Проект червячного редуктора (стр. 2 из 3)

Наибольший диаметр червячного колеса

(4.15)

Ширина венца червячного колеса

(4.16)

Принимаем b₂=32 мм

Окружная скорость

(4.17)

червяка -

колеса –

Скорость скольжения зубьев [1, формула 4.15]

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивания масла [1, формула 4.14]

Уточняем вращающий момент на валу червячного колеса

(4.18)

По [1, табл. 4.7] выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv = 1,1

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки [1, формула 4.26]

В этой формуле коэффициент деформации червяка при q =10 и Z₁ =2

[1, табл. 4.6]

При незначительных колебаниях нагрузки вспомогательный коэффициент Х=0,6

Коэффициент нагрузки

Таблица 1. Параметры червячной передачи

Параметр	Колесо	Червяк
m	4.5
z	34	2
ha, мм	4
hf, мм	4,8
с, мм	0,8
d, мм	153	40
dа, мм	162	48
df, мм	142.2	30,4
dаm, мм	168.25	-
b, мм	32	42
г	21є48’05»
V, м/с	0,75	0.75
Vs, м/с	0.8
Ft, Н	6370	138
Fa, Н	138	6370
Fr, Н	4989

2.2 Расчет на прочность

Расчет ведущего вала – червяка

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:

m_а=[Faxd/2]:

m_а=6370·40×10^-3/2=127,4Н×м.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1åm_Ау=0

R_By·(a+b)+F_r·a – m_а=0

R_By=(F_r·0,093 – m_а)/ 0,186=(4989·0,093–127,4)/ 0,186=649,8 Н

Принимаем R_By=650Н

2åm_Ву=0

R_Аy·(a+b) – F_r·b – m_а=0

R_Аy=(F_r·0,093+ m_а)/ 0,186=(4989·0,093+174,5)/ 0,186=2526,2 Н

Принимаем R_Аy=2526 Н

Проверка:

åF_Ку=0

R_Аy – F_r+ R_By=2526–3176+650=0

Назначаем характерные точки 1,2,2’, 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1у=0;

М_2у= R_Аy·а;

М_2у=2526·0,093=235 Нм;

М_2’у= М_2у – m_а(слева);

М_2’у=235–174,5=60,5 Нм;

М_3у=0;

М_4у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм.

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1åm_Ах=0;

F_ш·(a+b+с) – R_Вх·(a+b) – F_t·a=0;

1232·(0,093+0,093+0,067) – R_Вх·(0,093+0,093) – 138·0,093=0;

R_Вх=(311,7–12,8)/0,186;

R_Вх=1606,9Н

R_Вх»1607Н

2åm_Вх=0;

– R_Ах·(a+b)+F_t·b+F_ш·с= 0;

R_Ах=(12,834+82,477)/0,186;

R_Ах=512,4Н

R_Ах»512Н

Проверка

åm_Кх=0;

– R_Ах+ F_t – F_ш+ R_Вх=-512+138–1232+1607=0

Рис. 2. Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведущего вала

Назначаем характерные точки 1,2,2’, 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1х=0;

М_2х= – R_Ах·а;

М_2х=-512·0,093=-47,6Нм;

М_3х= – F_ш ·с;

М_3х=-1232·0,067=-82,5Нм

М_4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х.

Крутящий момент

Т_I-I=0;

Т_II-II=T₁=F_t·d₁/2;

Т_II-II=2,76Нм

Определяем суммарные изгибающие моменты:

Определяем эквивалентные моменты:

По рис. 2 видно, что наиболее опасным является сечение С-С ведущего вала.

2.3 Выбор подшипников

Так как межосевое расстояние составляет 100 мм для червяка выбираем роликовые подшипники 7309 ГОСТ333–79, а для червячного колеса – 7518 ГОСТ333–79 (рис. 3).

Рис. 3 Подшипник ГОСТ333–79.

Параметры подшипников приведены в табл. 2.

Таблица 2. Параметры подшипников

Параметр	7309	7518
Внутренний диаметр d, мм	45	90
Наружный диаметр D, мм	100	190
Ширина Т, мм	27	46.5
Ширина b, мм	22	36
Ширина с, мм	17	28
Грузоподъемность Сr, кН	65	106

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники

; (12.1)

;

Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила F_а (рис. 2).

;

;

Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)

;

;

Так как соотношение больше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по d_п3=45 мм.

Рис. 4 Схема нагружения вала-червяка

Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок

S=0,83×e×F_r [1, c. 216]

S₁=0,83×0,34×1733; S₁=489Н;

S₂=0,83×0,34×2577; S₂=727Н.

Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.

F_aI=S₁;

F_aII=S₂ +F_aI;

F_aI=489Н;

F_aII=489+723; F_aII=1216Н.

Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II

F_э2=(Х×V×F_r2+У×F_aII)×K_d×K_ф;

где K_d – коэффициент безопасности;

K_d =1,3…1,5

принимаем K_d =1,5;

K_ф – температурный коэффициент;

K_ф =1 (до 100єС)

F_э2=(0,4×1×2577+1,78×1216)×1,5×1; F_э2=3195Н=3,2 кН

Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах

[1, c. 211];

Подставляем в формулу (12.2):

; ч.

По заданию долговечность привода L_hmin=10000 ч.

В нашем случае L_h> L_hmin, принимаем окончательно для червяка подшипник 7309.

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники

;

Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила F_а.

;

;