Червячный редуктор: деталировка, сборочный чертеж, привод.

Сечение I-I: Мu1= RAXz1,
Мu1= 6,41·55=352,55Н·м
Сечение II-II: Mu2= RAX·z2 + Ft· (z2-а) - RBX · z2
Mu2=6,41·127+5,82·72-21,2 ·127=-1206,4Н·м
Сечение III-III: Мu3= RAX·(z3+a+b)+ Ft· (z3+b) - RBX · z3
Мu3=6.41·266.5+5.82·211.5-21.2 · 139.5=0Н·м
4.2.6 Определение опасных сечений
1 опасное сечение - место посадки колеса на вал,
2 опасное сечение - опора B
3 опасное сечение - выходной конец вала.
4.2.7 Расчёт первого опасного сечения

Определяем напряжение от изгибающего момента:
σu=Мmax/0,1d3=384,46/0,1·0,0683=6,11МПа
τ=T/0,2d3=838,66/0,2·0,0683=13,33МПа
σэкв==
,
где S – коэффициент запаса, S=2;
σ-1 - предел выносливости, σ-1 = 0,43 σв = 0,43·580=249,4МПа;
ε = 1
Кδ /ε=( Кδ /ε)0·ξ'· ξ'', (4.13)
где (Кδ /ε)0=3,1
ξ' – коэффициент, учитывающий предел прочности материала вала.
ξ'=0,305+0,0014· σв (4.14)
ξ'=0,305+0,0015·580=1,117
ξ'' – коэффициент, учитывающий давление в посадке, ξ''=1.
Кδ /ε=3,1·1,117·1=3,46

Прочность вала в данном сечении обеспечена.
4.2.8 Расчёт второго опасного сечения

Определяем напряжение от изгибающего момента:
σu=Мmax/0,1d3=1206,4/0,1·0,0603=19,18МПа
τ=T/0,2d3=838,66/0,2·0,0603=13,33МПа
σэкв==
,
где S – коэффициент запаса, S=2;
σ-1 - предел выносливости, σ-1 = 0,43 σв = 0,43·580=249,4МПа;
ε = 1
Кδ /ε=( Кδ /ε)0·ξ'· ξ'', (4.13)
где (Кδ /ε)0=3,1
ξ' – коэффициент, учитывающий предел прочности материала вала.
ξ'=0,305+0,0014· σв (4.14)
ξ'=0,305+0,0015·580=1,117
ξ'' – коэффициент, учитывающий давление в посадке, ξ''=1.
Кδ /ε=3,1·1,117·1=3,46

Прочность вала в данном сечении обеспечена.
4.2.9 Расчёт третьего опасного сечения
τвх = T/0,2d3
τ=838,66/0,2·0,053=33,55МПа

τ-1=0,28σв=0,28·580=162,4МПа
S=2; Kτ=1,5; ε=0,7

τ=33,55МПа<=37,9МПа
Прочность вала обеспечена.











5 Расчёт и подбор подшипников
5.1 Расчёт подшипников быстроходного вала
5.1. 1 Выбор подшипников качения для опор вала червяка
Частота вращения вала n=1410 мин-1.
Диаметр посадочной поверхности вала d=45мм.
Максимально длительно действующие силы:
Fr=2120 H, FA=5824H,
RAY=1860H, RBY=250H,
RAX=380H, RBX=440H.
5.1.2 Определение паспортных характеристик
По диаметру посадочных мест назначаем роликоподшипники конические лёгкой серии № 7209.
Грузоподъёмность: Cr=42,7кН, Cr0=33,4кН.
Факторы нагрузки: l=0,41, Y=1,45, Y0=0,80.
Определяем суммарные радиальные силы в опорах.
(5.1)
(5.2)
Расчет ведем по опоре А, в которой установлены два конических роликоподшипника по системе «враспор»
5.1.3 Определение суммарных нагрузок в опорах
S=0,83·l·Fr (5.3)
SA=S2
SB=S1
SA=0,83·0,41·950=320Н
SB=0,83·0,41·950=320Н
S1=S2 => Fa1=S1 (5.4)
Fa2= Fa1+FA (5.5)
Fa1=320Н
Fa2=320+5820=6140

5.1.4 Определение эквивалентной нагрузки
Самым нагруженным является подшипник в опоре А, по нему и ведём расчёт.
РrA=(X·V·FrA+Y·Fa1)·Kδ·Kt, (5.6)
где X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;
V – коэффициент вращения, V=1;
Kδ – коэффициент безопасности, Kδ = 1,4
Kt – температурный коэффициент, Kt = 1 при t<100˚C.
Fa2/V·FrA=6140/950=6,46>l=0,41 (5.7)
X=0,4
Y=0,4ctgα=0,4ctg15=1,54 (5.8)
РrA=(0,4·1·950+1,54·6140)·1,4·1=13,780кН.
5.1.5 Определение расчётной долговечности подшипника
, (5.9)
где Ln – расчётная долговечность подшипника, ч;
Р – показатель степени, равный для роликоподшипников 1,33;
а1 – коэффициент, учитывающий надёжность работы подшипника, а1=1;
а23 – коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и
условия эксплуатации, а23=0,9;
- требуемая долговечность подшипника, =6351 ч.

