Червячный редуктор с нижним расположением червяка и цепной передачей

Число зубьев малой звездочки  типовой передачи принимается , тогда

 

Частота вращения типовой  звездочки принимается , тогда

 

Выбор цепи.

Первоначально ориентируемся  на однорядную цепь. Тогда расчетная  мощность, передаваемая однорядной цепью  для проектируемой передачи

 

По [1,с.391] по 1П.30 принимаем цепь ПР-25,4-57600 с шагом цепи и допускаемой мощностью

Определяем делительные  диаметры звездочек:

 

 

Полученные размеры относительно невелики, поэтому можно оставить однорядную цепь для дальнейшего  расчета.

Скорость цепи:

 

Назначаем для цепи густую внутришарнирную смазку.

 

 

 

Определение межосевого расстояния.

Из ранее выбранного ряда возможных предварительных значений межосевого расстояния меньшее значение рекомендуется [1,с.100] принимать при передаточном отношении 1-2, а большее при 6-7, то принимаем

Длина цепи в шагах или  число звеньев цепи:

 

 

Округляем до целого четного  числа, для того, что бы не применять  специальных соединительных звеньев. Принимаем 

Для принятого значения длины  цепи уточняем межосевое расстояние:

 

 

 

 

 

Так как цепная передача работает лучше при небольшом  провисании холостой ветви цепи, расчетное  межосевое расстояние уменьшают  на

Окончательно, величина межосевого расстояния

Силы в цепной передаче.

Окружная силы:

 

По [1,с.391] по 1П.30 коэффициент провисания цепи при горизонтальном её расположении

По [1,с.390] по 1П.28 масса 1 м цепи с шагом мм составляет 2,6 кг, то есть q = 2,6 кг.

Натяжение цепи от силы тяжести  провисающей ведомой ветви

 

Натяжение цепи от центробежных сил

 

Разрушающая нагрузка цепи по [1,с.391] по 1П.31 . Тогда расчетный коэффициент запаса прочности цепи

 

Цепь подходит, так как 

Нагрузка на валы цепной передачи

 

где - при горизонтальной передаче и угле наклона до сорока градусов.

При монтаже цепной передачи предельное отклонение звездочек от одной плоскости, предельные углы их смещения, перекоса валов и их скрещивания:

 

 

 

 

 

3. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ

 

Вал электродвигателя.

Так как ранее был принят электродвигатель 4А112M4У3, то размеры выходного конца вала берем из [1,с.362] 1П.2.

Длина выходного конца  вала диаметр выходного конца вала

Быстроходный  вал редуктора.

Эскиз вала изображен на рисунке 3.1.

Рисунок 3.1 – Эскиз ведущего вала редуктора

Принимаем материал вала сталь 40Х. Из расчета на кручение получим  диаметр выходного конца вала:

 

где  T – крутящий момент вала, Нм;

= 20…35 МПа –  допускаемое напряжение для ведущего  и ведомого валов.

При соединении вала электродвигателя и входного вала редуктора при  помощи муфты, диаметр второго не должен отличаться более чем на Принимаем диаметр выходного конца ведущего вала

Диаметр под подшипник  должен отличаться на мм от диаметра выходного конца вала. Тогда . Исходя из того, что диаметры внутренних колец манжет стандартизированы, принимаем . Тогда, для ведущего вала принимаем подшипники роликовые конические однорядные 7208, с диаметром внутреннего кольца 40 мм.

В соответствии с рекомендациями, изложенными в [4,с.302] принимаем , где r=2 мм. Тогда, .

Приближенный  расчет вала.

Смещение реакций опор в подшипниках:

 

Приближенный  расчет вала.

Из компоновки редуктора  известны некоторые размеры:

 

 

 

 

Определяем радиальные реакции  опор:

А) в плоскости YOZ:

 

 

 

 

 

 

Проверка: Расчет выполнен верно.

 

Б) в плоскости XOZ:

 

 

 

 

 

Проверка: Расчет выполнен верно.

Далее строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскостях и эпюру крутящего  момента.

Горизонтальная плоскость  YOZ:

Сечение С:

Сечение A:

Сечение B:

Сечение :

Сечение :

 

Вертикальная плоскость  XOZ:

Сечение С:

Сечение A:

Сечение D:

Сечение B:

Передача вращающего момента  происходит вдоль оси вала со стороны  входного участка от сечения С  до сечения D, при этом Эпюры представлены на рисунке 3.2.

Рисунок 3.2 – Расчетная схема и эпюры изгибающих и крутящего момента

Наиболее нагруженное  сечение – сечение D.

Определяем суммарный  изгибающий момент в сечении D.

 

Эквивалентный момент:

 

Диаметр вала в рассчитываемом сечении:

 

Где - допускаемое напряжение при изгибе.

Ранее принятое значение диаметра в 38 мм больше, чем требуется по расчету. Прочность обеспечена.

Проверочный расчет вала.

Для опасного сечения определяем коэффициент запаса усталостной  прочности S и сравниваем его с допускаемым значением, принимаемым обычно 1,5…2,5.

 

Где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

 

Где   - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; по [4,с.306] принимаем

- масштабный  фактор для нормальных напряжений; по [4,с.305] принимаем равным 1,36.

 – коэффициент, учитывающий  шероховатость поверхности; принимаем равным 0,94.

 – амплитуда  цикла нормальных напряжений, МПа:

 

 – коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла  нагружения, принимаем равным 0,27.

 – среднее  напряжение цикла нормальных  напряжений, МПа.

 

 

- коэффициент  запаса прочности по касательным  напряжениям:

 

Где   - предел выносливости стали при симметричном цикле;

- масштабный  фактор для касательных напряжений;

 – коэффициент, учитывающий  шероховатость поверхности; принимаем равным 0,94.

