Машиностроение \ Детали машин

Проектирование одноступенчатого редуктора с нижним расположением червяка

Страницы работы

45 страниц (Word-файл)

Посмотреть все страницы

Скачать файл

Фрагмент текста работы

Общее передаточное число привода определяется по формуле:

[1,с.7], (3)

где - частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

- частота вращения ведомого вала, об/мин.

По формуле (3) определяем

1.6 Распределение общего передаточного числа привода по элементам схемы:

[1,с.7], (4)

где - передаточное число редуктора;

- передаточное число цепной передачи.

Принимаем [1,C6], тогда

Корректируем по стандарту по ГОСТ 2144 -76 принимаем = 40 [2,с.54]

Уточняем:

1.7 Расчет угловых скоростей валов, ведётся по формуле:

[3,с.19] (5)

где n - частота вращения вала, об/мин.

Для вала электродвигателя:

Для вала червячного колеса:

Для выходного вала привода:

1.8 Расчетные мощности на валах привода, P кВт

Для выходного вала

Для ведомого вала

Для выходного Р₃ = 4,5 (по заданию).

1.9 Расчетные вращающие моменты на валах M н.м ведётся по формуле:

[3,с.19], (6)

где - мощность на валу, Вт;

- угловая скорость вала, .

2. Силовойрасчет червячной передачи редуктора

2.1 Выбор материала червяка и колеса [1,с.26]

Т.к. передача имеет и работает длительное время, то выбираем для червяка сталь 40Х ГОСТ 4543-71 с термообработкой по варианту – улучшение и закалка ТВЧ до твёрдости в сердцевине HRC 40…50. Витки червяка шлифованы и полированы [1,стр.26]. Для выбора материала червячного колеса определим ориентировочную скорость скольжения V_s^м/_с по формуле:

[1,с.26], (7)

где - угловая скорость вращения червячного колеса, ;

- вращающий момент на валу червячного колеса, Нм;

- передаточное число редуктора.

ω =7,6 ; (лист 6)

= 40 (лист 5)

М₂= 640,79 (лист 6)

Так как 8,7>5 ^м/_с, применяем для червячного колеса оловянную бронзу из первой группы материалов. [1,с.27]

Выбираем БрОЦС6-6-3 ГОСТ 613-79. Допустимая скорость скольжения V_s≤12^м/_с , литье в землю в условиях единичного производства.

Механические характеристики:

предел прочности МПа; предел текучести МПа. [1,с.27]

2.2 Выбор допускаемых напряжений

Зубья червячного колеса являются расчётным элементом зацепления, т.к. они имеют меньшую поверхностную и общую прочность, чем витки червяка.

Допускаемое контактное напряжение , Мпа определяется по формуле:

[1,с.26] (8)

где - коэффициент долговечности;

- коэффициент, учитывающий интенсивность износа зубьев;

- допускаемое контактное напряжение при числе циклов перемены напряжений равное 10⁷, МПа.

[1,с.27], (9)

где N – общее число циклов перемены напряжений, час. (10)

[1,с.27]

– долговечность редуктора, час; [4,с.213]

= 20000;

ω = 12, 1 рад/с. (лист 6)

, принимаем

Допускаемое напряжение изгиба, :

[1,с.28] (11)

где - коэффициент долговечности по напряжению изгиба;

- исходное допускаемое напряжение изгиба, МПа.

, где N– общее число циклов перемены напряжений

;

[1,с.28]

Окончательно принимаем:

= 110 МПа;

= 38 МПа.

2.3 Расчёт межосевого расстояния

[1,с.28], (12)

где - угловая скорость вращения червячного колеса, ;

- допускаемое контактное напряжение, МПа;

М₂= 640,79; (лист 6)

= 110 МПа. (лист 8)

, принимаем по ГОСТ 2144-76 .

2.4 Подбор основных параметров передачи

Принимаем число витков червяка z₁ = 1. [1,с.28]

2.4.1 Число зубьев колеса

, принимаем = 40. [1,с.28]

2.4.2 Модуля передачи

[1,с.28], (12)

где - межосевое расстояние;

- число зубьев колеса;

мм, принимаем стандартное ближайшее значение m=10 мм по [1, с.28]

2.4.3 Относительный диаметр червяка

принимаем по таблице [1,2.11] q=10

2.4.4 Коэффициент смещения

[1,с.28]

, что в пределах допустимого.

2.4.5 Фактическое передаточное число

[1,с.29]

2.4.6 Отклонение передаточного числа от заданного

, что допустимо.

