Введення
Черв'ячної передачею називається механізм, що служить для перетворення обертального руху між валами з перехресними осями. Зазвичай черв'ячна передача складається з черв'яка 1 і сполученого з ним черв'ячного колеса 2. Кут схрещування осей зазвичай дорівнює 90 °; неортогональних передачі зустрічаються рідко. Черв'ячні передачі відносяться до передач з зачепленням, в яких рух здійснюється за принципом гвинтової пари. Тому черв'ячні передачі відносять до категорії зубчасто-гвинтових.
Зазвичай провідне ланка черв'ячної передачі - черв'як, але існують механізми, в яких провідною ланкою є черв'ячне колесо.
Переваги черв'ячних передач: компактність конструкції і можливість отримання великих передавальних чисел в одноступінчастої передачі (до U = 300 і більше); висока кінематична точність і підвищена плавність роботи; мала інтенсивність шуму і віброактивності; можливість забезпечення самогальмування.
Недоліки черв'ячних передач: значне геометричне ковзання в зачепленні і пов'язані з цим тертя, підвищений знос, схильність до заїдання, нагрів передачі і порівняно низький ККД (від з = 0,5 до 0,95); необхідність застосування для відповідальних передач дорогих і дефіцитних антифрикційних кольорових металів. Зазначені недоліки обмежують потужність черв'ячних передач (зазвичай до 60 кВт).
Черв'ячні передачі знаходять широке застосування, наприклад, в металорізальних верстатах, підйомно-транспортному устаткуванні, транспортних машинах, а також у приладобудуванні.
1. Вибір електродвигуна і розрахунок приводу
1.1 Вибір двигуна
Визначимо загальний коефіцієнт корисної дії (ККД) приводу:
η обш = η год. η 2 п. η м. η ц, де
η год = 0,83 - ККД черв'ячної передачі (середнє значення), [№ 1, табл 1.1]
η п = 0,99 - ККД підшипників кочення (2 пари), [№ 1, табл 1.1]
η м = 0,99 - ККД муфти, [№ 2, с. 346]
η ц = 0,92 - ККД ланцюгової передачі. [№ 1, табл 1.1]
η обш = 0,83. 0,99 2. 0,99. 0,92 = 0,740920316
Визначимо необхідну потужність двигуна:
Р дв = Р рм / η обш [№ 2 с. 113]
Р дв = 7,5 / 0,740920316 = 10,1225 кВт = 10,12 кВт.
Вибираємо тип двигуна [№ 5, табл. 22.4, стор 38], з урахуванням Р ном ³ Р дв,
Р ном = 10,12 кВт.
Двигун асинхронний короткозамкнений трифазний загальнопромислового застосування, закритий, що обдувається, ступінь захисту IP 54, типу 4 A 132 M 2УЗ, з синхронною частотою обертання 3000 об / хв, з потужністю P двиг = 11кВт, номінальна частота обертання з урахуванням ковзання n двиг = 2910 про / хв
1.2 Визначення загального передаточного числа приводу і розбивка його по окремих передачам
Визначення дійсних передавальних відносин.
Розбиваємо по щаблях.
Приймаються стандартне значення (По таблиці 4.2.7 [1])
Передаточне число ланцюгової передачі
Приймаються
1.3 Визначення силових і кінематичних параметрів приводу
Визначаємо частоти обертання і кутові швидкості валів.
Визначаємо потужність на валах
Визначаємо обертаючі моменти на валах.
,
,
.
Результати кінематичного розр е та
Розрахункові параметри | Номери валів | |||
I | II | III | ||
Передаточне число щаблі | Черв'ячна передача U = 13 | Ланцюгова передача U = 2,02 | ||
Потужність Р, кВт | 10,2 | 8,23 | 7,5 | |
Обороти n, об / хв | 2910 | 232,8 | 116,4 | |
Момент Т, кН × м | 36,92 | 342,67 | 627,53 | |
2. Розрахунок черв'ячної передачі
2.1 Вибір матеріалів черв'яка і черв'ячного колеса
Для виготовлення черв'яків застосовують вуглецеві та леговані сталі. Вибір марки сталі залежить від призначається термообробки черв'яка і його габаритів. Матеріали, застосовувані для черв'ячних коліс, по зменшенню їх антизадирні і антифрикційних властивостей можна розділити на три групи: група I - високооловяністие (10 ¸ 12%) бронзи, група II - безоловяністие бронзи і латуні, група III - м'які сірі чавуни. Очікуване значення швидкості ковзання при виборі матеріалів I і II груп визначають по залежності:
, М / с
де n 1 - число оборотів черв'яка, об / мінімальний; Т 2 - крутний момент на валу черв'ячного колеса, Н 'м.
= 4,97 м / с
По таблиці 4.2.16 з [1] з урахуванням V `s вибираємо II групи матеріал вінця черв'ячного колеса: БР010Н1Ф1, виливок відцентрова.
Механічні характеристики матеріалів черв'ячної передачі
Елемент передачі | Марка матеріалу | Спосіб виливки | s в | s τ |
H / мм 2 | ||||
Черв'як | сталь 45 з загартуванням менше 350 HB і наступним шліфуванням | - | 570 | 290 |
Колесо | БрО10Н1Ф1 | виливок відцентрова | 285 | 165 |
2.2 Визначення допустимих напружень при розрахунку на витривалість
У черв'ячної парі менш міцним елементом є черв'ячне колесо, міцність зубів якого визначає їх контактну витривалість і зносостійкість. Критерієм цієї міцності є контактне напруження. Витки черв'яка, виготовленого із сталі, значно міцніше бронзових або чавунних зубів колеса, тому витки черв'яка на міцність не розраховують.
Знаходимо циклічну довговічність передачі
або N Σ = 573 ω 2 L h,
де п 2 - Частота обертання колеса, хв -1;
- Кутова швидкість колеса, с -1;
L h - Ресурс редуктора, ч.
N Σ = 573. 24,379. 7500 = 104768752,5
Визначають допускаються контактні напруги (МПа) для зубів коліс, виготовлених з оловяністих бронз, з умови забезпечення контактної витривалості матеріалу:
σ HP = Σ Hlim Z N,
де - Межа контактної витривалості поверхонь зубів, визначається за табл. 5.1 в залежності від матеріалу, способу відливки та твердості поверхні витків черв'яка;
Z N - Коефіцієнт довговічності:
Z N = .
Значення Z N не повинно перевищувати 1,15 для безолов'яним бронз і латуней. Умова виконується.
Для оловяністих бронз граничне значення напружень визначають з виразу:
σ HP = 260. 0,745 = 193,7
Задаються попередніми значенням коефіцієнта розрахункового навантаження К н = 1,1-1,4. Менші значення приймають для передач при постійному навантаженні, великі - для високошвидкісних передач і змінного навантаження.
2.3 Визначення допускаються згинаючих напруг [s] F, Н/мм2.
[S] F = K FL * (0,08 * s в +0,25 * s τ),
де K FL - коефіцієнт довговічності,
де N - число циклів навантаження зубів черв'ячного колеса
K FL = .
[S] F = 0,596. (0,08. 285 +0,25. 165) = 38,1 Н/мм2
Значення [s] Н max і [s] Fmax для II групи матеріалу:
[S] Н max = 2. S т = 2. 165 = 330 МПа
[S] Fmax = 0,8. S в = 0,8. 285 = 228 МПа
2.4 Вибір числа заходів черв'яка і числа зубів колеса
Число заходів черв'яка z 1 рекомендується приймати в залежності від передаточного числа, знайденого при розбитті по щаблях.
При цьому z 2 min ³ 26, z 2 max £ 125.
Число витків черв'яка Z 1 приймаємо в залежності від передаточного числа при U = 12,5 приймаємо Z 1 = 4.
Кількість зубів черв'ячного колеса
Z 2 = Z 1. U = 4. 12,5 = 50
Приймаються попередньо коефіцієнт діаметра черв'яка q = 10;
2.5 Визначення міжосьової відстані
Розрахункове значення міжосьової відстані знаходиться за формулою:
де Т 2 - момент на валу черв'ячного колеса, Н 'м;
[S] Н - допустимі контактні напруги;
К '- орієнтовне значення коефіцієнта навантаження (4.4 [3]).
