Быстроходный вал(червяк)

СОДЕРЖАНИЕ

Введение 5

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет 6

II. Выбор марки материала, назначение химико-термической

обработки зубьев; определение допускаемых напряжений 7

III. Определение основных параметров передачи и сил, действующих в зацеплении 8

IV. Проверка прочности и жесткости червяка 10

V. Проверка зубьев червячного колеса на контактную и изгибную выносливость 12

VI. Ориентировочный расчет тихоходного вала и конструктивные размеры

червячной пары 13

VII. Конструктивные размеры корпуса и компоновка редуктора 15

VIII. Проверка прочности вала червячного колеса 18

IX. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений 20

Х. Подбор подшипников 21

ХI. Тепловой расчет редуктора 24

ХII. Посадка деталей и сборочных единиц редуктора 25

ХIII. Смазка зацепления и подшипников 26

Заключение 27

Литература 28

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

1.Вычерчиваем на отдельном чертеже кинематическую схему проектируемого редуктора, соединенного с электродвигателем.

На этой схеме: 1-червячный редуктор; 2-электродвигатель; 3-упругая муфта.

2. Назначаем передаточное число и находим частоту вращения быстроходного вала. Учитывая исходные данные, стандартный ряд передаточных чисел, принимаем и=i=16. Тогда n1= i n2=16*85=1360 мин-1.

3. Выбираем число витков червяка и определяем КПД. Табл. П37[1] при и=14…20 рекомендует число витков червяка z1=(3)…2, принимаем z1=2 при и=16. Общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев: червячной передачи и двух пар подшипников. Для червячной передачи при z1=2 η1=0.75…0.82, а для пары подшипников качения η2=0.99. Принимая η1=0.80, ориентировочно получаем: η= η122=0.992* 0.8=0.79.

4.Определяем требуемую мощность электродвигателя при соединении муфтой быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя:

Р12/ η=2.6/0.79=3.3 кВт.

5. Выбираем электродвигатель. По таблице П61 [1] при Р1=3.5 кВт, n1=1360 мин-1 принимаем асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором типа 4А100L4У3 в закрытом обдуваемом исполнении, для которого n1= nэ=1440 об/мин—расчетная частота вращения; Номинальная мощность электродвигателя Рэ=4.0 кВт> Р1, угловая скорость вала ротора быстроходного вала: ω1э=πn/30= π*1440/30=150 рад/с.

II. Выбор материала червяка , венца червячного колеса и определение допускаемых напряжений.

1. Для червяка назначаем нормализованную сталь С45 с поверхностной закалкой токами высокой частоты (ТВЧ) до твердости >НRC45 и последующей шлифовкой витков червяка. По табл.П3[1] предел прочности для стали 45 (нормализация) при d<100 мм σВ/=589 МПа.

Предел выносливости и коэффициенты в формуле:

σ-1=0.43σ/в=0.43*589=253,27 МПа. [n]=1,3…3, Кσ=1.2…2.5, kри=1.

Принимая [n]=2,5, Кσ=2.4; kри=1, находим допускаемое напряжение изгиба для вала-червяка при симметричном цикле напряжений:

и]-1= σ-1/([n]Кσ] kри=[253.27/2.5*2.4]1=42.2 МПа

2. По табл. П38[1], принимая для венца червячного колеса безоловянную бронзу марки АЖ9-4, отливка в землю, получаем:

σВ//=400 МПа; (σIIFР)-1=0.16 σВ//=0.16*400=64 МПа.

Скорость скольжения червяка: vs=(0.02…0.05)ω1=(0.02…0.05)150=(3…7.5) м/с.

Ориентировочно принимая vs=5 м/с, находим допускаемое контактное напряжение для зубьев червячного колеса (табл.П38[1]):

σНР=295-25 vs=295-25*5=170 МПа.

III. Определение основных параметров передачи и сил, действующих в зацеплении.

1. Определяем число зубьев червячного колеса и значение коэффициента диаметра червяка: z2= и z1=2*16=32; q=8…12.5, принимаем q=10.