2.5 Геометрические размеры червяка и колеса

2.5.1 Диаметр делительный червяка

[1,с.29]

2.5.2 Диаметр вершин витков

2.5.3 Диаметр впадин

2.5.4 Длина нарезанной части червяка

[1,с.29]

При твердости червяка HRC45 длину для выхода шлифовального круга увеличивают на 3m.

2.5.5 Диаметр делительной окружности колеса

2.5.6 Диаметр окружности вершин зубьев

2.5.7 Диаметр колеса наибольший

[1,с.29]

2.5.8 Диаметр впадин

2.5.9 Ширина венца

2.6 Проверочный расчет передачи на прочность

Для этого определяем скорость скольжения по формуле:

[1c.30] (13)

где - окружная скорость на червяке;

- угол подъема линий витка.

[1, с.30]

Допускаемое контактное напряжение

2.6.1 Расчетное напряжение

[1,с.29], (14)

где K – коэффициент нагрузки;

- делительный диаметр червяка;

- диаметр делительной окружности колеса;

- вращающий момент на ведомом валу.

[1,с.30]

K=1 при

Расчетное напряжение

,что допустимо.

2.6.2 Процент перегрузки

, что допустимо.

2.7 КПД передачи

[1,с.30], (15)

где - угол подъема линии витка;

- приведенный угол трения.

2.8 Силы в зацеплении

Окружная сила на колесе и осевая сила на червяке:

[1,с.30]

Окружная сила на червяке и осевая сила на колесе:

[1,с.30]

Радиальная сила

2.9 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

Эквивалентное число зубьев определяется по формуле:

[1,с.31]

2.9.1 Расчетное напряжение изгиба

≤ [1,с.31], (16)

где - коэффициент формы зуба;

K - коэффициент нагрузки;

- ширина венца;

m - модуль передачи;

- окружная сила на колесе.

, что допустимо.

2.10 Тепловой расчет. Мощность на червяке

[1,с.31]

Поверхность охлаждения корпуса принимаем по таблице [1,с.30] А=1,2 м².

Температурный коэффициент .

Температура масла

что является допустимым, т.к. [1,с.31 ]

3 Ориентировочный расчет валов редуктора

3.1 Ведущий вал редуктора – это вал червяка. Витки червяка выполнены за одно целое с валом, поэтому материал вала сталь 40Х.

3.1.1 Диаметр выходного конца ведущего вала,

[2,с.161], (17)

где - крутящий момент на валу червяка,;

- допускаемое напряжение на кручение, ;

=15890 ; (лист 6)

= 20 .

Т.к. вал червяка соединяется с валом электродвигателя при помощи муфты, то выбираем [2,с.391]

3.1.2 Диаметр вала червяка под подшипник

Принимаем по ГОСТ 831-75 радиально-упорный шарикоподшипник № 46312 [2,с.399]

3.1.3 Конструктивный размер червяка

Делительный диаметр червяка ;

Диаметр вершин витков ;

Диаметр впадин ;

Диаметр нарезной части .

3.2 Вал ведомый

Материал: Сталь 45

3.2.1 Диаметр выходного конца ведомого вала определяется по формуле:

[2,с.161], (18)

где - вращающий момент на ведомом валу

=304132 ; (лист 6)

, принимаем по стандартному ряду. [2,с.162]

3.2.2 Диаметр ведомого вала под подшипник

Принимаем по стандарту роликоподшипник конический однорядный ГОСТ 333-79 № 7214 [2,с.402]

3.2.3 Диаметр ведомого вала под колесо

;

Принимаем по стандарту [2,с.162]

3.3 Конструктивные размеры колеса

3.3.1 Диаметр ступицы чугунных колес

[2,с.233]

, принимаем

3.3.2 Длина ступицы

принимаем

3.3.3 Толщина обода колеса

, принимаем

3.3.4 Толщина диска литых колес

принимаем C= 40 мм

3.3.5 Диаметр центровой окружности

[2,с.233] (19)

где - внутренний диаметр обода;

- диаметр ступицы;

;

Принимаем = 350 мм

3.3.6 Диаметр отверстий

, принимаем = 55 мм.

3.3.7 Фаска

, принимаем = 4 мм.

4 Основные размеры корпуса редуктора

4.1 Толщина стенки корпуса и крышки редуктора одноступенчатого червячного

принимаем =12 мм [2,с.241]

принимаем =10 мм .

