Материалы сайта
Это интересно
Червячный редуктор
Исходные данные Мощность на выходном валу P= 5 кВт Частота вращения вала рабочей машины n= 30 об/мин Срок службы привода Lг = 2 лет. Допускаемое отклонение скорости ?= 4 % Продолжительность смены tс= 8 часов. Количество смен LС= 2 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА. Определение мощности и частоты вращения двигателя. Мощность на валу рабочей машины Ррм= 5,0 кВт. Определим общий КПД привода: ?=?зп*?оп*?м*?2пк*?пс; По табл. 2.2 [1] принимаем следующие значения КПД механических передач. КПД закрытой передачи ?зп= 0,97 КПД первой открытой передачи ?оп1= 0,965 КПД второй открытой передачи ?оп2= 0,955 КПД муфты ?м= 0,98 КПД подшипников качения ?пк= 0,995 КПД подшипников скольжения ?пс= 0,99 определим общий КПД привода ?=?з*?оп1*?пк2*?оп2*?пс= 0,876 Определим требуемую мощность двигателя Рдв =Ррм/?= 5,708 кВт. Выбираем по табл. К9 [1] номинальную мощность двигателя Рном= 7,5 кВт. Выбираем электродвигатель с синхронной частотой вращения 750 1000 1500 3000 Тип двигателя 4AM160S8УЗ 4AM132M6УЗ 4AM132S4УЗ 4AM112M2УЗ Номинальная частота 730 970 1455 2900 Диаметр вала 48 38 38 32 Определение передаточного числа привода и его ступеней. Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм=60*1000 v/(?D)= 30,0 об/мин. Передаточное число привода u=nном/ nрм= (24,33 32,33 48,50 96,67( Принимаем пределы передаточных чисел закрытой передачи uзп: 6,3( 60,0 Принимаем пределы передаточных чисел первой открытой передачи uоп1: 2,0( 5,0 Принимаем пределы передаточных чисел второй открытой передачи uоп2: 2( 7,1 Допустимые пределы привода ui: 25,2 (2130 Исходя из пределов передаточных чисел привода, выбираем тип двигателя: 4AM132M6УЗ с номинальной частотой вращения nном= 970 мин-1 и диаметром вала dДВ= 38 мм. Передаточное число привода u= 32,33 Задаемся передаточным числом редуктора uзп= 8 Задаемся передаточным числом первой открытой передачи uоп1= 2 Задаемся передаточным числом второй открытой передачи uоп2= 2 Фактическое передаточное число привода uф=uзп*uоп1*uоп2= 32 Определим максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины ?nрм=nрм ?/100= 1,2 об/мин. Определим допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учётом отклонения [nрм]=nрм±?nрм= 28,8 (31,2 (об/мин.) Определить фактическую частоту вращения приводного вала машины nф=nном/uф= 30,3 об/мин. 3. Определение силовых и кинематических параметров привода. Мощность двигателя Рдв = 5,708 кВт. Мощность на быстроходном валу Рб=Рдв*?оп1*?пс= 5,453 кВт. Мощность на тихоходном валу Рт=Pб*?зп*?пк= 5,263 кВт. Мощность на валу рабочей машины Ррм=Рт*?оп2*?пк= 5,00 кВт. Частота вращения вала электродвигателя nном= 970,00 об/мин. Частота вращения быстроходного вала nб=nном/uоп1= 485,00 об/мин. Частота вращения тихоходного вала nт=nб/uзп= 60,63 об/мин. Частота вращения вала рабочей машины nрм=nт/uоп2= 30,315 об/мин. Угловая скорость вала электродвигателя ?ном=?*nном/30= 101,58 рад/с. Угловая скорость быстроходного вала ?б=?ном/uоп1= 50,79 рад/с. Угловая скорость тихоходного вала ?т=?п/uт= 6,35 рад/с. Угловая скорость вала рабочей машины ?рм=?т/uор2= 3,18 рад/с. Вращающий момент на валу электродвигателя Тдв=Рдв/?ном= 56,19 Н*м. Вращающий момент на быстроходном валу Тб=Рб/?б= 107,36 Н*м. Вращающий момент на тихоходном валу Тт=Pт/?т= 828,82 Н*м. Вращающий момент на валу рабочей машины Трм=Pрм/?рм= 1572,33 Н*м. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ. ВЫБОР МАТЕРИАЛА Выбор материала для червяка. Для червяка выбираем материал по табл. 3.2 [1] сталь 40х Термообработка- улучшение Интервал твёрдости 260 280 НВ Средняя твёрдость: 270 НВ Предел прочности при растяжении ?В= 900 Н/мм2 Предел прочности при растяжении ?Т= 750 Н/мм2 Для червяка при скорость скольжения Vs=4,3*?2*uзп*3?Т2/103= 2,052 м/с по табл.. 3.5 [1] принимаем бронзу БрА10Ж4Н4 Предел прочности при растяжении ?