kursovoy (Проект одноступенчатого червячного редуктора с нижним расположением червяка с плоскоременным приводом), страница 2

Толщина стенок корпуса и крышки

(6.1)

Принимаем

(6.2)

Принимаем

Толщина фланцев (поясов)корпуса и крышки

(6.3)

Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек

(6.4)

(6.5)

Принимаем

Диаметры болтов

Фундаментных

(6.6)

Принимаем болты с резьбой М22

Диаметры болтов

(6.7)

Принимаем

(6.8)

Принимаем

7 . Эскизная компоновка редуктора

Первый этап компоновки редуктора

Принимаем зазор между стенкой и ступицей червячного колеса

L₁ = 465мм; L₂ = 143мм; а₁ = 33мм; а₂ = 22мм; L_СТ2 = 100мм; aw = 250мм; d₁ = 100мм; d₂ =400мм.

В связи с тем что в червячном зацеплении возникают значительные осевые усилия, принимаем радиально упорные подшипники ; шариковые средней серии для червяка и роликовые конические легкой серии для вала червячного колеса (таблица П6 и П7)

Условное обозначение подшипника	d	D	B	T	r	C kH	Co kH
46310	50	110	27	20	3	71,8	44

Условное обозначение подшипника	d	D	T	B	c	r	r1	C	Co	L	Y	Yo
7212	60	110	23,75	23	19	2,5	0,8	78	58	0,35	1,71	0,94

8 . Подбор и проверка долговечности подшипников.

Силы в зацеплении

Окружная сила на червячном колесе , равная осевой силе на червяке.

(8.1)

Окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе

(8.2)

Радиальные силы на колесе и червяке

(8.3)

При отсутствии спец требований червяк должен иметь правое направление витков

Вал червяка

Расстояние между опорами червяка l₁ = d_am₂ = 465мм

Диаметр d₁ = 100мм

Реакции опор в плоскости X,Z

(8.4)

В плоскости Y, Z

(8.5)

(8.6)

Проверка (8.7)

Суммарные реакции

(8.8)

(8.9)

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально упорных подшипников

(8.10)

(8.11)

где для подшипников шариковых радиально упорных с углом α =26º коэффициент осевого нагружения е = 0,68

Осевые нагрузки подшипников

В данном случае (8.12)

Тогда (8.13)

Рассмотрим левый (первый) подшипник

Отношение осевую нагрузку не учитываем (8.14)

Эквивалентная нагрузка

(8.15)

где

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику

Рассмотрим правый (второй) подшипник

Отношение (8.16)

(8.17)

Эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой.

где

Расчет на долговечность, млн.об (по формуле 9.1)

млн.об (8.19)

Р асчетная долговечность ч (8.20)

Ведомый вал

Расстояние между опорами червяка l₂ = 143мм

Диаметр d₂ = 400мм

Реакции опор в плоскости X,Z

(8.21)

В плоскости X, Z

(8.22)

(8.23)

Проверка (8.24)

Суммарные реакции

(8.25)

(8.26)

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

(8.27)

(8.28)

где для подшипников 7212 коэффициент осевого нагружения е = 0,35

Осевые нагрузки подшипников

В данном случае (8.29)

Тогда

Рассмотрим правый подшипник с индексом (3) (8.30)

Отношение поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем

Э квивалентная нагрузка

(8.31)

где

В качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7212

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику

Рассмотрим левый подшипник с индексом (4)

Отношение Эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой. (8.32)

где для конических подшипников 7212

Расчет на долговечность, млн.об (по формуле 9.1)

млн.об (8.33)

Расчетная долговечность ч

(8.34)

Столь большая долговечность объясняется тем что по условию монтажа диаметр шейки должен быть больше диаметра d_В2 = 55мм. Поэтому был выбран подшипник 7212. Кроме того, следует учесть, что ведомый вал имеет малую частоту вращения n = 65,2мин^-1

9 . Проверка прочности шпоночных соединений

Проведем проверку прочности лишь одного соединения, передающего вращающий момент от вала червячного колеса к шкиву ременной передачи.

Диаметр вала в этом месте d_В2 = 55мм

Сечение и длинна шпонки t x h x L = 16 x 10 x 80

Глубина паза t₁ = 6мм; L = 80мм

Момент T_K2 = T₂ =802 x 10 ³Н мм

Напряжение смятия

(9.1)

- для стали

Условие G_СМ < [G_СМ] выполняется.

1 0. Уточненный расчет валов

Проверим стрелу прогиба червяка.

Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка.

