Червячный редуктор

10. Уточняем по формуле межосевое расстояние

мм

полученное значение соответствует стандартному.

11. Определяем делительные диаметры червяка и червячного колеса

мм

мм

12. Принимаем делительный угол подъема линии витка червяка

13. Определяем действительную скорость скольжения в зацеплении

По полученному значению и табл. 5.6 [1] принимаем 7-ю степень  точности изготовления передачи и значение коэффициента динамической нагрузки

14. Определяем коэффициент концентрации нагрузки

коэффициент деформации червяка  по табл. 5.7 [1]

при умеренных колебаниях нагрузки

4.4.15 Определяем коэффициент расчетной  нагрузки:

4.16 Проверяем передачу на контактную выносливость

мм, начальный диаметр червяка

, коэффициент смешения червяка

МПа<171 МПа

Недогрузка  по контактным напряжениям составляет

4.17 Вычисляем КПД передачи, принимая по табл. 5.9 [1] приведенный угол

трения

(коэффициент трения)

4.18 Уточняем  значение вращающего момента  на ведущем валу передачи

по  формуле

Н×м

4.19 Определяем силы  в зацеплении по формулам:

• окружная сила на червячном колесе, численно равная осевой силе на червяке,

Н

• радиальная сила в червячном колесе, численно равная радиальной силе на червяке,

Н

• осевая сила на колесе, численно равная окружной силе на червяке,

4.20 Находим    допускаемые    напряжения    изгиба    по    формуле,

предварительно вычисляя предел выносливости зубьев колеса при изгибе МПа и коэффициенту долговечности из выражения

,

тогда  МПа

4.21 Проверяем колеса  на контактную прочность при  изгибе по формуле,

для этого по формуле  определяем эквивалентное число зубьев колеса

и находим коэффициент  формы зуба  (см. рекомендации на стр. 85 [2]), тогда

МПа

4.22 Определяем  остальные   геометрические   параметры   передачи по 

соотношениям:

• диаметр витков червяка

мм

• диаметр впадин витков червяка

мм

• диаметр вершин зубьев червячного колеса

мм

• диаметр впадин зубьев червячного колеса

мм

• наибольший диаметр червячного колеса

мм

принимаем мм

• ширина венца червячного колеса при

мм

принимаем мм (см. П.3 [1])

• длина нарезанной части червяка при

мм

Так как мы проектируем  передачу с шлифованием витков червяка, то по технологическим условиям увеличиваем на 25 мм при т < 10 мм и принимаем мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5. Эскизная компоновка. Предварительный расчет валов. Подбор подшипников.

 

1. Эскизную компоновку редуктора выполняем в соответствии с рекомендациями, изложенных в §7.1[1], при скорости м/с проектируем смазывание передачи погружением витков червяка в масло, залитое в картер корпуса, смазыванием подшипников ведомого вала - масляным туманом. Для защиты подшипников червяка от излишнего количества масла предусматриваем установку маслоотбойных шайб, отделяющих подшипники от внутренней полости картера. По примеру конструкции показанной на рис. 8.12, б [1] для предотвращения вытекания масла из подшипниковой полости устанавливаем резиновые манжеты в крышках с отверстиями для выступающих концов валов.
2. Предварительный расчет валов.

Диаметр выступающего конца быстроходного вала находим по формуле:

мм

По схеме привода  быстроходный вал должен, соединен с валом электродвигателя стандартной  муфтой, поэтому диаметр  согласуем с диаметром вала электродвигателя и техническими возможностями муфты. Намечаем упругую втулочно-пальцевую муфту.

Допускаем вращающий  момент муфты

Н×м,

где К = 1,5 - коэффициент  динамичности нагрузки привода.

По известному диаметру электродвигателя 4А100L4 и допускаемому крутящему моменту [Т] =40,5 принимаем по табл. 9.2.[1] упругую втулочно-пальцевую муфту, которая в пределах вращающего момента может соединять валы с определенной разницей диаметров.

Таким образом, принимаем  мм.

Чтобы создать буртик для упора ступицы, насаживаемой на вал полумуфты, принимаем диаметр  вала под уплотнение мм. Учитывая, что наружный диаметр подшипника должен быть не менее мм при проектировании подшипникового узла без стакана, и ориентируясь на конический роликоподшипник средней серии (см. табл. П.9[1]), назначаем диаметр вала под подшипниками мм.

Выступающий конец тихоходного  вала определяем по формуле:

мм

По табл. ПА[1] принимаем стандартное  значение мм.

3. Подбор подшипников.

Ведущий вал. Предварительно для опор вала принимаем  роликовые

конические подшипники 7309 (размеры смотреть в табл. П.9 [1]).

