Редуктор конический одноступенчатый прямозубый

Краснодарский станкостроительный техникум

Копировал

Спецификация к рис. 310 (второй,или последующи^лист) Таблица 10

Фор­мах	Зова	1	Обозначение	Наименование»	Кол.	Матерная	При­меча­ние
			ОЗЖШ80.0.17	Крышка подшипника	1	ЧУгун СЧ15-32
		19	О3.105.12.280.0.18	Крышка подшипника	г	Чугун СЧ15-32
		20	О3.105Д2.280.0Л9	Прокладка в наборе	г	Картон технический4
		21	О3.105.12.280.0.20	Прокладка в наборе	1	Картон технический
		22	O3J05.12.280.0.21	Прокладка в наборе	1	Картон технический
		23	O3.105.12.280.0J22	Прокладка	1	Кожа техническая
		24	O3.105.12.28t>.0.23	Прокладка	1	Картон технический
		25	О3.105.12.280.0.24	Стакан	2	Чугун СЧ 15-32
		26	О3.105.12.280.0.25	Стакан	1	Чугун СЧ 15-32
				Стандартные' изделия
		гъ		БолтМ8Х30.46	б	Сталь Ст4
				ГОСТ 7798-70
		28		БолтМ10Х45.46	16	Сталь Ст4	1
				ГОСТ 7798-70
		29		БолтМ12Х50.4б	б	Сталь Ст4
				ГОСТ 7798-70
		30		Гайка М12,5	б	Сталь Ст4
				ГОСТ 5915-70
		31		Гайка Ш45	4	Сталь Ст4
				ГОСТ 5915-70
		32		Гайка круглая МЗЗХ1,5-6Н.5	1	Сталь 45
				ГОСТ 11871-73
		33		Пробка М18Х 1,5	1	Сталь СтЗ
				СТП С25-4
		34		Роликоподшипник конический 7208	2		Всборе
				ГОСТ 333п79
		35		Роликоподшипник конический 7307	•2		всборе

ОЗД05.12.280Д00

N до*ум.

Спащфшщия к рис ЭЮ (третяцили доедедуювдий, лист) Таблица HI

Фор-1 мат 1

.1• со

1

Обозначение)

Наименована©

Кол.

Материал

При­меча­ние

ГОСТ 333-79

36

Шайба 33 0105 ГОСТ 11872-73

1

Сталь 08

37

Шайба пружинная 10 65Г 05

16

Сталь 65 Г

ГОСТ 6402-70

38

Шайба пружинная 12 65Г05

б

Сталь 65 Г

ГОСТ 6402-70

39

Шайба пружинная 14 65Г05

4

Сталь 65 Г

ГОСТ 6402-70

40

Шпилька М14Х55 А

4

Сталь СтЗ

ГОСТ 11765-76

41

Шпонка 8X7X40

1

Сталь 45

СТСЭВ189-75

42

Шпонка 12X863

1

Сталь 45

СТСЭВ 189-75

43

Шпонка 14X9X70

1

Сталь 45

СТСЭВ 189-75

44

Штифт конический

2

Сталь 45

8Х45СТСЭВ240-75

ОЗЖ12.230.0.00

Лист д

Изи.

Ласт

N дожуи.

Подл.

Дат»

Копировал

ников—в корпус по переходной посадке, значение которой соответствует полю допуска Н7. Для ступицы детали, насаживаемой на выходной конец вала (шкив, звездочка, полумуфта и др.), и для ступицы зубчатого колеса принимаем по­садки с натягом, значение которого соответствует полю допуска \k6 и //7//?6.

XL Смазка зубчатых колес и подшипников (см. занятия 18, 22). Для тихо­ходных и среднескоростных редукторов смазка зубчатого зацепления осуществ­ляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну картера, объем кото­рой V* * 0,6Р₂ = 0,6.7,07 = 4,24 л.

По табл. 4 при v_m = 4,78 м/с принимаем масло марки И-70А, которое зали­вается в картер редуктора так, чтобы зубчатое колесо погружалось в него более чем на длину зуба.

Для редуктора на рис. 304 применяем солидол УС-1 для смазки радиально-упорных шарикоподшипников; смазка радиального шарикоподшипника и ра-диально-упорных конических роликоподшипников осуществляется жидким мас­лом, разбрызгиваемым колесом. При работе редуктора на рис. 305 предусматри­ваем смазку всех подшипников солидолом УС-1, который периодически заклады­вают в свободное пространство подшипниковых узлов.

XII. Вычерчивание общего вида редуктора» 1. На листе чертежной бумаги вычерчиваем рамку для формата А1:841х594 мм.

2.В нижнем правом углу (по основанию 841 или 594 мм) вычерчиваем основ­ную надпись (см. рис. 297, а).

3. По ориентировочно полученным габаритным размерам редуктора в масш- табе 1:1 вычерчиваем общий вид редуктора (рис. 309 или 310). Если обе проек- ции редуктора не размещаются на одном листе указанного формата, следует каждую из них выполнить на отдельном листе формата А1.

4. Спецификация к рис. 310 составлена по стандартному образцу (см. рис. 297, б) и приведена в табл. 9, 10 и И.

Проектирование одноступенчатого червячного редуктора

Исходные данные для коходном валу Р₂ = 2,29 кВт.

Технические задания. Рассчитать и спроектировать одноступенчатый чер­вячный редуктор общего назначения с нижним расположением червяка.

3. Нагрузка пере­при ре-

проектирования: 1. Мощность на ти-2. Частота вращения тихоходного вала

л₂ = 71

менная с легкими толчками кратковременно-прерывистом Жиме работы.

Редуктор проектируется для мелкосерийного изготовления с ре­версивной передачей.

Расчет. I. Выбор электро­двигателя и кинематический рас­чет. 1. Вычерчиваем кинематиче­скую схему червячного редуктора, соединенного с электродвигателем (рис.311). На этой схеме: 1 — чер­вячный редуктор, 2—электродви­гатель, 3—упругая муфта.

2. Назначаем передаточное чи­сло и находим частоту вращения быстроходного вала. Учитывая ис­ходные данные, стандартный ряд передаточных чисел и рекомен-с. 302), принимаем u — i — 2b. По фор-

дации по выбору электродвигателя (см. муле (16), я₁ = т₂=20.71 = 1420 мин-¹.

3. Выбираем число витков червяка и определяем КПД. Табл. П37 при «=14...24 рекомендует число витков червяка Zi = (3)...2, принимаем г_г — 2 при и = 20. Общин КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соеди­ненных подвижных звеньев: червячной передачи и двух пар подшипников (см, рис. 311). Для червячной передачи при *! = 2 щ « 0,75.. .0,82 (см. занятие 16), а для пары подшипников качения т]_а=0,99. Принимая гц = 0,8, ориентировочно получаем

ij = Ti₁Tia = 0_l8.0_l99² = 0_l79.

4. Мощность на быстроходном валу редуктора

^1 = ^2/Л = ².²⁹/°»^79:=²'^{9 кВт}-

5. По табл. П61 при ^ = 2,9 кВт, Лх = 1420 мин^-1 выберем асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором типа 4А10054УЗ в закрытом обду- ваемом исполнении. Номинальная мощность электродвигателя Р_э = 3 кВт > Pj, расчетная частота вращения и угловая скорость вала ротора быстроходного вала:

п₁ = п_э= 1430 мин~¹; со₁ = ©_э = я/г/30 = я* 1430/30= 149 рад/с.

II. Выбор материала червяка, венца червячного колеса и определение допус- каемых напряжений. 1. Для червяка назначаем нормализованную сталь 45 с по- верхностной закалкой токами высокой частоты (ТВЧ) до твердости ^HRC45 и последующей шлифовкой витков червяка. По табл. ПЗ предел прочности для стали 45 (нормализация) при d< 100 мм а_в=589 МПа.

Предел выносливости [см. формулу (199)] и коэффициенты в формуле (197):

a_i » 0,43a;-=0,43-589 МПа; [п] « 1,3...3; /Са« 1,2...2,5; *_ри = 1.

Принимая [п] = 2,5, /Са=2,4; £_ри=1, находим допускаемое напряжение из­гиба для вала-червяка при симметричном цикле напряжений:

г 1' ^a-i г. 0,43-589 , _{Лп Л АЛГГ}

^К1-¹⁼[те*^ри=Х5^4^{1=42,2 МПа}-

2. По табл. П38, принимая для венца червячного колеса безоловянную бронзу марки АЖ9-4, отливка в землю, получаем:

(7в = 400 МПа; (о£_р)_1 = 0,16ав =0,16-400 = 64 МПа.

Скорость скольжения червяка (см. занятие 16)

v_s « (0,02.. .0,05) (Dx » (0,02.. .0,05) 149 « (3.. .7,5) м/с

Ориентировочно принимая v_s = 5 м/с, находим допускаемое контактное на­пряжение для зубьев червячного колеса (табл. П38):

а_я/> = 295 —25я, = 295—25-5=170 МПа.

III. Определение основных параметров передачи и сил, действующих в зацеп- лении. 1. По формуле (154) определяем число зубьев червячного колеса и значе- ние коэффициента диаметра червяка (см. занятие 16): z₂ = hz₁ = 2«2#=40; q — 8.. .12,5, принимаем q~ 10.

2. По формуле (154) уточняем значение частоты вращения и определяем вра- щающий момент на тихоходном валу редуктора:

«₂ = т/и = 1430/20 = 71,5 мин-*,

что незначительно превышает заданное значение:

Т₂ = 9,55Р₂/я₂ = 9,55.2,29.10³/71,5 = 306 Н. м.

3. По формуле (160) вычисляем межосевое расстояние:

^/ , Л/'7Ш^:Т¥ут* ,._Л , _|ЛЧЧ з Г г 184.10» У306 a_w^(q + z₂)y (-^g—J ₇-(40+Ю)³ ]/ (₄₀.i70-10«J То= 50^24,7.10-»= 146-Ю-з _м.

Принимаем a_w = \50 мм.

4. По формуле (153) находим расчетный модуль:

_m = 2tf_w/(<7 + z₂) = 2.150/(10 + 40) = 6 мм, что соответствует стандартному значению (см. табл. ПЗЗ).

б. Вычисляем делительные диаметры [см. формулы (146), (150)], диаметры вершин витков и зубьев, а также диаметры впадин червяка и червячного колеса [см. формулы (148)...(152)J:

d₁—mq = 6'l0=60 мм; d₂ = mz₂ = 6*40 = 240 мм;

d_at = d₁+2m = 60+2.6 = 72 мм; d_fl2 = da + 2m = 240+2-6 = 252 мм;

= d_t—2,4т = 60—2,4• 6 = 45,6 мм; d_f2=d₂—2,4т =240—2,4-6=225,6 мм,

6. По формуле (153) уточняем межосевое расстояние:

a_w = (di + d₂)/2 = (60+240)/2=150 ^в

^мм-

7. По формулам (168), (171) определяем ширину венца и наибольший диаметр червячного колеса:

6₂^0,75rf_fli = 0,75'72 = 54 мм, принимаем Ь₂=52 мм; i_aM2^cf_fl2+1,5т = 252+1,5-6 = 261 мм, принимаем rf_aM2 = 260 мм.

8. Уточняем скорость скольжения червяка [см. формулу (159)], допускаемое контактное напряжение, КПД редуктора и мощность на его быстроходном валу (червяке); назначаем степень точности передачи:

тщ

]Ло²+2² = 4,56 м/с; 56 = 181 МПа.

6-149

^s 2-10^{3 7 4 1} ~^А 2- 10³ о нр = 295—2bv_s = 295—25 По табл, П34 с учетом примечания 2 получаем

р'= 1,4р;_абл = 1,4.1°25'= Г59\

По табл. П36 при z = 2, (7 = 10 угол подъема витка червяка 7=1Г19\ По формуле (158) вычисляем КПД редуктора:

tg 11°19'

tg(ll°19'+l°59')~

Мощность и вращающий мо­мент на червяке:

р₁₌₌р₂/_{ц =} 2,29/0,806 =

= 2,84 кВт < Р_э = 3 кВт;

7*₁ = 9,55Pi//i₁ =

=9,55-2,84-10³/1430 = 19 Н-м.

По табл. 2 принимаем 8-ю сте­пень точности.

9. Определяем силы, действу­ющие в зацеплении: окружная сила на колесе и осевая сила на червяке [см. формулу (155)]

F_i2 = Fax = 2T₂/d₂ = 2 • 306/(240 X X 10~ ³) = 2,55-10³Н = 2,55 кН;

окружная сила на червяке и осе- вая сила на колесе [см. формулу Рис. 312 _(15б)]

F_tl = F_a2 = F_i2 tg (_Y + p') = F_/2 tg (11°19'+ 1°59') = 2,55 -10³ - 0,236 = 602 H;

радиальная (распорная) сила [см. формулу (157)]

F_r = F_i2 tg a = F_t2 tg 20° = 2,55• 10³ - 0,364 = 930 H.

IV. Проверка прочности и жесткости червяка. Чтобы повысить жесткость и снизить производственные затраты, червяк изготовляем вместе с валом, причем расстояние между центрами подшипников вала-червяка (см. рис. 313) ориентиро-

^{: 0}'⁹⁵oS⁼⁼⁰'⁸⁰⁶-

вочно принимаем равным наибольшему диаметру червячного колеса d_ail2==260 мм. В случае установки радиально-упорных подшипников точки приложения реакций" F_A и F_b на оси вала (см. рис. 177, а и 312, 313) смещаются от середины под­шипников к его внутренним торцам. Принимая точки приложения реакций при­мерно на уровне внутренних торцов подшипников (см, рис, $13), ориентировочно получаем

2я1«<*амй—20...40 мм=260— 20.• .40 мм. Принимаем 2^1 = 230 мм и а_х = 115 мм.

1. Вычерчиваем схему нагружения червяка (рис. 312) и определяем реакции опор в вертикальной плоскости уОг от сил F_ai и F_r:

2М_А = -Frax—Fai. 0,5^+^.2^=0;

Y_B-&+te*i™+215^60=465 + 333 = 798Н, 2 ¹ 4а_г 2 ¹ 14* 115

Ш_в= — К_л-2я1+/;>!—-F_aX« 0,5^ = 0;

Y_A = F,/2—F_elrf,/(4 flfj = 465—333 = 132 H.

2. Находим реакции опор в плоскости *Oz от силы F^:

^=^ = ^1/2 = 602/2 = 301 Н.

3. Для построения эпюр определяем размер изгибающих моментов в харак- терных сечениях Л, С и .в:

в плоскости уОг

M_A = M_B = 0, Mg^eB = K_Ba₁ = 798.0,115=15,2H.m, Л^рав₌₌К_ва₁ = 798.0,115=91,8 H.m = /W_F/>, ^

в плоскости хОг

М_л = М_в = 0, M_c = X_i4ai = 30bO,115 = 34,6H.m = M_/7_tr

4. Крутящий момент Г1=19Н.м.

Эпюры изгибающих и крутящих моментов построены на рис. 312,

5. Вычисляем суммарный изгибающий момент и определяем напряжение из- гиба в опасном сечении С:

M_cyM = Af_H = -j/M²_Fri f_ai + M²_Fu= 1/*91,8²+34,6²= ]/"(84,7+12) 10² = 98,2Н.м; 0_и==/Ии/^ = 32Л1_и/(п4)⁼=32.98,2/[я (45,6* 10~³)³J = 10,5-10⁶ Па.

6. Определяем напряжение сжатия от силы F_ai в сечении С:

a_c = F_el/S_c = 4F_el/(n^i) = 4.2550/[n (45,6- Ю""³)²] = 1,56- 10^е Па,

7. Находим напряжение кручения в сечении С:

т_к = Г/Г_р= 16^/(^4)= 16.19/[я (45,6. Ю-³)³] = 1,02.10^е Па.

8. По 111 теории прочности [см. формулу (200)] вычисляем эквивалентное напряжение и сравниваем его с допускаемым:

= /"146+4,16 = 12,3 МПа <[а_и]1_ь

9. По формуле (201) проверяем червяк на жесткость. Сила, изгибающая чер- вяк (см. рис. 312),

F=V Fa+Fj=y 602² + 930² = У (36,4+86,7) 10*= 11 ЮН. Расстояние между точками приложения реакций

/ = 2^ = 230 мм,

Допускаемый прогиб червяка (см. занятие 20)

[/] = (0,005... 0,01) т= (0,005.. .0,01) 6 = 0,03.. .0,06 мм. Наименьший осевой момент инерции поперечного сечения С червяка J_x = ndj_t/64 = л (45,6-10-³)⁴/64 = 21,3-Ю-⁸ м⁴.

Прогиб червяка [см. формулу (201)] при а=& = 0,5/; £ = 2,Ы0¹¹ Па (см. табл. П2)

, рр 1110(230-3)3 _в

^A~3£7Г/"'48£^"~48.2,^10¹^21,3.10-8""^{D, 1} *

что значительно меньше [/].

V. Проверка зубьев червячного колеса на контактную и изгибную выносли­вость. 1. Определяем коэффициенты, входящие в формулу (161): /Св=! при по­стоянной нагрузке (см. занятие 16); /^=1,35 (см. табл. П35). Коэффициент на­грузки ^=^e/Ct,= l»l,35=l,35.Z^ = 225.10³ Па*/2 для стали—бронзы (см. табл. П22); Кб = 6/(85° cos y) = 98°/(85° cos 11 °19') = 98°/(85°-0,9805) = 1,17 [см. формулу (164)], где 6 = 2arcsinЬ₂1(й_г+ l,5m) = 2arcsin 52/(60+1,5-6) = 98°,

По формуле (161) вычисляем расчетные (рабочие) напряжения:

1,35-2,55.10³ 60-240-10-<М,17 = 225-10^;

³]/0,204-10 ^в= 102-10⁶Парада.

2. Определяем коэффициенты, входящие в формулу (162): Кр=Кн= 1,35. По формуле (165) вычисляем эквивалентное число зубьев:

z_v = z₂/cos³ у = z₂/cos 11 ° 19' = 40/0,942 = 42,5.

По табл. П27 при z_t, = 42,5, интерполируя, определяем коэффициент формы зуба Yf= 1,525. Следовательно,

Y_FK_FFi2 1,525-1,35.2,55.10³ _10|Лвгт ^ ₇ * _{ч ал МТ1} °Г = W⁼ 10-1,17(6.10-3)2 -¹²'^{106 Па} < <°">-i = 64 МПа.

