Расчет червячной передачи

 

А » 12 × a_w^1,71=12 × 0,21^1,71=0,832м² [8, стр. 87].

[t_раб] = 95 °C – максимально допустимая температура нагрева масла:

 

3.2 Расчет геометрических параметров и сил в зацеплении открытой прямозубой цилиндрической передачи

Определяем  диаметры шестерни [6, стр. 141]:

 

 

Определяем  диаметры колеса:

 

Определяем  межосевое расстояние:

 

 

Определяем силы в зацеплении:

 
4. Проектный расчет валов

 

Быстроходный  вал

 

Определяем  диаметр вала под полумуфту _{[1, стр. 12]}:

 

Согласно ГОСТ выбираем муфту:

 

МУВП ( 38, 32), где 38 – диаметр вала электродвигателя.

 

Выбираем диаметры валов:

 

Под манжету: 38 мм

Под подшипники: 45 мм

Под буртик: 53 мм.

 

 Тихоходный вал:

 

Определяем  диаметр вала под шестерню:

 

 

Выбираем диаметры валов:

 

Под манжету: 50 мм

Под подшипники: 55 мм

Под буртик: 62 мм

Под ступицу  червячного колеса: 58 мм.

 

5. Выбор муфты

 

Для соединения выходного вала двигателя и вала рабочего органа, следует выбрать упругую втулочно-пальцевую муфту.

 

Номинальный крутящий момент на валу составляет 53,4 Нм.

Принимаем муфту из ряда диаметров 32,36

 

Неуравновешенная  составляющая силы, передаваемой муфтой, равна: H [4, стр. 134].

 

 

6. Назначение типов  подшипников и их класса точности

На валах  червячного редуктора обычно присутствуют значительные осевые силы, следовательно, подшипники, установленные на валах, должны выдерживать осевую нагрузку.

 

Быстроходный  вал.

По рекомендации на стр. 132 [5], в данном редукторе следует установить одну плавающую и одну фиксирующую опору.

Для плавающей опоры принимаем шариковый радиальный подшипник средней серии 309 ГОСТ 8338–75, для фиксирующей – два роликовых радиально-упорных подшипника 7309 ГОСТ 27365–87 (см. табл. 24.17 [5]).

 

Тихоходный  вал.

Диаметр вала под подшипники составляет 55 мм. Принимаем роликовые радиально-упорные подшипники 7211 ГОСТ 27365–87.

 

Для большинства  механизмов общего назначения применяют  подшипники нормального класса точности. Т.к. в задании не было особых требований по этому вопросу, то принимаем класс точности подшипников 0.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7. Смазывание передачи  и подшипников

 

Выбор смазки будет  производиться по [2].

Выбор способа смазывания.

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом (окунанием в масляную ванну).

В зависимости  от контактного напряжения и скорости передачи, по табл. 11.1 [2], выбираем рекомендуемую  кинематическую вязкость масла 15 (что соответствует окружной скорости червяка св. 5 (а точнее – 5,46) м/с и контактному напряжению –до 200 МПа – (а точнее – 112,9 МПа)). По табл. 11.2 [2], выбираем смазку индустриальное И-20А ГОСТ 17479.4-87.

Определение количества масла.

Для одноступенчатых  редукторов, при окунании в масляную ванну, кол-во масла определяют из расчета 0,3-0,6 л на 1 кВт передаваемой мощности.

Таким образом, передаваемая мощность: 8,15 кВт. Тогда объем масла: 2,445 - 4-89 л. Принимаем глубину масляной ванны: 64 мм. Тогда объём масла составит: 290*64*144/1000000=2,67 л.

Контроль уровня масла производится с помощью жезлового маслоуказателя прикрепленного к стенке корпуса редуктора.

Слив масла  осуществляется через сливное отверстие.

Подшипники  смазываются маслом зацепления.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8. Расчет элементов корпуса и крышки редуктора

 

Расчет будет  производиться по [1].

Толщина стенки редуктора: мм.

. Принимаем  мм.

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности вращающейся  части: мм. Принимаем 12 мм.

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности подшипников качения: мм. Принимаем 4 мм.

Радиальный зазор от поверхности  вершин зубьев до внутренней поверхности  стенки редуктора: мм. Принимаем 12 мм.

Расстояние  от боковой поверхности элементов, вращающихся вместе с валами до боковой поверхности неподвижных наружных частей редуктора: мм. Принимаем 8 мм.

Болты, соединяющие  крышку корпуса и корпус по периметру  редуктора: мм. Болты, соединяющие крышку корпуса и корпус у бобышек подшипников: мм

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

9. Расчет  нагрузок, действующих на валы

 

Исходные данные:

 

Окружная сила на червячном колесе, равная осевой на червяке: Н (см. п. 3.1).

Окружная сила на червяке, равная осевой на червячном  колесе: Н (см. п. 3.1).

Радиальная сила в червячном зацеплении: Н (см. п. 3.1).

Сила зацепления шестерни прямозубой передачи: Н, (см. п. 3.2).

 

Неуравновешенная  составляющая силы, передаваемой муфтой: Н (см. п. 5).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

10. Компоновка  редуктора

 

Компоновка  редуктора выполняется для:

- размещения  внутри колеса и червяка так, чтобы получить минимальные внутренние размеры редуктора;

- определения  расстояния между опорами валов и длин консольных участков;

- определение  точек приложения сил, нагружающих  валы.