4.2 Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса

[2,с.241]

4.3 Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса

4.4 Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки

, принимаем 28 мм.

4.5 Толщина ребер основания корпуса

, принимаем =12мм.

4.6 Толщина ребер крышки

, принимаем

4.7 Диаметры фундаментных болтов

принимаем по стандарту

4.8 Диаметр болтов

4.8.1 У подшипников

, принимаем по стандарту М16.

4.8.2 Соединяющие основания корпуса с крышкой

, принимаем по стандарту М12.

4.9 Размеры, определяющие положение болтов

, принимаем e=15мм

=М12

, принимаем q=20мм.

4.10 Размеры гнёзд под подшипник

4.10.1 Диаметр отверстия в гнездах ведущего и ведомого валов,

[2,с.400]

[2,с.402]

4.10.2Винты крепления крышки подшипников ведущего и ведомого валов , мм для ведущего вала =12мм (М12);

для ведомого вала =12мм (М12);

число крепёжных винтов для крышки ведущего вала = 8;

для крышки ведомого вала = 8.

4.10.3 Диаметр гнезда

[2,с.242], (20)

где - диаметр фланца крышки подшипника.

Для подшипника ведущего вала:

, принимаем = 100мм.

, принимаем .

Для подшипника ведомого вала:

, принимаем =110 мм.

, принимаем мм.

4.10.4 Длина гнезда

[2,с.242]

, принимаем = 15 мм.

(размер корректируется по компоновке).

4.10.5 Размер штифта

Диаметр , принимаем по стандарту [2,с.243]

Длина штифта , принимаем по ГОСТ3121-70

4.10.5 Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса

по диаметру

, по торцам

5 Проверка долговечности подшипников качения

Ведущий вал

Направление вращения вала электродвигателя выбираем по ходу часовой стрелки. Червяк имеет правое направление витков. Окружная сила на червяке направлена противоположно вращению червяка. На выходном конце ведущего вала действует сила от муфты.

, принимаем

5.1 Определение опорных реакций

5.1.1 Горизонтальная плоскость

, направление выбрано не верно

Проверка:

5.1.2 Вертикальная плоскость

Проверка:

5.1.3 Проверка долговечности подшипников [2,с.377]

Вал червяка

Суммарные реакции

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников

, где для подшипников шариковых радиально-упорных с углом коэффициент осевого нагружения е=0,68 [ 2,с165]

Осевые нагрузки подшипников [2,с.161]

, тогда

Рассмотрим левый (первый) подшипник.

Отношение , осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

[2,с.377] (21)

где V – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника;

- коэффициент безопасности;

- температурный коэффициент;

т. к. вращается внутреннее кольцо;

; [2,c.214]

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику. Рассмотрим правый (второй) подшипник.

Отношение , поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой;

[2,с.212] (22)

где X – коэффициент радиальной силы;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

X=0,41; [2,c.325]

Y=0,87. [2,c.325]

5.1.4 Расчетная долговечность млн об определяется по формуле

[2,c150]

[2,с.211], (23)

где С – динамическая грузоподъемность подшипника;

С=100.

5.1.6 Расчетная долговечность, ч

[2,с.378], (24)

где n=2900 об/мин – частота вращения червяка.

, долговечность обеспечена.

5.1.3 Построение эпюр изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскости и эпюры крутящих моментов

Горизонтальная плоскость

сеч 1-1

при

сеч 2-2

при

сеч 3-3

при

Вертикальная плоскость

сеч 1-1

сеч 2-2

при

сеч 3-3

при

5.1.4Эпюра крутящих моментов

сеч 1-1

сеч 2-2

сеч 3-3

Вал ведомый

5.2 Определение опорных реакций

Из предыдущих расчетов известно:

, принимаем .

принимаем

5.2.1 Горизонтальная плоскость

Проверка

5.2.2Вертикальная плоскость

Проверка:

5.2.3 Проверка долговечности подшипников. Ведомый вал

Суммарные реакции

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников определяются по формуле [2,с.216]

[2,c.379]

Для подшипников 7211 коэффициент влияния осевого нагружения = 0,41.

Осевые нагрузки подшипников [2,с.400]

, тогда

Для правого (с индексом 3) подшипника отношение

, поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы учитываем.

Эквивалентная нагрузка

В качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7211. Долговечность определим для левого (четвертого) подшипника, для которого эквивалентная нагрузка значительно больше.

Для левого подшипника

, т.е учитываем осевые силы. Определяем эквивалентную нагрузку по формуле: