Кинематический и силовой анализ

Передаточное отношение редуктора

u=  ; u= =15

Частоты вращения валов

n₁=n_дв=750 об/мин

n₂=n_вых=50 об/мин

Момент на входном валу

Т₁= , H Т₁= =15 H

Суммарное время работы редуктора

t_∑= L , час; t_∑= 10  час

Число циклов нагружения зубьев червячного колеса

N₂=60  t_∑ n_вых ; N₂=60  24528 =73584000

Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Червяк изготавливается из стали 40Х с закалкой до твердости HRC 48-50. Марку бронзы для венца червячного колеса выбираем по ожидаемой скорости скольжения:

V_ск=4.5  , м/с; V_ск=4.5 =1,91 м/с

Выбор марки бронзы и расчет допускаемых контактных напряжений [Ϭ]_H зависят от расчетной величины V_ск

V_cк ˂ 5 м/с

Поэтому выбираем бронзу БрАЖ 9-4 с Ϭ_в =500 МПа и Ϭ_Т = 200 МПа.

Допускаемые контактные напряжения

[Ϭ]_H =300-25 , МПа; [Ϭ]_H =300-25  МПа

Предел изгибной выносливости

Ϭ_FO=0,44 , МПа; Ϭ_FO=0,44

Базовое число циклов: N_FO=10⁶

Коэффициент долговечности

К_FL=  ; К_FL=  =0,62

Принимаем К_FL= 0,89

 [Ϭ]_F= , Мпа; [Ϭ]_F= =56 МПа

где S=1,75 –коэффициент безопасности

Расчет червячной передачи

Число заходов червяка Z₁: при 14<U≤30                  Z₁=2

Расчетное число зубьев червячного колеса

Z^’₂ = ; Z^’₂ = =30

Принимаем Z₂=30

Коэффициент диаметра червяка

q^’=0,25 ; q^’=0,25  =7,5

Принимаем q=8

Предварительный диаметр делительной окружности червячного колеса

d^’₂= 630 , мм; d^’₂= 630 =148,05 мм

где K_H=1,2- коэффициент нагрузки.

Расчетный модуль зацепления

m’= , мм; m’= =4,94 мм

Принимаем m=5 мм

Межосевое расстояние

a_w=0,5·m·(q+Z₂), мм; a_w=0,5·5·(8+30)=95 мм

Диаметр делительной окружности червяка

d₁=m·q, мм; d₁₌5·8=40 мм

Диаметр делительной окружности червячного колеса

d₂=m·Z₂, мм; d₂₌5·30=150 мм

Диаметры окружностей вершин зубьев

d_a1=d₁+2·m, мм; d_a1=40+2·5=50 мм

d_a2=d₂+2·m, мм; d_a2=150+2·5=160 мм

Диаметры окружностей впадин зубьев

d_f1=d₁-2,4·m, мм; d_f1= 40-2,4·5=28 мм

d_f2=d₂-2,4·m, мм; d_f2=150-2,4·5=138 мм

Наибольший диаметр червячного колеса

d_aM2= + , мм; d_aM2=160+ =167.5 мм

Ширина червячного колеса

0,75·d_a1, мм; 0,75·50=37,5 мм

Принимаем b₂=38 мм

Длина нарезной части червяка

l₁ (11+0,06·Z₂) ·m; l₁  (11+0,06·30)·5=65

Угол подъема витков червяка

       =arctg ; =arctg

Проверочный расчёт

Рабочее контактное напряжение

Ϭ_Н= 15800 ≤[Ϭ]_H; Ϭ_Н= 15800 =244,8

Ϭ_Н= 244,8 ≤[Ϭ]_Н =252,4

Коэффициент формы зуба червячного колеса

Y_F2=4 ; Y_F2=4 =1,67

Расчетные напряжения изгиба в зубьях червячного колеса

Ϭ_F2=  ≤[Ϭ]_F; Ϭ_F2= =18,6

Ϭ_F2 =18,6 ≤ [Ϭ]_F =56

Где К_F= 1,3- коэффициент нагрузки.

Силы в зацеплении:

Окружная             F_t2= , H; F_t2= =2400 H

Радиальная           F_r2= F_r2= =874 H

Осевая                  ­F_a2= , H; ­F_a2= =750 H

Проектный расчёт валов. Побор подшипников

Входной вал

Предварительный диаметр выходного участка

d’_в1=10  , мм; d’_в1=10 =16

Где [ ] = 20 МПа- допускаемое напряжение кручения.

Принимаем d_в1=d_дв=28 мм

Диаметр ступени под уплотнение

d_y1=d_в1+4=28+5 = 33 мм (принимаем 35)

Диаметр ступени под подшипники

d_п1=d_y1+ 3= 35+4 = 39 мм (принимаем 40)

Диаметр упорного буртика

d_b1=d_п1+6 мм = 40+6 = 46 мм

В опорах валов устанавливаем конические роликоподшипники легкой серии.

Габаритные размеры подшипников: d=d_п1=40 мм, D = 80 мм, Т= 20 мм

Выходной вал

Предварительный диаметр выходного участка

d’_в2=10 , мм; d’_в2=10 =35,56 мм

Принимаем d_в2=36 мм

Диаметр ступени под уплотнение

d_y2=d_в2+5=36 +4=40 мм

Диаметр ступени под подшипники

d_п2=d_y2+5=40+5=45 мм

Диаметр ступени под червячное колесо

d_к2=d_п2+5=45+5=50 мм

Диаметр упорного буртика

d_б2=d_к2+10 = 50+10= 60 мм

В опорах валов устанавливаем конические роликоподшипники легкой серии

Габаритные размеры подшипников: d=d_п2=45 мм, D=85 мм, Т= 21 мм

Динамическая грузоподъемность подшипников С_r=50000 Н