В= 650 Н/мм2 Предел прочности при растяжении ?Т= 460 Н/мм2 Срок службы привода: Lh=365*Lг*tc*Lc и из полученного результата вычитаем 25% на простои. Lh= 10000 Число циклов перемены напряжений за наработку N=573*?*Lh= 2,91E+08 Число циклов перемены напряжений соответствующие пределу выносливости рассчитываем по табл. 3.3. [1] NH0= 6,80E+07 Определяем коэффициент долговечности КHL=6? NH0/N= 0,32 Коэффициент, учитывающий износ материала СV= 0,95 Определяем коэффициент долговечности КFL=9? 106/N= 0,54, По табл. 3.5 [1] принимаем 2 -ю группу материалов. Для материала червячного колеса по табл., 3.6 определяем: Допускаемые контактные напряжения– Значение [?]H уменьшаем на 15% так как червяк расположен вне масляной ванны. при 2150° Определяем скорость ремня v=?d1n1/(60*103)= 11,67 м/с. <35 м/с. Определяем частоту пробегов ремня U=v/l= 2,918 c-1 < 15 c-1 Определяем допускаемую мощность, передаваемую ремнем. Поправочные коэффициенты: коэффициент длительности работы Cp= 0,90 коэффициент угла обхвата C?= 0,97 коэффициент влияния отношения расчетной длинны к базовой Cl= 1,00 коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту C?= 1,00 коэффициент влияния диаметра меньшего шкива Cd= 1,20 коэффициент влияния натяжения от центробежной силы Cv= 1,00 Допускаемая приведенная мощность выбираем по табл. 5.5. [1] [P0]= 2,579 КВт. Тогда [Pп]=[P0]CpC?ClC?CdCv= 2,70 КВт. Определим окружную силу, передаваемую ремнем Ft=Рном/v= 642,67 H. По табл. 5.1. [1] интерполируя, принимаем толщину ремня ?= 5,55 мм. Определим ширину ремня b= Ft/?= 116 мм. По стандартному ряду принимаем b= 100 мм. По стандартному ряду принимаем ширину шкива B= 112 мм. Определим площадь поперечного сечения ремня А=b?= 555 мм2. По табл. 5.1. [1] интерполируя принимаем предварительное напряжение ?0= 2 H/мм2. Определим силу предварительного натяжения ремня F0=A?0= 1110 Н. Определяем силы натяжения ветвей : F1=F0+Ft/2= 1431,34 H. F1=F0+Ft/2= 788,67 H. Определим силу давления ремня на вал Fоп=2F0sin(?1/2)= 2213,44 Н. Проверочный расчет. Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви: Находим напряжение растяжения: s1=F0/A+Ft/2A= 2,58 Н/мм2. Находим напряжение изгиба: ?и=Еи?/d1= 2,23 Н/мм2. где модуль продольной упругости Еи= 90,00 Н/мм2. Находим напряжение от центробежных сил: ?v=?v2*10-6= 0,15 Н/мм2. где плотность материала ремня ?= 1100,00 кг/м3. Допускаемое напряжение растяжения:[?]р= 8,00 Н/мм2. Прочность одного ремня по максимальным напряжениям ?max=?1+?и+?v=4,96 Н/мм2. <[?]р РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ. ВЫБОР МАТЕРИАЛА. 1. Для шестерни. Выбираем материал сталь 45 Термообработка: нормализация Твёрдость: 170 217 HB Принимаем твёрдость 193,5 HB ?В= 600 Н/мм2. ?Т= 340 Н/мм2. 2. Для колеса. Выбираем материал сталь 45 Термообработка: нормализация Твёрдость: 170 217 НВ Принимаем твёрдость 193,5 НВ ?В= 600 Н/мм2. ?Т= 340 Н/мм2. СРОК СЛУЖБЫ ПРИВОДА. Срок службы привода Lh= 10000 часов. Число зацеплений зуба за 1 оборот с= 1 Число циклов перемены напряжений за наработку для шестерни N=60*c*n*Lh= 291026700 Число циклов перемены напряжений за наработку для колеса N=60*c*n*Lh= 36385500 Число циклов перемены напряжений принимаем по табл. 3.3. [1] NH0= 16500000 РАСЧЁТ ДОПУСТИМЫХ КОНТАКТНЫХ И ИЗГИБНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ. 1. Для шестерни. Определяем коэффициент долговечности КHL=6? NH0/N= 1 Определяем коэффициент долговечности КFL=6? 4*106/N= 1 Принимаем коэффициент безопасности [ S]H= 1,1 Предел выносливости ?H0=1,8 НВ+67= 415,3 Н/мм2. Допускаемые контактные напряжения [?]H1 =?H0*KHL= 377,545 Н/мм2. Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба выбираем ?F0= 199,305 Н/мм2. Допускаемые изгибные напряжения [?]F1=КFL*?H0= 199,305 Н/мм2. 2. Для колеса. Определяем коэффициент долговечности КHL=6? NH0/N= 1 Определяем коэффициент долговечности КFL=6? 