Проектирование червячного редуктора

 Получим:

;

.

      Коэффициент запаса прочности в опасном сечении  определим по формуле:

.

      Условие прочности в сечении вала II-II выполнено. 
 
 
 
 
 
 
 

3.3.2. Вал тихоходный:

1) Горизонтальная  плоскость

 

     Определение реакций в подшипниках:

ΣM_иХА=0;                             ;

 Н;

ΣM_иХВ=0;

;

 Н;

Проверка:

ΣХ=0;

;

;

     Строим  эпюры изгибающих моментов в характерных  сечениях.

      Строим  эпюру крутящего момента, Н·м: Т_к= . 

. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

2) Вертикальная  плоскость:

 

     Определение реакций в подшипниках, Н:

ΣM_иYА=0;          ;

ΣM_иYВ=0;

;

.

Проверка:

ΣY=0;

;

;

     Строим  эпюры изгибающих моментов в характерных  сечениях.

      Определяем суммарную радиальную реакцию, Н:

,

.

     Определяем  изгибающие моменты в опасных  сечениях:

 Н·м,

 Н·м.

      Проверяем на усталостную прочность сечение  I-I:

     Для вала колеса принимаем сталь 40Х ГОСТ 4553-81 с твердостью не менее 270 НВ, для неё σ_В=900 МПа, σ_-1=410 МПа, τ_-1=240 МПа.

     Проверочный расчет на усталостную прочность  ведем аналогично предыдущему расчету  вала червяка. Для вала колеса имеем:

     К_σ=2,25 и К_τ=1,75; ε_σ=0,75 и ε_τ=0,7; К_σ^п=1 и К_τ^п=1 (т.к. вал не подвергается термообработке).

      Определяем  нормальное σ_и и касательные τ напряжения в опасном

сечении, МПа. Предварительно определяем осевой и полярный моменты сопротивления  опасного сечения вала, для это  воспользуемся таблицей, приведенной в учебнике «Детали машин. Курсовое проектирование»,П.Ф. Дунаев, О.Л. Леликов, М. «Высшая школа»,1990 г. – стр.212.:

 м³;

 м³.

      Тогда найдем нормальное σ_и и касательные τ напряжения в опасном

сечении, МПа:

,

.

      Коэффициенты  запаса по нормальны и касательным  напряжениям определим по следующим  формулам:

,   ,

где и - коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала:

,

.

 Получим:

;

.

      Коэффициент запаса прочности в опасном сечении  определим по формуле:

.

      Условие прочности в сечении вала I-I выполнено. 

       Проверяем на усталостную прочность  сечение II-II:

Определяем: коэффициенты концентрации напряжений для ступенчатого перехода с галтелью К_σ=2,25 и К_τ=1,75; коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала ε_σ=0,75 и ε_τ=0,7; коэффициенты влияния поверхностного упрочнения К_σ^п=1 и К_τ^п=1 (т.к. вал не подвергается термообработке).

      Определяем  нормальное σ_и и касательные τ напряжения в опасном

сечении, МПа:

,    ,

Для вала колеса определим:

 м³;

 м³.

      Тогда найдем нормальное σ_и и касательные τ напряжения в опасном

сечении, МПа:

,

.

      Коэффициенты  запаса по нормальны и касательным  напряжениям определим по следующим  формулам:

,   ,

где и - коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала:

,

. 
 

Получим:

;

.

      Коэффициент запаса прочности в опасном сечении  определим по формуле:

.

      Условие прочности в сечении вала II-II выполнено. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     3.4. Подбор и проверка  подшипников.

     3.4.1. Подшипники быстроходного  вала.

     Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности С_rp, Н, с базовой С_r, Н, или базовой долговечности L_10h, ч, с требуемой L_h, ч, по условиям:

 или  .

      Базовая динамическая грузоподъемность подшипника С_r представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности, составляющей 10⁶ оборотов внутреннего кольца. Значения С_r указаны в каталоге для каждого типоразмера подшипника.