де К 'v - швидкісний коефіцієнт, який для попередніх розрахунків при змінному навантаженні приймається рівним одиниці K' v = 1;
К 'b - коефіцієнт концентрації навантаження:
Значення початкового коефіцієнта концентрації навантаження До о1 b при постійному навантаженні До о1 b = 1. (4.4 [3])
Значення початкового коефіцієнта концентрації навантаження До о1 b при постійному навантаженні До о1 b = 1,1.
, Мм
При великосерійному і масовому виробництві редукторів, а також для стандартних редукторів отримане значення а w округляємо до найближчих величин з табл. за ГОСТ 2144-76.
Приймаються а w = 140 мм.
Попереднє значення модуля
Значення модуля узгоджується за рекомендацією ГОСТ 2144-76 з метою зменшення номенклатури зуборізного інструменту (табл. 4.2.17 [1]). Приймаються m = 4,0.
2.6 Коефіцієнт діаметра черв'яка
Розрахункове значення q округляється до найближчого відповідно з модулем m = 6,0 приймаємо q = 20.
Коефіцієнт зміщення
Умова -1 £ х £ 1 виконується. При необхідності зменшення q слід враховувати, що з умови жорсткості валу черв'яка
q min = 0,212. z 2 = 0,212. 50 = 10,6.
Зі зменшенням q збільшується кут підйому витків черв'яка і, отже, ККД передачі.
2.7 Кути підйому витка черв'яка
Ділильний кут підйому витка:
(Град)
2.8 Уточнення коефіцієнта навантаження
де К v - швидкісний коефіцієнт, приймають залежно від окружної швидкості черв'ячного колеса:
, М / с
при v 2 <3 м / с До v = 1 незалежно від ступеня точності передачі,
До b - коефіцієнт концентрації навантаження:
де q - коефіцієнт деформації черв'яка (див. табл. 7.7), в залежності від q і Z 1, який дорівнює q = 108; Х - коефіцієнт, що враховує вплив режиму роботи передачі на припрацювання зубів черв'ячного колеса і витків черв'яка,
2.9 Перевірочний розрахунок на контактну витривалість
2.9.1 Уточнення допускаються контактних напружень
Окружна швидкість на початковому діаметрі черв'яка:
тоді уточнена швидкість ковзання в зачепленні:
З урахуванням отриманого значення v ск уточнюють значення допустимого напруження [s] н.
2.9.2 Перевірка передачі за контактними напругам
= 193,7 МПа
Умова виконується.
2.10 Визначення геометричних розмірів черв'ячної передачі
Черв'як
Ділильний діаметр:
.
Початковий діаметр:
.
Діаметр вершин витків:
.
Діаметр западин витків:
,
де
h * f = 1 +0,2 з os g = 1 +0,2
cos11, 3 = 1,196.
Довжина нарізаної частини черв'яка
Значення в 01 приймаємо 56 мм для z 1 = 4 і x = 0.
Черв'ячне колесо
Діаметр ділильного (початковою) кола:
.
Діаметр вершин зубів:
.
Найбільший діаметр:
.
Діаметр западин:
.
Ширина вінця: при z 1 = 4.
Приймаються = 45 мм.
2.11 Сили, що діють в зачепленні черв'ячної передачі
Визначаємо сили, що діють в зачепленні:
F r2 = F a1 = 2T 2 / d 2,
F r2 = F r1 = F r2 tgα,
F a 2 = F n = 2 T 1 / d w 1.
F а - осьова сила, Ft - окружна сила, Fr - радіальна сила, Т1 - обертаючий момент на черв'яка, Т2 - обертаючий момент на черв'ячної колесі.
Окружна сила на черв'яка (Ft 1), чисельно рівна осьової силі на черв'ячної колесі (Fa 2):
(№ 3 с. 182)
Осьова сила на черв'яка (Fa 1), чисельно рівна окружний силі на черв'ячної колесі (Ft 2):
(№ 3 с182)
Радіальна сила (Fr), розсуваються черв'як та черв'ячне колесо:
[№ 3 182], де a - кут профілю витка черв'яка в осьовому перерізі:
[№ 3 с. 178]
3. Розрахунок ланцюгової передачі
1. Вибір типу ланцюга. Враховуючи невелику передачі потужності P 3 при середній кутовий швидкості малої зірочки, приймаємо для передачі однорядну роликову ланцюг.