Зная размеры  червячной передачи (межосевое расстояние, диаметры колеса и червяка), валов, цилиндрической передачи и подшипников качения, приступаем к компоновке редуктора, предварительно рассчитав элементы корпуса редуктора.

Проводим горизонтальную осевую линию – ось второго  вала. Используя межосевые расстояния, проводим ось входного вала. Чертим валы, располагаем и вычерчиваем  на них по размерам червяк и колесо.

Результатом компоновки являются расстояния между опорами валов, определяемые замером их на чертеже.

На следующем  этапе прорабатывается конструктивное оформление деталей и узлов редуктора.

 

11. Расчет опорных реакций валов редуктора и построение эпюр их нагружения.

 

Построение эпюр вала-червяка:

Горизонтальная  плоскость:

Вертикальная  плоскость:

 

 

 

 

 

 

 

 

Построение эпюр тихоходного  вала:

Горизонтальная  плоскость:

Вертикальная плоскость:

 

 

 

 

 

 

12. Расчет  подшипников качения на долговечность.

Расчет подшипников  вала-червяка:

 

Шариковый радиальный подшипник:

- подшипник подходит.

 

Сдвоенные конические роликовые радиально-упорные подшипники:

Подшипники подходят.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчет подшипников  тихоходного вала:

Расчет ведем  по более нагруженной опоре:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

13. Проверочный расчет валов на статическую прочность

 

Наиболее нагруженным  сечением быстроходного вала является точка В – нарезка витков червяка.

Проверять это  сечение на прочность смысла не имеет.

 

Наиболее нагруженным  сечением тихоходного вала является точка В – посадка подшипника.

Вал изготовлен из стали 45.

 мм, где  МПа, s = 4

Вал изготовлен из стали 45, МПа.

 МПа.

 МПа. Принимаем 60 МПа.

 мм.

 

 

14. Проверочный расчет шпоночных соединений

 

Рассчитываем шпонки на смятие [6]. Шпонки по ГОСТ 23360-78

Должно выполняться  условие: МПа, где = 120…150 МПа, для шпонки под полумуфтой и шестерней т.к. прочности вала и ступицы выше прочности шпонки, и = 60…80 МПа – для шпонки под червячным колесом.

 МПа.

Быстроходный вал.

Крутящий момент: T = 53400 Н∙мм, 

Шпонка под полумуфтой: МПа.

 

Тихоходный вал.

Крутящий момент: T = 575000 Нмм,

Шпонка под шестерней: МПа.

Шпонка под червячным  колесом T = 575000 Нмм,

МПа.

 

Т.о. МПа для всех трех случаев. Прочность шпоночных соединений обеспечена.

 

15. Расчет валов на выносливость

Быстроходный вал

Расчет ведем  по [6].

Наиболее нагруженным сечением вала является точка А – посадка подшипника на вал.

Вал изготовлен из стали 45, МПа.

 МПа.

Изгибающий  момент равен 68000 Нмм.

Крутящий момент на валу 53400 Нмм.

 МПа. 

Следует проверить  это сечение на прочность и  жесткость.

Условие прочности: , где:

; .

По табл. 14.2 [4], выбираем коэффициенты:

; ;

 – момент сопротивления  изгибу.

 – момент сопротивления  кручению.

По табл. 14.3 [4], выбираем:

; ;

По табл. 14.4 [4], выбираем:

; .

Таким образом:

; .

.

; .

. Выносливость вала обеспечена.

 

 

 

 

 

 

 

 

Тихоходный вал.

Наиболее нагруженным  сечением вала является точка А – посадка подшипника на вал.

Вал изготовлен из стали 45, МПа.

 МПа.

Изгибающий  момент равен 885000 Нмм.

Крутящий момент на валу 575000 Нмм.

 МПа. 

Следует проверить  это сечение на прочность и  жесткость.

Условие прочности: , где:

; .

По табл. 14.2 [4], выбираем коэффициенты:

; ;

 – момент сопротивления  изгибу.

 – момент сопротивления  кручению.

По табл. 14.3 [4], выбираем:

; ;

По табл. 14.4 [4], выбираем:

; .

Таким образом:

; .

.

; .

. Выносливость вала обеспечена.

 

 

16. Назначение посадок, шероховатостей, допусков формы и расположения поверхностей

Назначение квалитетов точности, параметров шероховатости поверхностей,  отклонений формы и расположение поверхностей должно сопровождаться анализом служебного назначения деталей и технологических возможностей при обработке. С возрастанием точности стоимость обработки резко повышается. Из экономических соображений нужно назначать квалитеты сравнительно грубые, однако, обеспечивающие необходимое качество деталей, узлов и машин.

При выборе квалитетов точности и назначении посадок будем  руководствоваться рекомендациями:

• посадки колёса на валы: Н7/р6
• посадка глухих крышек в корпус: Н8/h9
• посадка сквозных крышек в корпус: Н8/h9
• поле допуска ширины шпонки: h9
• поле допуска ширины шпоночного паза на валу: P9
• поле допуска ширины шпоночного паза в отверстиях: P9
• поле допуска диаметра вала под подшипниками: k6
• поле допуска диаметра расточек в корпусе под подшипники: H7