8. Второй этап компоновки редуктора
Используем чертежи первого этапа компоновки (см. рис. 12.23 [1]). Второй этап (рис. 12.25 [1]) имеет целью конструктивно оформить основные детали – червячный вал, вал червячного колеса, червячное колесо, корпус, подшипниковые узлы и др.
Зацепление и подшипники смазываются разбрызгиванием жидкого масла залитого в корпус ниже уровня витков так, чтобы избежать чрезмерного заполнения подшипников маслом, нагнетаемым червяком. На валу червяка устанавливаем крыльчатки; при работе редуктора они будут разбрызгивать масло и забрасывать его на колесо и в подшипники.
Уплотнение валов обеспечивается резиновыми манжетами. В крышке люка размещаем отдушину. В нижней части корпуса вычерчиваем пробку для спуска масла и устанавливаем маслоуказатель с трубкой из оргстекла.
Конструируем стенку корпуса и крышки. Их размеры были определены в гл. 7 данного примера. Вычерчиваем фланцы и нижний пояс. Конструируем крюки для подъёма.
Устанавливаем крышки подшипников глухие (см. рис. 9.31 [1]) и сквозные для манжетных уплотнений (см. табл. 9.16 [1]). Под крышки помещаем металлические прокладки для регулировки.
Конструкцию червячного колеса выполняем по рис. 10.9 [1], насаживая бронзовый венец на чугунный центр с натягом. Посадка Н7/p6 – по ГОСТ 25347–82.
Вычерчиваем призматические шпонки: на выходном конце вала червяка b h l = =10 8 40 мм, на выходном конце вала червячного колеса b h l = 14 9 80 мм и под червячным колесом b h l = 18 11 80 мм (см. табл.8.9 [1]).
9. Тепловой расчет редуктора
Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А 0,73 м2 (здесь учитывалась также площадь днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).
По формуле (10.1) [1] условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе
где Pч = 5 кВт = 5000 Вт – требуемая для работы мощность на червяке.
Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплопередачи kt = 17 Вт/(м2 С). Тогда
Допускаемый перепад температур при нижнем червяке [t] = 60.
Для уменьшения t
следует соответственно увеличить
теплоотдающую поверхность пропорционально
отношению
,
сделав корпус ребристым (см. рис.12.25 и
10.38 [1]).
10. Проверка прочности шпоночных соединений
Проверочный расчет на смятие производят так же, как и в предыдущих примерах.
Здесь приведем проверку прочности лишь одного сечения, передающего вращающий момент от вала червячного колеса к муфте.
Диаметр вала в этом месте dв2 = 48 мм. Сечение и длина шпонки b h l = 14 9 80 мм, глубина паза t1 = 5,5 мм. Момент Tk2 = T2 = = 517 103 Н мм.
Напряжение смятия (см. § 8.4 [1])
МПа < [см].
11. Уточненный расчет валов
Червячный вал проверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчета геометрических характеристик (d1= 80 мм, da1 = 96 мм и df1 = 60,8 мм), значительно превосходят те, которые могли быть получены расчетом на кручение. Напомним, что диаметр выходного конца вала получился при расчете на кручение 18,7 мм, а мы его по соображениям конструирования приняли его dв1 = 32 мм (мы решили этот диаметр для удобства соединения принять равным диаметру вала электродвигателя).
Проверим стрелу прогиба червяка (расчет на жесткость).
Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка
(Формула известна из курсов «Сопротивление материалов» и «Детали машин».)
Стрела прогиба
мм.
Допускаемый прогиб [f] = (0,005 0,01)m = (0,005 0,01)8 = 0,04 0,08 мм.
Таким образом, жесткость обеспечена, так как f = 0,00602 < [f].
Определение коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях вала червячного колеса (рис. 12.26 [1]) следует проводить аналогично тому как это выполнено для ведущего вала косозубого цилиндрического редуктора (см. § 12.1 и рис. 12.8 [1]).
В данном примере запасы прочности больше [s], так как диаметры участков вала, выбранные по условиям монтажа, значительно превышают расчетные.