Реферат: Сборка червячного редуктора
Предварительно
принимаем арем = 240 мм.
Расчетная
длина ремня определяется по формуле:
Lp
= 2apeм + 0,5π(d1 + d2) + (d2 –
d1)2 / 4 * арем
Lp
= 2 * 240 + 0,5 * 3,14(100 + 200) + (200 – 100)2 / 4 * 240 = 961,7
мм
Ближайшее
стан. значение длины ремня по ГОСТ 12841-80 L = 1000 мм.
Условное
обозначение ремня сечения А с расчетной длиной L = 1000 мм с хордной
тканью в тянущем слое.
Ремень
А — 1000Т ГОСТ 12841-80.
Уточненное
значение межосевого расстояния aрем с учетом стандарт, длины
ремня L считаем по формуле:
арем
= 0,25[(L – ω) + √(L – ω)2 – 2y
где ω
= 0,5π(d2 – d1) = 0,5 * 3,14(200 – 100) = 157,1
y = (d1 + d2)2
= (100 + 200)2 = 90000 мм2
арем
= 0,25[(1000 – 157,1) + √(1000 – 157,1)2 – 2 * 90000 = 392,8
мм
Принимаем
арем = 392 мм.
При
монтаже передачи необх. обеспечить возможность уменьшения межосевого расст. на 0,01L
= 0,01 * 1000 = 10 мм для обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность
увеличения его на 0,025L = 0,025 * 1000 = 25 мм для натяжения ремней.
Угол
обхвата меньшего шкива опред. по формуле
L = 180° –
57° ((d2 – d1) / aрем)) = 180 – 57((200 – 100)
/ 392) = 165° 30'
Коэф.
режима работы, учитыв. условия эксплуатации Ср = 1,0.
Коэф.
учит, влияние длины ремня с1 = 0,98.
Коэф.
учит. Влияние угла обхвата с1 = 0,98.
Скорость
ремня:
v = (πd1n1)
/ (60 * 103) = (3,14 * 100 * 1445) / (60 * 103) = 7,57 м/с
Ро
— мощность передав. одним ремнем 1,6 кВт
коэф. числа
ремня в передаче сz = 0,9
Число
ремней:
z = (55 * 1)
/ (1,6 * 0,98 * 0,9 * 0,98) = 3,71
Принял
z = 4
Определяем
силу предвар. натяж. Fo, и одного клинового ремн:
Fo
= 850 * Pном * C1 / z * V * Cx * СР
= (850 * 5,5 * 0,98) / (4 * 7,57 * 0,98 * 1) = 154,5 Н
Давление
на вал определяется по формуле:
Fa = 2Fo * zsina / 2 = 2 * 154,5 * 4sin165,5 /
2 = 1226 Н
Ширина шкивов Вш = (Я – 1)у + 2а =
(4 – 1)15 + 2 * 10 = 65 мм.
2.3.
Расчёт зубчатой передачи редуктора
Число
витков червяка z1 принимаем в зависимости от передаточного
числа.
При
и = 15...30 число витков червяка z1 = 2.
Число
зубьев червячного колеса:
z2
= z1 * и = 16 * 2 = 32
Выбираем
материал червяка и червячного колеса.
Для
червяка Сталь 45 с закалкой до твёрдости 45HRC с последующим шлифованием.
Т.
к. материал колеса связан со скоростью скольжения, определяем предварительно
ожидаемую скорость скольжения:
Vs
= 4,3 * ωи√T2 / 10
Т2
= Р / ω2 = 4,2 * 103 / 4,7 = 897 Нм
Вращающий
момент на колесе:
ω2
= ω1 / и2 * ипep = 151,2 / 2 * 16 = 4,7с-1
Vs
= 4,3 * 4,7 * 16 3√1019,10 4 / 10 * = 3,39м/с
При
скорости Vs = 2...5м/с применяют безоловянные бронзы и латуни
Принимаем
БрАЖ9 – 4, отливка в землю σв = 400 МПа, σТ
= 200МПа.
Для
червяка допускаемое напряжение [σ]н = [τ]н° –
25Vs
где [σ]н°
— 300 МПа при твердости > 45 HRC
[σ]н
= 300 – 25 * 3,39 = 215,25 МПа
Допускаемое
напряжение изгиба
[σ]f
= KFL[σ]F°
где KFL = 102
/ N — коэффициент долговечности
N — общее
число циклов перемены напряжений
N = 573ω2Ln;
Т.
