Проверка прочности и жесткости червяка
Что бы повысить жесткость и снизить производственные затраты ,чарвяк изготовим вместе с валом , расстояние между центрами полшипников вала червяка ориентировочно принимаем = наиб. диаметру червячного колеса : dam2=260мм ,Тогда устанавливая радиально – упорные подшипники точки приложения реакций Fa и Fв на оси вала : смещаются от середины подшипников к его внутренним торцам . Принимая точки приложения реакций примерно на уровне внутренних торцов подшипников ориентировочно получаем 2а1 ≈ dam2 –20…40 =260 …-20…40 mm
Примем 2а1=230 мм и а1= 115 мм
Схема нагружения червяка :
Реакция опор в вертикальной плоскости y0z от сил Fa1 и Fr
Σ Ma = - Fra1 – Fa1*0.5d1 +YB*2a1= 0
YB= Fr/2 + Fa1*d1/4a1= 1593 H
Σ MB = - YA*2a1 +Fra1 – Fa1*0.5d1 = 0
YA= Fr/2 -Fa1*d1/4a1=266 H
Реакции опор в xOz от силы Ft1
Xa = XB=Ft1/2 =510/2 = 255 H
Размер изгибающих моментов в характерных сечениях А,С и B :
- в плоскости yOz ; Ma =Mb =0 ; Mcлев=Ya =266* 0.115 =30.59 H*M
Mcправ= YBA1= 1593 *0.115 =183 .1 H *M =MFr, Fa1
- плоскости yOz ; Ma =Mb =0 Mc=XAa1 =255 * 0.115 = 29,3 H*M
T = 16.6 H*m (крутящий момент )
М сумм= Ми
σи= Ми/Wx=32 Ми(πd2F1)=36.86 *106 Па
Напряжение сжатия от силы Fa1 в cечении С :
σи = Fa1/Sc = 4 Fa1/( πd2F1) = 3.12*106 Па
Напряжение кручения в сечении С :
τ = T/Wp = 16T1/( πd3F1) = 0.91* 106
Сравним эквивалентное напряжение с допускаемым :
σэ= 
= 37.04 Мпа≤ σи
=
1924 НРасстояние между точками приложения реакций :
L = 2a1 = 230 mm
[ f ] = (0.005 …0.01) m = 0.03…0.06 mm
Наименьший осевой момент иннерции поперечного сечение С червяка :
J = πd4F1/64 = 21.3*10-8 M4
Прогиб червяка при а = b = 0.5 L
E = 2.1*1011
f = Fa2*b2/3*E*J*L = 10.9 *10-6
10.9 *10-6 – значительно меньше [ f ](допустимого прогиба червяка)
Проверка зубьев червячного колеса на контактную и изгибную прочность .
Определим коэфициенты :
Kβ = 1 коэф.неравномерности распределения нагрузки по ширине венца (при пост. нагрузке)
KU = 1.35 (при Uc=3.6 м/с ) Uc – скорость скольжения
Kσ=σ/(850*сosγ)=1.15
σH = ZM
= 144.96 *106
σHP » σH
Определим кофф. КF = КН= 1.35 и вычислим эквивалентное число зубьев :
Zu = z2cos 3γ= 49.3
Определим коэф. формы зуба Yf = 1.45
Cледовательно σF= YFKFFt2/qkδm2 =24.11*106 Па ≤(σ11FР)-1=64 мПа
(σ11FP)-1- допускаемое напряжение изгиба при реверсивной работе ( по справочнику )
(σFР)-1= 0.16σВ
σВ = 400 мПа
Предварительный расчет тихоходного вала и конструктивные размеры червячной пары .
Тихоходный вал :
Ориентировочный расчет выходного конца тихоходного вала редуктора выполним на кручение по поиженным допускаемым напряжениям (примем [τк] = 25 мПа)
Тогда по уравнению прочности :
τ = T/WP = 16T2/(πd3)≤ τk
получаем 
=
5*10-2 м (6,1)
По ряду Ra 40( СТ СЭВ 514-77)
диаметр выходного конца вала принимаем dВ2= 50 мм.