2. 2.Уточняем значение частоты вращения и определяем вращающий момент на тихоходном валу редуктора: n2= n1/ и=1440/16=90 мин-1, что незначительно превышает заданное значение.

3. Т2=9.55Р2/ n2=9.55*2.6*103/90=276 Н*м.

4. 3.Вычисляем межосевое расстояние:

5. аw>(q+ z2)3√(184*103/ z2 σНР)2*Т/q =(32+10) 3√(184*103/ 32*170*106)2*276/10=136 мм.

6. Принимаем аw=140 мм.

7. 4.Находим расчетный модуль: m= 2аw/( q+ z2)=2*140/( 32+ 10)=6.7 мм. Принимаем стандартное значение m= 7 мм (табл.П33[1]).

8.

9. 5. Вычисляем делительные диаметры, диаметры вершин витков и зубьев, а также диаметры впадин червяка и червячного колеса:

10. d1= m q =7*10=70 мм; d2= m z2=7*32=224 мм

11. dа1= d1+2m=70+2*7=84 мм; dа2= d2+2m=224+2*7=238 мм;

12. df1= d1-2.4 m=70-2.4*7=53.2 мм. df2= d2-2.4m=238-2.4*7=221.2 мм.

13.

14. 6. Уточняем межосевое расстояние: аw =( d1+ d2)/2=( 70+224)/2=147 мм.

15. Принимаем аw=150 мм.

16. 7.Определяем ширину венца и наибольший диаметр червячного колеса: b2<0.75 dа1=0.75*84=63 мм, принимаем b2=63 мм;

17. dам2< dа2+1.5m=238+1.5*7=249 мм, принимаем dам2=250 мм

18. Итак, принимаем b2=63 мм , dам2=250 мм для червячного колеса.

19. 8. Уточняем скорость скольжения червяка, допускаемое контактное напряжение, КПД редуктора и мощность на его быстроходном валу (червяке); назначаем степень точности передачи:

20. vs= (mω1√q2+z12=(7*150√102+22)/2*103=5.35 м/с;

21. σНР=295-25 vs=295-25*5.35=161 МПа.

22. По табл. П34[1] с учетом примечания 2 получаем:

23. ρ/=1.4 ρ/табл=1.4*1°25/=1°59/

24. По табл.П36[1] при z=2, q=10 угол подъема витка червяка γ=11°19/.

25. Вычисляем КПД редуктора: η=0.95*tgγ/ tg(γ+ρ/)=0.95*tg11°19// tg(11°19/+1°59/)=0.806.

26. Мощность и вращающий момент на червяке: Р1= Р2/η=2.6/0.806=3.22 кВт<Рэ=4.0 кВт.

27. Т1=9.55Р1/n1=9.55*3.22*103/1440=21 Н*м.

28. По табл. П2 [1] принимаем 8-ю степень точности.

29. 9.Определяем силы, действующие в зацеплении.

30. -Окружная сила на колесе и осевая сила на червяке:

31. Ft2= Fа1=2Т2/ d2=2*276/(224* 10-3)=2.46*103 Н=2,46 кН.

32. -Окружная сила на червяке и осевая сила на колесе:

33. Ft1= Fа2= Ft2*tg(γ+ρ/)= Ft2*tg(11°19/+1°59/)=2.46*103*0.236=580 Н;

34. -Радиальная (распорная) сила: Fr= Ft2tgα= Ft2tg20°=2.46*103*0.364=895 Н.

35.

IV. Проверка прочности и жесткости червяка.

Чтобы повысить прочность и жесткость и снизить производственные затраты, червяк изготовляем вместе с валом, причем расстояние между центрами подшипников вала-червяка ориентировочно принимаем равным наибольшему диаметру червячного колеса dам2=260 мм. Принимая точки приложения реакций примерно на уровне внутренних торцов подшипников, ориентировочно получаем: 2а1= dам2-20…40 мм=250-20…40 мм.

