Проектирование червячного редуктора

Технические данные.

Спроектировать машинный агрегат для привода.

Расчетные данные:

Р = 5 кВт

Т = 10000 Н*м

t_зак = 4 мин.

D_y = 1000 мм

h = 12

D_y = 1000 м

Введение.

Во всех отраслях народного хозяйства производственные процессы осуществляются машинами или аппаратами с машинными средствами механизации. Поэтому уровень народного хозяйства в большей степени определяется уровнем машиностроения. Современные машины многократно повышают производительность физического труда человека. Машины настолько прочно вошли в жизнь общества, что в настоящее время трудно найти такой предмет или продукт потребления, который был бы изготовлен или доставлен к месту потребления без помощи машин. Без машин было бы невозможно современное развитие наук, медицины, искусства и других нынешних достижений человечества требующих новейших инструментов и материалов, были бы невозможны быстрые темпы строительства, а так же не могли бы удовлетворятся потребности населения в предметах широкого потребления. В настоящее время проводятся мероприятия по повышению уровня и качества продукции машиностроения.

Кинематический расчет привода.

1. Выбор двигателя.

Nвых = Nвых/

Uобщ = Uчерв = 50

nвых = Dy/h = 1000/12 = 83.3 83.3/t=83.3/4= 20.8 об/мин

V = Dy/t = 1000/4 = 250 м/с

n= об/мин

2. Тип двигателя 4А132S6/965

II Расчет червячной передачи.

1.

Выбираем материал передачи

а) Червяк – сталь 45С закалкой до тв. HRC45

б) Колесо – бронза БрА9ЖЗЛ

2. Принимаем: , где

, и = 98 Мпа

значит МПа,

3. , , ,

Размеры червячного колеса.

Делительный диаметр червяка: d₁ =q*m=12,5*8=100

da₁ =d₁ +2m=100+2*8=116

df₁ =d₁ +2,4m=100-2,4*8=80 мм

d₂ =50*m=50*8=400 мм

da₂ =d₂ +2(1+x)m=400+2(1+0)*8=416 мм

dam₂ =da₂ +b*m/(Z₁ +2)=416+6*8/3=432 мм

df₂ =d₂ -2m(1.2-x)=400-1*8(1.2-0)=380 мм

b₁ (11+0.06 Z₂ )*m=(11+0.06*50)*8=112 мм

b₂ =a=0.355=88 мм

проверочный расчет на прочность

V_S =V₁ /cos

V₁ =n₁ d₂ /60=3.14*965*0.1/60=5 м/с

V₂ =n₂ d₂ /60=3.14*19.3*0.4/60=0.4 м/с

V₁ =V₁ /cos=5/cos4.35=5

_H =4.8*10⁵ /d₂ *

max=2*_I =2*430=860 МПа

dw₁ =m(q+2x)=8(12.5+2*0)=100 мм

K=1, x₃ =1, x=1

_H =4.8*10⁵ /100=560

КПД передачи _w arctg[Z₁ /(q+2)]=5.19

=tg5.19/tg(5.19+1.33)=tg5.19/0.114=0.7*100%=70

Силы в зацеплении. Окружная сила на колесе.

Ft₂ -Fa₁ =2T₂ /d₂ =2*2178/0.4=10890 H

Окружная сила на червяке.

Ft₁ =Fa₂ =2T₂ /(dw₁ *U*)=2*2178/(0.1*50*0.7)=1244.5 H

Радиальная сила: F₂ =0.364*F_k2 =0.364*10890=3963.9 H

Проверка зубчатого колеса по напряжению изгиба

_F =

K=1.0; K_v =1; _w =5.19; m=8; dw₁ =0.1; Y_F =1.45

Z_бс =Z₂ /cos³ =50/cos³ 5.19=50

F_tE2 =K_ED *Ft₂ ; K_ED =K_FE ; N=60*n₂ L_n =60*19.3*1=1158

K_EF =0.68 =0.32

Ft_E2 =0.32*10890=3484.8 H

_F =1.1*1.45*cos5.19*3484.8/1.3*8*0.1=481_Fmax

Тепловой расчет

P₁ =0.1T₁ n₂ /=0.1*2178*19.3/0.7=6005 Bт

T_раб =(1-0.7)*6005/13*1.14(1-0.9)+20⁰ =93.5

Эскизное проектирование валов.

Из условия прочности на кручение определяем минимальный диаметр вала

d_min (7…8),

где T₅ – номинальный момент.

d_min 8=30 мм

d₁ =(0.8…1.2)d_в.ув =12*30=36 мм

d₂ =d₁ +2t,

где t – высота буртика. Выбираем из таблицы 1(с.25)

d₂ =36+2*2.2=40 мм

Диаметр вала под подшипником округляем кратным пяти.

d₃ =d₂ +3r,

где r – радиус фаски подшипника

d₃ =40+3*2=46 мм

Определяем расстояние между подшипниками вала червяка

L=0.9d₂ =0.9*400=180 мм

Конструирование корпуса и крышек.

Рассчитаем стакан.

Толщину стенки б принимают в зависимости от диаметра отверстия D под подшипник: D=108; б=8…10 мм

Толщина фланца б₂ 1,2 б=1,2*10=12 мм

Диаметр d и число винтов для крепления стакана к корпусу назначают в зависимости от диаметра отверстия под подшипник D: D=108 мм; d=10 мм; число винтов=6.

Принимая Сd, h=(1.0…1.2) d=1.2*10=12 мм

Получаем минимальный диаметр фланца стакана D_ср =D_a +(4…4.4)d=132+4*10=172 мм

Рассчитаем крышку под подшипник.

