Вычертим червячную пару в соответствии с геометрическими параметрами проектного расчёта передачи:
для червяка: d1 = 140 мм; da1=160 мм; df1=116 мм; b1 = 220 мм
для колеса: d2 = 400 мм; da2=440 мм; df2=396 мм; b2 = 100 мм
Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса редуктора контур стенок проводим с зазором . Такой же зазор предусматриваем между подшипниками и контуром стенок. Расстояние y между дном корпуса и поверхностью зацепления принимаем Действительный контур корпуса зависит от его кинематической схемы, размеров деталей передач, системы смазки и т. п., и определяется при разработке конструктивной компоновки.
Вычерчиваем ступени вала на соответствующих осях по размерам , полученным в проектном расчёте валов.
Длина 3-й ступени получается конструктивно, как расстояние между противоположными стенками редуктора.
На 2 и 4 ступенях вычертим подшипники 7508и 7515 по размерам:
7508 - d= 40 мм; D1=80 мм; В1 =25 мм.
7515 - d= 75 мм; D1=130 мм; В1 =33,5 мм.
Контуры подшипников наносим основными линиями, диагонали- тонкими.
Определяем расстояния и между точками приложения реакций подшипников валов. Для роликовых подшипников точка приложения реакции лежит в средней плоскости подшипника:
для быстроходного вала:
, (42)
где - толщина маслозащитного кольца,
для тихоходного вала:
, (43)
где - толщина прижимного кольца и зазора,
8. Подбор и проверка долговечности подшипников
Проводим предварительный выбор подшипников редуктора
В соответствии с таблицей 7.2 стр.115 выбираем тип, серию и схему установки подшипников: для червячной передачи - роликовые конические однорядные подшипники средней серии.
Выбираем типоразмер подшипников по величине диаметра внутреннего кольца, равного диаметру 2-ой и 4-ой ступеней.
Выписываем основные параметры подшипников валов: геометрические размеры и значение грузоподъёмности:
- диаметр внутреннего кольца подшипника;
- диаметр наружного кольца подшипника;
- ширина шарикоподшипников;
- динамическую грузоподъёмность;
- статическую грузоподъёмность.
7508 - d= 40 мм; D1=80 мм; В1 =25 мм.
7515 - d= 75 мм; D1=130 мм; В1 =33,5 мм.
Исходные данные для расчета:
вращающий момент на быстроходном валу редуктора Т1,Нм 114,3
вращающий момент на тихоходном валу редуктора Т2,Нм 962
угловая скорость быстроходного вала щ1, с-140
угловая скорость тихоходного вала щ2, с-14
окружная сила на червяке Ft1, Н 1633
окружная сила на колесе Ft2, Н 4810
радиальная сила червячной передачи Fr1 (Fr2), Н 1751
осевая сила на червяке Fa1, Н 4810
осевая сила на колесе Fa2, Н 1633
консольная сила от открытой передачи Fоп, Н
делительный диаметр червякаd1, мм140
делительный диаметр червячного колесаd2, мм 400
расстояние между точками приложения консольной силы и реакциями ближайшей опоры
расстояние между реакциями опор быстроходного вала lб, мм 396
расстояние между реакциями опор тихоходного вала lТ, мм 185
8.1 Расчёт подшипников быстроходного вала
Нанесём составляющие реакций подшипников:
опора А - опора B -
Определяем составляющие от силы открытой передачи:
?1542 Н
=886,2 Н
Определяем реакции опор от сил, действующих в горизонтальной плоскости
;
;
Проверка:
Определим изгибающие моменты в опасных сечениях вала:
МY1 =МY4= 0
МY2 =
МY3 =
Определяем реакции опор от сил, действующих в вертикальной плоскости
;
;
Проверка:
Определим изгибающие моменты в опасных сечениях вала:
МХ1 = МХ4=0
МХ2 =Fy·lоп =886,2 0,1175= 104,13 Нм
МX3= Fy (lоп+lб/2) - RАY·lб/2= 886,2 ·(0,1175+0,396/2) - 1124 ·0,396/2= 57 Нм
МX3= -RBY·lб/2= 1988,8 · 0,396/2 = 394 Нм
определим крутящий момент на валу
Мz= Ft1 d1/2= 1633 0,14/2 = 114,31 Нм
Построим в масштабе эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Fy Fоп RAX RВX
Рисунок 4 - Расчётная схема быстроходного вала редуктора
Определяем суммарные реакции опор и :
(44)
Расчёт эквивалентной нагрузки выполняем для подшипника с большей радиальной нагрузкой -RВ=2362H. Принимаем коэффициенты:
коэффициент радиальной нагрузки -
коэффициент осевой нагрузки -Y=1,575;
коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника -
коэффициент безопасности -;
температурный коэффициент (до 100С)-
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
, (45)
Определяем расчётную динамическую грузоподъемность наиболее нагруженного подшипника
, (46)
где -ресурс редуктора общего применения в часах,
что не удовлетворяет динамической грузоподъёмности подшипника, следовательно, подшипник не пригоден.