4*106/N= 1 Принимаем коэффициент безопасности [S]H= 1,1 Предел выносливости ?H0=1,8НВ+67= 415,3 Н/мм2. Допускаемые контактные напряжения [?]H1 = ?H0*KHL= 377,545 Н/мм2. Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба выбираем ?F0= 175,1 Н/мм2. Допускаемые изгибные напряжения [?]F1=КFL* ?H0= 175,1 Н/мм2. Так как НВ1ср-НВ2ср=20...50, то дальнейший расчёт ведём по меньшему значению [ ?]H= 377,545 Н/мм2. Расчёт введем по меньшему значению [?]F. Принимаем [ ?]F= 175,1 Н/мм2. Проектный расчет. Вращающий момент на шестерне Т1= 828,82 Н*м. Вращающий момент на колесе Т2= 1572,33 Н*м. Передаточное число ступени u= 2,0 Вспомогательный коэффициент Ка= 49,5 Коэффициент ширины венца ?a=b2/aw= 0,25 Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, Для прирабатывающихся зубьев КH?= 1 Определяем межосевое расстояние аw=Ka(u+1)3? Т2*103*КH?/(?au2[ ?]2H)= 330,57 мм. Принимаем по ГОСТ 6636-69 аw= 315 мм. Вспомогательный коэффициент Кm= 6,8 мм. Делительный диаметр колеса d2=2awu/(u+1)= 420,0 мм. Ширина венца колеса b2=?aaw= 78,75 мм. Принимаем из ряда Ra40 ширину венца колеса b2= 80 мм. Определяем модуль зацепления m=2КmT2*103/(d2b2[?]F)= 3,635 мм. Принимаем модуль зацепления m= 3,5 мм. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса z?=z1+z2=2aw/m= 180 Определяем число зубьев шестерни z1=z?/(1+u)= 60 Определяем число зубьев колеса z2=z?-z1= 120 Фактическое передаточное число uф=z2/z1= 2,000 Отклонение от заданного ?u=(|uф-u|/u)*100= 0,00 % <4% Определяем фактическое межосевое расстояние аw=(z1+z2)m/2= 315 мм. Определяем основные геометрические параметры колеса: делительный диаметр d2=mz= 420,0 мм. диаметр вершин зубьев da2=d2+2m= 427,0 мм. диаметр впадин зубьев da2=d2-2,4m= 411,6 мм. ширина венца b2=?aaw= 78,75 мм. Принимаем из ряда Ra40 ширину венца колеса b2= 80 мм. Определяем основные геометрические параметры шестерни: делительный диаметр d1=mz1= 210,0 мм. диаметр вершин зубьев da1=d1+2m= 217,0 мм. диаметр впадин зубьев da1=d1-2,4m= 201,6 мм. ширина венца b1=b2+(2...4)= 83 мм. Принимаем из ряда Ra40 ширину венца шестерни b1= 85 мм. Проверочные расчеты. Проверяем межосевое расстояние а?=(d1+d2)/2= 315 мм. 12. Проверить пригодность заготовок колёс. Условие пригодности заготовок колёс: DЗАГ?DПРЕД и SЗАГ?SПРЕД Диаметр заготовки шестерни DЗАГ= da1+6= 223,00 мм. Размер заготовки колеса закрытой передачи SЗАГ=b2+4= 431,00 мм. При не выполнении неравенства изменить материал колёс или вид термической обработки. 13. Проверяем контактные напряжения ?H [1]. Вспомогательный коэффициент К= 310 Окружная сила в зацеплении Ft=2T2103/d2= 7487,286 Н. Определяем окружную скорость v=?2d2/(2*103)= 1,33 м/с. Выбираем по табл. 4.2. [1] степень точности передачи равную 9 Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колёс КH?= 1 Принимаем по табл. 4.3. [1] КHv= 1,05 Тогда ?H=(K/aw)? T2(uф+1)3 KH?KH?KHv/(u2 b2)= 367,30 377,545 Условие прочности выполняется. Недогруз передачи в пределах допустимой нормы 2,71% 14. Проверка напряжений изгиба зубьев . Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колёс КF?= 1 Коэффициент динамической нагрузки, по табл. 4.3. [1] принимаем КFv= 1,13 Коэффициенты формы зуба. Определяются по табл. 4.7. [1] в зависимости от эквивалентного числа зубьев. Для прямозубых колёс: шестерни zv1=z1= 60,00 колеса zv2=z2= 120,00 Коэффициент формы зуба шестерни YF1= 3,62 Коэффициент формы зуба колеса YF2= 3,6 Коэффициент наклона зуба Y?= 1,00 Определяем напряжения изгиба зубьев ?F=YF2*Y?*KF?*KF?*KFv*Ft/(b2*m)= 108,78 Условие прочности выполняется: ?F ? [ ?]F. Недогруз составляет 37,88 % Определим силы в зацеплении. Окружная: Ft1=Ft2=2*T2*103/d2= 7487,286 H. Радиальные и осевые: Fr1=Fr2=Ft2*tg?/Cos?= 2725,149 H. Fa1=Fa2=Ft1*Tg?= 0,000 H. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ ПОДШИПНИКОВ. Силы в зацеплении передачи из проектного расчета 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 Усилие от открытой передачи: На быстроходном валу Fоп1= 1431,340 H На тихоходном валу 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= 0,000 H FZ2=Fa= 0,000 H Быстроходный вал: Из проектного расчета передачи и из эскизной компоновки определяем : Делительный диаметр червяка d1= 0,088 м расстояние между опорами lb= 0,305 м расстояние м/у точками приложения консольной силы и смежной опоры lоп= 0,077 м Вертикальная плоскость. а) определяем опорные реакции: ?M3=0; -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 Проверка: ?Y=0; RBY-Fr1-RAY= 0 H б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1..3: Mx1= 0 H*м Слева Mx2=-RAY*lБ/2= 40,160 H*м Справа Mx2=RBY*lБ/2= 247,365 H*м Mx3= 0 H*м Горизонтальная плоскость. а) определяем опорные 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 эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 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 Строим эпюру крутящих моментов MK=MZ=Ft1*d1/2= 107,360 H*м Определяем суммарные радиальные реакции : RA=? R2AX+R2AY = 1723,592 H RB=?R2BX+R2BY = 1683,515 H Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях: M2=? M2X2+M2Y2 = 262,848 H*м M3=MY3= 110,213 H*м Тихоходный вал. Из проектного расчета передачи и из эскизной компоновки определяем : Делительный диаметр червячного колеса d2= 0,32 м расстояние между опорами lT= 0,138 м расстояние м/у точками приложения консольной силы и смежной опоры lОП= 0,1065 м Вертикальная плоскость. а) определяем опорные 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 эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1..3: Mx1=FZ*dоп1/2= 0,000 H*м Mx2=FY*lОП+FZ*dоп1/2= 290,228 H*м Справа MX3=RDY*lT/2= 424,881 H*м Слева Mx3=FY(lОП+lT/2)-RCY*lT/2+FZ*dоп1/2= -4,557 H*м Mx4= 0 H*м Горизонтальная плоскость. а) определяем опорные 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 эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 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 строим эпюру крутящих моментов MK=MZ=Ft2*d2/2= 828,820 H*м Определяем суммарные радиальные реакции : RC=? R2CX+R2CY = 6997,609 H RD=? R2DX+R2DY = 7181,083 H Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях: M2=? M2X2+M2Y2 = 327,826 H*м M3=? M2X3+M2Y3 = 495,494 H*м ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ. Быстроходный вал : Принимаем радиально-упорные шарикоподшипники, средней серии, тип 6309. Схема установки: в распор. Размеры: Диаметр внутреннего кольца d= 45 мм. Диаметр наружного кольца D= 100 мм. Ширина подшипника В= 25 мм. Грузоподъёмность: Сr= 50,5 кН. С0r= 41 кН. Тихоходный вал: Принимаем шарикоподшипники осболегкой серии, тип 113. Схема установки: с фиксирующей опорой. Размеры: Диаметр внутреннего кольца d= 65 мм. Диаметр наружного кольца D= 100 мм. Ширина подшипника Т= 18 мм. Грузоподъёмность: Сr= 30,7 кН. С0r= 19,6 кН. КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ПРИВОДА. Конструирование редуктора. Модуль зацепления m= 10,00 мм. 1. Конструирование колеса цилиндрической передачи. Червячное колесо в целях экономии цветных металлов с венцом из бронзы. Соединение венца с чугунным центром выполняем бандажированием, посадкой с натягом Н7/s6. Размеры обода. Делительный диаметр d2= 320 мм. Диаметр наибольший dам2= 340 мм. Ширина венца колеса b= 63 Диаметр наименьший dв=0,9*d2-2,5*m= 263,0 мм. Толщина венца S=2,2m+0,05b2= 25,15 мм. Из ряда Ra40 принимаем S= 25 мм. S0= 30 мм h= 6,3 мм t= 5,04 мм При наибольшем диаметре колеса менее 500 мм его изготавливаем цельным Ширина b2= 63 мм. Размеры ступицы. Диаметр внутренний d=d3= 75 мм. Диаметр наружный dст=1,55d= 117 мм. Толщина ?ст=0,3d= 23 мм. Длина Lст=(1...1,5)d= 98 мм. Размеры диска. Толщина C=0,5(S+?ст)= 24 мм. >0,25b2 Радиусы закруглений R= 6 мм. Уклон ?= 7 ° Диаметр отверстий d0=(dв-2S0-dст)/4= 23 мм. Так как расчётный диаметр меньше 25мм, выполняем диск без отверстий . мм. Конструирование червячного вала. Червяк выполняем заодно с валом. Основные элементы корпуса. Толщина стенки корпуса ?