VI. Ориентировочный расчет тихоходного вала и конструктивные размеры червячной пары (рис. 313).

Тихоходный вал. Ориентировочный расчет выходного конца тихоходного вала редуктора выполним на кручение по пониженным допускаемым напряже­ниям; принимаем [т_к] = 25МПа для вала из стали 40. Из уравнения прочности (193)

т_к = 77Г_Р= 167У(яс(3) < [т_к]

получаем

У16Г₂/(я [т_к]) = у 16 • 306/(я -25 -10⁶) = 3/62,4 -10- ⁶ = 3,96 • 10-² м.

Согласуя с рядом /?_а40 (см. занятие 20), принимаем: диаметр выходного конца вала d_B2 = 40 мм; диаметр вала под уплотнение rf₂ = 44 мм; диаметр вала под подшипник 6^ = 45 мм; диаметр вала под ступицу червячного колеса d\^ll=50 мм; диаметр опорного бурта для торца ступицы червячного колеса и наружный диаметр распорного кольца (см. табл. ПбЗ) d₂^v = 55 мм; диаметр сту­пицы червячного колеса D_CT « l,6d₂^u = 1,6*50 = 80 мм; толщину венца и обода центра червячного колеса б₀ » 2т = 2-6= 12 мм; диаметр винта для крепления венца к ободу центра червячного колеса сПж(1,2. ..1,5) т=(1,2... 1,5) 6=7,2.. .9 мм, принимаем d' =8 мм; длину ступицы червячного колеса /_сх « 2d₂ⁿ =2-50 = 100 мм; длину выходного конца тихоходного вала /₂«(1,5.. .2) d_B2=(l,5.. .2) 40=60.. .80 мм, принимаем /₂=75 мм; толщину диска е ж 0,56₂ = 0,5-52 = 26 мм.

Быстроходный вал. Черняк изготовлен вместе с валом, как обычно и принято в червячных передачах. Диаметры посадочных участков вала-червяка определяем конструктивно, ориентируясь на расчетные диаметры червяка.

При относительно большом размере осевой силы F_аХ следует ожидать боль­ших значений требуемой динамической грузоподъемности подшипников, а потому

диаметр посадочного участка вала-червяка под подшипник принимаем относительно высоким d{¹ ^dfi — 4bfi мм.

В соответствии с рядом R_aiO принимаем диаметр вала под подшипнин d^li=z4Q мм; диаметр вала под уплотнение ей = 36 мм; диаметр выходного конца вала df_Bl=30 мм.

Так как разница между диаметрами соединяемых валов d_B£ = 30 мм и ^ = 28мм (табл. П62) для вала двигателя 4А10054УЗ не превышает 20...25%, то можно ориентироваться на применение стандартной муфты.

Диаметр бурта для упора крыльчатки, разбрызгивающей масло, принимаем равным с#^п=45 мм. Ширину крыльчатки можно принимать из соотношения /i¹ « 10...18 мм, принимаем /i¹ = 14 мм. Размер /1^П«4...6 мм, принимаем /1^П=5 мм.

Длину нарезанной части червяка при /я = 6 мм и г_х = 2 определяем по фор­муле (166): при а =25 мм

^i^(ll + 0,6z₂) т + а = (11 + 0,06 • 40) 6 + 25 = 105,5 мм,

принимаем ^ = 110 мм.

Длину выходного конца вала (вала-червяка) выбираем из соотношения /j ж (1,5...2)d_Bi = (1,5...2)30 = 45...60 мм, принимаем /_х = 50мм. В дальнейшем размер li уточняем по длине ступицы муфты, выбранной для соединения валов редуктора и электродвигателя.

VII. Конструктивные размеры корпуса и компоновка редуктора. Редуктор (см. рис. 313 и 315) проектируем с корпусом, отлитым из серого чугуна. Пре­дусматриваем разъемную конструкцию корпуса, что обеспечивает удобства мон­тажа и демонтажа редуктора. Плоскость разъема совмещаем с плоскостью, про­веденной через ось тихоходного вала, параллельно оси быстроходного (вала-чер­вяка).

1. Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

6^=0,045a_w+1...3 мм = 0,045-150+1...3 мм = 6,75+1.. .3 мм,

принимаем 6 = 10 мм.

2. Толщина нижнего пояса крышки редуктора

s_x « 1,56 = 1,5-10 = 15 мм, принимаем s_x = 15 мм.

3. Толщина верхнего пояса корпуса редуктора

s»Si + 2...5 мм = 15+2.. .5 мм, принимаем s = 18 мм.

4. Толщина нижнего пояса корпуса редуктора

t ж 26 = 2-10 = 20 мм, принимаем / = 20 мм.

5. Толщина ребер корпуса и крышки редуктора

с «6 = 10 мм, принимаем с=10 мм.

6. Диаметр фундаментных болтов

d$ « 0,036a_w + 12 мм = 0,036-150+12 мм=5,4 + 12 мм,

принимаем б/ф = 18 мм.

7. Диаметр шпилек для крепления крышки редуктора к корпусу около под- шипников

d_K « 0,75с*ф = 0,75-18= 13,5 мм, принимаем с/_к = 12 мм.

8. Диаметр шпилек для крепления крышки редуктора к корпусу

di « 0,5б?ф = 0,5* 18 = 9 мм, принимаем d^ — Ю мм,

9. Диаметр болтов для крепления крышки подшипника к корпусу

d_n « (0,7... 1,4)6 = (0,7...1,4) 10 = 7... 14 мм, принимаем d_n = 10 мм. Размер *«2d_n = 2*10 = 20 мм, принимаем я = *'=*"=20 мм.

140. Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия d_KX = ■=6... 10 мм, принимаем d_KtC = S мм.

141. Диаметр резьбы пробки для слива масла из картера редуктора d_CJl^ ^(i,6...2,fi)6 = (l,6.. .2,2) 10= 16...22 мм, принимаем rf_CJI =18 мм,

12. Ширина пояса соединения крышки и корпуса редуктора

/С'^2с/_К = 2.10 = 20 мм, принимаем К' =20 мм. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора

/С«(2...2,5)<*ф = (2...2,5) 18 = 36...45 мм, принимаем /С = 40 мм.

14. Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса редуктора и торцом ступицы червячного колеса

«/^0,56 = 0,5-10 = 5 мм, принимаем у— Б мм.

15. Расстояние между внутренней стенкой крышки редуктора и окружностью наибольшего диаметра червячного колеса

^^6 = 10 мм, принимаем yt—10 мм.

16. Расстояние от оси червяка до дна картера (нижней внутренней стенки корпуса редуктора)

у₂ « (2...2,5) =(2...2,5) 40 = 80... 100 мм, принимаем у₂=90 мм.

17. На тихоходный и быстроходный валы ориентировочно назначаем кониче- ские роликоподшипники средней серии. По табл. П43 при d[^l==40 мм получаем Z)'=90 мм, Гтах = 25,5 мм; при d\^l =45мм получаем D"= 100мм, Т*_тах = 27,5мм.

18. Толщина крышки подшипника вместе с манжетным уплотнением

х± ж 0,5Г_тах+5.. -10 мм = 0,5-25,5+5.. .10 мм, принимаем *i = 18 мм; х₂ « 0,5 Т'тах+5*.. Ю мм = 0,5-27,5+5... 10 мм, принимаем *₂=20 мм. Размер l'_l=l'₂^sd_n = \0 мм, принимаем = 10 мм.

19. Определение положения точек приложения реакций подшипников и габа- ритных размеров редуктора:

а) расстояние между точками приложения реакций подшипников быстроход- ного вала принято 2^ = 230 мм и, следовательно, Я£=115 мм;

б) для тихоходного вала (см. рис. 313)

а₂ « #+0,5/_сх = 5 + 0,5-100 = 55 мм,

принимаем я₂ = 55 мм.

Габаритные размеры редуктора:

L_p » 2а_х + 2 (Гmax + *i + 1[) + к = 2 • 115 + 2 (25,5 + 18 + 10) + 50 = 387 мм, принимаем длину редуктора L_p = 390 мм;

Вр« /₂ + 2(/; + л:₂ + Г_тах) + 2д₂ + 0,5/С = = 75+2(10 + 20+27,5) + 2.55 + 0,5-40 = 320 мм, принимаем ширину редуктора £_р = 320 мм;

#р* 8+y_a+flw+0,5d_aM8 + y₁+8+8...12 мм = = 10+90+150+0,5-260+10+10+5...15 мм = 400+5...15 мм,

принимаем высоту редуктора #_р = 410 мм.

Размер В и расстояния между отверстиями для фундаментных болтов определяются конструктивно при вычерчивании общего вида редуктора (см. рис. 315).

По ориентировочно полученьым конструктивным размерам редуктора и разме­рам, полученным в процессе его расчета, необходимо вычертить компоновочный чертеж редуктора (см. рис. 313) в масштабе 1:1. При этом ориентировочно наме­ченные конструктивные размеры редуктора и его деталей могут незначительно из­мениться. Компоновку рекомендуется начинать вычерчивать с валов, затем вычер­чивают червяк и червячное колесо, далее подшипники и т. п,

VIII. Проверка прочности вала червячного колеса. Для изготовления тихоход­ного вала назначена сталь 40, термообработка — нормализация. По табл, ПЗ 100 мм для стали 40 а_в = 550 МПа. Предел выносливости [см. формулу (199)]

cr_i « 0,43о_в = 0,43-550 МПа.

Определяем коэффициенты в формуле (196) и вычисляем допускаемое напря­жение изгиба при симметричном цикле напряжений. Принимая [п] = 2,5; Ко = 2; /?_ри =1 (см. занятие 20), получаем

[а„]1₁ = {а.1/([/г]/Са)}^р_И = [0,43.550/(2,5.2)] 1=47,4 МПа. 1. Вычерчиваем схему нагружения вала (рис, 314) и определяем реакцив

опор:

в вертикальной плоскости уОг—от сил F_r и F_a2:

Ув

2мл = - ^_гя₂ — F_a2 • 0,5d₂+ Y_B• 2а₂ = 0; F_rfl2 + 0,5F_fl2 d₂ p_r , F_a2d₂ 930 , 602-240

= 465+657=1122 Hj

2a₂

2 ¹ 4я₂ 2 ¹ 4-55 = ~ Y_A • 2я₂ — F_a2 • 0,5d₂ + F_ra₂ = 0; К_л 0,5F_r—F_a2d₂/(4a₂) = 465—657 = — 192 H;

f

99999�

t

T* 306/Г-н

4

плоскости

в горизонтальной *Oz—от силы Ff₂

Х_л = Хя = f_i2/2 = 2550/2 = 1275 Н.

2. Определяем размер изгиба­ющих моментов в характерных сече­ниях А, С и В:

в плоскости i/Oz

Л^Л = ^в = 0;

М£^ев = К_лд₂ = — 192.0,055 =

= -10,55 Н.м;

AfgP^aB = F_Bfl_a= 1122-0,055 =

=61,7 Н-м,

Следовательно, М_тах =

= Mf_r,f_c2 = 61,7 Н-м; в плоскости хОг

М_А = М_в = 0; М_с = Х_Аа₂ = 1275-0,055 =

= 70,2 Н.м.

Рис. 314

Следовательно,

Mjc_<2 = 70,2H.m.

3. Крутящий момент 7=Г₂=306 Н«м. Эпюры изгибающих и крутящих моментов построены на рис. 314.

4. Вычисляем суммарный изгибающий момент и определяем рабочее напряже- ние изгиба в сечении С:

Мсум^Ми =VM²_Frt Fa2 + M*_Fi2 =Кб1,7²+ 70,2^ = К(38 + 49,4) 10² = 93,3 Н«м.

Так как вал под ступицей червячного колеса ослаблен шпоночной канавкой (см. рис. 313), то в расчет следует ввести диаметр, уменьшенный на 8... 10%,

т

=4"

. е. d-

0,Ы₂" = 50—0,Ь50 = 45 мм. Находим а_и = Л1_и/^ = 32Л1_и/(я^) = 32.93,3/[45.10-³)³] = 10,4.10^е Па.

5. Напряжение сжатия от силы F_a2 невелико и, следовательно, им можно пренебречь.

