Проектирование привода с червячным редуктором

Основные кинематические и энергетические параметры привода. Крутящие моменты на валах. Расчет червячной передачи редуктора. Эскизная компоновка. Подбор подшипников, проверочный расчет валов. Смазывание червячной передачи. Расчет резьбовых соединений.
Краткое сожержание материала:

Размещено на

Исходные данные

Привод с червячным редуктором с нижним червяком.

Частота вращения электродвигателя.

n1 = 930 об/мин

Мощность двигателя.

N1 = 18 л.с. ? 13,2 кВт

Частота вращения станка (выходного вала редуктора)

n2 = 50 об/мин



1. Основные кинематические и энергетические параметры привода

1.1 Выбор электродвигателя, передаваемые мощности

N2 = N1*(1.1)

Где N1 - мощность электродвигателя

- КПД привода

= 2п.к.ч.п.(1.2)

Где.п.к = 0,995 КПД пары подшипников качения [1, табл. 1.1]

ч.п = 0,75 КПД червячной передачи при числе заходов червяка равном одному [1, табл. 1.1]

= 0,9952*0,75 = 0,75

Подбираем электродвигатель серии RА 180L6. Номинальная мощность

Nном= 15 кВт, nном=970 об/мин.

По формуле (1.1): N2 = 13,2*0,75 = 9,9 кВт

1.2 Передаточное отношение редуктора и ступеней, частота вращения валов

Передаточное отношение привода

U= nном / n2 = 970/50 = 19,6 об/мин

Принимаем по ГОСТ 2185-66 передаточное отношение червячного редуктора: U = 20

Фактическая частота вращения тихоходного вала редуктора

n2=nном/U=970/20=48,5 об/мин

1.3 Крутящие моменты на валах

Крутящие моменты на валах определим по формуле Т = 9555N/n

Т1 = 9555*13,2/970 = 130 Нм

Т2 = 9555*9,9/48,5 = 1950 Нм



2. Расчет червячной передачи редуктора

2.1 Выбор материалов, допускаемые напряжения

Выбор материалов производим согласно [1 глава 5]. Венец червячного колеса: БрО10Ф1 ГОСТ 5017-74 способ отливки - центробежный. Червяк: сталь 45 ГОСТ 1050-88, термообработка - закалка до твердости не менее 50 HRC.

2.2 Допускаемые контактные напряжения

Предел контактной выносливости поверхностей зубьев

Hlim = 260 МПа [1, табл. 5.1]

Коэффициент долговечности [2, табл. 21]

KHL = 1,0

Допускаемые контактные напряжения [1, ф. (5.3)]

HР = Hlim KHL = 260*1,0 = 260 МПа

2.3 Коэффициент расчетной нагрузки

Предварительно принимаем коэффициент расчетной нагрузки для передачи при умеренных колебаниях нагрузки KH = 1,2

2.4 Межосевое расстояние

Определяем межосевое расстояние передачи по формуле (5.5) [1]

aw = 61(103Т2КН/2HР)1/3 = 61*(103*1950*1,2/2602)1/3 = 198 мм



По рекомендациям в табл. 5.3 [1] принимаем aw = 224 мм

Принимаем число витков червяка z1 = 2, тогда число зубьев червячного колеса z2 = 20*2 = 40

При этом фактическое передаточное отношение червячной передачи

Uч.= z2/ z1 = 40/2 = 20

Полученные значения соответствуют стандартным [1, табл. 5.3]

Определяем осевой модуль червяка [1, ф. (5.7)]

m = (1,5…1,7) aw/ z2 = (1,5…1,7)*224/40 = 8,5…9,5 мм

Принимаем стандартные значения параметров червячной передачи [2, табл. 43]

aw = 224 мм; q = 10; z2 = 40; z1 = 2; Uч.= 20; m = 8 мм

Делительный диаметр червяка

d1 = mq = 8*10 = 80 мм

Начальный и делительный диаметр колеса

dw2 = d2 = m*z2 = 8*40 = 320 мм

Принимаем по табл. 5.7 [1] делительный угол подъема линии витка червяка = 95'

Определяем действительную скорость скольжения ф. (5.13) [1]



Vск = w1d1/(2000cos) = 102*80/(2000cos95') = 5,16 м/с

По полученному значению скорости скольжения принимаем 7 степень точности передачи и значение коэффициента динамической нагрузки

KHv = 1,2 [1, табл. 5.8]

Определяем коэффициент концентрации нагрузки KH по формуле (5.4) [1], приняв коэффициент деформации червяка Kf=108 [1, табл. 5.9] и KP=0,75 [1, табл. 5.10] при умеренных колебаниях нагрузки:

KH = 1+(z2/Kf)3(1-KP) = 1+(50/108)3(1-0,75) = 1,02

Определяем коэффициент расчетной нагрузки [1, ф. (5.15)]

KH = KH KHv = 1,02*1,2 = 1,22

Проверяем передачу на контактную выносливость [1, ф (5.16)]

