-3,2 с отливкой в кокиль

у_в = 400 МПа.

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

Допускаемые контактные напряжения

[у]_Н = [у]_Н0 - 25v_ск,

где [у]_Н0 = 250 МПа

[у]_Н = 250 - 25 • 4,13 = 146,75 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

[у]_F = К_FL • [у]_F0

[у]_F0 = 0,25у_T + 0,08у_В = 0,25•193 + 0,08•400 = 80,25 МПа

- исходное допускаемое напряжение

[у]_F = 0,84 • 80,25 = 67,41 МПа

3.3 Проектный расчет

1. Межосевое расстояние

К_в = 1,155

= 158,2 мм

принимаем стандартное значение мм

Основные параметры червячной передачи

z₁ = 2 - число заходов червяка (при u =15)

z₂ = z₁ • u = 2 • 15 = 30 - число зубьев колеса

Модуль

Принимаем стандартное значение m = 8 мм

Коэффициент диаметра червяка q = 10

Размеры червяка и колеса

d₁ = qm = 10•8 = 80 мм - делительный диаметр червяка

d_a1 = m (q + 2)= 8 (10 + 2) = 96 мм - диаметр вершин

d_f1 = m (q - 2,4) = 8 (10 - 2,4) = 60,8 мм - диаметр впадин

d₂ = z₂ • m = 30 • 8 = 240 мм - делительный диаметр колеса

d_a2 = m(z₂ + 2) = 8 (30 + 2) = 256 мм - диаметр вершин

d_f2 = m(z₂ - 2,4) = 8 (30 - 2,4) = 220,8 мм - диаметр впадин

b₁ = (11+0,06 z₂) m=(11+0.06^.30)^.8 =90 мм - длина нарезанной части

b₂ = 0,75d_a1 = 0,75 • 96 = 72 мм - ширина венца колеса

3.4 Проверочный расчет

Скорость скольжения в зацеплении

Расчетное напряжение

,

К_Н = К_Hv • K_Hв - коэффициент нагрузки

К_Hv = 1

K_Hв = - коэффициент концентрации нагрузки,

где и = 72 - коэффициент деформации червяка,

x = 0,74 - коэффициент, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка

K_Hв = = 1,155

К_H = 1,155

Силы в зацеплении

Окружная на колесе и осевая на червяке

Окружная на червяке и осевая на колесе

Радиальная

Нормальная

Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

где К_F = 0,98 - коэффициент нагрузки,

Y - коэффициент формы зуба

=> Y = 1,76

= 10,04 МПа < [у]_F

4. Эскизное проектирование

4.1 Определение опорных реакций валов

Реакции опор первого вала

Суммарная реакция опор

Реакции опор второго вала

Реакция четвертой опоры

Реакция третьей опоры

Для горизонтальной плоскости

Суммарная реакция опор

Реакция четвертой опоры вдоль вала

Опорные реакции третьего вала

Для горизонтальной плоскости

Суммарная реакция опор

Реакция вдоль третьего вала

4.2 Проектные расчеты валов

Быстроходный вал

Вертикальная плоскость

Горизонтальная плоскость

- коэффициент концентрации напряжений

n - коэффициент запаса прочности

принимаем d = 27 мм в соответствии с диаметром вала электродвигателя

d_П1 = d₁ + 6…8 = 22+ 6…8 = 30 мм

принимаем d_П = 30 мм - диаметр под подшипники

Промежуточный вал

Вертикальная плоскость

Горизонтальная плоскость

принимаем d = 35 мм

d_П2 = 35 мм - диаметр под подшипники

Тихоходный вал

Вертикальная плоскость

Горизонтальная плоскость

принимаем d = 40 мм

принимаем d_П = 40 мм - диаметр под подшипники

4.3 Расчет на усталостную прочность

Быстроходный вал

d = 20 мм; n = 2925 мин^-1; температурный коэффициент К_T = 1; коэффициент безопасности К_Б = 2.