к. общее время работы передачи неизвестно, то принимаем N = 25 * 107
KFL = 9√l06
/ 25 * 107 = 0,54
[σ]F°
= 0,25 * σ + 0,08 σu;
[σ]F°
= 0,25 * 200 + 0,08 * 400 = 82МПа
[σ]F°
= 0,54 * 82 = 44,28 МПа
Межосевое
расстояние передачи:
aw
> 61 3√Т2 * 103 / [σ]Н2
> 61 3√897 * 103 / 215,252 = 166,3 мм.
Полученное
межосевое расстояние округляем в большую сторону до целого числа аw
= 180 мм
Предварительно
определяем модуль зацепления:
m = (l,5...1,7)aw
/ z2 = (l,5...1,7)180 / 32 = 8,4...9,56 мм
Значение
модуля округляем в большую сторону до стандартного ряда т = 10
Из
условия жёсткости определяем коэф. диаметра червяка
q = (0,212...0,25)
* z2 = (0,212...0,25) * 32 = 6,78...8
Полученное
значение округляем до стандартного q = 10
Определяем
коэффициент смещения инструмента х:
X = (aw
/ M) – 0,5(q + z2)
Х = 180 / 10
– 0,5 (10 + 32) = -3
По
условию неподрезания и незаострённости зубьев -1 ≤ Х ≤ +1
Если
это условие не выполняется, то следует варьировать значениями q, z2
или aw.
Примем
q = 8; z2 = 32; aw = 200.
Х = 200 / 10
– 0,5(8 + 32) = 0
Условие
выполняется.
Определяем
фактическое значение межосевого расстояния:
aw
= 0,5m(q + z2) = 0,5 * 10(8 + 32) = 200 мм
Определяем
основные геометрические параметры передачи:
Основные
размеры червяка
делительный
диаметр d1 = qm = 8 * 10 = 80 мм
начальный
диаметр dw1 = m(q + 2x) = 10(8 + 2 * 0) = 80 мм
Диаметр
вершин витков da1 = d1 + 2Т = 80 + 2 * 10 =
100 мм
Диаметр
впадин витков df1 = d1 – 2,4m = 80 – 2,4 * 10 = 56 мм
Делительный
угол подъема линии витков y = arctg(z1 / q) = arctg2 / 10 = 11,3099°
Длина
нарезной части червяка
в1
= (10 + 5,5 / х / + z1)m + c1
где х
– коэф. смещения при х ≤ 0 с = 0
в1
= (10 + 2)10 = 120 мм
Основные размеры венца червячного колеса
делительный
диаметр d2 = dw2 = mz2 = 10 * 32 = 320 мм
диаметр
впадин зубьев df2 = d2 – 2m(1,2 – х) = 320
– 2 * 10(1,2 – 0) = 296 мм
наибольший
диаметр колеса
dam2<da2
+ 6m / z1 + 2
dam
= 340 + (6 * 10) / (2 + 2) = 355 мм
ширина венца в
= 0,355ап = 0,355 * 200 = 71 мм
Радиусы
закруглений зубьев
Ra
= 0,5d1 – m = 0,5 * 80 – 10 = 30 мм
Rf =
0,5d1 + l,2m = 0,5 * 80 + l,2 * 10 = 52 мм
Условный
угол обхвата червяка венцом колеса 28
sinδ
= e2 / (da1 – 0,5т) = 71 / (100 – 0,5 – 10) = 0,7474
Угол
2δ определяется точками пересечения дуги окружности d' = da1
– 0,5m с контуром венца колеса и может быть равным 90... 120°.
Проверочный
расчет.
Определяем
к.п.д. червячной передачи:
η = tgy
/ tg(γ ± φ)
где γ
— делительный угол подъема витков червяка γ = 13099°
φ
— угол трения. Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения
vs
= uf ω = d1
/ 2cosγ * 103
по табл. 4.9.
( )
иf = 16 d1 = 80 мм
ω2
= ω1(2 * 16) = 151,2 / (2 * 16) = 4,7c-1
ω2
– угловая скорость червячн. колеса
vs
= (16 * 80 * 4,7) / (2cos11,3099 * 103) = 3,07м/с
по табл. φ
= 1° 30’’...2° 00''
принимаем φ
= 2° 00''
η = tg11,3099
/ tg(11,3099° + 2000'') = 0,81
Проверка
контактных напряжений зубьев колеса:
σн
н/мм3
σн
= 340 √Ft2 / (d1d2) * k ≤ [σ]н
где Ft2
= 2T2 * 10 / d — окружная сила на колесе, Н
Ft2
= (2T2 * 103) / 320 = 5356,25 H
k — коэф.
