Червячный редуктор
Исходныеданные
Мощностьна выходномвалу P= 5 кВт
Частотавращения валарабочей машиныn= 30 об/мин
Срокслужбы приводаLг =2 лет.
Допускаемоеотклонениескорости =4 %
Продолжительностьсмены tс=8 часов.
Количествосмен LС=2
ВЫБОРЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙРАСЧЁТ ПРИВОДА.
1.Определениемощности ичастоты вращениядвигателя.
Мощностьна валу рабочеймашины Ррм=5,0 кВт.
Определимобщий КПД привода:=зп*оп*м*2пк*пс
Потабл. 2.2 [1] принимаемследующиезначения КПДмеханическихпередач.
КПД закрытой передачизп=0,97
КПДпервой открытойпередачи оп1=0,965
КПДвторой открытойпередачи оп2=0,955
КПДмуфты м=0,98
КПДподшипниковкачения пк=0,995
КПДподшипниковскольженияпс=0,99
определимобщий КПД привода=з*оп1*пк2*оп2*пс=,97*0,965*0,9552*0,995*0,99=0,876
Определимтребуемуюмощность двигателяРдв=Ррм/=5/0,876=5,708кВт.
Выбираемпо табл. К9 [1] номинальнуюмощность двигателяРном= 7,5 кВт.
Выбираемэлектродвигательс синхроннойчастотой вращения 750, 1000, 1500, 3000
Типдвигателя | 4AM160S8УЗ | 4AM132M6УЗ | 4AM132S4УЗ | 4AM112M2УЗ |
Номинальн.частота | 730 | 970 | 1455 | 2900 |
Диаметрвала | 48 | 38 | 38 | 32 |
2.Определениепередаточногочисла приводаи его ступеней.
Определимчастоту вращенияприводноговала рабочеймашины
nрм=60*1000v/(D)=60*1000970/(38)=30,0об/мин.
Передаточноечисло приводаu=nном/nрм=24,3332,33 48,50 96,67
Принимаемпределы передаточныхчисел закрытойпередачи uзп:6,360,0
Принимаемпределы передаточныхчисел первойоткрытой передачиuоп1:2,05,0
Принимаемпределы передаточныхчисел второйоткрытой передачиuоп2:27,1
Допустимыепределы приводаui:25,2 2130
Исходяиз пределовпередаточныхчисел привода,выбираем типдвигателя:4AM132M6УЗ
сноминальнойчастотой вращенияnном=970 мин-1идиаметром валаdДВ=38 мм.
Передаточноечисло приводаu= 32,33
Задаемсяпередаточнымчислом редуктораuзп=8
Задаемсяпередаточнымчислом первойоткрытой передачиuоп1=2
Задаемсяпередаточнымчислом второйоткрытой передачиuоп2=2
Фактическоепередаточноечисло приводаuф=uзп*uоп1*uоп2=8*2*2=32
Определиммаксимальноедопускаемоеотклонениечастоты вращенияприводноговала рабочеймашины nрм=nрм/100=30*4/100=1,2 об/мин.
Определимдопускаемуючастоту вращенияприводноговала рабочеймашины с учётомотклонения[nрм]=nрм±nрм=30±1,2=28,831,2(об/мин.)
Определитьфактическуючастоту вращенияприводноговала машиныnф=nном/uф=970/32=30,3 об/мин.
3.Определениесиловых икинематическихпараметровпривода.
Мощностьдвигателя Рдв= 5,708 кВт.
Мощностьна быстроходномвалу Рб=Рдв*оп1*пс=5,708*0,965*0,99=5,453 кВт.
Мощностьна тихоходномвалу Рт=Pб*зп*пк=5,453*0,97*0,955=5,263 кВт.
Мощностьна валу рабочеймашины Ррм=Рт*оп2*пк=5,263 *0,955*0,995= 5,00 кВт.
Частотавращения валаэлектродвигателя nном=970,00 об/мин.
Частотавращениябыстроходноговала nб=nном/uоп1=970/2=485,00об/мин.
Частотавращения тихоходноговала nт=nб/uзп=485/8=60,63об/мин.
Частотавращения валарабочей машины nрм=nт/uоп2=60,63/2=30,315 об/мин.
Угловаяскорость валаэлектродвигателя ном=*nном/30=*970/30=101,58 рад/с.
Угловаяскоростьбыстроходноговала б=ном/uоп1=101,58/2=50,79 рад/с.
Угловаяскорость тихоходноговала т=п/uт=50,79/8=6,35 рад/с.
Угловаяскорость валарабочей машинырм=т/uор2=3,18 рад/с.
Вращающиймомент на валуэлектродвигателяТдв=Рдв/ном=7500/101,58=56,19 Н*м.
Вращающиймомент набыстроходномвалу Тб=Рб/б=5,453/50,79=107,36 Н*м.
Вращающиймомент на тихоходномвалу Тт=Pт/т=5,263/6,35=828,82 Н*м.
Вращающиймомент на валурабочей машины Трм=Pрм/рм=5000/3,18= 1572,33 Н*м.
ПРОЕКТНЫЙРАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙПЕРЕДАЧИ.
1.Выборматериала
Выборматериала длячервяка.
Длячервяка выбираемматериал потабл. 3.2 [1] сталь40Х
Термообработка- улучшение
Интервалтвёрдости 260- 280 НВ
Средняятвёрдость: 270НВ
Пределпрочности прирастяженииВ=900 Н/мм2
Пределпрочности прирастяженииТ=750 Н/мм2
Длячервяка прискорость скольженияVs=4,3*2*uзп*3Т2/103=4,3*6,35*8*3828,82/103=2,052 м/с
потабл.. 3.5 [1] принимаем бронзу БрА10Ж4Н4
Пределпрочности прирастяженииВ=650 Н/мм2
Пределпрочности прирастяженииТ=460 Н/мм2
Срокслужбы привода:Lh=365*Lг*tc*Lcи из полученногорезультатавычитаем 25% напростои. Lh=10000
Числоциклов переменынапряженийза наработкуN=573**Lh=2,91E+08
Числоциклов переменынапряженийсоответствующиепределу выносливостирассчитываемпо табл. 3.3. [1] NH0=6,80E+07
ОпределяемкоэффициентдолговечностиКHL=6NH0/N=66,80E+07/2,91E+08= 0,32
Коэффициент,учитывающийизнос материалаСV= 0,95
ОпределяемкоэффициентдолговечностиКFL=9106/N=9106/2,91E+08=0,54,
Потабл. 3.5 [1] принимаем2-ю группу материалов.
Дляматериалачервячногоколеса по табл.,3.6 определяем:
Допускаемыеконтактныенапряжения–
Значение[]Hуменьшаем на15% так как червякрасположенвне маслянойванны.
при2
Допускаемыеизгибные напряжения–
при2
2.Проектныйрасчет передачи.
Вращающиймомент на червякеТ1=107,36 Н*м
Вращающиймомент на колесеТ2=828,82 Н*м
Передаточноечисло передачиu= 8,00
При6зп1=4
определяемчисло зубьевчервячногоколеса z2=z1*uзп=4*8=32
Определяемкоэффициентдиаметра червякаq=(0,212...0,25) z2=6,784 8 мм.
Принимаемкоэффициентдиаметра червяка по ГОСТ 19672-74 q= 8,0
Определяеммежосевоерасстояниеаw=(z2/q+1)*3/(z2[]2H/q))2Т2*103*K==(32/8+1)*3/(32[]2H/8))2Т2*103*K=198,9 мм.
Принимаеммежосевоерасстояниепо ГОСТ 2185-66 аw=200 мм.
Определяеммодуль зацепленияm=(1,5...1,7)*a/z2=(1,5...1,7)*200/32 =10,00 мм.
Принимаеммодуль зацепленияпо ГОСТ 9563-60 m= 10 мм.
Определяемкоэффициентсмещения инструмента=(aw/m)-0,5*(q+z2)=(200/10)-0,5*(8+32)=0,000
Определяемфактическоемежосевоерасстояниеаw=0,5*m*(q+z2+2)=0,5*10*(8+32+2*0)=200 мм.
3.Определяемосновныегеометрическиепараметрыпередачи
длячервяка:
Делительныйдиаметр d1=q*m=8*10=80мм.
Начальныйдиаметрdw1=m*(q+2)=10*(8+2*0)=80 мм.
Диаметрвершин витковdа1=d1+2m=80+2*10= 100 мм.
Диаметрвпадин витковdf1=d1-2,4*m=80-2,4*10=56 мм.
Делительныйугол подъёмалинии витков=arctn(z1/q)=arctn(4/8)=26,56505 °
При0КоэффициентC= 0,00
длинанарезной частичервякаb1=(10+5,5*+z1)+C=(10+5,5*+4)+0= 140,00 мм.
длячервячногоколеса:
Делительныйдиаметр d2=mz2=10*32=320 мм.
Диаметрвершин зубьевdа2=d2+2m(1+)=320+2*10(1+0)=340 мм.
Диаметрвпадин зубьевdf2=d2-2m(1,2-)=320-2*10(1,2-0)=296мм.
Наибольшийдиаметр колесаdam2da2+6m/(z1+2)=340+6*10/(4+2)=350мм.
Ширинавенца при z1=4, b2=0,315*aw=0,315*200=63 мм.
Принимаем b2=63 мм.
Радиусызакруглениязубьев:
Радиусзакруглениявершин зубьевRa=0,5d1-m=0,5*80-10= 30 мм.
Радиусзакруглениявпадин зубьевRf=0,5d1+1,2*m=0,5*80+1,2*10=52 мм.
Условныйугол обхватачервяка венцомколеса 2:
Sin=b2/(da1-0,5*m)=63/(100-0,5*10)=0,6632
Тогда2=83,09 °
4.Проверочныйрасчет.
4.1.Угол тренияопределяемв зависимостиот фактическойскорости скольженияVs=uф*2*d1/(2cos(*103)=32*6,35*38/(2cos(*103)=2,272 м/с ,
гдеuф- фактическоепередаточноечисло привода,
2–угловая скоростьтихоходноговала,
d1–делительныйдиаметр длячервяка,
–делительныйугол подъемалинии витковчервяка.
Принимаемпо табл.4.9. [1] уголтрения =2,5 °
ОпределяемКПД червячнойпередачиh=tg(g)/tg(g-j)= 0,90
окружнаяскорость колесаV2=2*d2/(2*103)=,*320/(2*103)= 1,016 м/с
4.2.Проверяемконтактныенапряжениязубьев
Окружнаясила на колесеFt2=2*Т2*103/d2=2*828,82*103/320=5180,125 H,
гдеТ2 –вращающиймомент на червячномколесе,
d2–делительныйдиаметр длячервячногоколеса.
ПриV2
Тогдаконтактныенапряжениязубьев H=340*Ft2*K/(d1*d2)=340*5180,125*1/(80*320)= 152,943Н/мм2,отклонениеотдопускаемойсоставляет9,44 %.
Условие H]H выполняется
4.3.Проверяем напряженияизгиба зубьев.
Эквивалентноечисло зубьевколеса zv2=z2/cos3=320/cos3=44,721
Выбираемпо табл. 4.10. [1] коэффициентформы зуба YF2=1,55
Тогда напряженияизгиба зубьевF=8,921 Н/мм2
Условие FF]выполняется
4.4Силы в зацеплениипередачи.
Окружная:
Ft1=2T1*1000/d1=2*107,36*1000/80=2684,000 H
Ft2=2T2*1000/d2=2*828,82*1000/320=5180,125 H
Радиальная:
Fr1=Fr2=Ft2*tg=5180,125 *tg=1885,411H
Осевая:
Fa1=Ft2=5180,125 H
Fa2=Ft1=2684,000 H
ПРОЕКТНЫЙРАСЧЁТ ВАЛОВ
1.Выбор материала
Принимаемдля обоих валовсталь 40Х
Термообработка- улучшение
Механическиехарактеристикиматериалапринимаем потабл. 3.2. [1]:
Твёрдостьзаготовки- 270НВ.
Пределна растяжениеB=900 Н/мм2
Пределтекучести Т=750 Н/мм2
2.Выбор допускаемыхнапряженийна кручение.
Таккак расчётвалов выполняемкак при чистомкручении , т.е.не учитываемнапряженийизгиба, тодопускаемыенапряженияна кручениепринимаемзаниженными:
Длябыстроходноговала [k]=10 Н/мм2
Длятихоходноговала [k]=20 Н/мм2
3.Определениягеометрическихпараметровступеней валов.
Быстроходныйвал :
диаметрконсольногоучастка валаd1=3Т1*103/(0,2*[]к)=3107,36*103/(0,2*10)=37,72 мм,
где []к - допускаемоенапряжениена кручениедля быстроходноговала.
Принимаемd1=38 мм.
длинаконсольногоучастка валаl1=1,2*d1=1,2*37,72= 45,60 мм.
Принимаемпо ряду Ra40 l1=45 мм.
Принимаемвысоту буртика t= 2,5 мм.
диаметрпод уплотнениекрышки и подшипникd2=d1+2t=38+2*2,5= 43,00 мм.
Принимаемпо ряду Ra40 d2=45 мм.
Длинавала под уплотнениекрышки и подшипник l2=1,5d2=1,5*43=67,5мм.
Принимаемпо ряду Ra40 l2=67 мм.
Принимаемкоординатыфаски подшипникаr= 3 мм.
диаметрпод червякd3=d2+3,2r=45+3,2*3=54,60 мм.
Принимаемпо ряду Ra40 d3=56 мм.
длина валапод червякпринимаетсяграфически l3=280мм.
диаметрпод подшипникd4=d2=45 мм.
длина валапод подшипник l4=25 мм.
Тихоходныйвал:
диаметрконсольногоучастка валаd1=3Т1*103/(0,2*[]к)=3107,36*103/(0,2*20)=59,17 мм,
где[]к- допускаемоенапряжениена кручениедлятихоходноговала.
Принимаемпо ряду Ra40 d1=60 мм.
длинаконсольногоучастка валаl1=1,2*d1=1,2*60=72,00 мм.
Принимаемпо ряду Ra40 l1=71 мм.
Принимаемвысоту буртика t= 3 мм.
диаметрпод уплотнениекрышки и подшипникd2=d1+2t=60+2*3= 65,17 мм.
Принимаемпо ряду Ra40 d2=65 мм.
длина валапод уплотнениекрышки и подшипник l2=1,25d2=1,25*65,17=81,25 мм.