Следовательно устанавливаем подшипник средней широкой серии №7608 (d=40 мм, D=90 мм, Т=35,5 мм) у которого .
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
Определяем расчётную динамическую грузоподъемность подшипника
что удовлетворяет динамической грузоподъёмности подшипника.
Определяем расчётную долговечность подшипника
, (47)
что удовлетворяет ресурсу редуктора.
8.2 Расчёт подшипников тихоходного вала
Нанесём составляющие реакций подшипников:
опора C-опора D-
Определим величину консольной силы от муфты
Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости :
;
;
Проверка:
Определим изгибающие моменты в опасных сечениях вала:
МY1 = МY4= 0
МY2 =
МY3 =
Определяем реакции опор от сил, действующих в вертикальной плоскости
;
;
Проверка:
Определим изгибающие моменты в опасных сечениях вала:
МХ1 = МХ4=МХ3 =0
МХ2 = -RСY ·lT/2=4324,5 · 0,185/2 = 400 Нм
МХ2 = -RСY ·lT/2=400-=73,4Нм
Определяем величину крутящего момента
Мz= Ft2 · d2/2= 4810· 0,4/2 = 962 Нм.
Построим в масштабе эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Рисунок 5 - Расчётная схема тихоходного вала редуктора
Определяем суммарные реакции опор и
Расчёт эквивалентной нагрузки выполняем для подшипника с большей радиальной нагрузкой -RD=18589,3H.Принимаем коэффициенты:
коэффициент радиальной нагрузки -
коэффициент осевой нагрузки -Y=1,476;
коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника -
коэффициент безопасности -;
температурный коэффициент (до 100С)-
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
Определяем расчётную динамическую грузоподъемность наиболее нагруженного подшипника
что удовлетворяет динамической грузоподъёмности подшипника.
Определяем расчётную долговечность подшипника
что удовлетворяет ресурсу редуктора.
9. Проверочный расчёт шпоночных соединений
Для соединения вала с деталями, передающими вращение, применяем призматические шпонки со скруглёнными концами, выполненные из стали 45, имеющей предел прочности . В курсовом проекте необходимо рассчитать два шпоночных соединения:
шкив открытой передачи с ведущим валом редуктора;
червячного колеса с ведомым валом редуктора.
Исходные данные для расчета:
момент на быстроходном валу редуктора Т1, Нм 114,3
диаметр быстроходного вала под шкив открытой передачи35
момент на тихоходном валу редуктора Т2, Нм 962
диаметр тихоходного вала под зубчатое цилиндрическое колесо 90
По диаметру ступени вала подбираем стандартные призматические шпонки со скруглёнными концами.
а) Шпоночное соединение шкива ременной передачи с выходным концом быстроходного вала редуктора =35 мм длина ступени вала =50 мм.