=2*4?0,2Тт ?6; ?= 7,2 мм. Принимаем ?= 8 мм. Толщина крышки ?1=0,9? ?6; ?= 6,48 мм. Принимаем ?1= 7 мм. Толщина фланца корпуса b=1,5?= 12 мм. Толщина фланца крышки корпуса b1=1,5?1= 10,5 мм. Толщина нижнего пояса корпуса p=2,35?= 19 мм. Толщина ребер основания корпуса m=(0,85...1)?= 8 мм. Толщина ребер крышки m1=(0,85...1)?1= 7 мм. Диаметр болтов: соединяющих основание корпуса с крышкой d=3?2Тт= 12 мм. у подшипников d1=(0,7...0,75)d= 10 мм. фундаментных болтов dф=1,25d= 16 мм. Размеры, определяющие положение болтов d2: е=(1...1,2)d1= 11 мм. q=0,5d2+d4= 17 мм. Дополнительные элементы корпуса. Гнездо под подшипник: диаметр отверстия в гнезде под быстроходный вал Dп1= 100 мм. диаметр отверстия в гнезде под тихоходный вал Dп2= 100 мм. винты крепления крышки подшипника быстроходного вала М 12 винты крепления крышки подшипника тихоходного вала М 12 число винтов крышки подшипника быстроходного вала n1= 6 минимальное число винтов крышки подшипника тихоходного вала n2= 6 диаметр гнезда под подшипник быстроходного вала Dк1=D1+3= 154 мм. диаметр гнезда под подшипник тихоходного вала Dк2=D2+3= 154 мм. длина гнезда l=d+c2+Rб+(3...5)= 36 мм. Радиус Rб= 11 мм. Расстояние до стенки корпуса с2=Rб+2= 13 мм. Размеры штифта по ГОСТ 3129-70 (табл10.5. [3]): dш= 12 мм. lш=b+b1+5= 30 мм. Предусмотрим уклон днища 2° в сторону маслоспускного отверстия для облегчения слива масла. Для заливки масла и осмотра в крышке корпуса выполним окно, закрываемое крышкой. 10.4. Установка элементов передач на вал. Для соединения вала с элементами открытой передачи используем шпоночное соединение, при нереверсивной работе без толчков и ударов применяем посадку Н7/k6. Для установки полумуфты на вал назначаем посадку- Н7/k6. При передаче вращающего момента шпоночным соединением для цилиндрических колес назначаем посадку Н7/r6. Посадка призматической шпонки по ГОСТ 23360-78 по ширине шпонки p9, по ширине шпоночного паза P9. Посадка подшипников на вал k6, поле допуска отверстия для наружного кольца подшипников-Н7. СМАЗЫВАНИЕ. С целью защиты от коррозии и снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации применяют смазывание зацеплений и подшипников. а) Смазывание зацепления. Применяем непрерывное смазывание жидким маслом окунанием. В зависимости от контактного напряжения и окружной скорости выбираем по табл. 10.29. [1] следующий сорт масла: И-Т-Д-100 Количество масла принимаем, из расчета 0,4...0,8 литра на 1кВт. Мощности, равным 3,2 л. б) Для контроля уровня масла, находящегося в редукторе, предусматриваем оконный маслоуказатель. в) Для слива масла, налитого в корпус редуктора, предусматриваем в корпусе сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. г) При длительной работе, в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, предусматриваем отдушину, связывающую внутреннюю полость редуктора с внешней средой. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЁТЫ. Проверочный расчёт подшипников Быстроходный вал. Входные данные: Угловая скорость вала ?= 50,79 с-1. Осевая сила Fa= 5180,125 Н. Реакции в подшипниках: В правом R1= 1723,592 Н. Влевом R2= 1683,515 Н. Характеристика подшипников: Рядность подшипников в наиболее нагруженной опоре i= 1 Базовая грузоподъемность CR= 50500 Н. Статическая грузоподъёмность C0r= 41000 Н. Коэффициент радиальной нагрузки X= 0,45 Отношение iRF/(C0R)= 0,12634451 Коэффициент осевой нагрузки Y= 1,13 Коэффициент влияния осевого нагружения е= 0,48 кН. Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника RS1= 827,3 Н. Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника RS2= 808,1 Н. Осевая нагрузка подшипника RА1= 827,3 Н. Осевая нагрузка подшипника RА2= 6007,4 Н. Радиальная нагрузка подшипника Rr= 1723,6 Н. Коэффициент безопасности Кб= 1,1 Температурный коэффициент К?