Принимаемпо ряду Ra40 l2=80 мм.
Принимаемкоординатыфаски подшипникаr= 3,5 мм.
диаметрпод червячноеколесо d3=d2+3,2r=65+3,2*3=76,20мм.
Принимаемпо ряду Ra40 d3=75 мм.
длина валапод червячноеколесо принимаетсяграфически l3=120 мм.
диаметрпод подшипникd4=d2=65 мм.
длинавала под подшипник l4=18 мм.
РАСЧЕТПЛОСКОРЕМЕННОЙПЕРЕДАЧИ.
1.Проектныйрасчет.
Задаемсярасчетнымдиаметромведущего шкиваd1=63Т1=6 3107,36=229,811мм.
Принимаемиз стандартногоряда расчетныйдиаметр ведущегошкива d1=224 мм.
Принимаемкоэффициентскольжения=0,01
Передаточноечисло передачиu= 2,00
Определяемдиаметр ведомогошкива d2=ud1(1-)=2*229,811(1-0,01)=443,52 мм.
ПоГОСТу из табл.К40 [1] принимаемдиаметр ведомогошкива d2=450,00 мм.
Определяемфактическоепередаточноечисло uф=d2/(d1(1-))=450/(224(1-0,01))=1,98
Проверяемотклонениеuот заданногоu: u=|uф-u|/u *100%=|1,98-2|/2*100%=1,00 %
Определяемориентировочноемежосевоерасстояниеа=2(d1+d2)=2(230+443)=1350,00 мм.
Определяемрасчетную длинуремня l=2a+(d2+d1)/2+(d2-d1)2/(4a)=2*1350+(450+230)/2+(450-230)2/(4*1350)= 3768,18 мм.
Базоваядлина ремняl= 4000,00 мм.
Уточняемзначение межосевоерасстояниепо стандартнойдлине
а={2l-(d2+d1)+[2l-(d2+d1)]2-8(d2-d1)2}/8={2l-(450+230)+[2*3768-(450+230)]2-8(450-230)2}/8=1461,93 мм. 170,00
Определяемугол обхватаремнем ведущегошкива 1=180°-57°*(d2-d1)/a=171,19 ° >150°
Определяемскорость ремняv=d1n1/(60*103)= *230*485/(60*103)= 11,67 м/с.
Определяемчастоту пробеговремня U=v/l= 12/3768= 2,918 c-1-1
Определяемдопускаемуюмощность,передаваемую ремнем.
Поправочныекоэффициенты:
коэффициентдлительностиработы Cp=0,90
коэффициентугла обхватаC=0,97
коэффициентвлияния отношениярасчетнойдлинны к базовойCl=1,00
коэффициентугла наклоналинии центровшкивов к горизонтуC=1,00
коэффициентвлияния диаметраменьшего шкиваCd=1,20
коэффициентвлияния натяженияот центробежнойсилы Cv=1,00
Допускаемаяприведеннаямощность выбираемпо табл. 5.5. [1] [P0]=2,579 КВт.
Тогда[Pп]=[P0]CpCClCCdCv=2,579* 0,9*0,97*1*1*1,2*1= 2,70 КВт.
Определимокружную силу,передаваемуюремнем Ft=Рном/v=7,5/11,67= 642,67 H.
Потабл. 5.1. [1] интерполируя,принимаемтолщину ремня=5,55 мм.
Определимширину ремняb= Ft/=642,67/4=116 мм.
Постандартномуряду принимаемb= 100 мм.
Постандартномуряду принимаемширину шкиваB= 112 мм.
Определимплощадь поперечногосечения ремняА=b=100*4=555 мм2.
Потабл. 5.1. [1] интерполируяпринимаем предварительноенапряжение=2 H/мм2.
Определимсилу предварительногонатяжения ремняF0=A0=555*2=1110 Н.
Определяемсилы натяженияветвей :
F1=F0+Ft/2=1110+643/2=1431,34 H.
Определимсилу давленияремня на валFоп=2F0sin(1/2)=2*1110*sin(20/2)=2213,44 Н,
где1– угол обхватаремнем ведущегошкива.
2.Проверочныйрасчет.
Проверяемпрочность ремня по максимальнымнапряжениямв сечении ведущейветви:
Находимнапряжениерастяжения:s1=F0/A+Ft/2A=1110/555+643/2*555=2,58 Н/мм2.
Находимнапряжениеизгиба:и=Еи/d1=90*4/320=2,23 Н/мм2,
гдемодуль продольнойупругости Еи=90,00 Н/мм2.
Находимнапряжениеот центробежныхсил:v=v2*10-6=*11,672*10-6=0,15 Н/мм2,
гдеплотностьматериаларемня=1100,00 кг/м3.
Допускаемоенапряжениерастяжения:[]р=8,00 Н/мм2,
Прочностьодного ремняпо максимальнымнапряжениям
max=1+и+v=5,58++0,15=4,96Н/мм2. ]р,
где 1–напряжениерастяжения.
РАСЧЕТОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙПЕРЕДАЧИ.
1.Выбор материала.
1.1. Дляшестерни.
Выбираемматериал сталь45
Термообработка:нормализация
Твёрдость:170 217 HB
Принимаемтвёрдость 193,5HB
В=600 Н/мм2.
Т=340 Н/мм2.
1.2. Дляколеса.
Выбираемматериал сталь45
Термообработка:нормализация
Твёрдость:170 217 НВ
Принимаемтвёрдость 193,5НВ
В=600 Н/мм2.
Т=340 Н/мм2.
2. Срокслужбы привода.
Срокслужбы приводаLh=10000 часов.
Числозацепленийзуба за 1 оборотс= 1
Числоциклов переменынапряженийза наработкудля шестерниN=60*c*n*Lh=60*1*485*10000= 291026700
Числоциклов переменынапряженийза наработкудля колесаN=60*c*n*Lh=60*1*485*10000=36385500
Числоциклов переменынапряженийпринимаем потабл. 3.3. [1] NH0=16500000
3.Расчет допустимыхконтактныхи изгибныхнапряжений.
3.1. Дляшестерни.
ОпределяемкоэффициентдолговечностиКHL=6NH0/N=616500000/36385500 = 1
ОпределяемкоэффициентдолговечностиКFL=64*106/N=64*106/36385500 = 1
Принимаемкоэффициентбезопасности[S]H=1,1
ПределвыносливостиH0=1,8НВ+67= 415,3 Н/мм2.
Допускаемыеконтактныенапряжения[]H1=H0*KHL=415,3*1= 377,545 Н/мм2.
Пределвыносливостизубьев по напряжениямизгиба выбираемF0=199,305 Н/мм2.
Допускаемыеизгибные напряжения[]F1=КFL*H0=1*199,305=199,305 Н/мм2.
3.2. Дляколеса.
ОпределяемкоэффициентдолговечностиКHL=6NH0/N=616500000/36385500 = 1
ОпределяемкоэффициентдолговечностиКFL=64*106/N=64*106/36385500= 1
Принимаемкоэффициентбезопасности[S]H=1,1
ПределвыносливостиH0=1,8НВ+67=415,3 Н/мм2.
Допускаемыеконтактныенапряжения[]H1=H0*KHL=377,545*1= 377,545 Н/мм2.
Пределвыносливостизубьев по напряжениямизгиба выбираемF0=175,1 Н/мм2.
Допускаемыеизгибные напряжения[]F1=1*175,1=175,1 Н/мм2.
Таккак НВ1ср-НВ2ср=20...50,то дальнейшийрасчёт ведёмпо меньшемузначению []H=377,545 Н/мм2.
Расчётвведем по меньшемузначению []F.
Принимаем[]F=175,1 Н/мм2.
Проектныйрасчет.
Вращающиймомент на шестернеТ1=828,82 Н*м.
Вращающиймомент на колесеТ2=1572,33 Н*м.
Передаточноечисло ступениu= 2,0
ВспомогательныйкоэффициентКа=49,5
Коэффициентширины венцаa=b2/aw=63/315= 0,25
Коэффициентнеравномерностинагрузки подлине зуба, Дляприрабатывающихсязубьев КH=1
Определяеммежосевоерасстояниеаw=Ka(u+1)3Т2*103*КH/(au2[]2H)=49,5(2+1)3Т2*103*1572,33/(0,25*22*377,5452)= 330,57 мм.
Принимаемпо ГОСТ 6636-69 аw=315 мм.
ВспомогательныйкоэффициентКm=6,8 мм.
Делительныйдиаметр колесаd2=2*315*2/(2+1)=420,0 мм.
Ширинавенца колесаb2=0,25*315=78,75 мм.
Принимаемиз ряда Ra40 ширинувенца колесаb2=80 мм.
Определяеммодуль зацепленияm=2КmT2*103/(d2b2[]F)=2*6,8*829*103/(45*80*[]F)=3,635 мм.
Принимаеммодуль зацепленияm= 3,5 мм.
Определяемсуммарное числозубьев шестернии колеса z=z1+z2=2aw/m= 60+120=2*315/3,5= 180
Определяемчисло зубьевшестерни z1=z/(1+u)=180/(1+2)=60
Определяемчисло зубьевколеса z2=z-z1=180-60=120
Фактическоепередаточноечисло uф=z2/z1=120/60=2,000
Отклонениеот заданногоu=(|uф-u|/u)*100=0,00 %
Определяемфактическоемежосевоерасстояниеаw=(z1+z2)m/2=(60+120)3,5/2=315 мм.
Определяемосновныегеометрическиепараметрыколеса:
делительныйдиаметр d2=mz=3,5*120= 420,0 мм.
диаметрвершин зубьевda2=d2+2m=420+2*3,5= 427,0 мм.
диаметрвпадин зубьевda2=d2-2,4m=420-2,4*3,5= 411,6 мм.
ширинавенца b2=aaw=0,25*315= 78,75 мм.
Принимаемиз ряда Ra40 ширинувенца колесаb2=80 мм.
Определяемосновныегеометрическиепараметрышестерни:
делительныйдиаметр d1=mz1=3,5*60=210,0 мм.
диаметрвершин зубьевda1=d1+2m=210+2*3,5=217,0 мм.
диаметрвпадин зубьевda1=d1-2,4m=210-2,4*3,5= 201,6 мм.
ширинавенца b1=b2+(2...4)=80+(2...4)=83 мм.
Принимаемиз ряда Ra40 ширинувенца шестерниb1=85 мм.
3.3Проверочныерасчеты.
Проверяеммежосевоерасстояниеа=(d1+d2)/2=(210+420)/2=315 мм.
Проверитьпригодностьзаготовокколёс.
Условиепригодностизаготовокколёс: DЗАГDПРЕДи SЗАГSПРЕД
Диаметрзаготовкишестерни DЗАГ=da1+6=217+6=223,00 мм.
Размерзаготовкиколеса закрытойпередачиSЗАГ=b2+4=437+4= 431,00 мм.
Прине выполнениинеравенстваизменить материалколёс или видтермическойобработки.
ПроверяемконтактныенапряженияH[1].
ВспомогательныйкоэффициентК = 310
Окружнаясила в зацепленииFt=2T2103/d2=2*829*1572*210*103/d2=7487,286 Н.
Определяемокружную скоростьv=2d2/(2*103)=420/(2*103)=1,33 м/с,
где2–угловая скоростьтихоходноговала,
d2–делительныйдиаметр зубчатогоколеса.
Выбираемпо табл. 4.2. [1] степеньточности передачиравную 9
Коэффициент,учитывающийраспределениенагрузки междузубьями колёсКH= 1
Принимаемпо табл. 4.3. [1] КHv=1,05
ТогдаH=(K/aw)T2(uф+1)3KHKHKHv/(u2b2)=(310/315)829(32+1)31*1*1,05/(u2b2)=367,30 377,545
Условиепрочностивыполняется.Недогруз передачив пределахдопустимойнормы 2,71%
Проверканапряженийизгиба зубьев.
Коэффициент,учитывающийраспределениенагрузки междузубьями колёсКF= 1
Коэффициентдинамическойнагрузки, потабл. 4.3. [1] принимаемКFv=1,13
Коэффициентыформы зуба.Определяютсяпо табл. 4.7. [1] взависимостиот эквивалентногочисла зубьев.
Дляпрямозубыхколёс:
шестерниzv1=z1=60,00
колесаzv2=z2=120,00
Коэффициентформы зубашестерни YF1=3,62
Коэффициентформы зубаколеса YF2=3,6
Коэффициентнаклона зубаY=1,00
Определяемнапряженияизгиба зубьев F=YF2*Y*KF*KF*KFv*Ft/(b2*m)=3,6*1*1*1,05*1,13*7487/(79*3,5)=108,78
Условиепрочностивыполняется:F[]F.Недогруз составляет37,88 %
Определимсилы в зацеплении.
Окружная:
Ft1=Ft2=2*T2*103/d2=2*828*103/420=7487,286 H.
Радиальныеи осевые:
Fr1=Fr2=Ft2*tg/Cos=7487,286*tg20/Cos=2725,149 H.
Fa1=Fa2=Ft1*Tg=7487,286*Tg=0,000 H.
ОПРЕДЕЛЕНИЕРЕАКЦИЙ В ОПОРАХПОДШИПНИКОВ.
1.Силы в зацеплениипередачи изпроектногорасчета передачи.
Окружная:
Ft1=2684,000 H
Ft2=5180,125 H
Радиальная:
Fr1=Fr2=1885,411 H
Осевая:
Fa1=Ft2=5180,125 H
Fa2=Ft1=2684,000 H
Усилиеот открытойпередачи:
Набыстроходномвалу Fоп1=1431,340 H
Натихоходномвалу Fоп2=7967,803 H
Fx1=Fоп*Cosq= 1431,340 H
Fx2=Ft=7487,286 H
Fy1=Fоп*Sinq=0,000 H
Fy2=Fr=2725,149
Fz1= 0,000H
Fz2=Fa=0,000 H
Быстроходныйвал:
Изпроектногорасчета передачии из эскизнойкомпоновкиопределяем:
Делительныйдиаметр червякаd1=0,088 м
расстояниемежду опорамиlb=0,305 м
расстояниемежду точкамиприложенияконсольнойсилы и смежнойопоры lоп=0,077 м
Вертикальнаяплоскость.