Принимаем 2а1=230 мм и а1=115 мм.

1.Вычерчиваем схему нагружения червяка (рис.1) и определяем реакции опор в вертикальной плоскости уОz от сил Fа1 и Fr:

ΣМА= -Frа1- Fа10.5d1+Yв*2а1=0;

Yв=( Frа1+ Fа10.5d1)/2а1=895/2+2460*70/4*115=447.5+374=822 Н;

ΣМВ=- YА1- Fа10.5d1+ Frа1=0;

YА=(Fr/2)- Fаd1/(4а1)=448-374=74 Н.

2. Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости хОz от силы Ft1:

ХАВ=0.5Ft1=0.5*580=290 Н.

3.Для построения эпюр определяем размер изгибающих моментов в характерных сечениях А,С и В;

--в плоскости yOz: МАВ=0. МСлев= YАа1=74*0.115=8.5 Н

МСправ= Yва1=822*0.115=94.5 Н*м; (МFr, Fа)max=94.5 Н*м;

--в плоскости xOz: МАВ=0; МС= XАа1=290*0.115=33.4 Н*м;

М Ft=33.4 Н*м.

4. Крутящий момент Т1=21 Н*м

Далее, строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рис.1).

5. Вычисляем наибольшие напряжения изгиба для опасного сечения С: суммарный изгибающий момент:

Мсуми=√(МFr)2Ft2=√94.52+33.42=100 Н*м.

Следовательно, σии/Wx=32 Ми/πdf13=32*100/π*(53.2*10-3)3=7.0*106 Па=

7.0 МПа.

6. Определяем напряжение сжатия от силы Fа1 в сечении С:

σс= Fа1/Sc=4Fа1/ πdf12=4*2460/ π*(53.2*10-3)2=1.11*106 Па.

7. Находим напряжение кручения в сечении С:

τк=Т/ Wр=16Т1/π df13=16*21/π *(53.2*10-3)3=0.71*106 Па=0.71 МПа.

8. По III теории прочности определяем эквивалентное напряжение и сравниваем его значение с допускаемым:

σэIII=√ (σи+ σс)2+4τк2 =√(7.0+1.11)2+4*0.712=8.0 МПа, что значительно меньше [σи]-1=42.2 МПа.

9. Проверяем червяк на жесткость. Сила, изгибающая червяк: F=√ Ft12+ Fr=√5802+8952=1067 Н.

Расстояние между точками приложения реакций l=2a1=230 мм.

Допускаемый прогиб червяка [f]=(0.005…0.01)m=(0.005…0.01)7=0.035…0.07 мм.

Наименьший осевой момент инерции поперечного сечения С червяка:

Jx= π df14/64= π(53.2*10-3)4/64=21.3*10-8 м4

Прогиб червяка при а=b=0.5 l; Е=2*1011 Па (см. табл.П2[1]).

f=(Fа2 b2)/3ЕJx l=F l3/48 ЕJx=1067(230*10-3)3/(48*2*1011 *21.3*10-8)=6.0*10-6 м, что значительно меньше [f].

V. Проверка зубьев червячного колеса на контактную и изгибную выносливость.

1. Определяем коэффициенты, входящие в формулу: Кβ=1 при постоянной нагрузке; Кv=1.35 (см. табл.П35[1]).

Коэффициент нагрузки КНβ Кv =1.35*1=1.35*Zм=225*103 Па1/2 для стали—бронзы (см. табл.П22[1]). Кδ=δ/(85°cosγ)=98°/(85°cos11°19/)=1.17, где δ=2аrcsinb2/( d1+1.5m)= 2аrcsin63/( 70+1.5*7)=98°.

Вычисляем расчетные (рабочие) напряжения:

σН=ZМ√ КНFt2/ d1d2Кδ=225*103√(1.35*2460)/(70*224*10-6*1.17)=100*106 Па< σНР.