принимается в зависимости от окружной скорости колеса
V2
= (ω2d2) / (2 * 103) = (4,7 * 320) / (2 * 103) = 0,752
м/с
При
v2 ≤ 3 м/с k = l
σн
= 340 √5356,25 / (80 * 320) = 155,5 Н/мм2 < [σ]н
= 215,25Н/мм
2.4.
Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников
Крутящие
моменты в поперечных сечениях валов: ведомого (вал червячного колеса) Tk2
= T2 = 891 * 103 H мм
ведущего
(червяка)
Tk1
= T = T2 / u η = 891 * 103 / 16 * 0,81 = 69,7 * 103 Hмм
Витки
червяка выполнены за одно с валом.
Диаметр
выходного конца ведущего вала по расчету на кручение при [τ]k
= 25 МПа
d = 8 * 3√Tk1
d = 8 * 3√69,74
= 32,92 мм
После
округ. принимаем с1 = 34 мм
Диаметр
dП = d + 2tцил = 34 + 2 * 3,5 = 41 мм
Принимаем
dП = 45 мм
Диаметр
буртика dБП = dП + 3r = 45 + 3 * 2,5 = 50 мм.
Длина
посадочного конца вала:
LМБ
= 1,5d = 1,5 * 34 = 51 мм.
Округл. до LМБ
= 52 мм.
Длина
промежуточного участка:
LКБ
= 2dn = 2 * 45 = 90 мм
Диаметры
и длины участков вала колеса d = 6√891 = 56 мм
Длина
цилинд. участка
Lц
= 0,15d = 0,15 * 56 = 8,4 мм
принимаем
равным 8
Диаметр
dП = d + 2tk = 56 + 2 * 2,5 = 61 мм
Принимаем dП
= 60 мм
Диаметр
буртика
dБП
= dП + 3r = 60 + 3 * 3,5 = 70,5 мм
Принимаем dБП
= 72 мм
Диаметр
dk принимаем равным dБП, т. е. dk
= 72 мм
Длина
ступицы колеса lcm = dk = 72 мм
Длина
посадочного конца вала
lМТ =
1,5d = l,5 * 56 = 84 мм
Длина
промежуточного участка
lКТ = 1,2dП = 1,2 * 60 = 72 мм
Диаметр
резьбы
dp
= 0,9(d – 0,1lМТ) = 0,9(56 – 0,1 * 84) = 42,84 мм
Принимаем
ближайшее ближнее М42 * 3
Длина
резьбы lp = 0,8dp = 0,8 * 42 = 33,6
Округляем,
получаем lр = 34 мм
Выбираем
подшипники везде конические роликовые для червяка — 7209 ГОСТ 333-79, для вала
колеса — 7212
2.5.
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса δ и
крышки δ1
δ = 0,04аw
+ 2
δ = 0,04
* 200 + 2 = 10 мм
δ1
= 0,032aw + 2
δ1
= 0,032 * 200 + 2 = 8,4 мм
Принимаем δ
= δ1 = 10 мм
Толщина
фланцев (поясов) корпуса и крышки:
в = в1
= 1,5δ
в = в1
= 1,5 * 10 = 15 мм
Диаметры
болтов фундаментных
d1
= (0,03...0,036)aw + 12
d1
= (0,03...0,036)200 + 12 = 18...19
Принимаем М20
Диаметры
болтов d2 = М16 мм и болтов d3 = М12 мм
2.6.
Первый этап эскизной компоновки редуктора
Компоновочный
чертеж выполняем в двух проекциях — разрез по оси колеса и разрез по оси червяка.
Масштаб 1:1 вычерчиваем тонкими линиями. Примерно по середине листа параллельно
его длинной стороне проводим осевую линию; вторую осевую, параллельную первой,
проводим на расстоянии аw = 200 мм. Затем проводим две
вертикальные осевые линии — одну для главного вида, вторую для вида сбоку.
Вычерчиваем на двух проекциях червяк и червячное колесо.