2. Кількість зубів малої зірочки [формула (21.2)]
Згідно з рекомендаціями (див. § 21.3) приймаємо Z 1 = 13.
3. Кількість зубів великої зірочки
Умова z 2 <z 2 max = 120 дотримується (див. § 21.3).
4. Крок ланцюга.
а) Момент, що обертає на малій зірочці
T 1 = 342,647 кНм.
б) За табл. 21.4 інтерполяцією знаходимо [р ц] = 27,3 Н / мм 2, ори-
ентіруясь на менше табличне значення для заданої w 2 = 24,4 рад / с.
в) коефіцієнтом експлуатації До е.
де К д - коефіцієнт, що враховує динамічність навантаження: при спокійній навантаженні До д = 1;
К а - коефіцієнт, що враховує міжосьова відстань:
при К а = 1;
К н - коефіцієнт, що враховує нахил лінії центрів зірочок до горизонталі: при нахилі до 60 0 К н = 1;
До рег - коефіцієнт, що залежить від способу регулювання натягу ланцюга: при регулюванні положення осі однією з зірочки До рег = 1;
До см - коефіцієнт, що враховує характер мастила: при періодичної мастилі До см = 1,5;
До реж - коефіцієнт, що залежить від тривалості роботи на добу: при однозмінній роботі До реж = 1;
До е. = 1,5 <3 умова дотримується
д) Тоді крок ланцюга [формула (21.16)]
за кількості рядів m = 1;
;
мм;
де при m = 1, m р = 1;
За табл. 21.1 приймаємо ланцюг з кроком р = 25,4 мм, для якої руйнівне навантаження d o = 7,95 H, В = 22,61 мм, q = 2,57 кг / м.
Для вибраного ланцюга по табл. 21.3 w lmax = 73 рад / с, отже, умова
w l < w lmax
дотримується.
Для прийнятого кроку ланцюга р = 25,4 мм за табл. 21.4 інтерполяцією уточнюємо [р ц] = 28,7 Н / мм 2.
5. Швидкість ланцюга [формула (21.4)]
6. Окружна сила, передана ланцюгом,
7. Розрахунковий тиск в шарнірах прийнятої ланцюга [формула (21.14)]
Зносостійкість ланцюга забезпечується.
8. Довжина ланцюга.
Орієнтовна міжосьова відстань [формула (21.6)]
а = 40 р = 40. 25,4 мм = 1016 мм.
Тоді довжина ланцюга в кроках [формула (21.7)]
Приймаються L t = 121 кроків.
9. Ділильний діаметр кіл зірочок
10. Попереднє натяг ланцюга від провисання веденої гілки при
11. Сила, що діє на вали зірочок, при К в = 1,05
.
4. Проектний розрахунок валів
4.1 Попередній розрахунок валів
а) Тихохідний вал.
Для компенсації напруг вигину та інших неврахованих факторів приймаємо для розрахунку значно знижені значення допустимих напружень кручення. т.ч. діаметр валу визначиться з умови міцності:
, Де Т - крутний момент на валу,
- Допустима напруга на кручення.
Приймаються матеріал вихідного валу редуктора сталь 45, тоді
(МПа)
Отримане значення округляємо до найближчого стандартного значення
- Діаметр валу в місці посадки підшипника,
- Діаметр валу в місці посадки шестерні,
- Діаметр валу в місці посадки зірочки.
Визначимо довжину маточини:
[№ 4 с. 53]
(Мм),
приймаємо (Мм)
Визначимо довжину вихідного кінця тихохідного вала:
(Мм),
Попередньо приймаємо довжину вихідного кінця тихохідного валу
(Мм),
відстань між точками програми реакції підшипників тихохідного валу
(Мм).
б) Визначимо розміри швидкохідного валу (черв'яка).
