Проектирование червячного редуктора (работа 1)

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.

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

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: d_>1>=q*m=12,5*8=100

da_>1>=d_>1>+2m=100+2*8=116

df_>1>=d_>1>+2,4m=100-2,4*8=80 мм

d_>2>=50*m=50*8=400 мм

da_>2>=d_>2>+2(1+x)m=400+2(1+0)*8=416 мм

dam_>2>=da_>2>+b*m/(Z_>1>+2)=416+6*8/3=432 мм

df_>2>=d_>2>-2m(1.2-x)=400-1*8(1.2-0)=380 мм

b_>1>(11+0.06 Z_>2>)*m=(11+0.06*50)*8=112 мм

b_>2>=a=0.355=88 мм

проверочный расчет на прочность

V_>S>=V_>1>/cos

V_>1>=n_>1>d_>2>/60=3.14*965*0.1/60=5 м/с

V_>2>=n_>2>d_>2>/60=3.14*19.3*0.4/60=0.4 м/с

V_>1>=V_>1>/cos=5/cos4.35=5

_>H>=4.8*10⁵/d_>2>*

max=2*_>I>=2*430=860 МПа

dw_>1>=m(q+2x)=8(12.5+2*0)=100 мм

K=1, x_>3>=1, x=1

_>H>=4.8*10⁵/100=560

КПД передачи _>w>arctg[Z_>1>/(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.

Ft_>2>-Fa_>1>=2T_>2>/d_>2>=2*2178/0.4=10890 H

Окружная сила на червяке.

Ft_>1>=Fa_>2>=2T_>2>/(dw_>1>*U*)=2*2178/(0.1*50*0.7)=1244.5 H

Радиальная сила: F_>2>=0.364*F_>k>_>2>=0.364*10890=3963.9 H

Проверка зубчатого колеса по напряжению изгиба

_>F>=

K=1.0; K_>v>=1; _>w>=5.19; m=8; dw_>1>=0.1; Y_>F>=1.45

Z_>бс>=Z_>2>/cos³=50/cos³5.19=50

F_>tE2>=K_>ED>*Ft_>2>; K_>ED>=K_>FE>; N=60*n_>2>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

P_>1>=0.1T_>1>n_>2>/=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 T_>5> – номинальный момент.

d_>min>8=30 мм

d_>1>=(0.8…1.2)d_>в.ув>=12*30=36 мм

d_>2>=d_>1>+2t,

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

d_>2>=36+2*2.2=40 мм

Диаметр вала под подшипником округляем кратным пяти.

d_>3>=d_>2>+3r,

где r – радиус фаски подшипника

d_>3>=40+3*2=46 мм

Определяем расстояние между подшипниками вала червяка

L=0.9d_>2>=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 б_>2>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 F_>2>=33.5 Н*мм

Ft_>1>=1007 H; F_>21>=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+F_>2>-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

h_>0> 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=Т_>1>=54,45 Н*м

t_>1>=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

F_>3>=

F==5421.5 H

F_>3>==8*5421.5=43372 H

d_>1>_>>

Для стали 45 (35) б=360 МПа

Б_>р>=0,25*360=90 МПа

d_>1>_>>=15.25 мм

Выбираем:

Шпилька d_>1>=16 мм ГОСТ 22034-76

Гайка шестигранная с размером «под ключ» d_>1>=16 мм ГОСТ 2524-70

Шайба пружинная d_>1>=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.

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

Редуктор обкатывают без нагрузки

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

Удары при работе редуктора не допустимы.

Литература:

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

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

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

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