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= η1*η22=0.992* 0.8=0.79. 4.Определяем требуемую мощность электродвигателя при соединении муфтой быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя: Р1=Р2/ 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: ω1=ωэ=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: [σи]-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=- YА2а1- Fа10.5d1+ Frа1=0; YА=(Fr/2)- Fаd1/(4а1)=448-374=74 Н. 2. Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости хОz от силы Ft1: ХА=ХВ=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: МА=МВ=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: МА=МВ=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: Мсум=Ми=√(МFrFа)2+М Ft2=√94.52+33.42=100 Н*м. Следовательно, σи=Ми/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 КН=Кβ 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/=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: а2=у2+0.5lст=5+0.5*100=55 мм, принимаем а2=55 мм. 26. Габаритные размеры редуктора: 27. Lр=2а1+2(Т/ max+х1+ l/)+ l1=2*115+2(25.5+18+10)+50=387 мм, принимаем длину редуктора Lр=390 мм; 28. Вр= l2+2(Т//max+х2+ 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+0.5dам2+у1+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: [σи]//-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=- YА2а2- Fа20.5d2+ Frа2=0; YА=(Fr/2)- Fа2d2/(4а2)=448-591=-143 Н. б) вычисляем реакции опор в горизонтальной плоскости хOz от силы Ft2: ХА=ХВ=0.5Ft2=0.5*2460=1230 Н 2.Находим размер изгибающих моментов в характерных точках (сечения) А, С и В --в плоскости yOz: МА=Мв=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: МА=Мв=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 =Ми=√(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].
Популярное: Как вы ведете себя при стрессе?: Вы можете самостоятельно управлять стрессом! Каждый из нас имеет право и возможность уменьшить его воздействие на нас... Почему люди поддаются рекламе?: Только не надо искать ответы в качестве или количестве рекламы... Модели организации как закрытой, открытой, частично открытой системы: Закрытая система имеет жесткие фиксированные границы, ее действия относительно независимы... ©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (1731)
|
Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку... Система поиска информации Мобильная версия сайта Удобная навигация Нет шокирующей рекламы |