     Проверим  пригодность предварительно выбранного подшипника 7306 быстроходного вала червячного редуктора, работающего с легкими  толчками. Угловая скорость вала ω=303 с^-1. Осевая сила в зацеплении F_a=4000 H. Реакции в подшипниках R₁=R_А=479 Н, R₂=R_В=1301,7 Н. Характеристика подшипников: C_r=40000 H; Х=0,4; е=0,34; Y=1,78; V=1, K_б=1,2; K_Т=1. Требуемую долговечность подшипника рассчитываем по формуле L_h=К_Г·t_c·L_c· К_c=365·8·0,7·8·2·0,45=14717. Принимаем L_h=15000 ч. Подшипники установлены по схеме враспор.

      а) определяем осевые составляющие радиальных реакций:

 Н;

 Н.

      б) Определяем осевые нагрузки подшипников. Так как R_S1< R_S2 и            F_a> R_S2-R_S1, то

R_а1= R_S1=135,2 Н;

R_а2= R_S1+ F_a=135,2+4000=435,2 Н.

      в) Определяем отношения:

;    .

      г) По соотношениям и выбираем соответствующие формулы для определения R_E  (эквивалентная динамическая нагрузка):

 Н,

 Н.

      д) Определяем динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

 Н <C_r. 
 

Такое соотношение расчетной C_rр и базовой C_r динамических грузоподъемностей вполне приемлемо.

      е) Определяем долговечность подшипника:

 ч >L_h. 

      Следовательно делаем вывод о пригодности подшипника. 

3.4.2. Подшипники тихоходного вала.

     Проверим  пригодность предварительно выбранного подшипника 7310  вала колеса червячного редуктора, работающего с легкими  толчками. Расчет ведем аналогично предыдущему, в котором рассчитывались подшипники быстроходного вала червячного редуктора. Угловая скорость вала ω=12,1 с^-1. Осевая сила в зацеплении F_a=719,1 H.  Реакции в подшипниках R₁=R_В=8583,7 Н, R₂=R_А=3038,5 Н. Характеристика подшипников: C_r=96600H; Х=0,4; е=0,31; Y=1,94; V=1, K_б=1,2; K_Т=1. Подшипники установлены по схеме враспор.

      а) определяем осевые составляющие радиальных реакций:

 Н;

 Н.

      б) Определяем осевые нагрузки подшипников. Так как R_S1< R_S2 и            F_a> R_S2-R_S1, то

R_а1= R_S1=2208,6 Н;

R_а2= R_S1+ F_a=2208,6+719,1=2927,7 Н.

      в) Определяем отношения:

;    .

      г) По соотношениям и выбираем соответствующие формулы для определения R_E :

 Н,

 Н.

      д) Определяем динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

 Н <C_r.

      Условие пригодности подшипника по динамической грузоподъемности выполнено.

      е) Определяем долговечность подшипника:

 ч >L_h.

      Следовательно делаем вывод о пригодности подшипника. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

3.5. Смазывание червячного  зацепления и подшипников.

     Так как по техническому заданию имеется  редуктор червячный одноступенчатый  с боковым расположением червяка, то применяем смазывание зацепления разбрызгивателями.

     По  рекомендациям, при скорости скольжения червячных передач более   5 м/с принимаем масло И-Т-Д 100 по ГОСТ 17479,4-87.

     Определяем  уровень масла от нижнего края разбрызгивателя по зависимости:

   h_м=(0,1…0,5)·d₁=(0,1…0,5)·50=5..25 мм.

     При таком способе смазывании зацепления, брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, с валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипники.

     При боковом расположении червяка масло, выжимаемое из зацепления, обильным потоком выбрасывается в рядом расположенные подшипники. Во избежание попадания в подшипники продуктов износа червячных колес, а также излишнего полива маслом подшипниковые узлы на быстроходном валу закрываем с внутренней стороны корпуса маслозащитными шайбами, а для избежания вытекания масла и попадания воды и грязи на тихоходном валу применяем торцовые уплотнения.