Реферат: Червячный редуктор

Исходные данные

Мощность на выходном валу P= 5 кВт

Частота вращения вала рабочей машины n= 30 об/мин

Срок службы привода L_г = 2 лет.

Допускаемое отклонение скорости = 4 %

Продолжительность смены t_с= 8 часов.

Количество смен L_С= 2

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА.

1. Определение мощности и частоты вращения двигателя.

Мощность на валу рабочей машины Р_рм= 5,0 кВт.

Определим общий КПД привода: =_зп*_оп*_м*²_пк*_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=,97_*0,965_*0,955²_*0,995_*0,99= 0,876

Определим требуемую мощность двигателя Р_дв =Р_рм/= 5/0,876=5,708 кВт.

Выбираем по табл. К9 [1] номинальную мощность двигателя Р_ном= 7,5 кВт.

Выбираем электродвигатель с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500, 3000

2. Определение передаточного числа привода и его ступеней.

Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины

n_рм=60_*1000 v/(D)= 60_*1000 970/(38)=30,0 об/мин.

Передаточное число привода u=n_ном/ n_рм= 24,33 32,33 48,50 96,67

Принимаем пределы передаточных чисел закрытой передачи u_зп: 6,3 60,0

Принимаем пределы передаточных чисел первой открытой передачи u_оп1: 2,0 5,0

Принимаем пределы передаточных чисел второй открытой передачи u_оп2: 2 7,1

Допустимые пределы привода u_i: 25,2 2130

Исходя из пределов передаточных чисел привода, выбираем тип двигателя: 4AM132M6УЗ

с номинальной частотой вращения n_ном= 970 мин^-1 и диаметром вала d_ДВ= 38 мм.

Передаточное число привода u= 32,33

Задаемся передаточным числом редуктора u_зп= 8

Задаемся передаточным числом первой открытой передачи u_оп1= 2

Задаемся передаточным числом второй открытой передачи u_оп2= 2

Фактическое передаточное число привода u_ф =u_зп*u_оп1*uоп2= 8*2_*2= 32

Определим максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины n_рм=n_рм /100=30*4/100= 1,2 об/мин.

Определим допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учётом отклонения [n_рм]=n_рм±n_рм= 30±1,2=28,8 31,2 (об/мин.)

Определить фактическую частоту вращения приводного вала машины n_ф=n_ном/u_ф= 970/32= 30,3 об/мин.

3. Определение силовых и кинематических параметров привода.

Мощность двигателя Р_дв = 5,708 кВт.

Мощность на быстроходном валу Р_б=Р_дв*_оп1*_пс= 5,708*0,965*0,99= 5,453 кВт.

Мощность на тихоходном валу Р_т=P_б*_зп*_пк= 5,453_*0,97_*0,955=5,263 кВт.

Мощность на валу рабочей машины Р_рм=Р_т*_оп2*_пк= 5,263 *0,955*0,995 = 5,00 кВт.

Частота вращения вала электродвигателя n_ном= 970,00 об/мин.

Частота вращения быстроходного вала n_б=n_ном/u_оп1= 970/2=485,00 об/мин.

Частота вращения тихоходного вала n_т=n_б/u_зп= 485/8=60,63 об/мин.

Частота вращения вала рабочей машины n_рм=n_т/u_оп2= 60,63/2= 30,315 об/мин.

Угловая скорость вала электродвигателя _ном=_*n_ном/30=_*970/30= 101,58 рад/с.

Угловая скорость быстроходного вала _б=_ном/u_оп1=101,58/2= 50,79 рад/с.

Угловая скорость тихоходного вала _т=_п/u_т=50,79/8= 6,35 рад/с.

Угловая скорость вала рабочей машины _рм=_т/u_ор2= 3,18 рад/с.

Вращающий момент на валу электродвигателя Т_дв=Р_дв/_ном= 7500/101,58 =56,19 Н_*м.

Вращающий момент на быстроходном валу Т_б=Р_б/_б= 5,453/50,79= 107,36 Н_*м.

Вращающий момент на тихоходном валу Т_т=P_т/_т= 5,263/6,35= 828,82 Н_*м.

Вращающий момент на валу рабочей машины Т_рм=P_рм/_рм= 5000/3,18 = 1572,33 Н_*м.

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ.