6. Определяем максимальное напряжение кручения в сечении С:

т_к = Г/Г_р= 16Г₂/(л*/³) = 16-306/[я(45.Ю-³)³] = 17- 10^е Па.

7. Эквивалентное напряжение вычислим по III теории прочности (196) и ре- вультат сравним с допускаемым напряжением:

о_эш ="|Лт£ + 4тЦ = VЮ,4²+ 4* 17² = Y108+1160 = 35,6 МПа < [aj^.

IX. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений. Быстроходный вал (червяк). Для выходного конца быстроходного ва- ла при rf_Bi = 30 мм по табл. П49 подбираем призматическую шпонку со скруглен- ными торцами bxh=8X7 мм при /j = 4 мм. При /i = 50 мм из ряда по СТ СЭВ 189—75 (см. последние два столбца табл. П49) принимаем длину шпонки ? = 45 мм. Расчетная длина шпонки со скрученными торцами

/_р = / — 6 = 45— 8 = 37 мм.

Допускаемые напряжения смятия (см. занятие 24) при чугунной ступице (на выходной конец вала возможна посадка полумуфты, изготовленной из чугуна) [^см] =60.. .90 МПа. По формуле (217) вычисляем расчетное напряжение смятия и сравниваем с допускаемым:

Сем * 4,47V(d_Blhl_p) = 4,4* 19/(30-7.37-10"⁹) = 10,9- 10^е Па<[а_см];

т. е. существенно ниже допускаемого.

Итак, принимаем шпонку 8X7X45 (СТ СЭВ 189 — 75).

Тихоходный вал. Для выходного конца тихоходного вала при d_B2 = 40 мм по табл. П49 подбираем призматическую шпонку bXh — \2X8 мм² при ^ = 5 мм« При /_а = 75 мм из ряда по СТ СЭВ 189—75 принимаем длину шпонки / = 70 мм. Расчетная длина шпонки со скругленными торцами

/_р = /—6 = 70—12 = 58 мм.

Расчетные напряжения смятия по формуле (217)

о_см * 4,4Г₂/(^_в2Л/р) = 4,4.306/(40-8-58.10-⁹) = 72,5.10^вПа<[а_см].

Для вала под чугунную ступицу червячного колеса при с/г¹¹ =50 мм по табл. П49 подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами 6ХЛ=14Х9 мм при *i = 5,5 мм. При /_ст = 100 мм из ряда по СТ СЭВ 189—75 принимаем длину шпонки / = 90 мм. Расчетная длина выбранной шпонки

/_р = /—6 =90—14 = 76 мм.

Расчетные напряжения смятия

а_см « 4,47^,₂/(4¹¹Л/_Р) = 4,4-306/(50-9-76-Ю-⁹) =39,4-10⁶ Па < [a_CMJ.

Итак, принимаем шпонку 12Х8Х70(СТ СЭВ 189—75) и шпонку 14X9X90 (СТ СЭВ 189 — 75).

X. Подбор подшипников.

Быстроходный вал. 1. Определяем размер и направление действующих на подшипник сил (см. рис. 312):

F_rA = Vx²_A + Y²_A = 1/301*+132*= 1/"(9,06+1,74) 10⁴= 329 Н,

FrB=Vxh + Y% «= 1/301² + 798'~ = 1^(9,06 + 64) 10* =855 Н, Осевая сила /⁷_в1 = 2550 Н.

Большая радиальная нагрузка действует на опору В₉ на нее же действует и осевая сила, поэтому подбор подшипников, по-видимому, придется вести для ©той опоры.

142. Определяем тип подшипника. При значительном превышении осевой нагруз­ки F_a\ над радиальной F_rв (в нашем случае примерно в три раза) целесообраз­но применить конические роликоподшипники. Если не удастся подобрать радиаль-но-упорные подшипники указанного типа, то придется установить упорный под­шипник для восприятия осевой нагрузки и радиальный — для восприятия ра­диальной нагрузки.

143. По формуле (212) находим осевые составляющие реакции для предварительно назначенного подшипника 7 308 средней серии при е = 0,278 (см, табл, П43):

5_л = 0,83е/>_л = 0,83-0,278.329=76 Н, S_B=0,83e/>a = 0,83-0,278-855 « 198 Н,

4. По табл. 5 (см. рис. 177, а) определяем суммарные осевые нагрузки (расчетные). Так как S_A < S_B и /^1 = 2550 Н > S_B—S^ = (198—76) Н, то

F_aA = S_A=76 Н и ^ = 5^+^1 = 76+ 2550 = 2626 Н.

144. При F_aA/(VF_rB)=z 2626/1-855 > е = 0,278 по табл. П43 принимаем Х=0,4 и К=2,158 (V=l, см. табл. П45).

145. Назначаем ресурс (наработку подшипника в часах—его долговечность) и определяем значения остальных коэффициентов формулы (209).

Для подшипников редукторов рекомендуется £д = (12...25) 103 _ч (см. занятие 22). Принимаем 1_Л=15-10³ ч; /Сб = 1 »6 при умеренных толчках (см. табл. П46); /С_т=1 при температуре меньше 100^еС (см. табл. П47); а=10/3 для роликовых подшипников (см. занятие 22).

7. По формуле (209) вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника:

Съ = (ХУРгВ+У?ав) КбКт (6. lO-taiLJi/a = = (0,4.1-855 + 2,158-2626) 1,6.1 (6 • 10~⁵- 1430.15- 10³)з/ю _а «=(342 + 5670) 1,6-8,57 = 82,5-Ю³Н = 82,5 кН,

где lg(6-14,3- 15)о.з =0,3(lg90+lg 14,3) = 0,3(1,954+ 1,155) = 0,933 и (6-14,ЗХ X 15)о.з =8,57 —антилогарифм.

8. При1Г=40 мм подшипники (см. табл. П43) средней серии не удовлетво- ряют условию С_хр«^С. Поэтому примем конический роликоподшипник 7608 сред- ней широкой серии, для которого С = 78,5 кН немного ниже С_тр для подшипни- ка 7308.

Проверим долговечность назначенного подшипника 7 608 при е — 0,296 (см. табл. П43); Х = 0,4, К = 2,026.

