По таблице П2 [11]
диаметр выходного конца вала ротора dдв=32 мм.
Передаточное число (равное передаточному отношению )
(равное передаточному отношению)
2.2. Расчет редуктора
Число витков червяка Z, принимаем в зависимости от передаточного числа: при u=18?05 принимаем z1=2 (ст.с.55 [11])
Число зубьев червячного колеса
Z2=Z, U=2х18,05=36,1
Принимаем стандартное значение Z2/Z1=40/2
Выбираем материал червяка и венца червяного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закальной до твердости не менее MRC 45 и последующим шлифованием.
Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то в целях экономии принимаем для веща червяного колеса брощу Бр А9ЖЗЛ (отливка в песчанную форму).
Предварительно примем скорость скольжения в зацеплении us»5м/сТогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение [Th]=155Мпа(табл.49[11]). Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы [sок]=КFL[sок]’. В этой формуле КFL=0,543 при длительной работе, когда число циклов напряжения зуба Nå > 25×107; [sок]’=98Мпа-по табл. 4,8 [11];
[sок] =0,543×98=53,3Мпа
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=10.
Вращающий момент на валу червячного колеса
Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К=1,2
Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости (формула (4.19) [11]
Модуль
m=2aw/z2+q=2[190/40+10=7,6
Принимаем по ГОСТ 2144-76 (табл. 4.2.[11]) стандартные значимые m=8 мм и q=10.
Межосевое расстояние при стандартных значимых при стандартных значимых m и q
aw=m(q+z2)/2=8(10+40)/2=200 мм
Основные размеры червяка:
делительный диаметр червяка:
d1=qm=10x8=80мм
диаметр вершин витков червяка:
df1=d1-2,4m=80-2,4x8=60,8
длина нарезанной части шлифованного червяка (формула (4.7.[11]
b1³(11+0,06z2)m+25=(11+0,06x40)8+25 132,2 мм
принимаем в1=132 мм
делительный угол подъема витка g (по таблице 4.3. [11]): при z1=2 и q=10g=11019’.
Основные размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр червячного колеса
d2=z2m=40x8=320мм
диаметр впадин зубьев червячного колеса
df2=d2-2,4 m=320-2,4x8=300,8 мм
наибольший диаметр червячного колеса
daM2<da2+6m/z1+2=336+6x8/22+2=348 мм
ширина венца червячного колеса (формула (4.12.)[11]
b2<0,75da1=0,75x96=72мм
окружная скорость червяка
V1=pGn1/60=3,14x80x10-3x1444/60=6,06 м/с
Скорость скольжения
V3=V1/cosg=6,06/cos 11019’=6,15 м/с
при этой скорости [Гн]»149Мпа (табл. 4.9. [11])
Отклонение 155-149/149х100%=4%
к тому же межосевое расстояние по расчету было получено aw=190 мм, а после выравнивание m и q по стандарту было увеличено до aw=200 мм, т.е. на 5%, и пересчет aw (по формуле 4.19. [11]) делать не надо, необходимо лишь проверить Гн. Для этого уточнения КПД редуктора (формула (4.14)[11]):
При скорости Vs=6,15 приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка (табл. 44[11]) f’=0,020х1,5=0,03 и приведенный угол трения р’=1043’.
КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызчивание и перемешивания масла
По таблице 4.7[11] выбираем 7-ю степень точности передачи. В этом случае коэффициент динамичности Кv=1,1
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки (формула (4.26)
[11]) :
где коэффициент деформации червяка при q=10 и z=2 по таблице 4.6. [11]q=86
Примем вспомогательный коэффициент х=0,6 ( незначительные колебания нагрузки, с.65 [11])
Коэффициент нагрузки
Проверяем контактное напряжение (формула (4.23)[11]):
Результат расчета следует признать удовлетворительный , так как расчетное напряжение ниже допускаемого на 8% (разрешается на 15%).
Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб.
Эквивалентное число зубьев
Коэффициенты формы зуба по таблице 4.5. [11] YF=2,24
Напряжение изгиба (формула 4.24.) [11]
что значительно меньшевычисленного выше [sOF]=53,3 Мпа
2.3. Предварительный расчет валов редуктора и конструирование червяка и червячного колеса
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
водяного (вал червячного колеса)
Тк2=Т2=597×103Нмм;
ведущего (червяк)
Витки червяка выполнены за одно целое с валом (рис.22.)
Рис.2.2. Червяк
Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кругление при [tK]=25МПа
Но для соединения его с валом электродвигателя примем dB1=dдв=32мм; диаметр подшипниковых шеек dП1=45мм. Параметры нерезанной части :df1=60,8мм ; d1=80мм; и da1=96 мм. Для выхода режущего инструмента при нарезании витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке, протачивать до диаметра меньше df1
Длина нарезанной части b1=132мм.
Расстояние между опорами червяка примем
Расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры f1=90мм.
Ведомый вал (рис.2.3.)
Диаметр выходного конца
Принимаем dB2=48мм
Диаметры подшипниковых шеек dn2=55мм, диаметр вала в месте посадки червячного колеса dk2=60мм
Диаметр ступицы червячного колеса dcm2=(1,6:1,8)dk2=(1,6:1,8)60=96:108
Принимаем dcm2=100мм
Длина ступицы червячного колеса
рис.2.3. Расчетная схема вала червячного колеса
2.4. Конструктивные размеры корпуса редуктора (см.рис.10.17,10.18 и табл.10.2 и 10.3 [11])
Толщина стенок корпуса и крышки: d=0,04а+2=0,04×200+2=10,00мм, принимаем s=10мм;d
d1=0,032к+2=0,032×200+2=8,64мм, принимаем d1=10мм
Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки
в=в1=1,5d=1,5×10=15мм
Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек
р1=1,5d=1,5×10=15мм;
р2=(2,25:2,75) d=(2,25:2,75)10=22,5:27,5
принимаем р2=25мм.
Диаметры болтов:
фундаментальныхd1=(0,003:0,036)a +12=(0,03:0,036)200+12=18:19,2мм
принимаем болты с резьбой М20: диаметры болтов d2=16мм и d3=12мм
2.5. Проверка долговечности подшипников
Силы в зацеплении (рис.2.4.):
окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяк,
рис.2.4. Силы в червячном зацеплении и опорные реакции
Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе,
FT1=Fa2=2T1/d1=(2×36,5×103)/80=912Н;
При отсутствии специальных требований червяк должен иметь правое направление витков.
Радиальная сила на колесе и червяка
F22=F21=Ft2tga =3737×tg200=1360Н
Направление сил представлены на рис . ; опоры , воспринимающие внешние осевые силы, обозначим цифрами «2» и «4».
Расстояние между опорами
диаметр d1=80мм.Реакции опор (правую опору , воспринимающую внешнюю осевую силу Fa1, обозначим цифрой «2»): в плоскости xz
Rx1=Rx2=Ft1/2=912/2=456Н.
В плоскости yz:
Суммарные реакции
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников по формуле (9,9)[11]
где для подшипников шариковых радиально-упорных с углом a=260
коэффициент осевого нагружения е=0,68 (табл.9.18[11].
Осевые нагрузки подшипников (табл.9.21). В нашем случае S1<S2;
Pa2=S1+Fa1=350+3737=4087 Н
Рассмотрим левый («первый») подшипник.
Отношение Pa1 /Pa2=350/315=0,68=е
Эквивалентная нагрузка
P21= P21VKбТт=515×1,3=670Н
где по табл.9.19 [11] для приводов винтовых конвейеров Кб=1,3. Коэффициенты V=1 и КТ=1
Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.
Рассмотрим правый («второй») подшипник.
Отношение