Смещение точки приложения радиальной реакции относительно торца подшипника

мм

Расстояния между точками  приложения активных и реактивных сил:

мм  и  мм.

Составляем расчетную схему  ведущего вала-червяка.

Вследствие неизбежной несносности  соединяемых валов редуктора  и электродвигателя, муфта нагружает  вал дополнительной консольной силой  ,которая при упругой втулочно-пальцевой муфте определяется по выражению:

 Н×м

Опорные реакции определяем с учетом этой силы в следующем порядке. А. Находим реакции вала от нагрузки в зацеплении.

В горизонтальной плоскости в силу симметричности имеем:

Н

В вертикальной плоскости

 

откуда

Н;

 

откуда

Н

Проверка: 

Суммарные радиальные реакции подшипников:

для опоры А

Н

для опоры В

Н

Б. Определяем опорные реакции вала от консольной нагрузки, называемой муфтой.

;  ,

откуда

Н

;  ,

откуда

Н

В. Определяем суммарные  опорные реакции ведущего вала от нагрузок в зацеплении и муфты. Рассмотрим худший случай:

Н

Н

Вычисляем базовый расчетный ресурс принятого роликового подшипника 7309

Исходные данные: Н, Н, Н, мин^-1, кН, , .

При установке подшипников враспор осевые составляющие:

Н

Н

Поскольку сумма всех осевых сил, действующих на опору  А, положительная:

Расчетная осевая сила опоры  А

Н

Для опоры В

поэтому  Н.

Расчет ведем по более нагруженному подшипнику А. Так как

,

то  , .

Эквивалентная динамическая нагрузка

Н

где коэффициент безопасности принимаем по табл. 7.4 [2].

Базовый расчетный ресурс подшипника 7309

 ч

что значительно меньше желаемого  ч

Ведомый вал. Для опор вала принимаем  роликовые конические подшипники средней серии 7307 (табл. П.9 [1]): мм, мм мм, кН, .

Смещение точки приложения радиально  реакции относительно торца подшипника

Расстояние между точками приложения активных и реактивных сил:

мм  и  мм.

Составляем расчетную схему  ведомого вала редуктора и определяем радиальные реакции подшипников.

• в горизонтальной плоскости

 

откуда

  ;

откуда

Проверка: 

• в вертикальной плоскости

 

откуда

  ;

откуда

Проверка: 

Суммарные радиальные реакции  подшипников:

• для опоры С

Н

• для опоры D

Н

Определяем ресурс принятого роликоподшипника 7307.

Исходные данные: Н, Н, Н, мин^-1, кН, , .

Осевые составляющие

Н,

Н.

Поскольку сумма всех осевых сил, действующих  на опору положительна:

,

• расчетная осевая сила для опоры С

Н

Для опоры D

Поэтому Н.

Из расчетов сразу не видно, какой из подшипников является наиболее нагруженным. Поэтому определяем эквивалентные динамические нагрузки для обоих подшипников.

Сначала рассмотрим подшипник С.

Так как,  , то ,

Эквивалентная динамическая нагрузка

Н

Теперь рассмотрим подшипник  D, так как то , (см. табл. П.8 [1]);

Эквивалентная динамическая нагрузка

Н.

Далее определяем базовый расчетный  ресурс более нагруженного подшипника D:

ч.

Основные параметры принятых подшипников сводим в таблицу

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6. Расчеты соединений вал - ступица.

 

Ведущий вал. Для выходного конца  ведущего вала по известному диаметру мм принимаем по табл. 8.17 [1] призматическую шпонку с параметрами мм, мм, мм, мм.

Проверяем ее на смятие по формуле, принимая при чугунной ступице  допускаемое напряжение смятия МПа:

Ведомый вал. Для выходного конца ведомого вала под шестерней открытой прямозубой передачи по известному диаметру мм по табл. 8.17 [1] принимаем шпонку с параметрами мм, мм, мм, мм.

Допускаемое напряжение смятия при  стальной ступице  МПа.

Рабочие напряжения смятия

что недопустимо.

Шпоночное соединение заменяем шлицевым с эвольвентным профилем. Размеры  шлицевого соединения назначаем в зависимости от диаметра вала. По табл. 8.18 {1] при мм принимаем модуль мм, число зубьев (шлицев) .

Проверяем прочность рабочих граней шлицев на смятие по формуле, предварительно определив расчетную площадь смятия мм ², где мм - длина ступицы шестерни, равная ширине зубчатого венца; средний диаметр соединения мм:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5. Проверочный расчет валов редуктора.

 

Ведомый вал. На основании эскизной компоновки редуктора составляем расчетную  схему вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.