В зависимости от диаметра отверстия под подшипник D=268 мм выбираем из таблицы 1 (с. 128) толщину стенки б=8 мм; диаметр винтов d=12 мм; и число винтов крепления к корпусу z=6.

Рассчитаем крышку под подшипник на валу червяка.

D=108 мм; б=7 мм; d=10 мм; z=6

N_б =1,6…1,8

Первичный расчет вала.

=25 МПа

Вал передает момент F₂ =33.5 Н*мм

Ft₁ =1007 H; F₂₁ =366.5 H

M_A =Rby(b+b)-f_r b=0

Rby=F_rb /2b=366.5/2=183.25 H

M_B =F_rb -Ray(b+b)=0

Ray=F_rb /2b=183.25 H

Проверка: y=-Ray+F₂ -Rby=-183.25+366.5-183.5=0

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

= -183.25*43=7879.75 Н*м

Определим опорные реакции в горизонтальной плоскости

M_A =F_t *b+R_bx *(b+b)+Sa=0

R_bx === -819.65 H

M_B = -Ft_1b -R_ax (b+b)+S(a+2b)=0

R_ax ==114.75

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости.

M^’ _ix = -S*a= -27189 Н*м

M^” _ix = -R_bx *b=35244 Н*м

Суммарный изгибающий момент.

M_u ==36114.12 Н*м

Определяем эквивалентные моменты

M_экв. ==49259,3 Н*мм

R_A ==233.52 Н*мм

R_B = =839.88 Н*мм

Коэффициент запаса [S]=1.3…2

По условиям работы принимаем

V=1.0; k_б =1.3; k_i =1.0; x=1.0

Определяем величину эквивалентной динамической нагрузки.

P=XVFrk_б k_i =1.0*1.0*233.5*1.3*1.0=303.55 H

C=P

C=158800 H

=523.14

lgLhlg523.14+(lg1000-lg36);

lgLh=3*2.7+3.0-1.5563=9.5437

откуда Lh=17800

L==523.14³

Расчет долговечности подшипников.

Подшипник №7230

h₀ условиями работы принимаем

j=1.0; k_б =1,3; k_T =1,0; X=1

Определяем величину эквивалентной динамической нагрузки:

P=XVF_r k_б k_T =1.0*1.0*366.5*1.3*1.0=476.5 H

C=P

Определяем долговечность подшипника в часах. Динамическая грузоподъемность его C=158.8 кН=158800 Н. Поэтому, исходя из предыдущего равенства, можно написать следующее уравнение:

=333.3

логарифмируя, найдем

lgLh=lg333.3+(lg1000-lg36);

lgLh=3*0.8876+3.0-1.5563=4.1065;

откуда Lh=12770 часов

Если долговечность выражать в миллионах оборотов, то

L=333.3³ =3702*10⁶ млн. об.

Подшипник №7210

Принимаем V=1.0; k_б =1.3; k_T =1.0; X=1.0

P=1.0*1.0*2500*1.3*1.0=3250 H

C=P

L=15.9³ =4019 млн. об.

Расчет соединения вал-ступица

Выбираем по СТ СЭВ 189-75 шпонку призматическую, обыкновенную (исполнение А) со следующими размерами:

B=10 мм; h=8 мм; l=50 мм.

Находим допустимое напряжение слития [б_cv ]=100…120 МПа

Определяем рабочую длину шпонки

L_P =l-b=50-10=40 мм

Б_см ==’

Где Е – передаваемый момент

Т=Т₁ =54,45 Н*м

t₁ =5 мм – глубина паза шпонки.

б_см ==22,7 МПа

б_см [б_см ] условие выполняется

Расчитаем сварное соединение из условия

==123,86 МПа

[] =0.63[б_р ]=0,63*500=315 МПа

Расчет болтового крепления редуктора.

число плоскостей стоиса i=1

коэффициент k=1.2

F₃ =

F==5421.5 H

F₃ ==8*5421.5=43372 H

d₁

Для стали 45 (35) б=360 МПа

Б_р =0,25*360=90 МПа

d₁ =15.25 мм

Выбираем:

Шпилька d₁ =16 мм ГОСТ 22034-76

Гайка шестигранная с размером «под ключ» d₁ =16 мм ГОСТ 2524-70

Шайба пружинная d₁ =16 ГОСТ 6402-70.

Выбор смазки.

Определяем вязкость масла:

при скорости скольжения V_S =3.98 м/с и контактном напряжении [б_н ]=160 МПа

=20*10^-6 м² /с соответствует масло марки U20A.

Для подшипников в опорах червячного колеса принимаются пластические смазки.

Они лучше жирных, защищают от коррозии.

Марка пластичной смазки согласно ГОСТ 6267-59 Циатим – 201

Требования по испытанию.

1. Уровень масла не должен превышать 1/3 радиуса червяка и не ниже высоты зуба червяка.

2. Редуктор обкатывают без нагрузки

3. После 80 часов обкатки слить масло и очистить картер дизельным топливом, затем залить свежее масло.

4. Удары при работе редуктора не допустимы.

Литература:

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин.» М. Высшая школа 1985г.

2. Чернавский С.А. «Курсовое проектирование деталей машин», М.;машиностроение,1984г.

3. Ничилорчик С.Н., Корженцевский М.И. «Детали машин», Мн. 1981г.

4. Гузенков П.Г. «Детали машин», М. Высшая школа 1982г.