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=n₁d₂/60=3.14*965*0.1/60=5 м/с

V₂=n₂d₂/60=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 _warctg[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/cos³5.19=50

F_tE2=K_ED*Ft₂; K_ED=K_FE; N=60*n₂L_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=0.1T₁n₂/=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_min8=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 б₂1,2 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_rb=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_бk_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_rk_бk_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.