а)определяемопорные реакции:
M3=0RAY*0,305+5180*0,088 /2-1185*0,305/2=0; RAY=(5180*0,088/2-1185 * 0,305/2 ) / 0,305 = -263,345 H
RAY*lБ+Fa1*d1/2-Fr1*lБ/2=0;RAY=(Fa1*d1/2-Fr1*lБ/2)/lБ=-263,345 H
M1=0;-RBY*lБ+Fa1*d1/2+Fr1*lБ/2=0;RBY=(Fa1*d1/2+Fr1*lБ/2)/lБ=1622,066 H
-RBY*0,305+5180*0,088 /2-1185*0,305/2=0; RBY=(5180*0,088/2-1185 * 0,305/2 ) / 0,305 = 1622,066 H
Проверка:Y=0;RBY-Fr1-RAY=0 H ;1622,066 -1885-263,345= 0 H
б)строим эпюруизгибающихмоментов относительнооси X в характерныхсечениях 1..3:
Mx1=0 H*м
СлеваMx2=-RAY*lБ/2=40,160 H*м
СправаMx2=RBY*lБ/2=247,365 H*м
Mx3=0 H*м
Горизонтальнаяплоскость.
а)определяемопорные реакции:
M3=0;-RAX*Б+Ft1*lБ/2+FM*lM=0;RAX=(2684*0,305/2+FM*lM)/lБ=1703,355 H
SM1=0;-RBX*lБ-Ft1*lБ/2+Fоп1*(lБ+lM)=0;RBX=(-2684*0,305/2+Fоп1*(0,305+lоп1))/lБ=450,695H
Проверка:Y=0;RAX-Ft1-RAX+FM=0 H
б)строим эпюруизгибающихмоментов относительнооси Y в характерныхсечениях 1..4:
MY1=0 H*м
MY2=-RAX*lБ/2=-1703,355*0,305/2=-259,762H*м
MY3=-Fоп*lоп=-110,213 H*м
MY4=0 H*м
Строимэпюру крутящихмоментовMK=MZ=Ft1*d1/2=2684*0,088/2=107,360 H*м
Определяемсуммарныерадиальныереакции :
RA=R2AX+R2AY =17032+2632= 1723,592 H
RB=16222+4502 = 1683,515 H
Определяемсуммарныеизгибающиемоменты в наиболеенагруженныхсечениях:
M2=M2X2+M2Y2=2602+402=262,848 H*м
M3=MY3=110,213 H*м
Тихоходныйвал.
Изпроектногорасчета передачии из эскизнойкомпоновкиопределяем:
Делительныйдиаметр червячногоколеса d2=0,32 м
расстояниемежду опорамиlT=0,138 м
расстояниемежду точкамиприложенияконсольнойсилы и смежнойопоры
lОП=0,1065 м
Вертикальнаяплоскость.
а)определяемопорные реакции:
M4=0;-RCY*lT-FZ*dоп1/2-Fr2*lT/2+FY*(lОП+lТ)+Fa2*d2/2=0;
RСY=(Fa2*d2/2-Fr2*lT/2+FY*(lОП+lT)-FZ*dоп1/2)/lT=(2684*0,32/2-5180*0,138/2+2725*(0,077+0,138)-FZ*dоп1/2)/lT=6997,4 H
M2=0;-RDY*lT-FZ*dоп1/2+Fr2*lT/2+FY*lОП+Fa2*d2/2=0;
RDY=(Fa2*d2/2+Fr2*lT/2+FY*lОП-FZ*dоп1/2)/lT=(2684*0,32/2-5180*0,138/2+2725*(0,077+0,138)-FZ*dоп1/2)/lT= 6157,7 H
Проверка:Y=0;RCY-FY-Fr2+RDY=0 H ;6997,4-2725-6157+1885=0 H
Рис.1 Эпюрамоментов набыстроходномвалу
Рис.2 Эпюрамоментов натихоходномвалу
290
425
-4,56
-152
-255
828
б)строим эпюруизгибающихмоментов относительнооси X в характерныхсечениях 1..3:
Mx1=FZ*dоп1/2=0*dоп1/2=0,000 H*м
Mx2=FY*lОП+FZ*dоп1/2=2725*0,077+0*dоп1/2=290,228 H*м
СправаMX3=RDY*lT/2=6158*0,138/2=424,881 H*м
СлеваMx3=FY(lОП+lT/2)-RCY*lT/2+FZ*dоп1/2=2725(0,077+lT/2)-7000*0,138/2+0*dоп1/2=-4,557 H*м
Mx4=0 H*м
Горизонтальнаяплоскость.
а)определяемопорные реакции:
M4=0;RCX*lT+Ft2*lT/2-FX*(lОП+lT)=0;RCX=(-Ft2*lT/2+FX*(lОП+lT))/lT=(-5180*0,077/2+1431*(0,077+0,138))/0,138=-54,101 H
M2=0; RDX*lT-Ft2*lT/2-FX*lОП=0;RВX=(Ft2*lT/2+FX*lОП)/lT=(5180*0,138/2+1431*0,077)/0,138 =3694,684 H
Проверка:Y=0;-RCX-Ft2+RDX+FX=0 H ;-54,101-5180+3694+1431= 0 H
б)строим эпюруизгибающихмоментов относительнооси Y в характерныхсечениях 1..4:
MY1=0 H*м
MY2=-FX*lОП=-152,438 H*м
MY3=-FX*(lОП+lT/2)+RCX*lT/2=-1431*(0,077+0,138/2)+54* 0,138/2=-254,933 H*м
MY4=0 H*м
строимэпюру крутящихмоментовMK=MZ=Ft2*d2/2=5180*0,32/2= 828,820 H*м
Определяемсуммарныерадиальныереакции :
RC=R2CX+R2CY=542+69972= 6997,609 H
RD=R2DX+R2DY=36942+61572= 7181,083 H
Определяемсуммарныеизгибающиемоменты в наиболеенагруженныхсечениях:
M2=M2X2+M2Y2=2902+1522= 327,826 H*м
M3=M2X3+M2Y3=4252+2552= 495,494 H*м
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙВЫБОР ПОДШИПНИКОВ.
Быстроходныйвал :
Принимаемрадиально-упорныешарикоподшипники, средней серии,тип 6309.
Схемаустановки: враспор.
Размеры:
Диаметрвнутреннегокольца d= 45 мм.
Диаметрнаружногокольца
D= 100 мм.
ШиринаподшипникаВ= 25 мм.
Грузоподъёмность:
Сr= 50,5 кН.
С0r= 41 кН.
Тихоходныйвал:
Принимаемшарикоподшипники осболегкой серии, тип 113.
Схемаустановки: сфиксирующейопорой.
Размеры:
Диаметрвнутреннегокольца d= 65 мм.
Диаметрнаружногокольца
D= 100 мм.
ШиринаподшипникаТ= 18 мм.
Грузоподъёмность:
Сr= 30,7 кН, С0r= 19,6 кН.
КОНСТРУКТИВНАЯКОМПОНОВКАПРИВОДА.
Конструированиередуктора.
Модульзацепленияm= 10,00 мм.
1.Конструирование колеса цилиндрическойпередачи.
Червячноеколесо в целяхэкономии цветныхметаллов свенцом из бронзы.Соединениевенца с чугуннымцентром выполняембандажированием,посадкой снатягом Н7/s6.
Размерыобода.
Делительныйдиаметр d2= 320 мм.
Диаметрнаибольшийdам2= 340 мм.
Ширинавенца колесаb= 63
Диаметрнаименьшийdв=0,9*d2-2,5*m=0,9*320-2,5*10= 263,0 мм.
Толщинавенца S=2,2m+0,05b2=2,2*10+0,05*63= 25,15 мм.
Изряда Ra40 принимаемS= 25 мм.
S0= 30 мм
h= 6,3 мм
t= 5,04 мм
Принаибольшемдиаметре колесаменее 500 мм егоизготавливаемцельным
Ширинаb2= 63 мм.
Размерыступицы.
Диаметрвнутреннийd=d3= 75 мм.
Диаметрнаружный dст=1,55d= 117 мм.
Толщинаст=0,3d= 23 мм.
ДлинаLст=(1...1,5)d= 98 мм.
Размерыдиска.
ТолщинаC=0,5(S+ст)=0,5(25+23)= 24 мм. >0,25b2
РадиусызакругленийR = 6 мм.
Уклон= 7 °
Диаметротверстийd0=(dв-2S0-dст)/4=(263-2*25-23)/4= 23 мм.
Таккак расчётныйдиаметр меньше25мм, выполняемдиск без отверстий . мм.
Конструированиечервячноговала.
Червяквыполняемзаодно с валом.
Основныеэлементы корпуса.
Толщинастенки корпуса=2*40,2Тт6; = 7,2 мм.
Принимаем= 8 мм.
Толщинакрышки 1=0,96; = 6,48 мм.
Принимаем1= 7 мм.
Толщинафланца корпусаb=1,5= 12 мм.
Толщинафланца крышкикорпуса b1=1,51= 10,5 мм.
Толщинанижнего поясакорпуса p=2,35= 19 мм.
Толщинаребер основания корпуса m=(0,85...1)= 8 мм.
Толщинаребер крышкиm1=(0,85...1)1= 7 мм.
Диаметрболтов:
соединяющихоснованиекорпуса с крышкойd=32Тт=32*828= 12 мм.
уподшипниковd1=(0,7...0,75)d= 10 мм.
фундаментныхболтов dф=1,25d= 16 мм.
Размеры,определяющиеположениеболтов d2:
е=(1...1,2)d1= 11 мм.
q=0,5d2+d4=0,5*14+10= 17 мм.
Дополнительныеэлементы корпуса.
Гнездопод подшипник:
диаметротверстия вгнезде подбыстроходныйвал Dп1= 100 мм.
диаметротверстия вгнезде подтихоходныйвал Dп2= 100 мм.
винтыкреплениякрышки подшипникабыстроходноговала М 12
винтыкреплениякрышки подшипникатихоходноговала М 12
числовинтов крышкиподшипникабыстроходноговала n1= 6
минимальноечисло винтовкрышки подшипникатихоходноговала n2= 6
диаметргнезда подподшипникбыстроходноговала Dк1=D1+3= 154 мм.
диаметргнезда подподшипниктихоходноговала Dк2=D2+3= 154 мм.
длинагнезда l=d+c2+Rб+(3...5)=10+12+8+(3...5)= 36 мм.
РадиусRб= 11 мм.
Расстояниедо стенки корпусас2=Rб+2= 13 мм.
Размерыштифта по ГОСТ3129-70 (табл10.5. [3]):
dш= 12 мм.
lш=b+b1+5=12+10,5+5= 30 мм.
Предусмотримуклон днища2° в сторонумаслоспускногоотверстия дляоблегченияслива масла.Для заливкимасла и осмотрав крышке корпусавыполним окно,закрываемоекрышкой.
10.4.Установкаэлементовпередач на вал.
Для соединениявала с элементамиоткрытой передачииспользуемшпоночноесоединение,при нереверсивнойработе безтолчков и ударовприменяемпосадку Н7/k6.
Дляустановкиполумуфты навал назначаемпосадку- Н7/k6.
Припередаче вращающегомомента шпоночнымсоединениемдля цилиндрическихколес назначаемпосадку Н7/r6.
Посадкапризматическойшпонки по ГОСТ23360-78 по ширинешпонки p9, по ширинешпоночногопаза P9.
Посадкаподшипниковна вал k6, поледопуска отверстиядля наружногокольца подшипников-Н7.
СМАЗЫВАНИЕ.
Сцелью защитыот коррозиии снижениякоэффициентатрения, уменьшенияизноса, отводатепла и продуктовизноса от трущихсяповерхностей,снижения шумаи вибрацииприменяютсмазываниезацепленийи подшипников.
а)Смазываниезацепления.
Применяемнепрерывноесмазываниежидким масломокунанием.
Взависимостиот контактногонапряженияи окружнойскорости выбираемпо табл. 10.29. [1] следующийсорт масла: И-Т-Д-100
Количествомасла принимаем,из расчета0,4...0,8 литра на 1кВт.Мощности, равным3,2 л.
б) Дляконтроля уровнямасла, находящегосяв редукторе,предусматриваемоконный маслоуказатель.
в)Для слива масла,налитого вкорпус редуктора,предусматриваемв корпусе сливноеотверстие,закрываемоепробкой сцилиндрическойрезьбой.
г) Придлительнойработе, в связис нагревоммасла и воздухаповышаетсядавление внутрикорпуса, чтоприводит кпросачиваниюмасла черезуплотненияи стыки.
Чтобыизбежать этого,предусматриваемотдушину, связывающуювнутреннююполость редукторас внешней средой.
ПРОВЕРОЧНЫЕРАСЧЁТЫ.
Проверочныйрасчёт подшипников
Быстроходныйвал.
Входныеданные:
Угловаяскорость вала= 50,79 с-1.
Осеваясила Fa= 5180,125 Н.
Реакциив подшипниках:
Вправом R1= 1723,592 Н.
Влевом R2= 1683,515 Н.
Характеристикаподшипников:
Рядностьподшипниковв наиболеенагруженнойопоре i= 1
БазоваягрузоподъемностьCR= 50500 Н.
СтатическаягрузоподъёмностьC0r= 41000 Н.
Коэффициентрадиальнойнагрузки X= 0,45
Отношение iRF/(C0R)= 0,12634451
Коэффициентосевой нагрузкиY= 1,13
Коэффициентвлияния осевогонагруженияе= 0,48 кН.
Осеваясоставляющаярадиальнойнагрузки подшипникаRS1= 827,3 Н.
Осеваясоставляющаярадиальнойнагрузки подшипникаRS2= 808,1 Н.
Осевая нагрузка подшипникаRА1= 827,3 Н.
Осевая нагрузка подшипникаRА2= 6007,4 Н.
Радиальнаянагрузка подшипникаRr= 1723,6 Н.
КоэффициентбезопасностиКб= 1,1
Температурныйкоэффициент К= 1
Коэффициентвращения V= 1
Расчёт:
ОтношениеRA/(V*Rr)= 3,485
ЭквивалентнаядинамическаянагрузкаRE=(XVRr+YRa)KбKт=(0,45*1*1723,6+1,13*6007,6)*1,1*1= 8320,38
ПоГОСТ 16162-85 для червячныхредукторовпринимаемLh=5000часов.
Дляшариковыхподшипниковпоказательстепени: m=3
Определяемрасчётнуюдинамическуюгрузоподъёмность
Crp=RE*m573Lh/106=8320,38*3573*50,79*10000/106= 43763,37 Н.