Очерчиваем
внутреннюю стенку корпуса, принимая зазор между стенкой и червячным колесом и
между стенкой и ступицей червячного колеса ~ 15 мм Вычерчиваем подшипники червяка
на расстоянии L1 = dам2 = 355 мм один от другого,
располагая их симметрично относительно среднего сечения червяка. Также симметрично
располагаем подшипники вала червячного колеса. Расстояние между ними замеряем
по чертежу L2 = 125 мм.
В
связи с тем, что в червячном зацеплении возникают значительные осевые усилия
выбираем конические роликовые подшипники (см. таблица 2).
2.7.
Проверка долговечности подшипников
Силы в
зацеплении см. рис.3
Условное
обозначение подшипников |
d |
Д |
В |
Т |
С |
е |
мм |
кН |
7209 |
45 |
85 |
19 |
21 |
42,7 |
0,41 |
7212 |
60 |
110 |
23 |
24 |
72,2 |
0,35 |
Рисунок
3 — Силы в червячном зацеплении и опорные реакции в плоскости xz
Окружная
сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке
Ft2
= Fa1 = 2T2 / d2
Ft2
= Fa1 = (2 * 897000) / 320 = 5606,25 Н
Окружная
сила на червяке, равная осевой силе на колесе
Ft1 = Fa2
= 2T1 / d1
Ft1 = Fa2
= 2 * 69700 / 80 = 1742,5 H
Радиальные
силы на колесе и червяке
Fz2
= Fz1 = Ft2tg20°
Fz2
= Fz1 = 5606,25tg20° = 2040,5 Н
Применяем
правое направление витков червяка
В
плоскости xz
Rx1
= Rx2 = Ft1 / 2
Rx1
= Rx2 = 1742,5 / 2 = 871,25 H
В
плоскости yz
Ry1L1
+ Fz1L1 / 2 – Fa1d1 / 2 = 0
Ry1
= Fz1L1 – Fa1d1 / 2 L1 =
(2040,5 – 355 – 5606,25 * 80) / (2 * 355) = 388,56 H
Ry2
L1 – (Fz1 L1) / 2 – (Fa1d1)
/ 2 = 0
Ry2
= (Fz1 L1 + Fa1d1) / 2L1
= 1651,94 H
Проверка
Ry1
+ Ry2 – Fz1 = 388,56 + 1651,94 – 2040,5 = 0
Суммарные
реакции:
P1
= Pz1 = √(Rx12 + Ry12);
P1
= Pz1 = т / 871,252 + 388562 = 953,97 Н
P2
= Pz2 = √(Rx22 + Ry22);
P2
= Pz2 = √871,252 + 1651,942 = 1867,97 H
Осевые
составляющие радиальных реакций подшипников
S1
= ePz1 = 0,41 * 953,97 = 391,13 Н
S2
= ePz2 = 0,41 – 1867,61 = 765,72 Н
В
нашем случае S1 < S2
Pal = Fa≥S2 – S1;
тогда Pa1 = S1 = 391,13 H
Pa2 = S1 + Fa1 = 391,13 + 5606,25 =
5997,38 Н
Рассмотрим
левый (первый) подшипник.
Отношение
Pa1 / Pr1 = 391,13 / 953,97 = 0,41 = е
Следовательно
осевую нагрузку не учитываем.
Эквивалентная
нагрузка
Рэ1
= РzlVКбКТ,
где по [1,
табл. 9.19] для приводов общего назначения:
Kб
= l,3;
V = 1;
КТ
= 1;
Рэ1
= 953,97 * 1,3 = 1240,16 Н
Долговечность
определяем по более нагруженному подшипнику. Рассмотрим правый (второй) подшипник
Отношение
Ра2
/ Рz2 = 5997,38 / 1867,61 = 5,2 > е,
Поэтому
эквивалентную нагрузку определяем с учётом осевой
Pэ2
= (XPz2V + YPa2)KбKT
Рэ2
= (0,40 * 1867,61 + 1,459 * 5997,38) * 1,3 = 12346,38Н = 12,35 кН
где Х = 0,40;
Y = 1,459 см. [1, табл. 9.18] для конических подшипников.
Расчётная
долговечность определяется по формуле:
L = (С / Рэ2)3
= (72,2 / 12,35)3 = 200 млн. об.
Расчетная
долговечность, r:
Lh
= L106 / 60n
Lh
= 200 * 106 / 60 * 722,5 = 5618 r
Где n = 722,5
об/мин — частота вращения червяка
Ведомый
вал.