= 1 Коэффициент вращения V= 1 Расчёт: Отношение RA/(V*Rr)= 3,485 Эквивалентная динамическая нагрузка RE=(XVRr+YRa)KбKт= 8320,38 По ГОСТ 16162-85 для червячных редукторов принимаем Lh=5000 часов. Для шариковых подшипников показатель степени: m=3 Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность Crp=RE*m?573?Lh/106= 43763,37 Н. Подшипник пригоден Долговечность подшипника L10h=106*(Cr/RE)m/(573?)= 7682,7 часов. Тихоходный вал. Входные данные: Угловая скорость вала ?= 6,35 с-1. Осевая сила Fa= 2684 Н. Реакции в подшипниках: В правом R1= 7181,083 Н. Влевом R2= 6997,609 Н. Характеристика подшипников: Рядность подшипников в наиболее нагруженной опоре i= 1 Базовая грузоподъемность CR= 30700 Н. Статическая грузоподъёмность C0r= 19600 Н. Коэффициент радиальной нагрузки X= 0,56 Отношение iRF/(C0R)= 0,13693878 Коэффициент осевой нагрузки Y= 1,286 Коэффициент влияния осевого нагружения е= 0,34 кН. Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника RS1= 0 Н. Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника RS2= 0 Н. Осевая нагрузка подшипника RА1= 2684 Н. Осевая нагрузка подшипника RА2= 2684 Н. Радиальная нагрузка подшипника Rr= 7181,083 Н. Коэффициент безопасности Кб= 1,1 Температурный коэффициент К?= 1 Коэффициент вращения V= 1 Расчёт: Отношение RA/(V*Rr)= 0,37375978 Эквивалентная динамическая нагрузка RE=(XVRr+YRa)KбKт= 8220,33353 По ГОСТ 16162-85 для червячных редукторов принимаем Lh=5000 часов. Для шариковых подшипников показатель степени: m=3 Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность Crp=RE*m?573?Lh/106= 21619,9933 Н. Подшипник пригоден Долговечность подшипника L10h=106*(Cr/RE)m/(573?)= 14315,8936 часов. Проверочный расчёт шпонок. Проверку шпонок ведём на смятие. Про допустимом напряжении [?]см= 150 Н/мм2. Шпонка на выходном конце быстроходного вала . Диаметр вала d= 38 мм. Из конструктивной компоновки полная длинна шпонки l= 45 мм. По табл. К42. [1] определяем: ширина шпонки b= 10 мм. высота шпонки h= 8 мм. глубина паза вала t1= 5 мм. Определяем рабочую длину шпонки lр=l-b= 35 мм. Определяем площадь смятая Асм=(0,94*h-t1)*lp= 88,2 мм2. Окружная сила на быстроходном валу Ft= 2684,000 Н. Расчётная прочность ?см=Ft/Aсм= 88,2 < 150 (Н/мм2) Условие прочности ?см < [?]см выполнено. Шпонка вала под колесо. Из проектного расчета вала принимаем диаметр вала под зубчатым колесом d= 75 мм. Из конструктивной компоновки полная длинна шпонки l= 120 мм. По табл. К42. [1] определяем: ширина шпонки b= 20 мм. высота шпонки h= 12 мм. глубина паза вала t1= 7,5 мм. Определяем рабочую длину шпонки lр=l-b= 100 мм. Определяем площадь смятая Асм=(0,94*h-t1)*lp= 378 мм2. Окружная сила на колесе Ft= 7487,3 Н. Расчётная прочность ?см=Ft/Aсм= 19,81 < 150 (Н/мм2) Условие прочности ?см < [?]см выполнено. Шпонка на выходном конце тихоходного вала . Из проектного расчета вала принимаем диаметр выходного конца вала d= 60 мм. Из конструктивной компоновки полная длинна шпонки l= 71 мм. По табл. К42. [1] определяем: ширина шпонки b= 16 мм. высота шпонки h= 10 мм. глубина паза вала t1= 6 мм. Определяем рабочую длину шпонки lр=l-b= 55 мм. Определяем площадь смятая Асм=(0,94*h-t1)*lp= 187 мм2. Окружная сила на тихоходном валу Ft= 5180,1 Н. Расчётная прочность ?см=Ft/Aсм= 27,701 < 150 (Н/мм2) Условие прочности ?см < [?]см выполнено. Уточненный расчет валов [3]. Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому. Расчет производим для предположительно опасных сечений каждого из валов. Быстроходный вал. Проедал выносливости при симметричном цикле изгиба Предел на растяжение ?B= 900,00 H/мм2. ?-1=0,43?в= 387,00 H/мм2. Проедал выносливости при симметричном цикле касательных напряжений ?-1=0,58?-1= 224,46 H/мм2. Сечение А-А. Это сечение под элементом открытой передачи рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям. Диаметр выходного конца вала d= 38 мм. Для этого находим: среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=?d3/16-bt1(d-t1)2/2d= 10057,64 мм3 амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T1/2Wк нетто= 5,34 H/мм2. принимаем по табл. 8.5. , 8.8 , эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений k?