Подшипникпригоден
ДолговечностьподшипникаL10h=106*(Cr/RE)m/(573)=106*(43763,37/8320,38)3/(573*50,79)= 7682,7 часов.
Тихоходныйвал.
Входныеданные:
Угловаяскорость вала= 6,35 с-1.
Осеваясила Fa= 2684 Н.
Реакциив подшипниках:
Вправом R1= 7181,083 Н.
ВлевомR2= 6997,609 Н.
Характеристикаподшипников:
Рядностьподшипниковв наиболеенагруженнойопоре i= 1
БазоваягрузоподъемностьCR= 30700 Н.
СтатическаягрузоподъёмностьC0r= 19600 Н.
Коэффициентрадиальнойнагрузки X= 0,56
Отношение iRF/(C0R)= 0,13693878
Коэффициентосевой нагрузкиY= 1,286
Коэффициентвлияния осевогонагруженияе= 0,34 кН.
Осеваясоставляющаярадиальнойнагрузки подшипникаRS1= 0 Н.
Осеваясоставляющаярадиальнойнагрузки подшипникаRS2= 0 Н.
Осевая нагрузка подшипникаRА1= 2684 Н.
Осевая нагрузка подшипникаRА2= 2684 Н.
Радиальнаянагрузка подшипникаRr= 7181,083 Н.
КоэффициентбезопасностиКб= 1,1
Температурныйкоэффициент К= 1
Коэффициентвращения V= 1
Расчёт:
ОтношениеRA/(V*Rr)= 0,37375978
ЭквивалентнаядинамическаянагрузкаRE=(XVRr+YRa)KбKт=(0,45*1*7181,083+1,13*2684)*1,1*1= 8220,33353
ПоГОСТ 16162-85 для червячныхредукторовпринимаемLh=5000 часов.
Дляшариковыхподшипниковпоказательстепени: m=3
ОпределяемрасчётнуюдинамическуюгрузоподъёмностьCrp=RE*m573Lh/106=RE*m573*6,35*5000/106= 21619,9933 Н.
Подшипникпригоден
ДолговечностьподшипникаL10h=106*(Cr/RE)m/(573)=106*(21619,9933/8220,33353)3/(573*6,35)= 14315,8936 часов.
Проверочныйрасчёт шпонок.
Проверкушпонок ведёмна смятие. Продопустимомнапряжении[]см= 150 Н/мм2.
Шпонкана выходномконце быстроходноговала .
Диаметрвала d= 38 мм.
Изконструктивнойкомпоновкиполная длиннашпонки l= 45 мм.
Потабл. К42. [1] определяем:
ширинашпонки b= 10 мм.
высоташпонки h= 8 мм.
глубинапаза вала t1= 5 мм.
Определяемрабочую длинушпонки lр=l-b= 35 мм.
Определяемплощадь смятаяАсм=(0,94*h-t1)*lp=(0,94*8-5)*45= 88,2 мм2.
Окружнаясила на быстроходномвалу Ft= 2684,000 Н.
Расчётнаяпрочностьсм=Ft/Aсм= 88,2 2)
Условиепрочности смсмвыполнено.
Шпонка вала под колесо.
Изпроектногорасчета валапринимаемдиаметр валапод зубчатымколесом d= 75 мм.
Изконструктивнойкомпоновкиполная длиннашпонки l= 120 мм.
Потабл. К42. [1] определяем:
ширинашпонки b= 20 мм.
высоташпонки h= 12 мм.
глубинапаза вала t1= 7,5 мм.
Определяемрабочую длинушпонки lр=l-b= 100 мм.
Определяемплощадь смятаяАсм=(0,94*h-t1)*lp=(0,94*12-7,5)*100= 378 мм2.
Окружнаясила на колесеFt= 7487,3 Н.
Расчётнаяпрочностьсм=Ft/Aсм= 19,81 2)
Условиепрочности смсмвыполнено.
Шпонкана выходномконце тихоходноговала .
Изпроектногорасчета валапринимаемдиаметр выходногоконца вала d= 60 мм.
Изконструктивнойкомпоновкиполная длиннашпонки l= 71 мм.
Потабл. К42. [1] определяем:
ширинашпонки b= 16 мм.
высоташпонки h= 10 мм.
глубинапаза вала t1= 6 мм.
Определяемрабочую длинушпонки lр=l-b= 55 мм.
Определяемплощадь смятаяАсм=(0,94*h-t1)*lp=(0,94*10-6)*55= 187 мм2.
Окружнаясила на тихоходномвалу Ft= 5180,1 Н.
Расчётнаяпрочностьсм=Ft/Aсм= 27,701 2)
Условиепрочности смсмвыполнено.
Уточненныйрасчет валов[3].
Примем,что нормальныенапряженияот изгиба изменяютсяпо симметричномуциклу, а касательныеот крученияпо отнулевому.Расчет производимдля предположительноопасных сеченийкаждого извалов.
Быстроходныйвал.
Проедалвыносливостипри симметричномцикле изгиба
Пределна растяжениеB= 900,00 H/мм2.
-1=0,43в=0,43= 387,00 H/мм2.
Проедалвыносливостипри симметричномцикле касательныхнапряжений
-1=0,58-1=0,58*387= 224,46 H/мм2.
СечениеА-А.
Этосечение подэлементомоткрытой передачирассчитываемна кручение.Концентрациюнапряженийвызывает наличиешпоночнойканавки.
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.
Диаметрвыходного концавала d = 38 мм.
Дляэтого находим:
среднеенапряжениеотнулевогоцикла Wкнетто=d3/16-bt1(d-t1)2/2d=383/16-20*6(38-224)2/2*38= 10057,64 мм3
амплитудаотнулевогоцикла v=m=max/2=T1/2Wкнетто=107/2*10057,64 = 5,34 H/мм2.
принимаемпо табл. 8.5. , 8.8 , эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk= 1,9
интерполируя,масштабныйфактор длякасательныхнапряжений= 0,738
коэффициент= 0,1
коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95
Коэффициентзапаса прочностиs=-1/(k*v/(*)+*m)=224/(1,9*5,34/(0,738*)+0,1*224)= 14,96
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям.
Дляэтого находим:
моментконсольнойнагрузки М=Fоп*lоп=Fоп*0,067= 110213 H*мм.
среднеенапряжениеотнулевогоцикла Wкнетто=d3/32-bt1(d-t1)2/2d= 4670,60 мм3.
амплитудаотнулевогоцикла v=m=max/2=T1/2Wкнетто=107/2*4670,60= 22,99 H/мм2.
принимаемпо табл. 8.5. , 8.8, эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk= 1,9
интерполируя,масштабныйфактор длянормальныхнапряжений= 0,856
коэффициент= 0,2
коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95
Коэффициентзапаса прочностиs=-1/(k*v/(*)+*m)=-1/(1,9*v/(0,856*)+0,2*23)= 6,637
Результирующийкоэффициентзапаса прочностидля сеченияА-А
s=s*s*/s2+s2=6,637*15*/,6372+152= 6,067
СечениеБ-Б.
Этосечение подподшипником.Концентрациянапряженийвызывает посадкаподшипникас гарантированнымнатягом.
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.
Диаметр вала под подшипникd= 45 мм.
ОтношениеD/d= 1,24
Выбираемрадиус галтелиr= 1,00 мм.
Отношениеr/d= 0,02
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.
Дляэтого находим:
Изгибающиймомент M=Fвl3= 110213 H*мм.
осевоймомент сопротивленияW=d3/32=453/32= 8946,18 мм3
полярныймомент Wp=2W= 17892,36 мм3
амплитудаи среднее напряжениецикла костыльныхнапряжений
v=m=max/2=T1/2Wp= 3,00 H/мм2.
принимаемпо табл. 8.5. , 8.8 , эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk= 1,9
масштабныйфактор длякасательныхнапряжений= 0,715
коэффициент= 0,1
коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95
Коэффициентзапаса прочностиs=-1/(k*v/(*)+*m)=-1/(1,9*v/(0,715*0,95)+0,1*m)= 25,825
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям.
Дляэтого находим:
амплитуданормальныхнапряжений v=m=max/2=М/2W= 6,16 H/мм2.
принимаемпо табл. 8.5. , 8.8, эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk= 2,8
масштабныйфактор длякасательныхнапряжений= 0,835
коэффициент= 0,2
коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95
Коэффициентзапаса прочностиs=-1/(k*v/(*)+*m)= 16,844
Результирующийкоэффициентзапаса прочностидля сеченияБ-Б
s=s*s*/s2+s2=16,8*0,735*/16,82+0,7352= 14,108
Тихоходныйвал.
Проедалвыносливостипри симметричномцикле изгиба
Пределна растяжениеB= 900 H/мм2.
-1=0,43в= 387 H/мм2.
Предалвыносливостипри симметричномцикле касательныхнапряжений
-1=0,58-1= 224,46 H/мм2.
СечениеА-А.
Этосечение подэлементомоткрытой передачирассчитываемна кручение.Концентрациюнапряженийвызывает наличиешпоночнойканавки.
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.
Диаметрвыходного концавала d= 60 мм.
Дляэтого находим:
среднеенапряжениеотнулевогоцикла Wкнетто=d3/16-bt1(d-t1)2/2d=d3/16-b*224(60-224)2/2*60= 40078,70 мм3
амплитудаотнулевогоцикла v=m=max/2=T2/2Wкнетто= 10,34 H/мм2.
принимаемпо табл. 8.5. , 8.8 , эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk= 1,9
интерполируя,масштабныйфактор длякасательныхнапряжений= 0,675
коэффициент= 0,1
коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95
Коэффициентзапаса прочностиs=-1/(k*v/(*)+*m)=224/(1,9*v/(0,675*0,95)+0,1*m)= 7,087
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям.
Дляэтого находим:
моментконсольнойнагрузки М=Fоп*lоп= 848571 H*мм.
среднеенапряжениеотнулевогоцикла Wкнетто=d3/32-bt1(d-t1)2/2d= 18872,95 мм3.
амплитудаотнулевогоцикла v=m=max/2=T2/2Wкнетто=T2/2*18872,95= 43,92 H/мм2.
принимаемпо табл. 8.5. , 8.8, эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk= 1,9
интерполируя,масштабныйфактор длянормальныхнапряжений= 0,79
коэффициент= 0,2
коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95
Коэффициентзапаса прочностиs=-1/(k*v/(*)+*m)=-1/(1,9*v/(0,79*0,95)+0,2*m)= 3,226
Результирующийкоэффициентзапаса прочностидля сеченияА-А
s=s*s*/s2+s2=0,79*1,9*/0,792+1,92= 2,936
СечениеБ-Б.
Этосечение подподшипником.Концентрациянапряженийвызывает посадкаподшипникас гарантированнымнатягом.
Диаметр вала под подшипникd= 65 мм.
ОтношениеD/d= 1,15
Выбираемрадиус галтелиr= 1,50 мм.
Отношениеr/d= 0,02
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.
Дляэтого находим:
Изгибающиймомент M=Fвl3= 614 H*мм.
осевоймомент сопротивленияW=d3/32=*653/32= 26961,25 мм3
полярныймомент Wp=2W= 53922,50 мм3
амплитудаи среднее напряжениецикла костыльныхнапряжений
v=m=max/2=T1/2Wp=T1/2*53922,50= 7,69 H/мм2.
принимаемпо табл. 8.5. , 8.8 , эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk= 1,67
масштабныйфактор длякасательныхнапряжений= 0,6625
коэффициент= 0,1
коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95
Коэффициентзапаса прочностиs=-1/(k*v/(*)+*m)=7,69/(1,67*7,69/(0,6625*0,95)+0,1*m= 10,601
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям.
Дляэтого находим:
амплитуданормальныхнапряжений v=m=max/2=М/2W= 0,01 H/мм2.
принимаемпо табл. 8.5. , 8.8, эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk= 2,68
масштабныйфактор длякасательныхнапряжений= 0,775
коэффициент= 0,2
коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95
Коэффициентзапаса прочностиs=-1/(k*v/(*)+*m)= 10077,947
Результирующийкоэффициентзапаса прочностидля сеченияБ-Б
s=s*s*/s2+s2=10077,947*10,601*/10077,9472+10,6012= 10,601
СечениеВ-В.
Этосечение подзубчатым колесом.Концентрациянапряженийобусловленаналичием шпоночнойканавки.
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.
Дляэтого находим:
Диаметрвыходного концавала d= 75 мм.
среднеенапряжениеотнулевогоцикла Wкнетто=d3/16-bt1(d-t1)2/2d=753/16-b*5,29(75-5,29)2/2*75= 78278,71 мм3
амплитудаотнулевогоцикла v=m=max/2=T2/2Wкнетто=T2/2*78278,71= 5,29 H/мм2.
принимаемпо табл. 8.5. , 8.8 , эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk= 1,9
интерполируя,масштабныйфактор длякасательныхнапряжений= 0,64
коэффициент= 0,1
коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95
Коэффициентзапаса прочностиs=-1/(k*v/(*)+*m)=-1/(1,9*v/(0,64*0,95)+0,1*m)= 13,157
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям.
Дляэтого находим:
Суммарныйизгибающиймомент беремиз эпюр M= 495494 H*мм.
среднеенапряжениеотнулевогоцикла Wкнетто=d3/32-bt1(d-t1)2/2d=753/32-b5,29(d-5,29)2/2*75= 36861,23 мм3.
амплитудаотнулевогоцикла v=m=max/2=T2/2Wкнетто=T2/2*36861,23= 22,48 H/мм2.
принимаемпо табл. 8.5. , 8.8, эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk= 1,9
интерполируя,масштабныйфактор длянормальныхнапряжений= 0,75
коэффициент= 0,2
коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95
Коэффициентзапаса прочностиs=-1/(k*v/(*)+*m)=-1/(1,9*22,5/(0,75*0,95)+0,1*m)= 6,005
Результирующийкоэффициентзапаса прочностидля сеченияВ-В
s=s*s*/s2+s2=6,005*13*/6,0052+132= 5,463
Расчетна жесткостьвала червяка.
Проверимстрелу прогибадля червяка.Для этого определимприведенныймомент инерциипоперечногосечения.
Jпр=d4f1/64*(0,375+0,625*da1/df1)=754/64*(0,375+0,625*70/75)= 719814,2752 мм4
Стрелапрогиба f=l31*F2t1+F2r1/(48EJпр)=l31*51802+38402/(48EJпр)= 1,37879E-07 мм.