Расстояние
между опорами (между точками приложения радиальных реакций Р3 и
Р4) L2 = 125 мм, диаметр колеса d2
= 320 мм.
Реакции
опор
Левую
опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Fa2 обозначим
цифрой «4» и при определении осевого нагружения будем считать ее «второй».
В
плоскости xz
Rz3
= Rz4 = Ft2 / 2
Rz3
= Rz4 = 5606,25 / 2 = 2803,13 H
В
плоскости yz
Ry3 L2 +
Fz2 L2
/ 2 – Fa2 d2
/ 2 = 0
Ry3 = (Fa2
d2 – Fz2
L) / 2L2 = (1742,5 * 320 – 2040,5 * 125)
/ 2 * 125 = 1210,15 H
Ry4
L2 – Fz2 L2 / 2 – Fa2 d2
/ 2 = 0
Ry4
= (Fz2 L2 + Fa2d2) / 2L2
= (2040,5 * 125 + 1742,5 * 320) / 2 * 125 = 3250,65 H
Проверка:
Ry3
– Ry4 + Fz2 = 0
1210,15 – 3250,65
+ 2040,5 = 0
Суммарные
реакции:
Р3
= Рr3 = √Rz32 + Ry32
Р3
= Рr3 = √2803,132 + 1210,152 = 3053,2 Н
Pr4
= Pr4 = √Rz42 + Ry42
P4
= Pr4 = √2803,13 + 3250,65 = 4292,35 H
Осевые
составляющие радиальных реакции конических подшипников
S3
= 0,83 е Рr3
S3
= 0,83 * 0,41 * 3053,2 = 1039 Н
S4
= 0,83 е Рr4
S4
= 0,83 * 0,41 * 4292,35 = 1460,7 H
где е = 0,41
— коэффициент влияния осевого нагружения
В нашем
случае S3 < S4
Pa3
= Fa≥S4 – S3
Тогда Ра3
= S3 = 1039 Н
Pa4
= S4 = 1460,7 H
Для
левого (с индексом 4) подшипника отношения:
Ра4
/ Рr4 = 1460,7 / 4292,35 = 0,34 < е
Поэтому
при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.
Эквивалентная
нагрузка
Рэ4
= Рr4VKбKt
Рэ4
= 4292,35 * 1,3 = 5580 Н
В
качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7212.
Для
правого подшипника:
Ра3
/ РrЗ = 1039 / 3053,2 = 034 < е
Осевые
силы не учитываем и определяем эквивалентную нагрузку:
Рэ3
= Рr3VКбKt
Рэ3
= 3053,2 * 1,3 = 3969,16 Н = 3,969 kН
Расчетная
долговечность, млн. об.:
L = (с / Рэ3)3
L = (42,7
/ 3,969)3 = 1254 млн. об.
Расчетная
долговечность, r:
Lh
= L 106 / 60п
Lh
= 1254 * 106 / 60 * 45 = 464761 r
Где п = 45
об/мин — частота вращения вала червячного колеса.
По
ГОСТ 16162-85 минимальная долговечность подшипников для червячных редукторов Lh
= 50004, следовательно подшипники выбраны правильно.
2.8.
Второй этап компоновки редуктора
Используем
чертежи первого этапа компоновки. Второй этап представлен на листе и имеет
целью конструктивно оформить основные детали — червячный вал, вал червячного колеса,
червячное колесо, корпус, подшипниковые узлы и др.
Смазка
зацепления и подшипников — разбрызгиванием жидкого масла, залитого в корпус
ниже уровня витков так, чтобы избежать чрезмерного заполнения подшипников маслом
начиняемым червяком. На валу червяка устанавливаем крыльчатки. При работе редуктора
они будут разбрызгивать масло и забрасывать его на колесо и в подшипнике.
Уплотнение
валов обеспечивается резиновыми манжетами. В крышке тока размещаем отдушину. В
нижней части корпуса вычерчиваем пробку для спуска масла и устанавливаем маслоуказатель
с трубкой из оргстекла.
Конструируем
стенку корпуса и крышки. Их размеры были определены ранее. Вычерчиваем фланцы и
нижний пояс. Конструируем крюки для подъема. Устанавливаем крышки подшипников
глухие и сквозные с манжетными уплотнениями. Под крышки устанавливаем металлические
прокладки для регулировки. Конструкцию червячного колеса выполняем по [1], рис.