Диаметр вала под уплотнение d12 = 54 мм .
Диаметр вала под подшипник d 112 = 55 мм .
Диаметр вала под ступицу червячного колеса : d1112 = 60 мм .
Диаметр опорного бурта под торцы ступицы червячного колеса и наружный диаметр распорного кольца (ГОСТ 20226 – 74) d1V2=65 мм
Диаметр ступицы червячного колеса Dст = 1.6 d1112=96 мм
Толщина венца и обода ц. червячного колеса δ0 ≈2 m = 12 мм
Диаметр винта для крепления венца к ободу червячного колеса d1=(1.2…1.5)m примем = 8 мм
Длину ступицы червячного колеса Lст=(1.5…2)dв2 примем = 80 мм
Tолщина диска е =0.5b2
Быстроходный вал :
Червяк изготовлен вместе с валом , как обычно и принято в червячных передачах . Диаметры посадочных участков вала – червяка определяем конструктивно учитывая расчетные диаметры червяка . При относительно большом размере осевой силы Fa1 следует ожидать больших значений требуемой динамической грузоподъемности а потому :
диаметр посадочного участка вала червяка под подшипник примем d111=55мм
диаметр вала под уплотнение d111= 50 мм
диаметр выходного конца вала d1в1 = 40 мм
диаметр бурта для упора крыльатки d1111= 60 мм
ширину крыльчатки примем L111= 20 мм
Размер L1111≈ 4…6 мм . Примем L1111= 5 мм
Длину нарезанной части червяка при m = 6 и z1= 1 при а =25 мм ( при m ≤ 10 мм )
b1≥ (11 +0.6z2)m + а = 109 мм
примем b1= 110 мм
Длину выходного конца вала червяка выбираем из соотношения l1 ≈ (1.5…2) dв1= 54…72 примем l1= 72 мм В дальнейшем расчет l1уточняем по ширине насаженного колеса червячной передачи .
Редуктор проектируем с корпусом отлитым из серого чугуна . Предусматриваем разъемную конструкцию корпуса что обеспечивает разборку и сборку редуктора . Плоскость разъема совмещена с плоскостью проведенной через ось тихоходного вала и параллельна оси быстроходного вала .
Толщина стенок и крышки редуктора
δ ≥0.045 аw + 1…3 =6.75 +1…3
Примем δ = 10 мм
Толщина нижнего пояса крышки редуктора
S1≈ 1.5 δ = 15 мм Примем S1=15 мм
Толщина верхнего пояса крышки редуктора
S ≈ S1 + 2…5 = 15 + 2…5 Примем S = 18 мм
Толщина нижнего пояса редуктора ( корпуса )
t ≈ 2 δ = 2*10 =20 мм Примем t = 20 мм
Толщина ребер корпуса и крышки редуктора
c ≈ δ = 10 мм Примем с =10 мм
d ф≈ 0.036 аw +12 мм =17.4 Примем D ф= 18 мм
Диаметр шпилек для крепления крышки редуктора к корпусу около подшипников
d1k ≈ 0.75dф = 9 примем d1k = 10 мм
Диаметр болтов для крепления крышки подшипника к корпусу
d n ≈ (0.7..1.4) 10 = 7…14
примем d n = 10 мм
размер х ≈ 2 dn= 20 мм Примем х =х1=х11=20 мм
Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия примем равным 8 мм
Диаметр резьбы пробки для слива масла из картера редуктора
dcл≥(1.6…2.2) δ Примем dcл= 18 мм
Ширина нижнего пояса редуктора
к1≥ 2d1k = 20 мм Примем к1= 20 мм
Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса редуктора и торцом ступицы червячного колеса y ≥δ*0.5 =5 мм Примем y = 5 мм
Расстояние между внутренней стенки редуктора и окружностью наиб. диаметра y1≥15 мм Примем y 1=15 мм
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.