= 1,9 интерполируя, масштабный фактор для касательных напряжений ??= 0,738 коэффициент ??= 0,1 коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95 Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v/(??*?)+??*?m)= 14,96 Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям . Для этого находим: момент консольной нагрузки М= Fоп*lоп= 110213 H*мм. среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=?d3/32-bt1(d-t1)2/2d= 4670,60 мм3. амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T1/2Wк нетто= 22,99 H/мм2. принимаем по табл. 8.5. , 8.8, эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений k?= 1,9 интерполируя, масштабный фактор для нормальных напряжений ??= 0,856 коэффициент ??= 0,2 коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95 Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v/(??*?)+??*?m)= 6,637 Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А s=s?*s?*/?s2?+s2?= 6,067 Сечение Б-Б. Это сечение под подшипником. Концентрация напряжений вызывает посадка подшипника с гарантированным натягом. Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям. Диаметр вала под подшипник d= 45 мм. Отношение D/d= 1,24 Выбираем радиус галтели r= 1,00 мм. Отношение r/d= 0,02 Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям. Для этого находим: Изгибающий момент M=Fвl3= 110213 H*мм. осевой момент сопротивления W=?d3/32= 8946,18 мм3 полярный момент Wp=2W= 17892,36 мм3 амплитуда и среднее напряжение цикла костыльных напряжений ?v=?m=?max/2=T1/2Wp= 3,00 H/мм2. принимаем по табл. 8.5. , 8.8 , эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений k?= 1,9 масштабный фактор для касательных напряжений ??= 0,715 коэффициент ??= 0,1 коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95 Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m)= 25,825 Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям . Для этого находим: амплитуда нормальных напряжений ?v=?m=?max/2=М/2W= 6,16 H/мм2. принимаем по табл. 8.5. , 8.8, эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений k?= 2,8 масштабный фактор для касательных напряжений ??= 0,835 коэффициент ??= 0,2 коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95 Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m)= 16,844 Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б s=s?*s?*/?s2?+s2?= 14,108 Тихоходный вал. Проедал выносливости при симметричном цикле изгиба Предел на растяжение ?B= 900 H/мм2. ?-1=0,43?в= 387 H/мм2. Предал выносливости при симметричном цикле касательных напряжений ?-1=0,58?-1= 224,46 H/мм2. Сечение А-А. Это сечение под элементом открытой передачи рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям. Диаметр выходного конца вала d= 60 мм. Для этого находим: среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=?d3/16-bt1(d-t1)2/2d= 40078,70 мм3 амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T2/2Wк нетто= 10,34 H/мм2. принимаем по табл. 8.5. , 8.8 , эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений k?= 1,9 интерполируя, масштабный фактор для касательных напряжений ??= 0,675 коэффициент ??= 0,1 коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95 Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m)= 7,087 Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям . Для этого находим: момент консольной нагрузки М= Fоп*lоп= 848571 H*мм. среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=?d3/32-bt1(d-t1)2/2d= 18872,95 мм3. амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T2/2Wк нетто= 43,92 H/мм2. принимаем по табл. 8.5. , 8.8, эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений k?= 1,9 интерполируя, масштабный фактор для нормальных напряжений ??= 0,79 коэффициент ??