Из таблицы К42, выбираем шпонку:
ширина -b=10 мм;
высота -h=8 мм;
глубина паза вала -t1=5 мм;
глубина паза втулки -t2=3,3 мм
6
|
Изм |
Лист |
№ докум. |
Подпись |
Дата |
||||||
|
Выполнил |
. |
Привод к шнеку-смесителю |
Лит. |
Лист |
Листов |
|||||
|
Проверил |
у |
|||||||||
|
Н. Контр. |
||||||||||
|
Т. Контр. |
Рисунок 6 - Схема шпоночного соединения
Из стандартного ряда выбираем длину шпонки lШ=40 мм, что на 10 мм меньше длины ступени вала. Рабочая длина шпонок со скруглёнными торцами:
, (48)
Проверяем ступицу шкива на смятие. Для стальной ступицы и при спокойной нагрузке:
, (49)
что удовлетворяет условию прочности.
б) Шпоночное соединение червячного колеса закрытой передачи с тихоходным валом редуктора=90 мм длина ступицы. Выбираем шпонку:
bxh=25x14мм; t1=9мм; t2=5,4мм
Из стандартного ряда выбираем длину шпонкиlШ=80 мм,на 20 мм меньше длины ступицы колеса. Определим рабочую длину шпонки:
Проверяем ступицу колеса на смятие:
что удовлетворяет условию прочности.
10. Проверочный расчёт валов
Реакции опор принятых типоразмеров подшипников
Н Н,
Н Н
Между ступенями с буртиком выбираем переход галтелью.
Определяем нормальные напряжения в опасных сечениях валов
где М - суммарный изгибающий момент сечений, Нм;
- осевой момент сопротивления сечения вала, мм3.
- для быстроходного вала
М2 = Нм.
М3 = Нм.
Определяем осевой момент сопротивления сечения вала
(50)
где - диаметр ступени вала, мм.
мм3
мм3
Рассчитаем касательное напряжение
(51)
где крутящий момент, 114,31Нм
- полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3.
Определяем полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3.
, (52)
мм3
мм3
МПа
МПа
Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений
, (53)
где коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
коэффициент влияния шероховатости;
коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
Все коэффициенты определяются табличным путем, при t/r=1 и r/d=0,0625, материал изготовления вала сталь 35.
(54)
где коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
коэффициент влияния шероховатости;
коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
Все коэффициенты определяются табличным путем.
Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала , МПа
(55)
где предел выносливости при изгибе для стали 35235МПа.
(56)
где предел выносливости при кручении, МПа.
МПа.
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям
(57)
где - предел выносливости в расчетном сечении вала, МПа
(58)
где предел выносливости при кручении, МПа.
Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении, S
(59)
где - коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям;
- допустимый коэффициент запаса прочности,
условие выполняется.
- для тихоходного вала
М2 = Нм.
М3 = Нм.
Определяем осевой момент сопротивления сечения вала
мм3
мм3
Определяем нормальные напряжения в наиболее опасном сечении вала
Определяем полярный момент инерции сопротивления сечения вала
мм3
мм3
Рассчитаем касательное напряжение
где крутящий момент, 962 Нм
Рассчитаем касательное напряжение
МПа
МПа
Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений
, (60)
где коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
коэффициент влияния шероховатости;
коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
Все коэффициенты определяются табличным путем, при t/r=0,94 и r/d=0,05, материал изготовления вала сталь 35.
Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала
МПа.
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям
Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении
условие выполняется.
11. Смазка редуктора и подшипников
Смазывание червячных зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации.
Смазывание червячного зацепления.
а) Способ смазывания. Для червячного редуктора общего назначения приокружной скорости х=1,7 м/с применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).
б) Выбор сорта масла. По расчётному контактному напряжению в зубьях и окружной скорости колес х=1,7 м/с выбираем по таблице 10.29 стр. 255 сорт масла И-Т-Д-220
в) Определение количества масла. Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объём масляной ванны определяют из расчёта 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. При мощности 5,5 кВт объём масляной ванны должен быть 2,2…4,4 л.
г) Определение уровня масла. В редукторах при окунании в масляную ванну колеса уровень погружения червячного колеса в масло должен быть в пределах:
(61)
где - модуль червячной передачи, мм;
- делительный диаметр червячного колеса, мм; то есть
д) Контроль уровня масла. Для контроля уровня масла в корпусе редуктора применяем жезловый маслоуказатель, так как он удобен для осмотра; конструкция его проста и достаточно надёжна.