109, насаживая бронзовый венец на чугунный центр с натягом. Посадка Н7 / р6 по
ГОСТ 25347-82
Вычерчиваем
призматические шпонки:
на выходном
конце вала червяка:
b * h * l
= 14 * 8 * 40 мм
на выходном
конце вала червячного колеса:
b * h * l
= 14 * 9 * 80 мм
и под
червячным колесом:
b * h * l
= 20 * 12 * 80 мм
2.9.
Выбор посадок основных деталей редуктора
Выбор
посадок колец подшипников
Быстроходный
вал (вал 2, рис. 1) редуктора устанавливается на конические роликовые подшипники.
Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей
радиальной нагрузки и имеет следовательно, циркуляционное нагружение.
По
таблице 6.5. [2] выбираем поле допуска вала — к6.
Наружное
кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается
местному нагружению. По табл. 6.6 [2] определяем поле допуска отверстия = Н7
Тихоходный
вал (вал 3, рис. 1) устанавливается на роликовых подшипниках.
Внутреннее
кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной
нагрузки и имеет, следовательно, циркуляционное нагружение. По табл. 6.5 [2]
выбираем поле допуска вала к6.
Наружное
кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается
местному нагружению. По табл. 6.6 [2] определяем поле допуска отверстия — Н7
Выбор
посадки червячного колеса на вал. Примем, что вращательный момент (табл. 1)
передается от колеса к валу соединением с натягом. Для подбора посадки примем
материал вала сталь 40 * Н (σТ1 = 750 Н/мм2)
Материал колеса — чугун (σТ2 = 280 Н/мм2).
Сборка осуществляется нагревом колеса.
Используем
методику подбора посадок с натягом, изложенную в парагр. 3 гл. 5 [2]
Устанавливаем
колесо на вал с натягом к6 через шпонку.
2.10.
Проверка прочности шпоночных соединений.
Призматические
шпонки выбранные для редуктора, проверяем на снятие. Проверку проводим для
шпонки под колесом.
Условие
прочности
σсм
= Ft / Aсм ≤ [σ]cм
где Ft
— окружная сила на колесе, Н
Acм
= (0,94h – t1) lp — площадь снятия, мм2
Здесь
lр
= l – b — рабочая длина шпонки
σсм
= 38,3 Н/мм2 < 150 Н/мм2
Т.к. ступицу
колеса изготавливаем из чугуна, то значение [σ] см снижаем вдвое:
σсм
= 38,3 < 75 Н/мм2
что
удовлетворяет проверочному расчёту.
2.11.
Уточненный расчёт валов
Червячный
вал проверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений,
принятые при конструировании после расчёта геометрических характеристик (d1
= 80; da1 = 100 мм; df1 = 56 мм),
значительно превосходят те, которые могли быть получены расчётом на кручение.
Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жёсткость).
Приведенный
момент инерции поперечного сечения червяка:
Jnp
= πdf / 64(0,375 + 0,625da1 / df1)
Jnp
= 3,14 * 56 / 64(0,375 + 0,625 * 100 / 56) = 72 * 104 мм4.
Стрела
прогиба:
f = l1
√Ft1 + Fr1 / 48 E Jnp
f = 0,02 мм
Допускаемый
прогиб [f] = (0,005...0,01)m = (0,005...0,01)8 = 0,04...0,08 мм.
Таким
образом, жёсткость обеспечена, так как f = 0,02 < [f]
Определение
коэффициентов запасов прочности в опасных сечениях вала червячного колеса.
Построение
эпюр моментов вала червячного колеса. Для построения эпюр моментов определяем
значение изгибающих моментов в характерных сечениях вала (см. рис. 5).