= 0,2 коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95 Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m)= 3,226 Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А s=s?*s?*/?s2?+s2?= 2,936 Сечение Б-Б. Это сечение под подшипником. Концентрация напряжений вызывает посадка подшипника с гарантированным натягом. Диаметр вала под подшипник d= 65 мм. Отношение D/d= 1,15 Выбираем радиус галтели r= 1,50 мм. Отношение r/d= 0,02 Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям. Для этого находим: Изгибающий момент M=Fвl3= 614 H*мм. осевой момент сопротивления W=?d3/32= 26961,25 мм3 полярный момент Wp=2W= 53922,50 мм3 амплитуда и среднее напряжение цикла костыльных напряжений ?v=?m=?max/2=T1/2Wp= 7,69 H/мм2. принимаем по табл. 8.5. , 8.8 , эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений k?= 1,67 масштабный фактор для касательных напряжений ??= 0,6625 коэффициент ??= 0,1 коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95 Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m)= 10,601 Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям . Для этого находим: амплитуда нормальных напряжений ?v=?m=?max/2=М/2W= 0,01 H/мм2. принимаем по табл. 8.5. , 8.8, эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений k?= 2,68 масштабный фактор для касательных напряжений ??= 0,775 коэффициент ??= 0,2 коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95 Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m)= 10077,947 Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б s=s?*s?*/?s2?+s2?= 10,601 Сечение В-В. Это сечение под зубчатым колесом. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям. Для этого находим: Диаметр выходного конца вала d= 75 мм. среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=?d3/16-bt1(d-t1)2/2d= 78278,71 мм3 амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T2/2Wк нетто= 5,29 H/мм2. принимаем по табл. 8.5. , 8.8 , эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений k?= 1,9 интерполируя, масштабный фактор для касательных напряжений ??= 0,64 коэффициент ??= 0,1 коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95 Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m)= 13,157 Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям . Для этого находим: Суммарный изгибающий момент берем из эпюр M= 495494 H*мм. среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=?d3/32-bt1(d-t1)2/2d= 36861,23 мм3. амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T2/2Wк нетто= 22,48 H/мм2. принимаем по табл. 8.5. , 8.8, эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений k?= 1,9 интерполируя, масштабный фактор для нормальных напряжений ??= 0,75 коэффициент ??= 0,2 коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95 Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m)= 6,005 Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В-В s=s?*s?*/?s2?+s2?= 5,463 Расчет на жесткость вала червяка. Проверим стрелу прогиба для червяка. Для этого определим приведенный момент инерции поперечного сечения. Jпр=?d4f1/64*(0,375+0,625*da1/df1)= 719814,2752 мм4 Стрела прогиба f=l31*? F2t1+F2r1/(48EJпр)= 1,37879E-07 мм. Допускаемый прогиб [f]=(0,005...0,01)m= 0,05 0,1 Жесткость обеспечена, так как f<[f]. Тепловой расчет редуктора. Температура воздуха tв= 20 ° С Коэффициент теплопередачи Кt= 15 Вт/(м2*град) Определяем по табл. 11.6 [1] площадь поверхности охлаждения в зависимости от межосевого расстояния А= 0,67 мм2 Температура масла без искусственного охлаждения при непрерывной работе tм=tв+Р1*(1-?)/(Kt*A)= 74,3 ° С Температура масла не превышает допустимой [t]м=80...95° С. ----------------------- Z X Y RAY 1 RBY 3 4 RAX 2 FX1 RBX B A Fr Ft Fa LБ/2 LБ/2 lоп MZ (H*м) MY (H*м) MX (H*м) Рис.1 Эпюра моментов на быстроходном валу Z Рис.2 Эпюра моментов на тихоходном валу RDY 4 lоп lТ/2 lТ/2 Fa Ft Fr D C RCX FX2 3 RDX 1 2 RCY MX (H*м) MY (H*м) MZ (H*м) FY2 Y X