Осевая составляющая и суммарная осевая нагрузка (расчетная):

5_Л = 0,836^ = 0,83-0,296.329 » 81 Н; F_aB=S_A-\-F_a% = S\ + 2550 = 2631 Н.

Возведя уравнение (209) в степень 10/3, получаем

Г С 1 ю/з 1q5 _

^л~~ l(XVF_rB+YF_aB)K6K_T J * 6n -

Г 78,5-lQg 1з+—

⁶⁼⁵ L(0,4-1 • 855 + 2,026-2631) 1,6-1 J ⁸ 6-1430

ЧЖ6)⁸КШТ6 ^{11,65 =6460} ^4.П₁65 = «5₁45.103 „ что удовлетворяет требованию долговечности редукторных подшипников, 350

Итак, окончательно принимаем конический роликоподшипник 7608, для кото­рого d = 40 мм, D = 90 мм, 7^,_шах = 35,5 мм, С=78,5 кН, е = 0,296, л_пр > > 4-10³ мин-*.

9. С помощью формулы (215) проверим ориентировочно принятое расстояние fli(cm. рис 177, а и 312, 313):

a = 0,5r_max + (^/3)(rf+D)=0,5.35,5+(0,296/3). (40+90) = 17,75+ 12,82=30,57 мм, Так как а < Г_тах, то реакции приложены в точках А и В при

а₁₌=115+Г_тах—а= 115+35,5—30,57» 120 мм.

Незначительное увеличение а\ приведет к уменьшению Y_B и, следовательно, Р_гВ и С_тр(М_и незначительно увеличится), что не повлияет на долговечность подшипника.

Тихоходный вал. 1. Определяем значение и направление действующи» на подшипник сил (см. рис. 314): радиальные нагрузки (реакции)

F_rA = V X*_A+Y²_A = V 1275²+ 192²= V(163+3,67) 10⁴ = 1292 Н;

F_FB = Vx% + Y% = V1275²+ 1122² = V (163+ 126) 10⁴ = 1700 Н; Осевая сила F_fl2=602 Н.

146. Определяем тип подшипника. Так как (F_a2/F_rB) 100% = (602/1700) 100% = я 35,5% > 20.. .25%, то принимаем радиально-упорные конические роликопод­шипники легкой серии (при d = 45 мм и относительно небольшой осевой силе можно ожидать невысокого значения С_хр).

147. По формуле (212) найдем осевые составляющие реакций для предварительно назначенного подшипника 7209 легкой серии при е — 0,414, (см. табл. П43):

5_л = 0,83е^_м = 0,83.0,414-1292 = 444 Н; S_B = 0,83е F_rB = 0,83 • 0,414-1700 = 584 Н.

4. По табл. 5 (см. рис. 177, а) определяем суммарные осевые нагрузки. Так как S_A < S_B и F_e2 = 602 Н > S_B—S_A = (584—444) Н, то

^л = 5_л = 444Н и F_aB = S_A+F_a2 = 444 + 602= 1046 Н.

5. Назначаем долговечность подшипника и определяем значения коэффициен- тов формулы (209). Как и для быстроходного вала, принимаем:

£_л=15.10? ч, V=l>, /Сб=1>6, Кт = 1, /г = л₂=71,5 мин-¹, а=10/3.

При F_aA/(VF_rA) = 444/(1-1292) =0,344 < 6=0,414 получаем Х=1, К = 0; при F_e/?/(V7>_B)= 1046/(1-1700) = 0,615 > е получаем Х = 0,4, а К=1,450 (см. табл. П43).

6. По формуле (210) определим опору, на которую действует наибольшая эквивалентная нагрузка:

Ра = (XVF_rA + YF_aA) КбК_т = (1 • 1 • 1292 + 0) 1,6 • 1 = 2070 Н;

P_B = (XVF_rB+YF_aB)K6K_T=(0A-l-\700+l,450-1046)X 1.6,1=3510 H = P_max.

Следовательно, требуемую динамическую грузоподъемность [см. формулу (209)] необходимо найти для опоры £, как наиболее нагруженной:

С_тр = Рд (6-10-5n₂L_h)V<*<= 3510 (6.10-6.71,5-15- 10³)о.з = 3510-3,49= 12,25-10³ Н, где lg (6.7,15-1,5)0.3 =0,3 (lg9+ lg 7,15) = 0,3 (0,954+0,854) =0,543

и (6• 7,15• 1,5)о,з = 3,49—антилогарифм.

7. По табл. П43 окончательно принимаем конический роликоподшипник 7209, для которого d = 45 мм, Л = 85 мм, 7\_пах=20,5 мм. Находим

С = 41,9 кН>С_тр= 12,25 кН, 6 = 0,414, /г_пр > 4-10³ мин-*.

Так как С^>С_хр, то долговечность выбранного подшипника значительно боль­ше max25«10³ ч и, следовательно, уточнять точки приложения реакций нет смыс­ла. Используя полный каталог на подшипники качения, конструктор при С_тр = = 12,25 кН и d = 45 мм назначит подшипник более легкой серии —особо легкой или сверхлегкой.

XI. Тепловой расчет редуктора (см. занятие 18). Площадь теплоотдающей поверхности редуктора можно приближенно найти по формуле (176):

S » 20<& = 20-0,150² = 0,45 м².

Принимая коэффициент теплоотдачи fy=13 Вт/(м²-^вС) и температуру возду­ха /_В = 20°С, по формуле (174) вычисляем температуру масла в картере редуктора

,_м = flS^L _{+ <в =} тШ^Ш _{+ 20}о=94,44-20°* .14 *С,

что значительно выше допускаемой температуры [/_м] =60.. .90 °С.

Уменьшить нагрев редуктора можно следующими способами: а) увеличить k$ при хорошей циркуляции воздуха fy=18 Вт/(м²«°С), а при обдуве корпуса ре­дуктора вентилятором, установленным на валу червяка, «21...28 Вт/(м²-^сС); б) изготовить корпус редуктора ребристым, при этом его теплоотдающая поверх­ность увеличится на 20...25%; в) задать кратковременно-прерывистый режим работы редуктора.

В нашем случае, по-видимому, целесообразно использовать последние два способа (см. задание на проектирование).