 – амплитуда  цикла касательных напряжений, МПа:

 

 – коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла  нагружения, принимаем равным 0,1.

– среднее напряжение цикла нормальных напряжений, МПа.

 

 

 

 

Сопротивление усталости  вала в опасном сечении обеспечивается.

Расчет вала на жесткость.

Допускаемый прогиб для вала червяка:

 

Приведенный момент инерции  сечения червяка( с учетом витков резьбы):

 

Тогда максимальный прогиб вала червяка будет равен:

 

 

Изгибная жесткость обеспечена, так как стрела прогиба меньше допускаемого значения прогиба.

 

 

 

Промежуточный вал редуктора.

Эскиз вала представлен на рисунке 3.3.

Рисунок 3.3 – эскиз ведомого вала.

Для ведомого вала определяется диаметр выходного конца вала:

 

Принимаем .

Тогда диаметр под подшипники:

 

Исходя из стандартных  размеров внутреннего кольца подшипника, принимаем 

Диаметр буртика принимают  исходя из следующей формулы

 

Диаметр вала под ступицу  колеса

 

 

4. РАСЧЕТ  ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

 

Наиболее распространены призматические шпонки, размеры которых  выбирают в зависимости от диаметра вала. Материал шпонок – сталь 45. Шпоночное  соединение проверяют на смятие.

В ходе курсового проекта  появилась необходимость установки  на привод шести шпонок: соединение вала электродвигателя с полумуфтой, соединение ведущего вала с полумуфтой, соединение двух цилиндрических и одного конического колес с валами, соединение звездочки с валом.

Соединение вала электродвигателя и полумуфты.

Шпоночное соединение проверяют  на смятие:

     (4.1)

где   - допускаемые напряжения смятие, МПа; при стальной ступице 100…120 МПа, при чугунной – 50…70 МПа.

- рабочая длина  шпонки.

b – ширина шпонки, мм.

h – высота шпонки, мм.

t₁ – глубина шпоночного паза в валу, мм.

Значения b, h, t₁ принимаем в зависимости от диаметра вала.

В нашем случае диаметр  вала 32 мм, тогда  b = 10 мм, h = 8 мм, t₁ = 5 мм. Крутящий момент на валу T = 33,5 Нм. Тогда выразим из формулы 4.1 рабочую длину шпонки и получим:

 

Так как минимальная длина шпонки для данного диаметра l = 32 мм, то принимаем

 

Соединение входного вала редуктора и полумуфты.

В данном случае диаметр  вала 32 мм, тогда b = 10 мм, h = 8 мм, t₁ = 5 мм. Крутящий момент на валу T = 79.46 Нм. Тогда выразим из формулы 4.1 рабочую длину шпонки и получим:

 

Так как длина шпонки для данного диаметра l = 40 мм, то принимаем

Соединение выходного вала редуктора и ступицы колеса.

В данном случае диаметр  вала 55 мм, тогда b = 16 мм, h = 10 мм, t₁ = 6 мм. Крутящий момент на валу T = 205,14 Нм. Тогда выразим из формулы 4.1 рабочую длину шпонки и получим:

 

Так как длина шпонки для данного диаметра l = 50 мм, то принимаем

Соединение выходного вала редуктора и звездочки цепной передачи.

В данном случае диаметр  вала 35 мм, тогда b = 10 мм, h = 8 мм, t₁ = 5 мм. Крутящий момент на валу T = 608,7 Нм. Тогда выразим из формулы 4.1 рабочую длину шпонки и получим:

 

Принимаем . Тогда вся длина шпонки .

 

5. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ  УЗЛОВ

Быстроходный  вал.

Ранее принят подшипник роликовый  конический радиально-упорный. Основные параметры подшипника представлены в таблице 5.2.

Таблица 5.2  – основные параметры подшипника.

Обозна-чение	Размеры, мм							Грузоподъемность, кН		Расчетные параметры
7208	40	80	20	20	16	2,0	0,8	42,4	32,7	0,38	1,56	0,861

 

Схема установки ранее  была принята – “враспор”.

Рассчитаем полные реакции  опор:

       

       

Осевые составляющие  от действия радиальных реакций:

 

 

Расчетные осевые силы определяются для схемы “враспор” следующим образом:

Опора А:

 

 

Опора B:

 

 

Так как установлено на одном валу два одинаковых подшипника, а подшипник “2” более нагружен, то действительный коэффициент осевого нагружения рассчитывается для него:

 

Где - вращается внутреннее кольцо подшипника.

Так как  то принимаем коэффициент Y=1,6, X=0,4. Тогда

 

Где – температурный коэффициент и коэффициент безопасности.

Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника:

 

Грузоподъемность обеспечена.

 

6. КОНСТРУИРОВАНИЕ  ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС, ШКИВОВ

Колесо червячной передачи.

Эскиз колеса представлен  на рисунке 6.1.

Рисунок 6.1 – Эскиз зубчатого  колеса.

Исходя из расчета шпоночного соединения длину шпонки принимаем  по следующей формуле:

 

Исходя из этих условий  принимаем длину ступицы колеса мм.

Диаметр ступицы назначают  в зависимости от материала. Для  чугуна

 

Принимаем диаметр ступицы  мм.

 

 

Ширина S торцов зубчатого венца:

 

На торцах зубчатого венца, зубьях и углах обода выполняют  фаски:

 

Принимаем длину фаски  из стандартного ряда f=3 мм. Фаски выполняют под углом в 45 градусов.

Ширина бортика на центре колеса

 

Принимаем

Высота бортика на центре колеса

 

7. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ, СТАКАНОВ И КРЫШЕК