Для компенсації напруг вигину та інших неврахованих факторів приймаємо для розрахунку значно знижені значення допустимих напружень кручення. т.ч. діаметр валу визначиться з умови міцності:
, Де Т - крутний момент на валу,
- Допустима напруга на кручення.
Для збільшення міцності вала приймемо, що черв'як виготовлений як одне ціле валом.
Приймаються матеріал вихідного валу редуктора сталь 45, тоді
(МПа)
Отримане значення округляємо до найближчого стандартного значення
- Діаметр валу в місці посадки підшипника,
- Діаметр валу в місці посадки муфти.
Довжина нарізаної частини черв'яка
Визначимо довжину вихідного кінця швидкохідного валу:
(Мм),
Попередньо приймаємо довжину вихідного кінця тихохідного валу
(Мм),
Відстань між точками програми реакції підшипників тихохідного валу (Мм).
Призначаємо 8-ю ступінь точності
4.2 Перевірочний розрахунок на витривалість швидкохідного валу редуктора
Вихідні дані:
а = 0,12 м, в = 0,12 м, з = 0,06 м.
Схема навантаження вала:
Знак «-» показує, що реакція спрямована в протилежний бік.
Епюра згинальних моментів у горизонтальній площині:
Опорні реакції у вертикальній площині:
Знак «-» показує, що реакція спрямована в протилежний бік.
Перевірка:
.
Перевірка виконана успішно.
Епюра згинальних моментів у вертикальній площині:
Епюра сумарних згинальних моментів:
Епюра крутних моментів:
Небезпечним перерізом вала є: 1, в якому діє максимальний крутний і згинальний моменти.
4.3 Перевірочний розрахунок на витривалість тихохідного вала редуктора
Вихідні дані:
а = 0,065 м, в = 0,065 м, з = 0,06 м.
Схема навантаження вала:
Знак «-» показує, що реакція спрямована в протилежний бік.
Епюра згинальних моментів у горизонтальній площині:
Опорні реакції у вертикальній площині:
Знак «-» показує, що реакція спрямована в протилежний бік.
Перевірка: перевірка виконана успішно.
Епюра згинальних моментів у вертикальній площині:
Епюра сумарних згинальних моментів:
Епюра крутних моментів:
Небезпечним перерізом вала є: 1, в якому діє максимальний крутний і згинальний моменти, до того ж перетин ослаблене шпоночной канавкою, яка в той же час є концентратором напружень.
5. Вибір муфти
Між електродвигуном і редуктором вибираємо пружну муфту за даними:
обертаючий момент на валу двигуна Т = 36,92 Н × м;
діаметр консольного ділянки вала d = 40 мм.
Для даних параметрів Наиболеее підходяща муфта пружна з хрестоподібної зірочкою. Розміри цієї муфти візьмемо за таблицею 13.3.3 з [4] (ГОСТ 20884-93), учітовая крутний момент на валу і діаметр валу:
d = 40 мм; D = 135 мм, L = 143 мм; h = 25 мм.
6. Ескізна компоновка і попередні розміри
Після визначення розмірів основних деталей виконаємо ескізну компоновку редуктора. Черв'як і черв'ячне колесо маємо симетрично щодо опор і визначаємо відповідні довжини.
;
;
;
;
;
;
;
;
;
;
;
;
;
;
;
;
;
;
;
.
1) приймаємо діаметр валу під ущільнення для підшипників:
швидкохідного - ; Тихохідного -
;
2) зазор між колесом (і іншими деталями) і корпусом:
приймаємо
3) ширину підшипників попередньо приймаємо рівною їх діаметру, тобто і
.
7. Конструктивні розміри корпусу редуктора
Товщина стінок корпусу і кришки
Приймаються
Приймаються
Товщина фланців (поясів) корпусу та кришки
Товщина нижнього пояса корпуса при наявності бобишек
Приймаються
Діаметри болтів фундаментних
Приймаються болти з різьбою М22
Діаметри болтів
Приймаються
Діаметри болтів кріплять кришку до корпуса у підшипників
Приймаються
8. Підбір перевірочний розрахунок підшипників
Для валу черв'ячного колеса
попередньо приймемо роликовий конічний підшипник легкої серії 7608 ГОСТ333 - 71 з розмірами:
;
;
;
;
;
;
[№ 3 табл. 7.10.6].