Рисунок
5 — Эпюры моментов
Вертикальная
плоскость (YOZ):
Сечение 3 Мх
= 0
Сечение 1 Mx
= Ry4 * 86 * 10-3
Мх
= 3250,65 * 86 * 0,001 = 279,6 Нм
Сечение 4 Mx
= Fy2 * 47,5 * 10-3
Мх
= 5606,25 * 133,5 * 0,001 = 748,4 Нм
Сечение 2 Мх
= 0
Горизонтальная
плоскость (XOZ)
Сечение 3 Му
= 0
Сечение 1 My
= Rz4 * 86 * 10-3
Мy
= 2803,13 * 83 * 0,001 = 241 Нм
Сечение 4
(справа) My = Rz3 * 47,5 * 10-3
Мy
= 2803,13 * 47,5 * 0,001 = 133,1 Нм
Сечение 4
(слева) Мy = 2040,13 * 133,5 * 0,001 – 2803 * 47,5
* 0,001 = -139,2 Нм
МR
= М2 = 69,79 Нм
Осевой
момент сопротивления:
W = nd3
/ 32 = 3,14 * 603 / 32 = 21195 мм3
Материал вала
— сталь 40ХН
Из
таблицы 12.7 [2] определяем допускаемые напряжения для данного материала:
σвр
= 920 Н/мм2 σт = 750 Н/мм2
σ-1
= 420 Н/мм2 τ = 25Н/мм2
Опасным
сечением является сечение 1 на валу
Выполняем
расчёт сечения 1 на статическую прочность:
Результирующий
изгибающий момент
М = √Mx2
+ Мy2
М = √279,62
+ 2412 = 369,13 Нм
Mk
= T = 891
Эквивалентное
напряжение:
σэкв
= √M2 + Mk2 / W = 964,4
Коэффициент
запаса прочности по текучести при коэффициенте перегрузки Кп = 2,5
определяется:
SТ
= σТ / Кпσэкв
ST
= 750 / 2,5 * 964,4<[SТ] [SТ] = 1,2...1,6
Требование
выполнено и задача статической прочности вала Сечении 1 обеспечен.
2.12.
Тепловой расчет червячного редуктора
Цель
теплового расчета — проверка температуры масла в редукторе которая не должна превышать
допустимой
[t] = 80...95
°C
Температура
масла в корпусе червячного редуктора при непрерывной работе без искусственного
охлаждения определяется по формуле:
tм2
= tb + P(1 – η) / Kt * A
где Р — мощность
на быстроходном валу редуктора, Вт
P = T2W2
/ η = 857 * 4,7 / 0,85 = 4739 Вт
Kt
= 9...17B т/м2 град. — коэффициент теплопередачи
Kt
= 15
А — площадь
теплоотдающей поверхности корпуса редуктора. По табл. 11.6
А = 0,8м2
tb
= 20 °C — температура воздуха вне корпуса редуктора
tм
= 20 + 4739(1 – 0,85) / 15 * 0,8 = 79,2° < [t]°
Тепловой
расчет удовлетворяет.
2.13.
Выбор сорта масла
Смазывание
зацепления и подшипников производятся разбрызгиванием жидкого масла. По [1]
табл. 10.9 устанавливаем вязкость масла.
При
контактных напряжениях σн = 129 Мпа и скорости
скольжения Vs = 6,15м/с рекомендуемая вязкость масла должна
быть приблизительно равна 15 * 106 м2/с
По
[1] табл. 10.10 принимаем масло авиационное МС – 22.
2.14.
Сборка редуктора
Перед
сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают им и покрывают
маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом
общего вида. Начинают сборку с того, что на червячный вал надевают крыльчатки и
конические роликовые подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80°...100
°С. Собранный червячный вал вставляют в корпус.
При
установке червяка, выполненного за одно целое с валом, следует обратить внимание
на то, что для прохода червяка его диаметр должен быть меньше диаметра
отверстия для подшипников.
В
нашем случае диаметр червяка da1 = 100 мм, а наружный диаметр
подшипников 7209 85 мм. Поэтому для нормальной сборки устанавливаем стакан.
В
начале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо
до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают роликовые
конические подшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основании
корпуса и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка
фланцев спиртовым лаком. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью
двух конических штифтов и затягивают болты. Закладывают в подшипниковые сквозные
крышки резиновые манжеты и устанавливают крышки с прокладками.
Для
регулировки червячного зацепления необходимо весь комплект вала с червячным
колесом смешать в осевом направлении до совпадения средней плоскости колеса с
осью червяка. Этого добиваются переносом части прокладок с одной стороны
корпуса на другую. Чтобы при этом сохранялась регулировка подшипников, суммарная
толщина набора прокладок должна оставаться без изменения. Ввертывают пробку
масло – спускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в редуктор
масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной. Собранный редуктор
обкатывают и испытывают на стенде.
Литература
1. Чернавский
С.А., Боков К.Н., Черник И.М. и др.— М.: Машиностроение, 1987 — 416 с.
2. Дунаев
П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. Учебное пособие для
машиностр. спец. техникумов.— Высш. шк., 1990 – 399с
3.
Чернилевский В.В. Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование.— К.: 1987
г.
|