Допускаемыйпрогиб [f]=(0,005...0,01)m= 0,05 0,1
Жесткостьобеспечена,так как f
Тепловойрасчет редуктора.
Температуравоздуха tв= 20 ° С
КоэффициенттеплопередачиКt= 15 Вт/(м2*град)
Определяемпо табл. 11.6 [1] площадьповерхностиохлаждения в зависимостиот межосевогорасстоянияА = 0,67 мм2
Температурамасла безискусственногоохлаждения при непрерывнойработе tм=tв+Р1*(1-)/(Kt*A)=20+5,453*(1-0,876)/(15*0,67)= 74,3 ° С,
гдеtв– температуравоздуха,
Р1– мощность набыстроходномвалу,
-КПД редуктора,
Kt– коэффициенттеплоотдачи,
A –площадь теплоотдающейповерхностикорпуса редуктора.
Температурамасла не превышаетдопустимой[t]м=80...95°С.
Формат | Зона | Поз. | Обозначение | Наименование | Примечание | ||||||||||
Документация | |||||||||||||||
А1 | Сборочныйчертёж | ||||||||||||||
Сборочныеединицы | |||||||||||||||
Отдушина | 1 | ||||||||||||||
Маслоуказатель | 1 | ||||||||||||||
Детали | |||||||||||||||
А1 | Крышкакорпуса | 1 | |||||||||||||
Корпус | 1 | ||||||||||||||
Колесозубчатое | 2 | ||||||||||||||
Колесозубчатое | 1 | ||||||||||||||
Колесозубчатое | 2 | ||||||||||||||
Вал-шестерня | 1 | ||||||||||||||
Вал | 1 | ||||||||||||||
Вал | 2 | ||||||||||||||
Крышкаподшипника | 1 | ||||||||||||||
Крышкаподшипника | 1 | ||||||||||||||
Крышкаподшипника | 4 | ||||||||||||||
Крышкаподшип. узла | 1 | ||||||||||||||
Пробка | 1 | ||||||||||||||
Изм. | Лист | № докум. | Подп. | Дата | |||||||||||
Разраб. | Фамилия | Редуктор | Литера | Лист | Листов | ||||||||||
Пров. | КозловВ.А.. | У | 1 | 2 | |||||||||||
Группа | |||||||||||||||
Н.контр | |||||||||||||||
Утв. | |||||||||||||||
Формат | Зона | Поз. | Обозначение | Наименование | Примечание | |||||||
Подшипники | ||||||||||||
ГОСТ8338 – 75: | ||||||||||||
20 | 7607 | 2 | ||||||||||
21 | 6306 | 4 | ||||||||||
22 | 7207 | 2 | ||||||||||
Шайба 52. 01. 05 | ||||||||||||
23 | ГОСТ 11872 – 80 | 1 | ||||||||||
Шпонки СТСЭВ 189 – 75 : | ||||||||||||
24 | 8 7 20 | 2 | ||||||||||
25 | 16 10 72 | 2 | ||||||||||
26 | 8 7 36 | 1 | ||||||||||
27 | 12 8 56 | 1 | ||||||||||
Штифты ГОСТ12207 – 79 | ||||||||||||
28 | 7031 – 0718 | 3 | ||||||||||
29 | 7031 – 0724 | 6 | ||||||||||
Кольцо Б40 | ||||||||||||
30 | ГОСТ 13942 – 68 | 1 | ||||||||||
Кольцо Б110 | ||||||||||||
31 | ГОСТ 13942 – 68 | 1 | ||||||||||
Кольцо Б80 | ||||||||||||
32 | ГОСТ 13943 – 68 | 1 | ||||||||||
Кольцо Б100 | ||||||||||||
33 | ГОСТ 13943 – 68 | 5 | ||||||||||
МанжетыГОСТ 8752 – 79 | ||||||||||||
34 | 1 – 30 50 – 3 | 1 | ||||||||||
35 | 1 – 48 70 – 3 | 1 | ||||||||||
Редуктор | Листов | |||||||||||
2 | ||||||||||||
Изм. | Лист | №докум. | Подп | Дата | ||||||||
Формат | Зона | Поз. | Обозначение | Наименование | Примечание | ||||||||||
Документация | |||||||||||||||
А1 | Сборочныйчертёж | ||||||||||||||
Сборочныеединицы | |||||||||||||||
А1 | 1 | Редуктор | 1 | ||||||||||||
2 | Двигатель | 1 | |||||||||||||
3 | Рама | 1 | |||||||||||||
МуфтаВП125-30-1-УЗ | |||||||||||||||
4 | ГОСТ21424-75 | 1 | |||||||||||||
Детали | |||||||||||||||
5 | Звездочка | 1 | |||||||||||||
6 | Звездочкаведомая | 1 | |||||||||||||
Стандартныеизделия | |||||||||||||||
7 | ЦепьПР-31,75-8900 | 1 | |||||||||||||
ГОСТ13568-81 | |||||||||||||||
БолтыГОСТ 7808 – 70 | |||||||||||||||
8 | М1030. 56. 05 | 4 | |||||||||||||
9 | М1230. 56. 05 | 6 | |||||||||||||
Изм. | Лист | № докум. | Подп. | Дата | |||||||||||
Разраб. | Фамилия | Привод | Литера | Лист | Листов | ||||||||||
Пров. | КозловВ.А. | У | 1 | 2 | |||||||||||
Группа | |||||||||||||||
Н.контр | |||||||||||||||
Утв. | |||||||||||||||
Исходныеданные
Мощностьна выходномвалу P= 5 кВт
Частотавращения валарабочей машиныn= 30 об/мин
Срокслужбы приводаLг =2 лет.
Допускаемоеотклонениескорости =4 %
Продолжительностьсмены tс=8 часов.
Количествосмен LС=2
ВЫБОРЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.КИНЕМАТИЧЕСКИЙРАСЧЁТ ПРИВОДА.
Определениемощности ичастоты вращениядвигателя.
Мощностьна валу рабочеймашины Ррм=5,0 кВт.
Определимобщий КПД привода:=зп*оп*м*2пк*пс;По табл. 2.2 [1] принимаемследующиезначения КПДмеханическихпередач.
КПД закрытой передачизп=0,97
КПДпервой открытойпередачи оп1=0,965
КПДвторой открытойпередачи оп2=0,955
КПДмуфты м=0,98
КПДподшипниковкачения пк=0,995
КПДподшипниковскольженияпс=0,99
определимобщий КПД привода=з*оп1*пк2*оп2*пс=0,876
Определимтребуемуюмощность двигателяРдв=Ррм/=5,708 кВт.
Выбираемпо табл. К9 [1] номинальнуюмощность двигателяРном= 7,5 кВт.
Выбираемэлектродвигательс синхроннойчастотой вращения 750 1000 1500 3000
Типдвигателя 4AM160S8УЗ4AM132M6УЗ4AM132S4УЗ 4AM112M2УЗ
Номинальнаячастота 730970 1455 2900
Диаметрвала 4838 38 32
Определениепередаточногочисла приводаи его ступеней.
Определимчастоту вращенияприводноговала рабочеймашины
nрм=60*1000v/(D)=30,0 об/мин.
Передаточноечисло приводаu=nном/nрм=24,3332,33 48,50 96,67
Принимаемпределы передаточныхчисел закрытойпередачи uзп:6,360,0
Принимаемпределы передаточныхчисел первойоткрытой передачиuоп1:2,05,0
Принимаемпределы передаточныхчисел второйоткрытой передачиuоп2:27,1
Допустимыепределы приводаui:25,2 2130
Исходяиз пределовпередаточныхчисел привода,выбираем типдвигателя:4AM132M6УЗ
сноминальнойчастотой вращенияnном=970 мин-1идиаметром валаdДВ=38 мм.
Передаточноечисло приводаu= 32,33
Задаемсяпередаточнымчислом редуктораuзп=8
Задаемсяпередаточнымчислом первойоткрытой передачиuоп1=2
Задаемсяпередаточнымчислом второйоткрытой передачиuоп2=2
Фактическоепередаточноечисло приводаuф=uзп*uоп1*uоп2=32
Определиммаксимальноедопускаемоеотклонениечастоты вращенияприводноговала рабочеймашины nрм=nрм/100=1,2 об/мин.
Определимдопускаемуючастоту вращенияприводноговала рабочеймашины с учётомотклонения[nрм]=nрм±nрм=28,8 31,2(об/мин.)
Определитьфактическуючастоту вращенияприводноговала машиныnф=nном/uф=30,3 об/мин.
3.Определениесиловых икинематическихпараметровпривода.
Мощностьдвигателя Рдв= 5,708 кВт.
Мощностьна быстроходномвалу Рб=Рдв*оп1*пс=5,453 кВт.
Мощностьна тихоходномвалу Рт=Pб*зп*пк=5,263 кВт.
Мощностьна валу рабочеймашины Ррм=Рт*оп2*пк=5,00 кВт.
Частотавращения валаэлектродвигателя nном=970,00 об/мин.
Частотавращениябыстроходноговала nб=nном/uоп1=485,00 об/мин.
Частотавращения тихоходноговала nт=nб/uзп=60,63 об/мин.
Частотавращения валарабочей машины nрм=nт/uоп2=30,315 об/мин.
Угловаяскорость валаэлектродвигателя ном=*nном/30=101,58 рад/с.
Угловаяскоростьбыстроходноговала б=ном/uоп1=50,79 рад/с.
Угловаяскорость тихоходноговала т=п/uт=6,35 рад/с.
Угловаяскорость валарабочей машинырм=т/uор2=3,18 рад/с.
Вращающиймомент на валуэлектродвигателяТдв=Рдв/ном=56,19 Н*м.
Вращающиймомент набыстроходномвалу Тб=Рб/б=107,36 Н*м.
Вращающиймомент на тихоходномвалу Тт=Pт/т=828,82 Н*м.
Вращающиймомент на валурабочей машины Трм=Pрм/рм=1572,33 Н*м.
ПРОЕКТНЫЙРАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙПЕРЕДАЧИ.
ВЫБОРМАТЕРИАЛА
Выборматериала длячервяка.
Длячервяка выбираемматериал потабл. 3.2 [1] сталь40х
Термообработка-улучшение
Интервалтвёрдости 260280 НВ
Средняятвёрдость: 270НВ
Пределпрочности прирастяженииВ=900 Н/мм2
Пределпрочности прирастяженииТ=750 Н/мм2
Длячервяка прискорость скольженияVs=4,3*2*uзп*3Т2/103=2,052 м/с
потабл.. 3.5 [1] принимаем бронзу БрА10Ж4Н4
Пределпрочности прирастяженииВ=650 Н/мм2
Пределпрочности прирастяженииТ=460 Н/мм2
Срокслужбы привода:Lh=365*Lг*tc*Lcи из полученногорезультатавычитаем 25% напростои. Lh=10000
Числоциклов переменынапряженийза наработкуN=573**Lh=2,91E+08
Числоциклов переменынапряженийсоответствующиепределу выносливостирассчитываемпо табл. 3.3. [1] NH0=6,80E+07
ОпределяемкоэффициентдолговечностиКHL=6NH0/N=0,32
Коэффициент,учитывающийизнос материалаСV= 0,95
ОпределяемкоэффициентдолговечностиКFL=9106/N=0,54,
Потабл. 3.5 [1] принимаем2 -ю группу материалов.
Дляматериалачервячногоколеса по табл.,3.6 определяем:
Допускаемыеконтактныенапряжения–
Значение[]Hуменьшаем на15% так как червякрасположенвне маслянойванны.
при2
Допускаемыеизгибные напряжения–
при2
3.ПРОЕКТНЫЙРАСЧЁТ ПЕРЕДАЧИ
Вращающиймомент на червякеТ1=107,36 Н*м
Вращающиймомент на колесеТ2=828,82 Н*м
Передаточноечисло передачиu= 8,00
При6
определяемчисло зубьевчервячногоколеса z2=z1*uзп=32
Определяемкоэффициентдиаметра червякаq=(0,212...0,25) z2=6,784 8 мм.
Принимаемкоэффициентдиаметра червяка по ГОСТ 19672-74 q= 8,0
Определяеммежосевоерасстояниеаw=(z2/q+1)*3/(z2[]2H/q))2Т2*103*K=198,9 мм.
Принимаеммежосевоерасстояниепо ГОСТ 2185-66 аw=200 мм.
Определяеммодуль зацепленияm=(1,5...1,7)*a/z2=10,00 мм.
Принимаеммодуль зацепленияпо ГОСТ 9563-60 m= 10 мм.
Определяемкоэффициентсмещения инструмента=(aw/m)-0,5*(q+z2)=0,000
Определяемфактическоемежосевоерасстояниеаw=0,5*m*(q+z2+2)=200 мм.
3.1.Определяемосновныегеометрическиепараметрыпередачи
длячервяка:
Делительныйдиаметр d1=q*m=80 мм.
Начальныйдиаметр dw1=m*(q+2)=80 мм.
Диаметрвершин витковdа1=d1+2m=100 мм.
Диаметрвпадин витковdf1=d1-2,4*m=56 мм.
Делительныйугол подъёмалинии витков=arctn(z1/q)=26,56505 °
При0КоэффициентC= 0,00
длинанарезной частичервякаb1=(10+5,5*+z1)+C=140,00 мм.
длячервячногоколеса:
Делительныйдиаметр d2=mz2=320 мм.
Диаметрвершин зубьевdа2=d2+2m(1+)=340 мм.
Диаметрвпадин зубьевdf2=d2-2m(1,2-)=296 мм.
Наибольшийдиаметр колесаdam2da2+6m/(z1+2)=350 мм.
Ширинавенца при z1=4, b2=0,315*aw=63 мм.
Принимаем b2=63 мм.
Радиусызакруглениязубьев:
Радиусзакруглениявершин зубьевRa=0,5d1-m=30 мм.
Радиусзакруглениявпадин зубьевRf=0,5d1+1,2*m=52 мм.
Условныйугол обхватачервяка венцомколеса 2:
Sin=b2/(da1-0,5*m)=0,6632
Тогда2=83,09 °
4.ПРОВЕРОЧНЫЙРАСЧЁТ.