З попередніх розрахунків маємо:
,
,
.
Проводимо перевірку підшипників тільки по динамічній вантажопідйомності, за умовою , Де
- Необхідна величина вантажопідйомності;
- Динамічна вантажопідйомність підшипника (з таблиці).
де Р - еквівалентна динамічне навантаження.
Еквівалентну навантаження визначаємо
де K б = 1,3 - коефіцієнт безпеки (за таблицею 7.5.3 [4]);
K Т = 1,0 - температурний коефіцієнт (за таблицею 7.5.4 [4]);
Х - коефіцієнт радіального навантаження ;
V - коефіцієнт обертання відносного вектора навантаження внутрішнього кільця підшипника.
Визначимо коефіцієнт
При коефіцієнті обертання V = 1 отримаємо
Довговічність визначаємо за більш навантаженій підшипника
Необхідна величина вантажопідйомності
Забезпечено запас міцності підшипникових вузлів валу черв'ячного колеса.
Для валу черв'яка
попередньо приймемо роликовий конічний підшипник легкої серії 7309 ГОСТ333 - 71 з розмірами:
;
;
;
;
;
;
[№ 3 табл. 7.10.6].
З попередніх розрахунків маємо:
,
,
.
Проводимо перевірку підшипників тільки по динамічній вантажопідйомності, за умовою , Де
- Необхідна величина вантажопідйомності;
- Динамічна вантажопідйомність підшипника (з таблиці).
де Р - еквівалентна динамічне навантаження.
Еквівалентну навантаження визначаємо
де K б = 1,3 - коефіцієнт безпеки (за таблицею 7.5.3 [4]);
K Т = 1,0 - температурний коефіцієнт (за таблицею 7.5.4 [4]);
Х - коефіцієнт радіального навантаження ;
V - коефіцієнт обертання відносного вектора навантаження внутрішнього кільця підшипника.
Визначимо коефіцієнт
При коефіцієнті обертання V = 1 отримаємо
Довговічність визначаємо за більш навантаженій підшипника
Необхідна величина вантажопідйомності
Забезпечено запас міцності підшипникових вузлів валу черв'яка.
9. Підбір шпонок і перевірочний розрахунок шпоночно з'єднання
Для вихідного кінця швидкохідного валу
Для вихідного кінця швидкохідного валу d 1вих = 40 (мм), що передає обертаючий момент Т 1 = 36,92 (Н. М).
За табл. 4.1 [№ 4 с. 78] вибираємо призматичну шпонку з округленими кінцями (виконання А):
b = 12 (мм) - ширина шпонки,
h = 8 (мм) - висота шпонки,
t 1 = 5 (мм) - глибина паза на валу,
t 2 = 3,3 (мм) - глибина паза на муфті.
Радіус закруглення пазів 0,3 <r <0,5 (мм) (інтерполяція)
З огляду на довжину валу і передбачувану довжину маточини муфти L ст = 60 (мм), приймаємо по СТ РЕВ 189 - 75 [№ 4 с. 78] довжину шпонки (Мм).
Розрахункова довжина шпонки [№ 3 с. 55]
(Мм)
Приймаючи матеріал шпонки сталь 45 з межею текучості [№ 3 с. 57], а дозволений коефіцієнт запасу міцності [s] = 2,3 (навантаження постійне нереверсивні) [№ 3 с. 56],
визначимо напруга, що допускається [№ 3 с. 57],
(МПа)
Перевіримо з'єднання на зминання:
[№ 3 с. 56],
(МПа).
Оскільки - Міцність шпоночно з'єднання забезпечена.
Напруга зрізу [№ 3 с. 55], де
- Площа зрізу шпонки:
(МПа)
Оскільки [№ 3 с. 57] - міцність шпоночно з'єднання забезпечена.
Для валу під маточину черв'ячного колеса
d 2Ш = 45 (мм), що передає обертаючий момент Т 2 = 342,6 (Н. м), (Мм).