2.Вычисляем эквивалентное число зубьев:

zv=z2/ cos3γ= z2/ cos311°19/=32/0.942=34.5;

По табл.П27[1] при zv=34.5, интерполируя, определяем коэффициент формы зуба YF=1,525. Следовательно

σF= YFКFFt2/ qКδm2=(1,525*1,35*2460)/10*1.17*(7*10-3)2=

=12*106 Па< (σ//FР)-1=64 МПа.

VI. Ориентировочный расчет тихоходного вала и конструктивные размеры червячной пары.

Тихоходный вал.

Ориентировочный расчет выходного конца тихоходного вала редуктора выполним на кручение по пониженным допускаемым напряжениям; принимаем τК= Т/ Wр=16Т2/π d3< [τК].

Получаем d>3√16Т2/ (π[τК])= 3√16*276/(π*25*106)=3.96*10-2 м.

Согласуя с рядом Ra40, принимаем: диаметр выходного конца вала dв2=40 мм; диаметр вала под уплотнение dI2=44 мм; диаметр вала под подшипник dII2=45 мм.

Диаметр вала под ступицу червячного колеса dIII2 = 50 мм; диаметр опорного бурта мм для торца ступицы червячного колеса и наружный диаметр распорного кольца dIV2 = 55 мм ( см.табл. П63 [1]).

Диаметр ступицы червячного колеса Dст=1.6dIII2 = 1.6*50=80 мм; толщину венца и обода центра червячного колеса δ0=2m=2*7=14 мм; диаметр винта для крепления венца к ободу центра червячного колеса

dI=(1.2…1.5) m=(1.2…1.5)7=8.4…10.5 мм, принимаем d/=9 мм; длину ступицы червячного колеса lст=2dIII2=2*50=100 мм; длину выходного конца тихоходного вала l2=(1.5…2) dВ2=(1.5…2) 40=60…80 мм; принимаем l2=75 мм; толщину диска е=0.5b2=0.5*52=26 мм.

Быстроходный вал.

Червяк изготовлен вместе с валом, как обычно принято в червячных передачах. Диаметры посадочных участков вала-червяка определяем конструктивно, ориентируясь на расчетные диаметры червяка. При относительно большом размере осевой силы Fа1 следует ожидать больших значений требуемой динамической грузоподъемности подшипников, а потому диаметр посадочного участка вала-червяка под подшипник принимаем относительно высоким dII1< df 1=53.2 мм.

Согласуя с рядом Ra40, принимаем диаметр вала под подшипник dII1=40 мм; диаметр вала под уплотнение dI1=36 мм; диаметр выходного конца вала

dв1=30 мм. Так как разница между диаметрами соединяемых валов dв1=30 мм и d1=28 мм (табл. П62 [1]) для вала двигателя 4А100L4У3 не превышает 20…25%, то можно ориентироваться на применение стандартной муфты.

Диаметр бурта для упора крыльчатки, разбрызгивающей масло, принимаем равным dIII1=45 мм; Ширину крыльчатки можно принимать из соотношения

l1II=10…18 мм, принимаем l1II=14 мм; Размер l1III=4…6 мм, принимаем l1III=5 мм.

Длину нарезанной части червяка при m=7 мм и z1=2 определяем по формуле при а=25 мм: b1>(11+0.06 z2) m+а =(11+0.06 *32)7+25=105.5 мм.

Принимаем b1=110 мм.

Длину выходного конца вала (вала-червяка) выбираем из соотношения l1=(1.5…2) dВ1=(1.5…2)30=45…60 мм; принимаем l1=50 мм. В дальнейшем размер l1 уточняем по длине ступицы муфты, выбранной для соединения валов электродвигателя и редуктора.

VII. Конструктивные размеры корпуса и компоновка редуктора.

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна. Предусматриваем разъёмную конструкцию корпуса, что обеспечивает удобства монтажа и демонтажа редуктора. Плоскость разъёма совмещаем с плоскостью, проведенной через ось тихоходного вала, параллельно оси быстроходного (вала-червяка).

1. Толщина стенок корпуса и крышки редуктора δ=0.045аw+1…3 мм=0.045*150 +1…3 мм=6.75+1…3 мм, принимаем δ=10 мм.

