Расчет и проектирование червячного редуктора
(мм)
Т.к.
- условие выполняется.
Предварительный расчет валов.
а) Тихоходный вал.
По рекомендации $12.2 [№3 с.225], для компенсации напряжений изгиба и других неучтенных факторов принимаем для расчета значительно пониженные значения допустимых напряжений кручения. Т.о. диаметр вала определится из условия прочности:
[№4 с.53 ф.3.22], где Т – крутящий момент на
валу,
- допускаемое
напряжение на кручение.
По рекомендации [№3 с.225] принимаем материал выходного вала редуктора сталь 45, тогда
(МПа) [№4
с.53]
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения из ряда Rа40 [№3 с.226] , тогда
(мм) – диаметр
вала в месте посадки подшипника,
(мм) - диаметр
вала в месте посадки шестерни,
(мм) - диаметр
вала в месте посадки звездочки.
Определим длину ступицы:
[№4 с.53]
(мм),
принимаем 
(мм)
По рекомендации [№4 с.53] предварительно принимаем длину выходного конца тихоходного вала
(мм),
расстояние между точками приложения реакции подшипников тихоходного вала
(мм).
Выполним упрощенный проверочный расчет(рекомендации [№3 с.229]) по формулам:
[№3 с.228]
[№3 с.228]
[№3 с.227]
[№3 с.228]
Из предыдущих расчетов имеем:
окружная
сила – 
(H)
осевая
сила – 
(H)
радиальная
сила – 
(H)
Т2=3804,52 (Н*м)
a1=а2=120 (мм)
d2=560(мм)
(Н*м)
(Н*м)
(Н*м)
Приняв
по табл.12.1 [№3 с.229] допускаемое напряжение 
(МПа) 
Т.к. в вместе посадки шестерни на валу будет шпоночный паз то увеличив расчетный диаметр на 10% , в результате получим dp=95(мм).
Сравнивая расчетный диаметр вала с принятым:
видим, что
сопротивление усталости вала обеспечено со значительным запасом.
б) Определим размеры быстроходного вала (червяка).
Из предыдущих расчетов имеем:
расстояние
между центрами приложения реакции опор подшипников 
диаметр
впадин 
Для увеличения прочности вала примем, что червяк изготовлен как одно целое валом [№3 с.232].
Т.о.
,
диаметр вала вместе посадки подшипников
По рекомендации [№4 с.54] принимаем диаметр выходного вала червяка равным 0,8…1,2 диаметра вала электродвигателя [№5, табл. 22.4, стр.38], т.е.
Длину
выходного вала примем 
.
По табл. 9.2 [№2 с.203] назначаем 8 – ю степень точности.
Эскизная компоновка и предварительные размеры.
После определения размеров основных деталей выполним эскизную компоновку редуктора. Червяк и червячное колесо располагаем симметрично относительно опор и определяем соответствующие длины.
; 
; 
; 
; 
; 
; 
; 
; 
; 
; 
; 
; ; 
; 
; 
; 
; 
.
По рекомендации [№1 с.380] :
1) принимаем диаметр вала под уплотнения для подшипников:
быстроходного
- ; тихоходного
- ;
2) зазор между колесом (и другими деталями) и корпусом:
[№1 с.380] 
, принимаем
3)
ширину подшипников предварительно принимаем равной их диаметру [№1 с.380], т.е.
и .
Подбор подшипников.
Для вала червячного колеса предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7219 ГОСТ333 – 71 с размерами:
; 
; 
; 
; 
; 
; 
[№4 табл.5.34], рабочая температура 
Из предыдущих расчетов имеем:
(H), (H), (H), 
, 
, 
.
По
рекомендации $13.4 [№3 с.246] проверку подшипников только по динамической
грузоподъемности, по условию 
, где 
- требуемая
величина грузоподъёмности; 
- динамическая
грузоподъемность подшипника (из таблицы).
[№3 с.246], где Р – эквивалентная динамическая
нагрузка: 
[№3 с.247].
Определим
коэффициент 
[№2 т.16.5].
При
коэффициенте вращения V=1 [№2 прим. к ф.16.29] получим 
Из
табл.16.5 [№2 с.335] находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок: 
; 
По рекомендации к формуле 16,29 [№2 с.335]:
коэффициент безопасности 
(умеренные
толчки);
температурный
коэффициент 
(до 
).
Тогда
(Н)
Т.к.
- обеспечен значительный запас прочности
подшипниковых узлов вала червячного колеса.
Для вала червяка предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7220 ГОСТ333 – 71 с размерами:
; 
; 
; ; ; 
; 
[№4 табл.5.34], рабочая температура
Из предыдущих расчетов имеем:
(H), 
(H), 
(H), 
, 
, .
По
рекомендации $13.4 [№3 с.246] проверку подшипников только по динамической
грузоподъемности, по условию , где - требуемая
величина грузоподъёмности; - динамическая
грузоподъемность подшипника (из таблицы).
[№3 с.246], где Р – эквивалентная динамическая
нагрузка: [№3 с.247].
Определим
коэффициент [№2 т.16.5].
При
коэффициенте вращения V=1 [№2 прим. к ф.16.29] получим 
Из
табл.16.5 [№2 с.335] находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок: ;
По рекомендации к формуле 16,29 [№2 с.335]:
коэффициент безопасности (умеренные
толчки);
температурный
коэффициент (до ).
Тогда
(Н)
Т.к.
- обеспечен значительный запас прочности
подшипниковых узлов вала червяка.
Подбор шпонок и проверочный расчет
шпоночного соединения.
Для выходного конца быстроходного вала d1вых =70(мм), передающего вращающий момент Т1=246,98(Н*м).
По табл. 4.1
[№4 с.78] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение
А):
b=20(мм) – ширина шпонки,
h=12(мм) – высота шпонки,
t1=7,5(мм) – глубина паза на валу,
t2=4,9(мм) – глубина паза на муфте.
Радиус закругления пазов 0,3<r<0,5(мм) (интерполяция)
Учитывая
длину вала и предполагаемую длину ступицы муфты = 130(мм), принимаем по СТ СЭВ
189 – 75 [№4 с.78] длину шпонки 
(мм).
Расчетная
длина шпонки 
[№3 с.55]
(мм)
Принимая
материал шпонки сталь 45 с пределом текучести 
[№3 с.57], а
допускаемый коэффициент запаса прочности [s]=2,3 (нагрузка постоянная
нереверсивная) [№3 с.56],
определим
допускаемое напряжение 
[№3 с.57],
(МПа)
Проверим соединение на смятие:
[№3 с.56],
(МПа).
Т.к.
[№3 с.55] –
прочность шпоночного соединения обеспечена.
Напряжение
среза 
[№3 с.55], где 
- площадь среза шпонки:
(МПа)
Т.к.
[№3 с.57] – прочность шпоночного соединения
обеспечена.
Для
вала под ступицу червячного колеса d2ш =100 (мм), передающего вращающий момент
Т2=3804,52(Н*м), 
(мм).
По табл. 4.1 [№4 с.78] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение А):
b=28(мм);
h=16(мм); t1=10(мм); t2=6,4(мм); 0,4<r<0,6(мм); 
(мм);
(мм)
(МПа).
Т.к.
– условие
выполняется.