Данный подшипник удовлетворяет требованию долговечности.

5.2 Расчёт подшипников тихоходного вала
5.2.1 Выбор подшипников
Частота вращения вала n=56,4 мин-1.
Диаметр посадочной поверхности вала d=60мм.
Максимально длительно действующие силы:
FA=0,82кH,
RAY=0,01кH, RBY=2,13кH,
RAX=6,41кH, RBX=21,34кH.
По диаметру посадочных мест назначаем роликоподшипники конические лёгкой серии № 7212.
Грузоподъёмность: Cr=72,2кН, Cr0=58,4кН.
l=0,35.
5.2.2 Определяем суммарные радиальные силы в опорах



5.2.3 Определяем суммарные нагрузки в опорах
SA=S1
SB=S2
SA=0,83·0,35·6,41=1,86кН
SB=0,83·0,35·21,45=6,23кН
S1 FАFa2= S2=6,23кН
Fa1= Fa2-FA=6,23-1,86=4,37кН
5.2.4 Определяем эквивалентную нагрузку
Самым нагруженным является подшипник в опоре В, по нему и ведём расчёт.
V=1;
Kδ = 1,3;
Kt = 1
Fa2/V·FrВ=6,23/1·21,45=0,29X1=1
Y1=0
РrВ=(1·1·21,45+0·0,82)·1,3·1=27,89кН.
5.2.5 Определяем расчётную долговечность подшипника
,
где Ln – расчётная долговечность подшипника, ч;
n – частота вращения вала, мин-1;
Р – показатель степени, равный для роликоподшипников 1,33;
а1 – коэффициент, учитывающий надёжность работы подшипника, а1=1;
а23 – коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а23=0,9;
- требуемая долговечность подшипника, =6351 ч.

Данный подшипник удовлетворяет требованию долговечности.


6 Расчёт шпоночных соединений
6.1 Расчёт шпоночного соединения на входном валу
Для передачи крутящего момента Т=26,6Н·м на вал d=30мм применяем призматическую шпонку по ГОСТ 12081-72
b=7мм; h=8мм; t1=4мм; l=35мм.
Рабочая длина шпонки
lP=l-b (6.1)
lP=35-7=28мм.
Проверяем шпоночное соединение на смятие:
, (6.2)
где =150 Мпа – допускаемое напряжение смятия для вала.
.
Условие смятия соблюдается.
6.2 Расчёт шпоночного соединения на выходном валу
Для передачи крутящего момента Т=525Н·м выходного вала d=50мм применяем призматическую шпонку по ГОСТ 12081-72
b=10мм; h=16мм; t1=6мм; l=90мм.
Рабочая длина шпонки
lP=l-b (6.3)
lP=90-10=80мм.
Проверяем шпоночное соединение на смятие:
, (6.4)
где =150 Мпа – допускаемое напряжение смятия для вала.

Условие смятия соблюдается.
6.3 Расчёт шпоночного соединения, сконструированного в месте соединения червячного колеса с валом
d=68мм; Т=525Н·м
Принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78
b=20мм; h=12мм;
t1=7,5мм; l=60мм.
Рабочая длина шпонки lP=l-b
lP=60-20=40мм.
Проверяем шпоночное соединение на смятие:
,
где =150 Мпа – допускаемое напряжение смятия для вала.

Условие смятия соблюдается.
7 Подбор муфты
Для соединения вала ленточного конвейера с выходным валом редуктора принимаем цепную муфту 750-68-12-70-12-У3 по ГОСТ 21424-93.
Проверяем отношение:
ТМк·Твала, (7.1)
где к – коэффициент режима работы, к=1,4.
750 > 1,4·525 = 735Н·м, муфта подходит.

8 Выбор и обоснование способа смазки передачи и подшипников
Для смазывания червячных передач широко применяют картерную смазку. Этот способ допустим при скорости скольжения до 10м/с, что подходит к нашему редуктору.
При вращении колеса масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, оттуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Для выбора смазки необходимо знать контактное напряжение σН=230,4МПа, а также скорость скольжения VS=5м/с.
Выбираем масло И-Т-Д-220 по ГОСТ 17479.4-87
Подшипники червяка находятся ниже уровня масла и дополнительной смазки не требуют. Для смазки подшипников тихоходного вала применяем ЦИАТИМ-202 или ЛИТОЛ-24.
















Литература

1. Дунаев Л.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.- 4-е изд., перераб. и доп.-М.: Высшая школа, 2012.- 416 с.
2. Иванов М.Н. Детали. – 5-е изд., перераб. –М.: Высшая школа, 2005. -383с.: ил.
3. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для вузов. -3-е изд., перераб. и доп. – М.: Высшая школа, 2008. – 352с., ил.













3