2. Толщина нижнего пояса крышки редуктора s1=1.5 δ=1.5 *10=15 мм, принимаем s1=15 мм.

3. Толщина верхнего пояса корпуса редуктора s = s1+2…5 мм=15+2…5 мм, принимаем s =18 мм.

4. Толщина нижнего пояса корпуса редуктора t=2δ=2*10=20мм, принимаем t =20 мм.

5. Толщина ребер корпуса и крышки редуктора С= δ=10 мм, принимаем С=10 мм.

6. Диаметр фундаментных болтов dф=0.036аw+12мм =0.036*150+12мм =5.4+12 мм, принимаем dф =18 мм.

7. Диаметр шпилек, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников, dк=0.75 dф =0.75 *18=13.5 мм, принимаем dк.п=12 мм.

8. Диаметр шпилек, соединяющих корпус с крышкой редуктора, dк=0.5 dф =0.5* 18=9 мм, принимаем dк/ =10 мм.

9.

10. 9.Диаметр болтов для крепления крышки подшипника к редуктору dп= =(0.7…1.4) δ=(0.7…1.4)10=7…14 мм, принимаем dп =10 мм. Принимаем х=х///=20 мм.

11. 10.Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия dк.с=6…10 мм, принимаем dк.с=8 мм.

12. 11.Диаметр резьбы пробки (для слива масла из картера редуктора) dсл>(1.6…2.2) δ=(1.6…2.2) 10=16…22 мм, принимаем dсл=18 мм12.Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора К=2dк=2*10=20мм, принимаем К=20мм.

13. 13.Ширину нижнего пояса корпуса редуктора К=(2…2.5) dф =(2…2.5) 18=36…45 мм, принимаем К/=40 мм.

14. 14.Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса редуктора и торцом ступицы червячного колеса у1>0.5 δ=0.5*10=5 мм, принимаем у1=5 мм;

15. 15.Расстояние между внутренней стенкой крышки редуктора и окружностью наибольшего диаметра червячного колеса у1>δ=10 мм, принимаем δ=10 мм;

16. 16.Расстояние от оси червяка до дна картера у2=(2…2.5) dII1 =(2…2.5)40= 80…100 мм, принимаем у2 =90 мм.

17. 17.На тихоходный и быстроходный валы ориентировочно назначаем конические роликоподшипники средней серии. По табл. П43 [1] при dII1=40 мм получаем D/=90 мм, Т/ max=25.5 мм; при dII2=45 мм получаем D//=100 мм, Т// max=27.5 мм.

18. 18.Толщина крышки подшипника вместе с манжетным уплотнением:

19. х1=0.5 Т/ max+5…10 мм=0.5*25.5+5…10 мм, принимаем х1=18 мм.

20. х2=0.5 Т// max+5…10 мм=0.5*27.5+5…10 мм, принимаем х2=20 мм.

21. Размер l /1= l /2>dп=10 мм, принимаем l /1= l /2=10 мм.

22. 19.Определение положения точек приложения реакций подшипников и габаритных размеров редуктора:

23. а) расстояние между точками приложения реакций подшипников

24. быстроходного вала принято 2а1=230 мм и, следовательно, а1=115 мм;

25. б) для тихоходного вала: а22+0.5lст=5+0.5*100=55 мм, принимаем а2=55 мм.

26. Габаритные размеры редуктора:

27. Lр=2а1+2(Т/ max1+ l/)+ l1=2*115+2(25.5+18+10)+50=387 мм, принимаем длину редуктора Lр=390 мм;

28. Вр= l2+2(Т//max2+ l/2)+2а2+0.5К=75+2(27.5+20+10)+2*55+0.5*40=320 мм, принимаем Вр=320 мм.

29. Нр=δ+ у2+ аw+0.5dам21+δ+8…12 мм=10+90+150+0.5*260+10+10+5…15 мм=400+8…12 мм, принимаем высоту редуктора Нр=410 мм.