Предварительно определяем начальный диаметр червяка

dw1 = m(q+2х) = 8*(12,5+2*0) = 100 мм

Hlim=(480/d2)(1000*T2KH/dw1)0.5=(480/320)(1000*1950*1,22/80)0,5=253 МПа < 260 МПа = Нр

Вычисляем КПД передачи [1, ф. (5.17)]

Принимаем приведенный угол трения = 102' [1, табл. 5.11] (коэффициент трения f = 0,02)

= 0,96tg()/tg(+) = 0,96tg(95')/tg(95'+102') = 0,86



Уточняем значение вращающего момента на ведущем валу передачи [1, ф. (5.18)]

Т1 = Т2/(Uч) = 1950/(20*0,86) = 113 Нм

Определяем силы в зацеплении [1, табл. 5.12, ф. (5.19)]

Окружная сила на червячном колесе, численно равная осевой силе на червяке:

Ft2 = Fa1 = 2Т2/d2 = 2*1950/0,4 = 9750 Н

Осевая сила на колесе, численно равная окружной силе на червяке:

Fa2 = Ft1 = 2T1/dw1 = 2*113/0,08 = 2825 Н

Радиальная сила на червячном колесе, численно равная радиальной силе на червяке: Fr2 = Fr1 = Ft2tg = 1825*tg(20) = 664 Н

Рис. 2.1 - Схемы приложения сил в передаче

Допускаемые напряжения изгиба [1, ф. (5.20)]

Базовый предел изгибной выносливости Flim = 80 МПа [1, табл. 5.1]

Коэффициент долговечности [2, табл. 21]:

KFL = 1,0

Предел изгибной выносливости [1, ф. (5.20)]

Fp = Flim KFL = 80*1,0 = 80 МПа

Проверка зубьев колеса на прочность при изгибе [1, ф. (5.24)]

Эквивалентное число зубьев колеса [1, ф. (5.23)]

ZV2 = z2.cos3 = 50 cos3(95`) = 51,93

Коэффициент формы зуба [1, табл. 5.13] YF2 = 1,42

Тогда F2 = YF2Ft2K/(1,3m2q) = 1,42*18225*1,15/(1,3*82*12,5) = 28 МПа

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется

Геометрические параметры передачи [1, табл. 5.14]

Диаметр вершин витков червяка da1 = d1 + 2m = 100 + 2*8 = 116 мм

Диаметр впадин витков червяка df1 = d1 - 2,4m = 100-2,4*8 = 80,8 мм

Диаметр вершин зубьев колеса da2 = (z2 + 2)m = (50 + 2)*8 = 416 мм

Диаметр впадин зубьев колеса df2 = (z2 - 2,4)m = (50 - 2,4)*8 = 380,8 мм

Наибольший диаметр червячного колеса

daMda2 + 6m/(z1 + 2) = 416 + 6*8/(2 + 2) = 428 мм. Принимаем daM = 428 мм.

Ширина венца червячного колеса при z1 = 2: b20,75da1 = 0,75*116 = 87 мм

Принимаем b2= 90 мм

Длина нарезанной части червяка при z1 = 1:



b1 (11 + 0,06z2)m = (11 + 0,1*50)*8 = 128 мм.

Т. к. проектируемая передача с шлифованием витков червяка, то по технологическим соображениям увеличиваем длину нарезанной части червяка на 35…40 мм. Принимаем b1 = 165 мм.

Тепловой расчет червячной передачи

Расчет выполняем согласно [2, стр. 39].

Требуемая площадь поверхности корпуса редуктора без пощади основания, м2:

F = 100N1(1 - )kn/(t k) Fд

Где t = 30 - допускаемая разность температур [1, табл. 46]

k = 8…17, Вт.м2 [1, стр. 39]

kn = 1 [1, табл. 45]

Fд - действительная площадь поверхности редуктора, определяемая при компоновке редуктора. Ребра охлаждения включаются в Fд на 90 %.

F = 1000*14,7*(1-0,81)*1/(30*12,5) = 7,44 м2

Fрем = F0sin(1/2) = 1296*sin(160/2) = 1276 Н



3. Предварительный расчет валов

Определяем диаметры выходных концов валов из расчета на кручение [1, ф. (7.1)]:

d = (T*103/(0,2 [k]))1/3

Где [k] = 15…45 МПа - допускаемое касательное напряжение [1, стр. 249], d - в мм

Хвостовик первичного вала (червяка):

d1 = (193*103/(0,2*45))1/3 44 мм.

Принимаем диаметр хвостовика быстроходного вала по ГОСТ 6636-69 d1 = 48 мм.

Хвостовик тихоходного вала:

d2 = (3645*103/0,2*45)1/3 = 68 мм.

Принимаем диаметр хвостовика тихоходного вала по ГОСТ 6636-69 d2 = 76 мм.



4. Эскизная компоновка редуктора, подбор подшипников, провероч...