4.1.Угол тренияопределяемв зависимостиот фактическойскорости скольженияVs=uф*2*d1/(2cos*103)=2,272 м/с
Принимаемпо табл.4.9. [1] уголтрения =2,5 °
ОпределяемКПД червячнойпередачиh=tgg/tg(g-j)= 0,90
окружнаяскорость колесаV2=2*d2/(2*103)=1,016 м/с
4.2.Проверяемконтактныенапряжениязубьев
Окружнаясила на колесеFt2=2*Т2*103/d2=5180,125 H
ПриV2
Тогдаконтактныенапряжениязубьев H=340*Ft2*K/(d1*d2)=152,943 Н/мм2,отклонениеотдопускаемойсоставляет9,44 %.
Условие H]H выполняется
4.3.Проверяем напряженияизгиба зубьев.
Эквивалентноечисло зубьевколеса zv2=z2/cos3=44,721
Выбираемпо табл. 4.10. [1] коэффициентформы зуба YF2=1,55
Тогда напряженияизгиба зубьевF=8,921 Н/мм2
Условие FF]выполняется
Силыв зацеплениипередачи.
Окружная:
Ft1=2T1*1000/d1=2684,000 H
Ft2=2T2*1000/d2=5180,125 H
Радиальная:
Fr1=Fr2=Ft2*tg=1885,411 H
Осевая:
Fa1=Ft2=5180,125 H
Fa2=Ft1=2684,000 H
6.ПРОЕКТНЫЙРАСЧЁТ ВАЛОВ
6.1. Выборматериала
Принимаемдля обоих валовсталь 40х
Термообработка-улучшение
Механическиехарактеристикиматериалапринимаем потабл. 3.2. [1]:
Твёрдостьзаготовки- 270НВ.
Пределна растяжениеB=900 Н/мм2
Пределтекучести Т=750 Н/мм2
6.2. Выбордопускаемыхнапряженийна кручение.
Таккак расчётвалов выполняемкак при чистомкручении , т.е.не учитываемнапряженийизгиба, тодопускаемыенапряженияна кручениепринимаемзаниженными:
Длябыстроходноговала [k]=10 Н/мм2
Длятихоходноговала [k]=20 Н/мм2
6.3.Определениягеометрическихпараметровступеней валов.
Быстроходныйвал :
диаметрконсольногоучастка валаd1=3Т1*103/(0,2*[]к)=37,72 мм.
Принимаемd1=38 мм.
длинаконсольногоучастка валаl1=1,2*d1=45,60 мм.
Принимаемпо ряду Ra40 l1=45 мм.
Принимаемвысоту буртика t= 2,5 мм.
диаметрпод уплотнениекрышки и подшипникd2=d1+2t=43,00 мм.
Принимаемпо ряду Ra40 d2=45 мм.
Длинавала под уплотнениекрышки и подшипник l2=1,5d2=67,5 мм.
Принимаемпо ряду Ra40 l2=67 мм.
Принимаемкоординатыфаски подшипникаr= 3 мм.
диаметрпод червякd3=d2+3,2r=54,60 мм.
Принимаемпо ряду Ra40 d3=56 мм.
длина валапод червякпринимаетсяграфически l3=280мм.
диаметрпод подшипникd4=d2=45 мм.
длина валапод подшипник l4=25 мм.
Тихоходныйвал:
диаметрконсольногоучастка валаd1=3Т1*103/(0,2*[]к)=59,17 мм.
Принимаемпо ряду Ra40 d1=60 мм.
длинаконсольногоучастка валаl1=1,2*d1=72,00 мм.
Принимаемпо ряду Ra40 l1=71 мм.
Принимаемвысоту буртика t= 3 мм.
диаметрпод уплотнениекрышки и подшипникd2=d1+2t=65,17 мм.
Принимаемпо ряду Ra40 d2=65 мм.
длина валапод уплотнениекрышки и подшипник l2=1,25d2=81,25 мм.
Принимаемпо ряду Ra40 l2=80 мм.
Принимаемкоординатыфаски подшипникаr= 3,5 мм.
диаметрпод червячноеколесо d3=d2+3,2r=76,20 мм.
Принимаемпо ряду Ra40 d3=75 мм.
длина валапод червячноеколесо принимаетсяграфически l3=120 мм.
диаметрпод подшипникd4=d2=65 мм.
длина валапод подшипник l4=18 мм.
РАСЧЕТПЛОСКОРЕМЕННОЙПЕРЕДАЧИ.
Проектныйрасчет.
Задаемсярасчетнымдиаметромведущего шкиваd1=63Т1=229,811 мм.
Принимаемиз стандартногоряда расчетныйдиаметр ведущегошкива d1=224 мм.
Принимаемкоэффициентскольжения=0,01
Передаточноечисло передачиu= 2,00
Определяемдиаметр ведомогошкива d2=ud1(1-)=443,52 мм.
ПоГОСТу из табл.К40 [1] принимаемдиаметр ведомогошкива d2=450,00 мм.
Определяемфактическоепередаточноечисло uф=d2/(d1(1-))=1,98
Проверяемотклонениеuот заданногоu: u=|uф-u|/u *100%=1,00 %
Определяемориентировочноемежосевоерасстояниеа=2(d1+d2)=1350,00 мм.
Определяемрасчетную длинуремня l=2a+(d2+d1)/2+(d2-d1)2/(4a)=3768,18 мм.
Базоваядлина ремняl= 4000,00 мм.
Уточняемзначение межосевоерасстояниепо стандартнойдлине
а={2l-(d2+d1)+[2l-(d2+d1)]2-8(d2-d1)2}/8=1461,93 мм. 170,00
Определяемугол обхватаремнем ведущегошкива 1=180°-57°*(d2-d1)/a=171,19 ° >150°
Определяемскорость ремняv=d1n1/(60*103)=11,67 м/с.
Определяемчастоту пробеговремня U=v/l= 2,918 c-1-1
Определяемдопускаемуюмощность,передаваемую ремнем.
Поправочныекоэффициенты:
коэффициентдлительностиработы Cp=0,90
коэффициентугла обхватаC=0,97
коэффициентвлияния отношениярасчетнойдлинны к базовойCl=1,00
коэффициентугла наклоналинии центровшкивов к горизонтуC=1,00
коэффициентвлияния диаметраменьшего шкиваCd=1,20
коэффициентвлияния натяженияот центробежнойсилы Cv=1,00
Допускаемаяприведеннаямощность выбираемпо табл. 5.5. [1] [P0]=2,579 КВт.
Тогда[Pп]=[P0]CpCClCCdCv=2,70 КВт.
Определимокружную силу,передаваемуюремнем Ft=Рном/v=642,67 H.
Потабл. 5.1. [1] интерполируя,принимаемтолщину ремня=5,55 мм.
Определимширину ремняb= Ft/=116 мм.
Постандартномуряду принимаемb= 100 мм.
Постандартномуряду принимаемширину шкиваB= 112 мм.
Определимплощадь поперечногосечения ремняА=b=555 мм2.
Потабл. 5.1. [1] интерполируяпринимаем предварительноенапряжение=2 H/мм2.
Определимсилу предварительногонатяжения ремняF0=A0=1110 Н.
Определяемсилы натяженияветвей :
F1=F0+Ft/2=1431,34 H.
F1=F0+Ft/2=788,67 H.
Определимсилу давленияремня на валFоп=2F0sin(1/2)=2213,44 Н.
Проверочныйрасчет.
Проверяемпрочность ремня по максимальнымнапряжениямв сечении ведущейветви:
Находимнапряжениерастяжения:s1=F0/A+Ft/2A=2,58 Н/мм2.
Находимнапряжениеизгиба:и=Еи/d1=2,23 Н/мм2.
гдемодуль продольнойупругости Еи=90,00 Н/мм2.
Находимнапряжениеот центробежныхсил:v=v2*10-6=0,15 Н/мм2.
гдеплотностьматериаларемня=1100,00 кг/м3.
Допускаемоенапряжениерастяжения:[]р=8,00 Н/мм2.
Прочностьодного ремняпо максимальнымнапряжениям
max=1+и+v=4,96Н/мм2. ]р
РАСЧЕТОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙЦИЛИНДРИЧЕСКОЙПЕРЕДАЧИ.
ВЫБОРМАТЕРИАЛА.
1. Дляшестерни.
Выбираемматериал сталь45
Термообработка:нормализация
Твёрдость:170 217 HB
Принимаемтвёрдость 193,5HB
В=600 Н/мм2.
Т=340 Н/мм2.
2. Дляколеса.
Выбираемматериал сталь45
Термообработка:нормализация
Твёрдость:170 217 НВ
Принимаемтвёрдость 193,5НВ
В=600 Н/мм2.
Т=340 Н/мм2.
СРОКСЛУЖБЫ ПРИВОДА.
Срокслужбы приводаLh=10000 часов.
Числозацепленийзуба за 1 оборотс= 1
Числоциклов переменынапряженийза наработкудля шестерниN=60*c*n*Lh=291026700
Числоциклов переменынапряженийза наработкудля колесаN=60*c*n*Lh=36385500
Числоциклов переменынапряженийпринимаем потабл. 3.3. [1] NH0=16500000
РАСЧЁТДОПУСТИМЫХКОНТАКТНЫХИ ИЗГИБНЫХНАПРЯЖЕНИЙ.
1. Дляшестерни.
ОпределяемкоэффициентдолговечностиКHL=6NH0/N=1
ОпределяемкоэффициентдолговечностиКFL=64*106/N=1
Принимаемкоэффициентбезопасности[S]H=1,1
ПределвыносливостиH0=1,8НВ+67= 415,3 Н/мм2.
Допускаемыеконтактныенапряжения[]H1=H0*KHL=377,545 Н/мм2.
Пределвыносливостизубьев по напряжениямизгиба выбираемF0=199,305 Н/мм2.
Допускаемыеизгибные напряжения[]F1=КFL*H0=199,305 Н/мм2.
2. Дляколеса.
ОпределяемкоэффициентдолговечностиКHL=6NH0/N=1
ОпределяемкоэффициентдолговечностиКFL=64*106/N=1
Принимаемкоэффициентбезопасности[S]H=1,1
ПределвыносливостиH0=1,8НВ+67=415,3 Н/мм2.
Допускаемыеконтактныенапряжения[]H1=H0*KHL=377,545 Н/мм2.
Пределвыносливостизубьев по напряжениямизгиба выбираемF0=175,1 Н/мм2.
Допускаемыеизгибные напряжения[]F1=КFL*H0=175,1 Н/мм2.
Таккак НВ1ср-НВ2ср=20...50,то дальнейшийрасчёт ведёмпо меньшемузначению []H=377,545 Н/мм2.
Расчётвведем по меньшемузначению []F.
Принимаем[]F=175,1 Н/мм2.
Проектныйрасчет.
Вращающиймомент на шестернеТ1=828,82 Н*м.
Вращающиймомент на колесеТ2=1572,33 Н*м.
Передаточноечисло ступениu= 2,0
ВспомогательныйкоэффициентКа=49,5
Коэффициентширины венцаa=b2/aw=0,25
Коэффициентнеравномерностинагрузки подлине зуба, Дляприрабатывающихсязубьев КH=1
Определяеммежосевоерасстояниеаw=Ka(u+1)3Т2*103*КH/(au2[]2H)=330,57 мм.
Принимаемпо ГОСТ 6636-69 аw=315 мм.
ВспомогательныйкоэффициентКm=6,8 мм.
Делительныйдиаметр колесаd2=2awu/(u+1)=420,0 мм.
Ширинавенца колесаb2=aaw=78,75 мм.
Принимаемиз ряда Ra40 ширинувенца колесаb2=80 мм.
Определяеммодуль зацепленияm=2КmT2*103/(d2b2[]F)=3,635 мм.
Принимаеммодуль зацепленияm= 3,5 мм.
Определяемсуммарное числозубьев шестернии колеса z=z1+z2=2aw/m=180
Определяемчисло зубьевшестерни z1=z/(1+u)=60
Определяемчисло зубьевколеса z2=z-z1=120
Фактическоепередаточноечисло uф=z2/z1=2,000
Отклонениеот заданногоu=(|uф-u|/u)*100=0,00 %
Определяемфактическоемежосевоерасстояниеаw=(z1+z2)m/2=315 мм.
Определяемосновныегеометрическиепараметрыколеса:
делительныйдиаметр d2=mz=420,0 мм.
диаметрвершин зубьевda2=d2+2m=427,0 мм.
диаметрвпадин зубьевda2=d2-2,4m=411,6 мм.
ширинавенца b2=aaw=78,75 мм.
Принимаемиз ряда Ra40 ширинувенца колесаb2=80 мм.
Определяемосновныегеометрическиепараметрышестерни:
делительныйдиаметр d1=mz1= 210,0 мм.
диаметрвершин зубьевda1=d1+2m=217,0 мм.
диаметрвпадин зубьевda1=d1-2,4m=201,6 мм.
ширинавенца b1=b2+(2...4)=83 мм.
Принимаемиз ряда Ra40 ширинувенца шестерниb1=85 мм.
Проверочныерасчеты.
Проверяеммежосевоерасстояниеа=(d1+d2)/2=315 мм.
12. Проверитьпригодностьзаготовокколёс.
Условиепригодностизаготовокколёс: DЗАГDПРЕДи SЗАГSПРЕД
Диаметрзаготовкишестерни DЗАГ=da1+6=223,00 мм.
Размерзаготовкиколеса закрытойпередачи SЗАГ=b2+4=431,00 мм.
Прине выполнениинеравенстваизменить материалколёс или видтермическойобработки.
13.ПроверяемконтактныенапряженияH[1].
ВспомогательныйкоэффициентК= 310
Окружнаясила в зацепленииFt=2T2103/d2=7487,286 Н.
Определяемокружную скоростьv=2d2/(2*103)=1,33 м/с.
Выбираемпо табл. 4.2. [1] степеньточности передачиравную 9
Коэффициент,учитывающийраспределениенагрузки междузубьями колёсКH= 1
Принимаемпо табл. 4.3. [1] КHv=1,05
ТогдаH=(K/aw)T2(uф+1)3KHKHKHv/(u2b2)=367,30 377,545
Условиепрочностивыполняется.Недогруз передачив пределахдопустимойнормы 2,71%
14. Проверканапряженийизгиба зубьев.
Коэффициент,учитывающийраспределениенагрузки междузубьями колёсКF= 1
Коэффициентдинамическойнагрузки, потабл. 4.3. [1] принимаемКFv=1,13
Коэффициентыформы зуба.Определяютсяпо табл. 4.7. [1] взависимостиот эквивалентногочисла зубьев.