30. Размер «В» и расстояния между отверстиями для фундаментных болтов определяются конструктивно при вычерчивании общего вида редуктора.

31. По ориентировочно полученным конструктивным размерам редуктора и размерам, полученным в процессе расчета, вычерчиваем компоновочный чертеж редуктора в масштабе 1:1.

VIII. Проверка прочности вала червячного колеса.

Материал для изготовления тихоходного вала—сталь 40, термообработка—нормализация. Для данного вала по таблице П3[1] при d<100 мм для стали 40 σв=550 МПА и, следовательно, предел выносливости

σ-1=0.43*σв=0.43*550=236 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле напряжений вычисляем по формуле, принимая [n]=2,5, Кσ=2.0, kри=1:

и]//-1= σ-1/([n]Кσ] kри=[236/2.5*2]1=47.4 МПа.

1.Вычерчиваем схему нагружения вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рис.2).

а) Определяем реакции опор в вертикальной плоскости yOz от сил Fr и Fа2:

ΣМА= -Frа2- Fа20.5d2+Yв*2а2=0;

Yв=( Frа2+ Fа20.5d2)/2а2=895/2+580*224/4*55=448+591=1039 Н;

ΣМВ=- YА2- Fа20.5d2+ Frа2=0;

YА=(Fr/2)- Fа2d2/(4а2)=448-591=-143 Н.

б) вычисляем реакции опор в горизонтальной плоскости хOz от силы Ft2:

ХАВ=0.5Ft2=0.5*2460=1230 Н

2.Находим размер изгибающих моментов в характерных точках (сечения) А, С и В

--в плоскости yOz: МАв=0; МСлев= YА а2=-143*0.055=-7.87 Н*м;

МСправ= YВ а2=1039*0.055=57.1 Н*м;

Следовательно, Мmax=(МFr, Fа2)=57.1 Н*м;

--в плоскости хOz: МАв=0; МС= ХА а2=1230*0.055=67.7 Н*м;

МFt2 =67.7 Н*м.

3. крутящий момент Т=Т2=276 Н*м;

Эпюры изгибающих и крутящих моментов построены нарис.2.

4.Вычисляем суммарный изгибающий момент и определяем рабочее напряжение в сечении С:

Мсум и=√(МFr, Fа2)2+ М2Ft2=√57.12+67.72=88.5 Н*м;

Так как вал под ступицей червячного колеса ослаблен шпоночной канавкой, то в расчет следует ввести значение d, меньшее на 8…10% d2III.

Т.е. d= d2III -0.1 d2/// =50-0.1*50=45 мм. Находим:

σи= Ми/Wx=32 Ми/πd3=32*88.5/π*(45*10-3)3=10.0*106 Па=10 МПа.

5. Напряжение сжатия от силы Fа2 невелико, им можно пренебречь.

6. Определяем максимальное напряжение кручения в сечении С:

τк=Т/ Wр=16Т2/π d3=16*276/π *(45*10-3)3=15.4*106 Па=15.4 МПа.

7.Эквивалентное напряжение вычислим по III теории прочности и сравниваем его значение с допускаемым:

σэIII=√ σи2+ 4τк2=√102+4*15.42=32.4 МПа, что меньше [σи]-1=42.2 МПа.

IХ. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений.

Быстроходный вал(червяк).

Для выходного конца быстроходного вала при dВ1=30 мм по таблице П49[1] подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=8x7 мм при t1=4 мм. Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала l1=50 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок. Принимаем l=45 мм—длина шпонки со скругленными торцами. Расчетная длина шпонки (см. рис. к таблице П49[1]):

lр= l-b=45-8=37 мм.

Допускаемые напряжения смятия в предложении посадки полумуфты, изготовленной из чугуна [σсм]=69…90 МПа. Вычисляем расчетное напряжение смятия σсм=4.4Т1/dв1 lрh=4.4*23/(30*37*7*10-9)=13.0*106 Па<<[σсм].

Наши рекомендации