За табл. 4.1 [№ 4 с. 78] вибираємо призматичну шпонку з округленими кінцями (виконання А):
b = 12 (мм) - ширина шпонки,
h = 8 (мм) - висота шпонки,
t 1 = 5 (мм) - глибина паза на валу,
t 2 = 3,3 (мм) - глибина паза на муфті.
Радіус закруглення пазів 0,3 <r <0,5 (мм) (інтерполяція)
З огляду на довжину валу і довжину маточини, приймаємо по СТ РЕВ 189 - 75 [№ 4 с. 78] довжину шпонки (Мм).
Розрахункова довжина шпонки [№ 3 с. 55]
(Мм)
Приймаючи матеріал шпонки сталь 45 з межею текучості [№ 3 с. 57], а дозволений коефіцієнт запасу міцності [s] = 2,3 (навантаження постійне нереверсивні) [№ 3 с. 56], визначимо напруга, що допускається
[№ 3 с. 57],
(МПа)
Перевіримо з'єднання на зминання:
[№ 3 с. 56],
(МПа).
Оскільки - Умова виконується.
Напруга зрізу [№ 3 с. 55], де
- Площа зрізу шпонки:
(МПа)
Оскільки [№ 3 с. 57] - міцність шпоночно з'єднання забезпечена.
Для вихідного кінця тихохідного вала d 2вих = 34 (мм), що передає обертаючий момент Т 2 = 342,6 (Н * м).
За табл. 4.1 [№ 4 с. 78] вибираємо призматичну шпонку з округленими кінцями (виконання А):
b = 10 (мм) - ширина шпонки,
h = 8 (мм) - висота шпонки,
t 1 = 5 (мм) - глибина паза на валу,
t 2 = 3,3 (мм) - глибина паза на муфті.
Радіус закруглення пазів 0,3 <r <0,5 (мм) (інтерполяція)
З огляду на довжину валу і довжину маточини зірочки L ст = 60 (мм), приймаємо по СТ РЕВ 189 - 75 [№ 4 с. 78] довжину шпонки (Мм).
Розрахункова довжина шпонки [№ 3 с. 55]
(Мм)
(МПа).
Оскільки - Умова виконується.
(МПа)
Оскільки - Міцність шпоночно з'єднання забезпечена.
10. Викреслювання редуктора
Компонування вузла черв'ячного колеса
1. Визначаємо всі конструктивні розміри зубчастого вінця і маточини колеса і наносимо їх на креслення.
2. Викреслює підшипники валу колеса.
3. Визначаємо розміри підшипникових гнізд, кришок підшипників, ущільнень і наносимо ці деталі на креслення.
4. Визначаємо товщину поясів, висоту бобишек для шпильок і проводимо зовнішній контур корпусу.
Форму і розміри основи корпусу визначаємо конструктивно в залежності від положення редуктора і способу його кріплення до фундаменту.
Компонування вузла черв'ячного валу
1. Розміщуємо підшипники відповідно до обраного відстанню між ними.
2. Визначаємо розміри гнізд під підшипники, кришок підшипників та ущільнень і всі ці деталі наносимо на креслення.
3. Обводимо внутрішній контур корпусу.
4. Проводимо зовнішній контур корпусу на проекції.
11. Мастило зачеплення і підшипників
1. Зачеплення змащується зануренням черв'ячного колеса у масляну ванну. Глибина занурення - 1 / 3 радіуса колеса [№ 6 с. 349].
При швидкості ковзання (М / сек) за табл. 10.9 [№ 1 с. 253] рекомендована в'язкість масла
.
За табл. 10.10 [№ 1 с. 254] вибираємо масло автотракторне І-20.
2. Мастило підшипників - консистентна і масляним туманом, що утворюється в процесі роботи. Для конічних роликопідшипників при робочій температурі <110 ° С по табл. 11.11 [№ 1 с. 277] вибираємо мастило ЦИАТИМ-201.
12. Тепловий розрахунок черв'ячного редуктора
Поверхня охолодження корпусу редуктора визначається по залежності:
, М 2
де а w в м.