(10.1)

(10.2)

Стрела прогиба

Допускаемый прогиб

(10.3)

Таким образом, жесткость обеспечена, так как

Плоскость YZ (Н ·м)

M₁ = 0

M₄ = 0

Плоскость XZ (Н ·м)

M₁ = 0

M₄ = 0

Рисунок 2 – расчетная схема

ведущего вала

Плоскость YZ

M₁ = 0

M₄ = 0

Плоскость XZ

M₁ = 0

M₃ = M₂ = 159 H ·м

М₄ = 0

Рисунок 3 – расчетная схема

ведомого вала

1. В ыбор посадок и расчет полей допусков

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в таблице 10,13

Определяем предельное отклонение, предельные размеры, допуск, предельные зазоры или натяги, допуск посадки.

Посадка червячного колеса на вал Ø70мм по ГОСТ 25347-82

1. Посадка в системе отверстия, вид посадки с натягом.

1. Номинальный размер D = 70мм.

1. Детали соединения

отверстие. Ø70Н7, квалитет 7

вал Ø70 р6, квалитет 6

1. Предельные отклонения ГОСТ25347-82

отверстие ES = +0,03мм = +30мкм

EI = 0

вал es = +0.051мм = 51мкм

ei = +0,032мм = 32мкм

1. Обозначения на чертежах

1. Предельные размеры (мм)

отверстие D_max = D + ES = 70 + (+0,030) = 70,030 (11.1)

D_min = D + EI = 70 + 0 = 70 (11.2)

вал d_max = D + es = 70 + (+0,051) = 70,0,51 (11.3)

d_min = D + ei = 70 + (+0,032) = 70,032 (11.4)

1. Допуски мм.

Отверстие TD = D_max – D_min = 70,030 – 70 = 0,030 (11.5)

TD = ES – EI = 0,030 – 0 = 0,030 (11.6)

вал Td = d_max - d_min = 70,051 – 70,032 = 0,019 (11.7)

Td = es – ei = 0,051 – (+0,032) = 0,019 (11.8)

1. П редельные зазоры (мм)

N_max = d_max – D_min = 70,051 – 70 = 0,051 (11.9)

N_max = es – EI = 0,051 – 0 = 0,051 (11.10)

N_min = d_min = D_max = 70,032 – 70,030 = 0,002 (11.11)

N_min = ei – ES = 0,032 – 0,030 = 0,002 (11.12)

(11.13)

1. Допуск посадки (мм)

ТП = TD + Td = 0,030 + 0,019 = 0,049 (11.14)

ТП = TS = N_max – N_min = 0,051 – 0,002 = 0,049 (11.15)

1. Схема поля допуска.

рисунок 4 - Схема поля допуска червячного колеса на вал

Посадка шкива ременной передачи на вал редуктора Ø40мм по ГОСТ 25347-82

1. Посадка в системе отверстия, вид посадки переходная.

1. Номинальный размер D = 40мм.

1. Детали соединения

отверстие. Ø40Н7, квалитет 7

вал Ø40 n6, квалитет 6

1. Предельные отклонения ГОСТ25347-82

отверстие ES = +0,025мм = +25мкм

EI = 0

вал es = +0.033мм = 33мкм

ei = +0,017мм = 17мкм

1. О бозначения на чертежах

1. Предельные размеры (мм)

отверстие D_max = D + ES = 40 + (+0,025) = 40,025 (11.16)

D_min = D + EI = 40 + 0 = 40 (11.17)

вал d_max = D + es = 40 + (+0,028) = 40,033 (11.18)

d_min = D + ei = 40 + (+0,015) = 40,017 (11.19)

1. Допуски мм.

Отверстие TD = D_max – D_min = 40,025 – 40 = 0,025 (11.20)

TD = ES – EI = 0,025 – 0 = 0,025 (11.21)

вал Td = d_max - d_min = 40,033 – 40,017 = 0,016 (11.22)

Td = es – ei = 0,033 – (+0,017) = 0,016 (11.23)

1. Предельные зазоры (мм)

N_max = d_max – D_min = 40,033 – 40 = 0,033 (11.24)

N_max = es – EI = 0,033 – 0 = 0,033 (11.25)

N_min = d_min = D_max = 40,017 – 40,025 = -0,008 (11.26)

N_min = ei – ES = 0,017 – 0,025 = -0,008 (11.27)

(11.28)

1. Допуск посадки (мм)

ТП = TD + Td = 0,025 + 0,017 = 0,042 (11.29)

ТП = TS = N_max – N_min = 0,033 – (-0,008) = 0,042 (11.30)

1. Схема поля допуска.

рисунок 5 - Схема поля допуска шкива ременной передачи на вал редуктора

П осадка бронзового венца на чугунный центр

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружный кольца по Н7

1 2. Выбор сорта масла

Тепловой расчет

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А ≈0,83 м ²