Конструирование редуктора

          Диаметр чугунной ступицы:

D₀ = d_am2 – (10…14)m = 270 – 12*4 = 222 мм.

          Длина нарезной части  червяка, зависящая от числа витков, при       z₁ = 1…2:

b₁ = m(11 + 0,06z₂);

b₁ = 59 мм.

          Ширина венца червячного колеса при z₁ = 1…2:

b₂ = 0,75d_a1;

b₂ = 54 мм.

      2.5.9 Угол подъема винтовой линии на начальном диаметре червяка:

γ_w = arctg = arctg = 6,71°.

      2.5.10 Уточненная скорость скольжения:

V_S = ;

V_S = = 2,55 м/с.

      2.5.11 Уточняем допустимое напряжение:

[σ]_H = 275 – 25*2,55 = 211 МПа.

      2.5.12 Уточнение КПД:

η_ред = η_зац*η_n*η_д;

      η_д – кпд уплотнения;  η_n – кпд подшипника;

η_зац = ;

      φ – выбираем из табл. 11.2 стр. 236; при  V_S = 2,55 м/с φ = 2°;

η_зац = = 0,77;

      значение угла трения в табл. 11.2 даны с учетом потерь в подшипниках качения. Поэтому  η_n = 1.

η_д = 1 – (ψ_У + ψ_Н + ψ_В);

      ψ_У – потери на уплотнение; ψ_Н – потери на разбрызгивание масла;  ψ_В – потери на привод вентилятора;

      ψ_Н – зависит от межосевого расстояния и пропорционально частоте вращения:

      при a_W = 160 мм;  n₁ = 482 об/мин;

ψ_Н = 0,03 = 0,014;

      т. к. вентилятор отсутствует то ψ_В = 0;

        потери в уплотнении зависят  от межосевого расстояния и  практически не зависят от  частоты вращения. При a_W = 160 мм    ψ_У  = 0,056;

      η_д = 1 – (0,056 + 0,014) = 0,93; η_ред = 0,77*1*0,93 = 0,72.

      2.5.13 Моменты на валах и силы, действующие в зацеплении:

Т₁ = ;  F_t1 = ;    F_t2 = .

      Осевые  силы:

F_a1 = F_t2;    F_a2 = F_t1;

α_W = 20°;

F_r1 = F_r2 = F_t2tgα_W;

Т₁ = = 74,7 Н*м;

F_t1 = = 935 Н;   F_t2 = = 5727 Н;

F_a1 = 5727 Н;   F_a2 = 935 Н; 

F_r1 = F_r2 = 5727 * tg20 = 2084 Н.

2.6.1 Проверка контактной прочности:

σ_Н = ≤ [σ]_Н;

σ_Н = = 212 МПа;

∆σ_Н = = -0,5%.

      2.6.2 Прогиб тела червяка в среднем сечении:

Y = ≤ (0,005…0,008);

      L – расстояние м/у опорами червяка, который до получения точного размера по чертежу можно принять:

L = 0,9 d_am2;

      Е – модуль упругости:

Е = 2*10⁵ МПа;

      J – осевой момент инерции в сечении тела червяка по диаметру впадин:

J = 0,05d_f1⁴;

L = 0,9*270 = 243 мм;

J = 0,05*54,4⁴ = 4,38*10⁵ мм⁴;

Y = = 6,4*10^-5 мм;

(0,005…0,008)m = 0,02…0,032  т.е. есть запас по жесткости.

      2.6.3 Проверка изгибной прочности зуба колеса.

      Допускаемые циклические напряжения изгиба:

[σ]_F = (0,25* σ_T + 0,08σ_В) ;

N_FE = N = 60*12*21024 = 1,4*10⁷;

[σ]_F = (0,25*200 + 0,08*400) = 61,16 МПа.

      Определяем  рабочее напряжение на зуб колеса:

σ_F = ≤ [σ]_F;

      Y_F – коэф. формы зуба. Выбирается по (табл. 11,3 стр. 239) по эквивалентному числу зубьев:

Z_V2 = = = 64,3; Y_F = 1,5.

      Изгибное  напряжение:

σ_F = = 28,95 МПа.

      2.6.4 Проверка теплостойкости редуктора. Температура масла в картере редуктора:

t₀ – температура окружающей среды;

t_М = ≤ [t].

      Уточним значение мощности на валу червяка:

Р₁ = = = 3,8 кВт;

t₀ = 20° С;

      К_Т – коэф. теплоотдачи;

К_Т = 12…18 ;

К_Т = 16 ;

      А – поверхность теплоотдачи корпуса  редуктора. При ориентировочных  подсчетах:

А = 20*0,14^1,7 = 0,7 м²;

      Ψ – коэф. отвода тепла через раму или плиту:

Ψ = 0,2;

      [t] – допускаемая температура нагрева масла без потери его первоначального смазывающего свойства:

t_М = = 37° С. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     Таблица А

     Таблица B

     Таблица C

 

3  Расчет  прямозубой передачи

         3.1.1 Передаточное число:  U = = = 2.

         3.1.2 Крутящий момент на валу  шестерни:  Т₁ = 9550 = 38,8 Н*м.

         3.1.3 Фактический фронт времени: 

t = 365*T*24*Kr*Kc = 365*10*24*0,4*0,6 = 21024 час.

     3.2.1 Выбор материала:

             для шестерни -  40ХН;

             для колеса -  40Х.

      Для прямозубой передачи примем, как для  колеса, так и для шестерни термообработку – улучшение с разностью твердости 10НВ для обеспечения прирабатываемости. Тогда:

      шестерня  – НВ 270;

      колесо  – НВ 260.

      3.2.2 Допускаемое усталостное контактное  напряжение:

      [σ]_Н =

      где Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности для фрезерованных зубьев Z_R = 0,95;

             Z_V - коэффициент, учитывающий окружную скорость. При заданных значениях частот вращения валов можно предположить, что окружная скорость V ≤ 5 м/с, тогда Z_V = 1;

             S_H – коэффициент запаса прочности. Для улучшенных колес

      S_H = 1,2;

             Z_N – коэффициент долговечности:

      Z_N =

      где  N_HG – базовое число циклов;     

        N_HE – эквивалентное число циклов.

      N_HG =

      шестерня -  N_HG1 = 1,97 * 10⁷   (270³);

      колесо - N_HG2 = 1,76 * 10⁷  (260³)

   N_HE = N_Σ * ;

     N_Σ = 60_*n_*t_* = 60*965*21024*0,25 = 2,25*10⁸;           

      N_HE1 = 2,25*10⁸*0,25 = 0,56*10⁸;

      N_HE2 =

= =0,28*10⁸.

      Z_N1 =

= 0,84  принимаем =1;