Температура масляної ванни в редукторі при природній конвекції повітря:
де N 1 - потужність на валу черв'яка, кВт;
До т = 9 ¸ 17 - коефіцієнт тепловіддачі (великі значення для хороших умов охолодження), Вт / м 2;
t раб - температура корпусу редуктора при сталому режимі роботи;
t 0 = 20 ° - температура навколишнього повітря;
y = 0,25 ¸ 0,3 - коефіцієнт, що враховує відвід тепла від корпусу в металеву раму або плиту (при установці редуктора на бетонній або цегляному фундаменті y = 0). Приймаються y = 0,25;
[T] раб = 95 ° С - максимально допустима температура нагрівання масла в масляній ванні редуктора;
t м <[t м], отже, редуктор спеціально охолоджувати не треба.
13. Вибір посадок і розрахунок полів допусків
Посадки призначаємо відповідно до вказівок, даними в таблиці [10,13 / 1]
Визначаємо граничне відхилення, граничні розміри, допуск, граничні зазори або натяг, допуск посадки.
Посадка черв'ячного колеса на вал Ø 45 мм за ГОСТ 25347-82
Посадка в системі отвори, вид посадки з натягом.
Номінальний розмір D = 45 мм.
Деталі з'єднання
отвір. Ø 45Н7, квалітет 7
вал Ø 45 р6, квалітет 6
Посадка зірочки ланцюгової передачі на вал редуктора Ø 34 мм за ГОСТ 25347-82
Посадка в системі отвори, вид посадки перехідна.
Номінальний розмір D = 35 мм.
Деталі з'єднання
отвір. Ø 35Н7, квалітет 7
вал Ø 35 n 6, квалітет 6
Посадка бронзового вінця на чавунний центр
Шийки валів під підшипники виконуємо з відхиленням вала к6.
Відхилення отворів в корпусі під зовнішній кільця по Н7.
14. Збірка і розбирання редуктора
Перед складанням внутрішню порожнину корпусу редуктора ретельно очищають і покривають маслостійкої фарбою.
Збірку виконується у відповідності зі складальним кресленням редуктора, починаючи з вузлів валів:
на провідний вал насаджують мазеудержівающіе кільця і підшипники, попередньо нагріті в маслі до 80-100 о С;
в ведений вал закладають шпонку і напресовують зубчасте колесо до упору в бурт вала; потім надягають розпірну втулку, сальники і встановлюють шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі.
Спершу вкладають вал черв'яка, потім встановлюють вал з черв'ячним колесом.
Після цього на ведений вал надівають распорное кільце, в подшівние камери закладають пластичну мастило, ставлять кришки підшипників з комплектом металевих прокладок для регулювання.
Перевіряють проворачиванием валів відсутність заклинювання підшипників (вали повинні провертатися від руки) і закріплюють кришки гвинтами.
Далі на кінець тихохідного вала в шпонкову канавку закладають шпонку, встановлюють зірочку ланцюгової передачі і закріплюють її торцевим кріпленням; гвинт торцевого кріплення стопорять спеціальною планкою.
Потім ввертають пробку маслоспускного отвори з прокладкою.
Контроль масла здійснюється щупом з ризиками максимального і мінімального рівня масла.
Заливають в корпус масло і закривають оглядовий отвір кришкою з прокладкою з технічного картону; закріплюють кришку болтами.
Зібраний редуктор обкатують і піддають випробуванню на стенді за програмою, яка встановлюється технічними умовами.
Розбирання редуктора проводиться в зворотній послідовності.
Список використаних джерел
Деталі машин. Проектування: навчальний посібник \ Л.В. Курмаз, О.Т. Скойбеда - 2-е вид., Испр. і доп. - Мн.: УП «Технопрінт», 2002 - 202 з
Курсове проектування деталей машин: Навчальний посібник. / С.А. Чернавський, К.Н. Боков - 2-е вид. перераб. і додатк. - М., 1988 р. - 416 с.
Гузенко П.Г. Деталі машин. М.: 1986.
Іванов М.М. Деталі машин. М., 1984
Шейнбліт А.Є. Курсове проектування деталей машин / А.Є. Шейнбліт. - М., 1191. - 432 с.