Дляпрямозубыхколёс:
шестерниzv1=z1=60,00
колесаzv2=z2=120,00
Коэффициентформы зубашестерни YF1=3,62
Коэффициентформы зубаколеса YF2=3,6
Коэффициентнаклона зубаY=1,00
Определяемнапряженияизгиба зубьев F=YF2*Y*KF*KF*KFv*Ft/(b2*m)=108,78
Условиепрочностивыполняется:F[]F.Недогруз составляет37,88 %
Определимсилы в зацеплении.
Окружная:
Ft1=Ft2=2*T2*103/d2=7487,286 H.
Радиальныеи осевые:
Fr1=Fr2=Ft2*tg/Cos=2725,149 H.
Fa1=Fa2=Ft1*Tg=0,000 H.
ОПРЕДЕЛЕНИЕРЕАКЦИЙ В ОПОРАХПОДШИПНИКОВ.
Силыв зацеплениипередачи изпроектногорасчета передачи.
Окружная:
Ft1=2684,000 H
Ft2=5180,125 H
Радиальная:
Fr1=Fr2=1885,411 H
Осевая:
Fa1=Ft2=5180,125 H
Fa2=Ft1=2684,000 H
Усилиеот открытойпередачи:
Набыстроходномвалу Fоп1=1431,340 H
Натихоходномвалу Fоп2=7967,803 H
FX1=Fоп*Cosq=1431,340 H
FX2=Ft=7487,286 H
FY1=Fоп*Sinq=0,000 H
FY2=Fr=2725,149
FZ1= 0,000H
FZ2=Fa=0,000 H
Быстроходныйвал:
Изпроектногорасчета передачии из эскизнойкомпоновкиопределяем:
Делительныйдиаметр червякаd1=0,088 м
расстояниемежду опорамиlb=0,305 м
расстоянием/у точкамиприложенияконсольнойсилы и смежнойопоры lоп=0,077 м
Вертикальнаяплоскость.
а)определяемопорные реакции:
M3=0RAY*lБ+Fa1*d1/2-Fr1*lБ/2=0;RAY=(Fa1*d1/2-Fr1*lБ/2)/lБ=-263,345 H
M1=0;-RBY*lБ+Fa1*d1/2+Fr1*lБ/2=0;RBY=(Fa1*d1/2+Fr1*lБ/2)/lБ=1622,066 H
Проверка:Y=0;RBY-Fr1-RAY=0 H
б)строим эпюруизгибающихмоментов относительнооси X в характерныхсечениях 1..3:
Mx1=0 H*м
СлеваMx2=-RAY*lБ/2=40,160 H*м
СправаMx2=RBY*lБ/2=247,365 H*м
Mx3=0 H*м
Горизонтальнаяплоскость.
а)определяемопорные реакции:
M3=0;-RAX*lБ+Ft1*lБ/2+FM*lM=0;RAX=(Ft1*lБ/2+FM*lM)/lБ=1703,355 H
SM1=0;-RBX*lБ-Ft1*lБ/2+Fоп1*(lБ+lM)=0;RBX=(-Ft1*lБ/2+Fоп1*(lБ+lоп1))/lБ=450,695 H
Проверка:Y=0;RAX-Ft1-RAX+FM=0 H
б)строим эпюруизгибающихмоментов относительнооси Y в характерныхсечениях 1..4:
MY1=0 H*м
MY2=-RAX*lБ/2=-259,762 H*м
MY3=-Fоп*lоп=-110,213 H*м
MY4=0 H*м
Строимэпюру крутящихмоментовMK=MZ=Ft1*d1/2=107,360 H*м
Определяемсуммарныерадиальныереакции :
RA=R2AX+R2AY = 1723,592 H
RB=R2BX+R2BY = 1683,515 H
Определяемсуммарныеизгибающиемоменты в наиболеенагруженныхсечениях:
M2=M2X2+M2Y2= 262,848 H*м
M3=MY3=110,213 H*м
Тихоходныйвал.
Изпроектногорасчета передачии из эскизнойкомпоновкиопределяем:
Делительныйдиаметр червячногоколеса d2=0,32 м
расстояниемежду опорамиlT=0,138 м
расстоянием/у точкамиприложенияконсольнойсилы и смежнойопоры lОП=0,1065 м
Вертикальнаяплоскость.
а)определяемопорные реакции:
M4=0;-RCY*lT-FZ*dоп1/2-Fr2*lT/2+FY*(lОП+lТ)+Fa2*d2/2=0;
RСY=(Fa2*d2/2-Fr2*lT/2+FY*(lОП+lT)-FZ*dоп1/2)/lT=6997,4 H
M2=0;-RDY*lT-FZ*dоп1/2+Fr2*lT/2+FY*lОП+Fa2*d2/2=0;
RDY=(Fa2*d2/2+Fr2*lT/2+FY*lОП-FZ*dоп1/2)/lT=6157,7 H
Проверка:Y=0;RCY-FY-Fr2+RDY=0 H
б)строим эпюруизгибающихмоментов относительнооси X в характерныхсечениях 1..3:
Mx1=FZ*dоп1/2=0,000 H*м
Mx2=FY*lОП+FZ*dоп1/2=290,228 H*м
СправаMX3=RDY*lT/2=424,881 H*м
СлеваMx3=FY(lОП+lT/2)-RCY*lT/2+FZ*dоп1/2=-4,557 H*м
Mx4=0 H*м
Горизонтальнаяплоскость.
а)определяемопорные реакции:
M4=0;RCX*lT+Ft2*lT/2-FX*(lОП+lT)=0;RCX=(-Ft2*lT/2+FX*(lОП+lT))/lT=-54,101 H
M2=0; RDX*lT-Ft2*lT/2-FX*lОП=0;RВX=(Ft2*lT/2+FX*lОП)/lT=3694,684 H
Проверка:Y=0;-RCX-Ft2+RDX+FX=0 H
б)строим эпюруизгибающихмоментов относительнооси Y в характерныхсечениях 1..4:
MY1=0 H*м
MY2=-FX*lОП=-152,438 H*м
MY3=-FX*(lОП+lT/2)+RCX*lT/2=-254,933 H*м
MY4=0 H*м
строимэпюру крутящихмоментовMK=MZ=Ft2*d2/2= 828,820 H*м
Определяемсуммарныерадиальныереакции :
RC=R2CX+R2CY = 6997,609 H
RD=R2DX+R2DY = 7181,083 H
Определяемсуммарныеизгибающиемоменты в наиболеенагруженныхсечениях:
M2=M2X2+M2Y2= 327,826 H*м
M3=M2X3+M2Y3= 495,494 H*м
Z
X
Y
MY
(H*м)
MZ
(H*м)
lоп
LБ/2
LБ/2
Fa
Ft
Fr
A
B
RBX
FX1
2
RAX
4
3
RBY
1
RAY
MX
(H*м)
Рис.1 Эпюрамоментов набыстроходномвалу
Рис.2 Эпюрамоментов натихоходномвалу
Y
Z
X
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙВЫБОР ПОДШИПНИКОВ.
Быстроходныйвал :
Принимаемрадиально-упорныешарикоподшипники, средней серии,тип 6309.
Схемаустановки: враспор.
Размеры:
Диаметрвнутреннегокольца d= 45 мм.
Диаметрнаружногокольца
D= 100 мм.
ШиринаподшипникаВ= 25 мм.
Грузоподъёмность:
Сr= 50,5 кН.
С0r= 41 кН.
Тихоходныйвал:
Принимаемшарикоподшипники осболегкой серии, тип 113.
Схемаустановки: сфиксирующейопорой.
Размеры:
Диаметрвнутреннегокольца d= 65 мм.
Диаметрнаружногокольца
D= 100 мм.
ШиринаподшипникаТ= 18 мм.
Грузоподъёмность:
Сr= 30,7 кН.
С0r= 19,6 кН.
КОНСТРУКТИВНАЯКОМПОНОВКАПРИВОДА.
Конструированиередуктора.
Модульзацепленияm= 10,00 мм.
1.Конструирование колеса цилиндрическойпередачи.
Червячноеколесо в целяхэкономии цветныхметаллов свенцом из бронзы.Соединениевенца с чугуннымцентром выполняембандажированием,посадкой снатягом Н7/s6.
Размерыобода.
Делительныйдиаметр d2= 320 мм.
Диаметрнаибольшийdам2= 340 мм.
Ширинавенца колесаb= 63
Диаметрнаименьшийdв=0,9*d2-2,5*m= 263,0 мм.
Толщинавенца S=2,2m+0,05b2= 25,15 мм.
Изряда Ra40 принимаемS= 25 мм.
S0= 30 мм
h= 6,3 мм
t= 5,04 мм
Принаибольшемдиаметре колесаменее 500 мм егоизготавливаемцельным
Ширинаb2= 63 мм.
Размерыступицы.
Диаметрвнутреннийd=d3= 75 мм.
Диаметрнаружный dст=1,55d= 117 мм.
Толщинаст=0,3d= 23 мм.
ДлинаLст=(1...1,5)d= 98 мм.
Размерыдиска.
ТолщинаC=0,5(S+ст)= 24 мм. >0,25b2
РадиусызакругленийR= 6 мм.
Уклон= 7 °
Диаметротверстийd0=(dв-2S0-dст)/4= 23 мм.
Таккак расчётныйдиаметр меньше25мм, выполняемдиск без отверстий . мм.
Конструированиечервячноговала.
Червяквыполняемзаодно с валом.
Основныеэлементы корпуса.
Толщинастенки корпуса=2*40,2Тт6; = 7,2 мм.
Принимаем= 8 мм.
Толщинакрышки 1=0,96; = 6,48 мм.
Принимаем1= 7 мм.
Толщинафланца корпусаb=1,5= 12 мм.
Толщинафланца крышкикорпуса b1=1,51= 10,5 мм.
Толщинанижнего поясакорпуса p=2,35= 19 мм.
Толщинаребер основания корпуса m=(0,85...1)= 8 мм.
Толщинаребер крышкиm1=(0,85...1)1= 7 мм.
Диаметрболтов:
соединяющихоснованиекорпуса с крышкойd=32Тт= 12 мм.
уподшипниковd1=(0,7...0,75)d= 10 мм.
фундаментныхболтов dф=1,25d= 16 мм.
Размеры,определяющиеположениеболтов d2:
е=(1...1,2)d1= 11 мм.
q=0,5d2+d4= 17 мм.
Дополнительныеэлементы корпуса.
Гнездопод подшипник:
диаметротверстия вгнезде подбыстроходныйвал Dп1= 100 мм.
диаметротверстия вгнезде подтихоходныйвал Dп2= 100 мм.
винтыкреплениякрышки подшипникабыстроходноговала М 12
винтыкреплениякрышки подшипникатихоходноговала М 12
числовинтов крышкиподшипникабыстроходноговала n1= 6
минимальноечисло винтовкрышки подшипникатихоходноговала n2= 6
диаметргнезда подподшипникбыстроходноговала Dк1=D1+3= 154 мм.
диаметргнезда подподшипниктихоходноговала Dк2=D2+3= 154 мм.
длинагнезда l=d+c2+Rб+(3...5)= 36 мм.
РадиусRб= 11 мм.
Расстояниедо стенки корпусас2=Rб+2= 13 мм.
Размерыштифта по ГОСТ3129-70 (табл10.5. [3]):
dш= 12 мм.
lш=b+b1+5= 30 мм.
Предусмотримуклон днища2° в сторонумаслоспускногоотверстия дляоблегченияслива масла.Для заливкимасла и осмотрав крышке корпусавыполним окно,закрываемоекрышкой.
10.4.Установкаэлементовпередач на вал.
Для соединениявала с элементамиоткрытой передачииспользуемшпоночноесоединение,при нереверсивнойработе безтолчков и ударовприменяемпосадку Н7/k6.
Дляустановкиполумуфты навал назначаемпосадку- Н7/k6.
Припередаче вращающегомомента шпоночнымсоединениемдля цилиндрическихколес назначаемпосадку Н7/r6.
Посадкапризматическойшпонки по ГОСТ23360-78 по ширинешпонки p9, по ширинешпоночногопаза P9.
Посадкаподшипниковна вал k6, поледопуска отверстиядля наружногокольца подшипников-Н7.
СМАЗЫВАНИЕ.
Сцелью защитыот коррозиии снижениякоэффициентатрения, уменьшенияизноса, отводатепла и продуктовизноса от трущихсяповерхностей,снижения шумаи вибрацииприменяютсмазываниезацепленийи подшипников.
а)Смазываниезацепления.
Применяемнепрерывноесмазываниежидким масломокунанием.
Взависимостиот контактногонапряженияи окружнойскорости выбираемпо табл. 10.29. [1] следующийсорт масла: И-Т-Д-100
Количествомасла принимаем,из расчета0,4...0,8 литра на 1кВт.Мощности, равным3,2 л.
б)Для контроляуровня масла,находящегосяв редукторе,предусматриваемоконный маслоуказатель.
в)Для слива масла,налитого вкорпус редуктора,предусматриваемв корпусе сливноеотверстие,закрываемоепробкой сцилиндрическойрезьбой.
г)При длительнойработе, в связис нагревоммасла и воздухаповышаетсядавление внутрикорпуса, чтоприводит кпросачиваниюмасла черезуплотненияи стыки.
Чтобыизбежать этого,предусматриваемотдушину, связывающуювнутреннююполость редукторас внешней средой.
ПРОВЕРОЧНЫЕРАСЧЁТЫ.
Проверочныйрасчёт подшипников
Быстроходныйвал.
Входныеданные:
Угловаяскорость вала= 50,79 с-1.
Осеваясила Fa= 5180,125 Н.
Реакциив подшипниках:
Вправом R1= 1723,592 Н.
ВлевомR2= 1683,515 Н.
Характеристикаподшипников:
Рядностьподшипниковв наиболеенагруженнойопоре i= 1
БазоваягрузоподъемностьCR= 50500 Н.
СтатическаягрузоподъёмностьC0r= 41000 Н.
Коэффициентрадиальнойнагрузки X= 0,45
Отношение iRF/(C0R)= 0,12634451
Коэффициентосевой нагрузкиY= 1,13
Коэффициентвлияния осевогонагруженияе= 0,48 кН.
Осеваясоставляющаярадиальнойнагрузки подшипникаRS1= 827,3 Н.
Осеваясоставляющаярадиальнойнагрузки подшипникаRS2= 808,1 Н.
Осевая нагрузка подшипникаRА1= 827,3 Н.