Если изготовить ребристый корпус редуктора, то

5_Ребр * 1,225 = 1,22.0,45 м²;

^{''-^+'- таг +~-™+»-"л-с> .м-}

По уравнению (175) найдем сумму рабочих периодов в течение 1 ч: t* = [Pi (1-Л)/(^_Реб_р)]217^,/бО + /_в<[/₁₁] « 75 °С; 77,4°.2 7760+20° <75° и 2 ^Т = [(75° — 20°)/77,4°] 60 = 42,7 мин.

Следовательно, запроектированный редуктор с ребристым корпусом мо­жет работать в нормальном тепловом режиме примерно 43 мин в течение каж­дого часа.

XII. Посадки деталей и сборочных единиц редуктора (см. занятия 22, 25 и табл. П48). Внутренние кольца подшипников насаживаем на валы с натягом, значение которого соответствует полю допуска &6, а наружные кольца—в кор- пус по переходной посадке, значение которой соответствует полю допуска Н7.

Для ступицы детали, насаживаемой на выходной конец вала (полумуфта, шкив, звездочка и др.), и для ступицы червячного колеса принимаем посадки с натягом, значение которого соответствует полю допуска k6 и Н7/рв.

148. Смазка зацепления и подшипников (см. занятия 18, 22). Зацепление червячной пары и подшипники смазываются маслом И = 100А (при и₅ = 4,56 м/с, см. табл. 4), разбрызгиваемым из общей масляной ванны (картера) вращающими­ся крыльчатками—брызговиками, насаженными на вал червяка. Брызговики (см. рис. 315, поз. /) сделаны разъемными, их половины стянуты болтами.

149. Вычерчивание общего вида редуктора (рис. 315). Общий вид редуктора вычерчиваем в масштабе 1:1 на листе чертежной бумаги формата А1 (594x841 мм); в правом нижнем углу листа—основная надпись (см. рис. 297).

Спецификация к рис. 315 составлена по стандартному образцу (см. рис. 297,6) и приведена в табл, 12, 13 и 14.

Спецификация к рис. 315 (первый, или заглавный, лист) Таблица 12

Фор-| мат 1

Зона |

1

Обозначение

Наименование

Кол

Матерная

При­меча­ние

Документация

ПЗ и РР

Пояснительная записка и расчет

1

Стр.38

24

ВО

Чертеж общего вида

1

Сборочные единицы

1

ОЗД05.21Д50Д.00

Брызговик

2

Всборе

2

ОЗЛ05.21.150.2.00

Колесо червячное

1

Всборе

3

ОЗЛ05.21Л50.3.00

Маслоуказатель

1

Всборе

Детали

4

ОЗЛ05.2Ш0.0.01

Вал

1

Сталь 40

5

О3.105.2Ш0.0.02

Вал-червяк

1

Сталь 45

б

03.105.21.150.0.03

Кольцо распорное

1

Чугун СЧ 15-32

7

О3.105.21.150.0.04

Кольцо редуктора

1

Чугун СЧ 15-32

8

O3.105.21.150.0.05

Крышка подшипника

1

Чугун СЧ 15-32

ОЗД05.2П50.0.00

Иэм.

Лист,

Ml докуй

Подгг.

Дата

Разраб.

Балашов

10/V-7S

Редукто1 червячны одност5

Лит.

Лист.

Лястоа

Пров»

Мушт*

14/V-7S

>

Т.

1

3

Принял

Лаванов

Краснодарский монтажный хехыажуц

Н. жонтр.

Курганова

пенчатыа

Утв.

Жабая

I

Обозначение

Наименование

Кол,

Материале

ОЗД05.21Л50.0.06

Крышка подшипника

Чугун СЧ 15-32

ОЗД05.2Ш0.0.07

Крышка подшипника

Чугун СЧ15-32

И

ОЗЛ05.21.150.0.08

Крышка подшипника

Чугун СЧ15-32

12

ОЗД05.21Л50.0.09

Крышка редуктора

Чугун СЧ15-32

13

Фзжгшшо

Крышка смотровая

Чугун СЧ15-32

14

ОЗД05.2П50.0.11

Прокладка

Кожа техническая

15

ОЗЛ05.21Л50.0Л2

Прокладка

Картон технический

16

03.105.21150.0.13

Прокладка в наборе

Латунь

17

ОЗЛ05.2ШШ4

Прокладка в наборе

Латунь

Стандартные изделия

Болт М8Х20.46

Сталь Ст4

ГОСТ 7798-70

19

БолтМЮХЗО.46*

24

Сталь Ст4

Гост 7798-70

20

Гайка М12 5

Сталь Ст4

ГОСТ 5915-70

						•Лист
					ОЗЛ05ДШ0Д00	2
Изи.	Лист	N докум.	Подл.	Дат»
					Копировав

Спецификация к рис. 315 (третий,или посяедующи%лист) Таблица 14

1о а

Зона |

1

Обозначав*

Наименование

Коя.

Материал

При­меча­ние

21

Пробка М18Х1,5

.1

Сталь СтЗ

СТП С25-4

22

Роликоподшипник конический 7608

2

Всборе

ГОСТ 333-79

23

Роликоподшипник конический 7209

2

Всборе

ГОСТ 333-79

24

Уплотнение манжетное 35

1

Всборе

ГОСТ 8752-79

25

Уплотнение Манжетное 44

1

Всборе

ГОСТ 8752-79

26

Шайба пружинная 8 65Г 05

4

Сталь 65Г

ГОСТ 6*402-70

27

Шайба пружинная 10 65Г05

24

Сталь 65Г

ГОСТ 6402-70

28

Шайба пружинная 12 65Г 05

8

Сталь 65Г

ГОСТ 6402-70

29

Шпилька М12Х60А

4

Сталь СтЗ

ГОСТ 11765-76

30

Шпилька М12Х45 А

4

Сталь СтЗ

ГОСТ U65-76

31

Шпонка 10X8X45

1

Сталь 45

СТСЭВ 189-75

32

.Шпонка 14X9X63

1

Сталь 45

СТ СЭВ 189-75

33

Шпонка 16X10X70

1

Сталь 45

СТСЭВ 189-75

34

Штифт конический 8X45 СТСЭВ 240-75

2

Сталь 45

О3.105Л.150.0.00

Лист

ты.

Лист

N дохум.

Пода,

Дат»

3

Копировал

ПРИЛОЖЕНИЕ