Подшипники шариковые радиальные

Предварительно выбираем подшипники 106 ГОСТ 8338-75

d = 30 мм; D = 55 мм; C_r = 9,36 кН; C_r0 = 4,5 кН, б = 0

Коэффициент осевого нагружения

> e = 0,214 => принимаем коэффициенты x = 1; y = 0

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

Q_пр = (VXF_r1 + YF_a1) • K_T • K_Б = (1 • 329,4 + 0) •2•1 = 658,8 Н

Расчетный ресурс подшипника

L_р = .

Подшипники пригодны.

Промежуточный вал

Исходные данные:

d_п = 50 мм; n = 1198,8 мин^-1; коэффициент вращения V =1; температурный коэффициент К_T = 1; коэффициент безопасности К_Б = 2.

Схема установки подшипников: правая опора фиксирующая, левая плавающая.

Фиксирующая опора

Принимаем 2 шариковых радиально-упорных подшипника №36210 (ГОСТ 333-79)

d = 50 мм; D = 90 мм; С_r = 76 кН; С_0r = 61,5 кН; б = 15°.

Для комплекта из двух подшипников грузоподъемность

С_rУ = 1,714C_r = 1,714 • 76 = 130 кН

С_0rУ = 2C_0r = 2 • 61,5 = 123 кН

е = 0,3

> e = 0,3 => принимаем коэффициенты x = 0,74;
y = 1,84

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

Q_пр = (VXF_r1 + YF_a1) • K_T • K_Б = (0,74 •2034,4+ 1,84 • 5325) •1,4•1 = 15824 Н

Расчетный ресурс подшипника

L_р = .

Подшипники пригодны.

Плавающая опора

Принимаем шариковый подшипник радиальный №210 (ГОСТ 8338-75)

d = 35 мм; D = 72 мм; С_r = 31,9 кН; С_0r = 17,6 кН; б =0°.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

Q_пр = F_r1 • K_T • K_Б = 1,93•2•1 = 3860 Н

Расчетный ресурс подшипника

L_р = .

Подшипник пригоден.

Тихоходный вал

Исходные данные:

d_п = 90 мм; n = 80 мин^-1; коэффициент вращения V =1; температурный коэффициент К_T = 1; коэффициент безопасности К_Б = 1,5.

Предварительно выбираем роликоподшипники конические №7518 (ГОСТ 333-75)

d = 90 мм; D = 160 мм; C_r = 30,8 кН; C_r0 = 17,8 кН, б = 0°.

е = 0,19

> e = 0,19 => принимаем коэффициенты x = 0,56;
y = 2,3

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

Q_пр = (VXF_r1 + YF_a1) • K_T • K_Б = (0,56 •3500+ 2,3 • 1434) •1,5•1 = 8100 Н

Расчетный ресурс подшипника

L_р = .

Подшипники пригодны.

4.5 Конструирование зубчатых колес, червяка и червячного колеса

Шестерня первого вала

Исполнение - за одно целое с валом (вал-шестерня)

Червяк

Заодно с валом (вал-червяк)

Фаска

f = 0,8m = 0,8 • 8 = 6,4 мм

б = 20°.

Червячное колесо

Т.к. выпуск крупносерийный, применяем наплавленный венец.

Диаметр ступицы

d_ст = 1,7d = 1,7 • 35= 59,5 мм

l_ст = 1,4d = 1,4 • 35= 49 мм

4.6 Расчет основных размеров корпусных деталей и крышек

Толщина стенки корпуса редуктора

;

Принимаем = 8 мм.

Зазор между поверхностью колес и внутренней поверхностью корпуса а = 10 мм.

Радиусы скруглений

r = 0,5д = 0,5 • 8 = 4 мм внутренних

R = 1,5д = 1,5 •8 = 12 мм внешних

Диаметр фундаментальных болтов:

Принимаем винты М20

Диаметр болтов у подшипников:

Принимаем винты М12

Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой:

Принимаем винты М10

Диаметр болтов крепящих крышку подшипников:

Принимаем винты М8

5. Выбор смазочных материалов и системы смазывания

6. Подбор соединительных муфт

Для соединения вала электродвигателя с входным валом редуктора целесообразно применить муфты с резиновыми упругими элементами. Размер муфты по заданному моменту подбирают из справочника [3].

Для соединения электродвигателя с входным валом редуктора принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 21424 - 75.

Для выбранной муфты принимаем радиальное смещение валов = 1 мм.

Библиографический список