Проектирование червячной передачи с разработкой методики преподавания в техникумах (стр. 3 из 9)

По таблице П2 [11]

диаметр выходного конца вала ротора d_дв=32 мм.

Передаточное число (равное передаточному отношению )

(равное передаточному отношению)

2.2. Расчет редуктора

Число витков червяка Z, принимаем в зависимости от передаточного числа: при u=18?05 принимаем z₁=2 (ст.с.55 [11])

Число зубьев червячного колеса

Z₂=Z, U=2х18,05=36,1

Принимаем стандартное значение Z₂/Z₁=40/2

Выбираем материал червяка и венца червяного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закальной до твердости не менее MRC 45 и последующим шлифованием.

Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то в целях экономии принимаем для веща червяного колеса брощу Бр А9ЖЗЛ (отливка в песчанную форму).

Предварительно примем скорость скольжения в зацеплении u_s»5м/сТогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение [Th]=155Мпа(табл.49[11]). Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы [s_ок]=К_FL[s_ок]’. В этой формуле К_FL=0,543 при длительной работе, когда число циклов напряжения зуба N_å > 25×10⁷; [s_ок]’=98Мпа-по табл. 4,8 [11];

[s_ок] =0,543×98=53,3Мпа

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=10.

Вращающий момент на валу червячного колеса

Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К=1,2

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости (формула (4.19) [11]

Модуль

m=2a_w/z₂+q=2[190/40+10=7,6

Принимаем по ГОСТ 2144-76 (табл. 4.2.[11]) стандартные значимые m=8 мм и q=10.

Межосевое расстояние при стандартных значимых при стандартных значимых m и q

a_w=m(q+z₂)/2=8(10+40)/2=200 мм

Основные размеры червяка:

делительный диаметр червяка:

d1=qm=10x8=80мм

диаметр вершин витков червяка:

df1=d1-2,4m=80-2,4x8=60,8

длина нарезанной части шлифованного червяка (формула (4.7.[11]

b₁³(11+0,06z₂)m+25=(11+0,06x40)8+25 132,2 мм

принимаем в₁=132 мм

делительный угол подъема витка g (по таблице 4.3. [11]): при z₁=2 и q=10g=11⁰19’.

Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр червячного колеса

d₂=z₂m=40x8=320мм

диаметр впадин зубьев червячного колеса

d_f2=d₂-2,4 m=320-2,4x8=300,8 мм

наибольший диаметр червячного колеса

d_aM₂<d_a2+6m/z₁+2=336+6x8/22+2=348 мм

ширина венца червячного колеса (формула (4.12.)[11]

b₂<0,75da1=0,75x96=72мм

окружная скорость червяка

V₁=pGn₁/60=3,14x80x10^-3x1444/60=6,06 м/с

Скорость скольжения

V₃=V₁/cosg=6,06/cos 11⁰19’=6,15 м/с

при этой скорости [Гн]»149Мпа (табл. 4.9. [11])

Отклонение 155-149/149х100%=4%

к тому же межосевое расстояние по расчету было получено a_w=190 мм, а после выравнивание m и q по стандарту было увеличено до a_w=200 мм, т.е. на 5%, и пересчет a_w (по формуле 4.19. [11]) делать не надо, необходимо лишь проверить Гн. Для этого уточнения КПД редуктора (формула (4.14)[11]):

При скорости V_s=6,15 приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка (табл. 44[11]) f’=0,020х1,5=0,03 и приведенный угол трения р’=1043’.

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызчивание и перемешивания масла

По таблице 4.7[11] выбираем 7-ю степень точности передачи. В этом случае коэффициент динамичности К_v=1,1

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки (формула (4.26)

[11]) :

где коэффициент деформации червяка при q=10 и z=2 по таблице 4.6. [11]q=86

Примем вспомогательный коэффициент х=0,6 ( незначительные колебания нагрузки, с.65 [11])

Коэффициент нагрузки

Проверяем контактное напряжение (формула (4.23)[11]):

Результат расчета следует признать удовлетворительный , так как расчетное напряжение ниже допускаемого на 8% (разрешается на 15%).

Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб.

Эквивалентное число зубьев

Коэффициенты формы зуба по таблице 4.5. [11] Y_F=2,24

Напряжение изгиба (формула 4.24.) [11]

что значительно меньшевычисленного выше [s_OF]=53,3 Мпа

2.3. Предварительный расчет валов редуктора и конструирование червяка и червячного колеса

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

водяного (вал червячного колеса)

Т_к2=Т₂=597×10³Нмм;

ведущего (червяк)

Витки червяка выполнены за одно целое с валом (рис.22.)

Рис.2.2. Червяк

Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кругление при [t_K]=25МПа

Но для соединения его с валом электродвигателя примем d_B1=d_дв=32мм; диаметр подшипниковых шеек d_П1=45мм. Параметры нерезанной части :d_f1=60,8мм ; d₁=80мм; и d_a1=96 мм. Для выхода режущего инструмента при нарезании витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке, протачивать до диаметра меньше d_f1

Длина нарезанной части b₁=132мм.

Расстояние между опорами червяка примем

Расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры f₁=90мм.

Ведомый вал (рис.2.3.)

Диаметр выходного конца

Принимаем d_B2=48мм

Диаметры подшипниковых шеек d_n2=55мм, диаметр вала в месте посадки червячного колеса d_k2=60мм

Диаметр ступицы червячного колеса d_cm2=(1,6:1,8)d_k2=(1,6:1,8)60=96:108

Принимаем d_cm2=100мм

Длина ступицы червячного колеса

рис.2.3. Расчетная схема вала червячного колеса

2.4. Конструктивные размеры корпуса редуктора (см.рис.10.17,10.18 и табл.10.2 и 10.3 [11])

Толщина стенок корпуса и крышки: d=0,04а+2=0,04×200+2=10,00мм, принимаем s=10мм;d

d₁=0,032к+2=0,032×200+2=8,64мм, принимаем d₁=10мм

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки

в=в₁=1,5d=1,5×10=15мм

Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек

р₁=1,5d=1,5×10=15мм;

р₂=(2,25:2,75) d=(2,25:2,75)10=22,5:27,5

принимаем р₂=25мм.

Диаметры болтов:

фундаментальныхd₁=(0,003:0,036)a +12=(0,03:0,036)200+12=18:19,2мм

принимаем болты с резьбой М20: диаметры болтов d₂=16мм и d₃=12мм

2.5. Проверка долговечности подшипников

Силы в зацеплении (рис.2.4.):

окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяк,

рис.2.4. Силы в червячном зацеплении и опорные реакции

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе,

F_T1=F_a2=2T₁/d₁=(2×36,5×10³)/80=912Н;

При отсутствии специальных требований червяк должен иметь правое направление витков.

Радиальная сила на колесе и червяка

F₂₂=F₂₁=F_t2tga =3737×tg20⁰=1360Н

Направление сил представлены на рис . ; опоры , воспринимающие внешние осевые силы, обозначим цифрами «2» и «4».

Расстояние между опорами

диаметр d₁=80мм.

Реакции опор (правую опору , воспринимающую внешнюю осевую силу F_a1, обозначим цифрой «2»): в плоскости xz

R_x1=R_x2=F_t1/2=912/2=456Н.

В плоскости yz:

Суммарные реакции

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников по формуле (9,9)[11]

где для подшипников шариковых радиально-упорных с углом a=26⁰

коэффициент осевого нагружения е=0,68 (табл.9.18[11].

Осевые нагрузки подшипников (табл.9.21). В нашем случае S₁<S₂;

P_a2=S₁+F_a1=350+3737=4087 Н

Рассмотрим левый («первый») подшипник.

Отношение P_a1 /P_a2=350/315=0,68=е

Эквивалентная нагрузка

P₂₁= P₂₁VK_бТ_т=515×1,3=670Н

где по табл.9.19 [11] для приводов винтовых конвейеров К_б=1,3. Коэффициенты V=1 и К_Т=1

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.

Рассмотрим правый («второй») подшипник.

Отношение