Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Принимаем ближайшее стандартное значение по ГОСТ 2144-76 m=6,3 мм. Коэффициент диаметра червяка равен:

(25)

Принимаем q=8. Для правильной работы редуктора необходимо, чтобы было соблюдено условие [2, c. 12]:

q  0,212·z₂ (26)

Условие 8  0,212·32 = 6,7 – верно.

Определяем коэффициент смещения зуборезного инструмента:

x= (a_w/m) – 0,5·(z₂ + q) = 125/6,3 – 20 = –0,16 (27)

На основании полученных предварительных данных производим определение основных геометрических характеристик червячной передачи, необходимых для её последующего конструирования и проверочного расчёта, что представлено в табл. 1.

Таблица 1

Определение основных параметров червячной передачи

Определяем окружные скорости на червяке и колесе:

v₁ = 0,5·₁·d₁·10^–3 = 0,5·58,72·50,4·10^–3 = 1,48 м/с; (28)

v₂ = 0,5·₂·d₂·10^–3 = 0,5·3,67·201,6·10^–3 = 0,34 м/с.

Скорость скольжения:

v₃ = v₁/cos = 1,48/cos 1402’ = 1,53 м/с. (29)

Исходя из найденных скоростей назначаем степень точности червячной передачи – 9 [2, c. 28].

Уточняем КПД передачи по формуле:

, (30)

где ' = 350’ – приведённый угол трения [1, c. 140] .

Находим силы, действующие в зацеплении:

– окружная на колесе, осевая на червяке: Н;

– окружная на червяке, осевая на колесе: Н;

– радиальные силы: Н.

Расчётные контактные напряжения в зацеплении:

МПа (31)

где K=1 – коэффициент нагрузки.

Полученное значение контактных напряжений меньше допускаемого значения, что обеспечит правильную работу редуктора по этому критерию. Для надёжной работы необходимо произвести проверку зубьев на изгиб. Максимальные изгибающие напряжения в зубе рассчитываем по формуле:

МПа,

где Y_F – коэффициент формы зуба, который определяется по эквивалентному числу зубьев колеса z_v2=z₂/cos³=35  Y_F = 1,64 [2, c.28];  – коэффициент, учитывающий износ зубьев, =1.

Полученное значение изгибающих напряжений меньше допускаемого, то есть передача требованиям прочности удовлетворяет. Произведём проверку зубьев колеса при кратковременных перегрузках. Соответствующие напряжения будут равны:

МПа < []_Hпр = 660 МПа;

МПа < []_Hпр = 264 МПа;

Таким образом, выбранные геометрические параметры червячной передачи удовлетворяют всем условиям прочности.

5. Предварительное конструирование редуктора (первая компоновка)

Крутящие моменты на валах редуктора:

T_к2 = Т₂ = 1362 Н·м;

Н·м.

Минимально допустимый диаметр вала предварительно определяем по следующей формуле [1, c.373]:

, (32)

где [_к] – допустимое касательное напряжение в материале вала при кручении, [_к]=25 МПа.

Для ведущего вала получаем

мм

Принимаем для дальнейшего проектирования d_в1 = 25 мм. Диаметры шеек под подшипники d_п1 = 30 мм. Основные параметры червяка указаны в табл. 1. Расстояние между опорами червяка примем l₁  d_aM2 = 222 мм. Расстояние от середины выходного вала до ближайшей опоры f₁ = 70 мм.

Диаметр ведомого вала:

мм

Для дальнейшего проектирования принимаем d_в2 = 65 мм. Диаметры шеек под подшипники d_п2 = 70 мм. Основные параметры колеса указаны в табл. 1. Диаметр ступицы d_ст2 = (1,6…1,8)d_к2 = 120 мм; длина ступицы l_ст=(1,2…1,8)d_к2 = 90 мм.

Конструкционные размеры корпуса редуктора выбираем следующими:

– толщина стенок корпуса и крышки:

= 0,04·a + 2 = 0,04·125 + 2 = 7 мм;

_= 0,032·a + 2 = 0,032·125 + 2 = 6 мм.

– толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

b₁ = b = 1,5· = 1,5·7 = 10 мм;

– толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек:

p₁ = 1,5· = 1,5·7 = 10 мм;

p₂ = (2,25…2,75) = (2,25…2,75)·7 = 18 мм;

– диаметры фундаментных болтов

d_б1 = (0,03…0,036)a+12= (0,03…0,036)·125+12=16 мм;

– диаметры крепёжных болтов

d_б2 =12 мм; d_б3 =10 мм.

На основании полученных размеров производим графическую компоновку редуктора с целью уточнения размеров валов и других конструктивных элементов для их последующего уточнённого расчёта.

6. Проверка долговечности подшипников

Так как при работе червячной пары имеются силы во всех трёх направлениях, в качестве опор применяем радиально-упорные подшипники качения. В радиально-упорных подшипниках реакции считаются приложенными к валу в точках пересечения нормальных, приведёных к середине контактных площадках. Расстояние между этой точкой и торцом подшипника для однорядных радиально-упорных шарикоподшипников вычисляется по формуле:

мм (33)

где B, d,  – геометрические параметры подшипников для серии 46306 [1].

Соответствующее расстояние для однорядных роликовых конических подшипников можно вычислить по выражению:

мм (34)

где T, D, d, e – геометрические параметры подшипников для серии 7214 [1].

Для проверки подшипников на долговечность необходимо определить эквивалентную нагрузку на опоры, вычисляемую исходя из сил реакций на эти опоры. В связи с эти рассмотрим отдельно ведущий и ведомый вал червячного редуктора.

Ведущий вал.

Схема нагружения этого вала представлена на рис. 3. Соответствующие силовые факторы были уже вычислены выше. Определяем величины реакций.

Рис. 3. Силовая схема нагружения ведущего вала редуктора

Составляющие силы от натяжения ремня:

F_рпx = F_рпx = F_рп / sin 45 = 1023/sin45 = 723 Н.

Рассмотрим систему сил в плоскости XZ.

Н

Н

Рассмотрим систему сил в плоскости YZ.

Н

Н

Суммарные величины радиальных реакций в опорах:

(35)

H;

H;

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников определяем по формуле:

S=eP_r, (36)

где e=0,68 – коэффициент осевого нагружения для подшипников с =26.

В результате имеем:

S₁ = 0,68·3293 = 2239 Н;

S₂ = 0,68·2747 = 1868 Н.

Осевые нагрузки в нашем случае S₁ > S₂; F_a > 0, тогда P_a1 = S₁ = 2239 Н;

P_a2 = S₁ + F_a1 = 2239 + 13485 = 15724 Н. Отношение сил P_a1/P_r1 = 2239/3293 = 0,68 = e – осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка в этом случае рассчитывается по формуле:

P_э1 = P_r1VK_бK_T = 3293·1·1·1 = 3293 Н, (37)

где V – коэффициент, учитывающий схему вращения колец, V=1; K_б, K_T – коэффициенты, учитывающие условия работы подшипников [1, c.212].

У второго подшипника отношение сил P_a2/P_r2 = 15724/2747 = 5,72 > e. Поэтому эквивалентная нагрузка рассчитывается по формуле:

P_э2 = (XP_r1V+YP_a2) K_бK_T = 0,41·2747+0,87·15724 = 14800 Н, (38)

где X, Y выбираются по справочным таблицам [1, c.212-213]: X=0,41; Y=0,87.

Проверку на долговечность производим по наиболее нагруженной опоре. Номинальная долговечность определяется по формуле:

, (39)

где С – динамическая грузоподьёмность по каталогу; p – показатель степени (p=3 – для шарикоподшипников; p=3,33 – для роликоподшипников).

млн. об

Значение долговечности в часах

ч

Ведомый вал

Схема нагружения этого вала представлена на рис. 4. Соответствующие силовые факторы были уже вычислены выше. Определяем величины реакций.

Рис. 4. Силовая схема нагружения ведомого вала редуктора

Плоскость XZ:

R_x3 = R_x4 = F_t2 / 2 = 13485 / 2 = 6742 Н

Плоскость YZ:

Н

Н

Характеристики

Список файлов реферата