Осевая нагрузка подшипникаRА2= 6007,4 Н.
Радиальнаянагрузка подшипникаRr= 1723,6 Н.
КоэффициентбезопасностиКб= 1,1
Температурныйкоэффициент К= 1
Коэффициентвращения V= 1
Расчёт:
ОтношениеRA/(V*Rr)= 3,485
ЭквивалентнаядинамическаянагрузкаRE=(XVRr+YRa)KбKт= 8320,38
ПоГОСТ 16162-85 для червячныхредукторовпринимаемLh=5000часов.
Дляшариковыхподшипниковпоказательстепени: m=3
Определяемрасчётнуюдинамическуюгрузоподъёмность
Crp=RE*m573Lh/106= 43763,37 Н.
Подшипникпригоден
ДолговечностьподшипникаL10h=106*(Cr/RE)m/(573)= 7682,7 часов.
Тихоходныйвал.
Входныеданные:
Угловаяскорость вала= 6,35 с-1.
Осеваясила Fa= 2684 Н.
Реакциив подшипниках:
Вправом R1= 7181,083 Н.
ВлевомR2= 6997,609 Н.
Характеристикаподшипников:
Рядностьподшипниковв наиболеенагруженнойопоре i= 1
БазоваягрузоподъемностьCR= 30700 Н.
СтатическаягрузоподъёмностьC0r= 19600 Н.
Коэффициентрадиальнойнагрузки X= 0,56
Отношение iRF/(C0R)= 0,13693878
Коэффициентосевой нагрузкиY= 1,286
Коэффициентвлияния осевогонагруженияе= 0,34 кН.
Осеваясоставляющаярадиальнойнагрузки подшипникаRS1= 0 Н.
Осеваясоставляющаярадиальнойнагрузки подшипникаRS2= 0 Н.
Осевая нагрузка подшипникаRА1= 2684 Н.
Осевая нагрузка подшипникаRА2= 2684 Н.
Радиальнаянагрузка подшипникаRr= 7181,083 Н.
КоэффициентбезопасностиКб= 1,1
Температурныйкоэффициент К= 1
Коэффициентвращения V= 1
Расчёт:
ОтношениеRA/(V*Rr)= 0,37375978
ЭквивалентнаядинамическаянагрузкаRE=(XVRr+YRa)KбKт= 8220,33353
ПоГОСТ 16162-85 для червячныхредукторовпринимаемLh=5000 часов.
Дляшариковыхподшипниковпоказательстепени: m=3
ОпределяемрасчётнуюдинамическуюгрузоподъёмностьCrp=RE*m573Lh/106= 21619,9933 Н.
Подшипникпригоден
ДолговечностьподшипникаL10h=106*(Cr/RE)m/(573)= 14315,8936 часов.
Проверочныйрасчёт шпонок.
Проверкушпонок ведёмна смятие. Продопустимомнапряжении[]см= 150 Н/мм2.
Шпонкана выходномконце быстроходноговала .
Диаметрвала d= 38 мм.
Изконструктивнойкомпоновкиполная длиннашпонки l= 45 мм.
Потабл. К42. [1] определяем:
ширинашпонки b= 10 мм.
высоташпонки h= 8 мм.
глубинапаза вала t1= 5 мм.
Определяемрабочую длинушпонки lр=l-b= 35 мм.
Определяемплощадь смятаяАсм=(0,94*h-t1)*lp= 88,2 мм2.
Окружнаясила на быстроходномвалу Ft= 2684,000 Н.
Расчётнаяпрочностьсм=Ft/Aсм= 88,2 2)
Условиепрочности смсмвыполнено.
Шпонка вала под колесо.
Изпроектногорасчета валапринимаемдиаметр валапод зубчатымколесом d= 75 мм.
Изконструктивнойкомпоновкиполная длиннашпонки l= 120 мм.
Потабл. К42. [1] определяем:
ширинашпонки b= 20 мм.
высоташпонки h= 12 мм.
глубинапаза вала t1= 7,5 мм.
Определяемрабочую длинушпонки lр=l-b= 100 мм.
Определяемплощадь смятаяАсм=(0,94*h-t1)*lp= 378 мм2.
Окружнаясила на колесеFt= 7487,3 Н.
Расчётнаяпрочностьсм=Ft/Aсм= 19,81 2)
Условиепрочности смсмвыполнено.
Шпонкана выходномконце тихоходноговала .
Изпроектногорасчета валапринимаемдиаметр выходногоконца вала d= 60 мм.
Изконструктивнойкомпоновкиполная длиннашпонки l= 71 мм.
Потабл. К42. [1] определяем:
ширинашпонки b= 16 мм.
высоташпонки h= 10 мм.
глубинапаза вала t1= 6 мм.
Определяемрабочую длинушпонки lр=l-b= 55 мм.
Определяемплощадь смятаяАсм=(0,94*h-t1)*lp= 187 мм2.
Окружнаясила на тихоходномвалу Ft= 5180,1 Н.
Расчётнаяпрочностьсм=Ft/Aсм= 27,701 2)
Условиепрочности смсмвыполнено.
Уточненныйрасчет валов[3].
Примем,что нормальныенапряженияот изгиба изменяютсяпо симметричномуциклу, а касательныеот крученияпо отнулевому.Расчет производимдля предположительноопасных сеченийкаждого извалов.
Быстроходныйвал.
Проедалвыносливостипри симметричномцикле изгиба
Пределна растяжениеB= 900,00 H/мм2.
-1=0,43в= 387,00 H/мм2.
Проедалвыносливостипри симметричномцикле касательныхнапряжений
-1=0,58-1= 224,46 H/мм2.
СечениеА-А.
Этосечение подэлементомоткрытой передачирассчитываемна кручение.Концентрациюнапряженийвызывает наличиешпоночнойканавки.
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.
Диаметрвыходного концавала d= 38 мм.
Дляэтого находим:
среднеенапряжениеотнулевогоцикла Wкнетто=d3/16-bt1(d-t1)2/2d= 10057,64 мм3
амплитудаотнулевогоцикла v=m=max/2=T1/2Wкнетто= 5,34 H/мм2.
принимаемпо табл. 8.5. , 8.8 , эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk= 1,9
интерполируя,масштабныйфактор длякасательныхнапряжений= 0,738
коэффициент= 0,1
коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95
Коэффициентзапаса прочностиs=-1/(k*v/(*)+*m)= 14,96
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям.
Дляэтого находим:
моментконсольнойнагрузки М=Fоп*lоп= 110213 H*мм.
среднеенапряжениеотнулевогоцикла Wкнетто=d3/32-bt1(d-t1)2/2d= 4670,60 мм3.
амплитудаотнулевогоцикла v=m=max/2=T1/2Wкнетто= 22,99 H/мм2.
принимаемпо табл. 8.5. , 8.8, эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk= 1,9
интерполируя,масштабныйфактор длянормальныхнапряжений= 0,856
коэффициент= 0,2
коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95
Коэффициентзапаса прочностиs=-1/(k*v/(*)+*m)= 6,637
Результирующийкоэффициентзапаса прочностидля сеченияА-А
s=s*s*/s2+s2= 6,067
СечениеБ-Б.
Этосечение подподшипником.Концентрациянапряженийвызывает посадкаподшипникас гарантированнымнатягом.
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.
Диаметр вала под подшипникd= 45 мм.
ОтношениеD/d= 1,24
Выбираемрадиус галтелиr= 1,00 мм.
Отношениеr/d= 0,02
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.
Дляэтого находим:
Изгибающиймомент M=Fвl3= 110213 H*мм.
осевоймомент сопротивленияW=d3/32= 8946,18 мм3
полярныймомент Wp=2W= 17892,36 мм3
амплитудаи среднее напряжениецикла костыльныхнапряжений
v=m=max/2=T1/2Wp= 3,00 H/мм2.
принимаемпо табл. 8.5. , 8.8 , эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk= 1,9
масштабныйфактор длякасательныхнапряжений= 0,715
коэффициент= 0,1
коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95
Коэффициентзапаса прочностиs=-1/(k*v/(*)+*m)= 25,825
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям.
Дляэтого находим:
амплитуданормальныхнапряжений v=m=max/2=М/2W= 6,16 H/мм2.
принимаемпо табл. 8.5. , 8.8, эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk= 2,8
масштабныйфактор длякасательныхнапряжений= 0,835
коэффициент= 0,2
коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95
Коэффициентзапаса прочностиs=-1/(k*v/(*)+*m)= 16,844
Результирующийкоэффициентзапаса прочностидля сеченияБ-Б
s=s*s*/s2+s2= 14,108
Тихоходныйвал.
Проедалвыносливостипри симметричномцикле изгиба
Пределна растяжениеB= 900 H/мм2.
-1=0,43в= 387 H/мм2.
Предалвыносливостипри симметричномцикле касательныхнапряжений
-1=0,58-1= 224,46 H/мм2.
СечениеА-А.
Этосечение подэлементомоткрытой передачирассчитываемна кручение.Концентрациюнапряженийвызывает наличиешпоночнойканавки.
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.
Диаметрвыходного концавала d= 60 мм.
Дляэтого находим:
среднеенапряжениеотнулевогоцикла Wкнетто=d3/16-bt1(d-t1)2/2d= 40078,70 мм3
амплитудаотнулевогоцикла v=m=max/2=T2/2Wкнетто= 10,34 H/мм2.
принимаемпо табл. 8.5. , 8.8 , эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk= 1,9
интерполируя,масштабныйфактор длякасательныхнапряжений= 0,675
коэффициент= 0,1
коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95
Коэффициентзапаса прочностиs=-1/(k*v/(*)+*m)= 7,087
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям.
Дляэтого находим:
моментконсольнойнагрузки М=Fоп*lоп= 848571 H*мм.
среднеенапряжениеотнулевогоцикла Wкнетто=d3/32-bt1(d-t1)2/2d= 18872,95 мм3.
амплитудаотнулевогоцикла v=m=max/2=T2/2Wкнетто= 43,92 H/мм2.
принимаемпо табл. 8.5. , 8.8, эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk= 1,9
интерполируя,масштабныйфактор длянормальныхнапряжений= 0,79
коэффициент= 0,2
коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95
Коэффициентзапаса прочностиs=-1/(k*v/(*)+*m)= 3,226
Результирующийкоэффициентзапаса прочностидля сеченияА-А
s=s*s*/s2+s2= 2,936
СечениеБ-Б.
Этосечение подподшипником.Концентрациянапряженийвызывает посадкаподшипникас гарантированнымнатягом.
Диаметр вала под подшипникd= 65 мм.
ОтношениеD/d= 1,15
Выбираемрадиус галтелиr= 1,50 мм.
Отношениеr/d= 0,02
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.
Дляэтого находим:
Изгибающиймомент M=Fвl3= 614 H*мм.
осевоймомент сопротивленияW=d3/32= 26961,25 мм3
полярныймомент Wp=2W= 53922,50 мм3
амплитудаи среднее напряжениецикла костыльныхнапряжений
v=m=max/2=T1/2Wp= 7,69 H/мм2.
принимаемпо табл. 8.5. , 8.8 , эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk= 1,67
масштабныйфактор длякасательныхнапряжений= 0,6625
коэффициент= 0,1
коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95
Коэффициентзапаса прочностиs=-1/(k*v/(*)+*m)= 10,601
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям.
Дляэтого находим:
амплитуданормальныхнапряжений v=m=max/2=М/2W= 0,01 H/мм2.
принимаемпо табл. 8.5. , 8.8, эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk= 2,68
масштабныйфактор длякасательныхнапряжений= 0,775
коэффициент= 0,2
коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95
Коэффициентзапаса прочностиs=-1/(k*v/(*)+*m)= 10077,947
Результирующийкоэффициентзапаса прочностидля сеченияБ-Б
s=s*s*/s2+s2= 10,601
СечениеВ-В.
Этосечение подзубчатым колесом.Концентрациянапряженийобусловленаналичием шпоночнойканавки.
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.
Дляэтого находим:
Диаметрвыходного концавала d= 75 мм.
среднеенапряжениеотнулевогоцикла Wкнетто=d3/16-bt1(d-t1)2/2d= 78278,71 мм3
амплитудаотнулевогоцикла v=m=max/2=T2/2Wкнетто= 5,29 H/мм2.
принимаемпо табл. 8.5. , 8.8 , эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk= 1,9
интерполируя,масштабныйфактор длякасательныхнапряжений= 0,64
коэффициент= 0,1
коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95
Коэффициентзапаса прочностиs=-1/(k*v/(*)+*m)= 13,157
Определяемкоэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям.
Дляэтого находим:
Суммарныйизгибающиймомент беремиз эпюр M= 495494 H*мм.
среднеенапряжениеотнулевогоцикла Wкнетто=d3/32-bt1(d-t1)2/2d= 36861,23 мм3.
амплитудаотнулевогоцикла v=m=max/2=T2/2Wкнетто= 22,48 H/мм2.
принимаемпо табл. 8.5. , 8.8, эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk= 1,9
интерполируя,масштабныйфактор длянормальныхнапряжений= 0,75
коэффициент= 0,2
коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95
Коэффициентзапаса прочностиs=-1/(k*v/(*)+*m)= 6,005
Результирующийкоэффициентзапаса прочностидля сеченияВ-В
s=s*s*/s2+s2= 5,463
Расчетна жесткостьвала червяка.
Проверимстрелу прогибадля червяка.Для этого определимприведенныймомент инерциипоперечногосечения.
Jпр=d4f1/64*(0,375+0,625*da1/df1)= 719814,2752 мм4
Стрелапрогиба f=l31*F2t1+F2r1/(48EJпр)= 1,37879E-07 мм.
Допускаемыйпрогиб [f]=(0,005...0,01)m= 0,05 0,1
Жесткостьобеспечена,так как f
Тепловойрасчет редуктора.
Температуравоздуха tв= 20 ° С
КоэффициенттеплопередачиКt= 15 Вт/(м2*град)
Определяемпо табл. 11.6 [1] площадьповерхностиохлаждения в зависимостиот межосевогорасстоянияА= 0,67 мм2
Температурамасла безискусственногоохлаждения при непрерывнойработе tм=tв+Р1*(1-)/(Kt*A)= 74,3 ° С
Температурамасла не превышаетдопустимой[t]м=80...95°С.
Z
X
Y
Рис.1Эпюра моментовна быстроходномвалу
Z
Рис.2Эпюра моментовна тихоходномвалу
Y
X