1. 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 V_s= 4,3_*_2*u_зп*³Т₂/10³ = 4,3_*6,35_*8_*³828,82/10³ = 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: L_h=365_*Lг_*tc_*Lc и из полученного результата вычитаем 25% на простои. L_h= 10000

Число циклов перемены напряжений за наработку N=573_*_*L_h= 2,91E+08

Число циклов перемены напряжений соответствующие пределу выносливости рассчитываем по табл. 3.3. [1] N_H0= 6,80E+07

Определяем коэффициент долговечности К_HL=⁶N_H0/N=⁶6,80E+07/2,91E+08 = 0,32

Коэффициент, учитывающий износ материала С_V= 0,95

Определяем коэффициент долговечности К_FL=⁹10⁶/N= ⁹10⁶/2,91E+08 = 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 2]H=250-25*Vs=250-25*2= 168,895 Н/мм²

Допускаемые изгибные напряжения –

при 2]F=KFL*0,16sв= 56,160 Н/мм²

2. Проектный расчет передачи.

Вращающий момент на червяке Т₁= 107,36 Н_*м

Вращающий момент на колесе Т₂= 828,82 Н_*м

Передаточное число передачи u= 8,00

При 6< u_зп<14 выбираем число витков червяка z₁= 4

определяем число зубьев червячного колеса z₂=z₁*u_зп= 4*8=32

Определяем коэффициент диаметра червяка q=(0,212...0,25) z₂= 6,784 8 мм.

Принимаем коэффициент диаметра червяка по ГОСТ 19672-74 q= 8,0

Определяем межосевое расстояние а_w=(z₂/q+1)_*³/(z₂[]²_H/q))²Т_2*10³_*K= =(32/8+1)_*³/(32[]²_H/8))² Т_2*10³_*K= 198,9 мм.

Принимаем межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 а_w= 200 мм.

Определяем модуль зацепления m=(1,5...1,7)_*a_/z₂=(1,5...1,7)_* 200/32 =10,00 мм.

Принимаем модуль зацепления по ГОСТ 9563-60 m= 10 мм.

Определяем коэффициент смещения инструмента =(a_w/m)-0,5_*(q+z₂)= (200/10)-0,5_*(8+32)= 0,000

Определяем фактическое межосевое расстояние а_w=0,5_*m_*(q+z₂+2)= 0,5_*10_*(8+32+2*0) =200 мм.

3. Определяем основные геометрические параметры передачи

для червяка:

Делительный диаметр d₁=q_*m= 8_*10=80 мм.

Начальный диаметр d_w1=m_*(q+2)=10_*(8+2*0)= 80 мм.

Диаметр вершин витков d_а1=d₁+2m=80+2*10 = 100 мм.

Диаметр впадин витков d_f1=d₁-2,4_*m=80-2,4*10= 56 мм.

Делительный угол подъёма линии витков =arctn(z₁/q)= arctn(4/8)= 26,56505 °

При 0 Коэффициент C= 0,00

длина нарезной части червяка b₁=(10+5,5_*+z₁)+C=(10+5,5_*+4)+0 = 140,00 мм.

для червячного колеса:

Делительный диаметр d₂=mz2= 10*32= 320 мм.

Диаметр вершин зубьев d_а2=d₂+2m(1+)= 320+2*10(1+0)= 340 мм.

Диаметр впадин зубьев d_f2=d₂-2m(1,2-)= 320-2*10(1,2-0)=296 мм.

Наибольший диаметр колеса d_am2 d_a2+6m/(z₁+2)= 340+6*10/(4+2)=350 мм.

Ширина венца при z₁=4, b₂=0,315*a_w=0,315*200= 63 мм.

Принимаем b₂= 63 мм.

Радиусы закругления зубьев:

Радиус закругления вершин зубьев R_a=0,5d₁-m=0,5*80-10 = 30 мм.

Радиус закругления впадин зубьев R_f=0,5d₁+1,2_*m=0,5*80+1,2_*10= 52 мм.

Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:

Sin=b₂/(da₁-0,5_*m) =63/(100-0,5_*10)= 0,6632

Тогда 2= 83,09 °

4. Проверочный расчет.

4.1. Угол трения определяем в зависимости от фактической скорости скольжения V_s=u_ф*_2*d₁/(2cos(_* 10³) =32*6,35*38 /(2cos(_* 10³)= 2,272 м/с ,

где u_ф - фактическое передаточное число привода,

₂ – угловая скорость тихоходного вала,

d₁ – делительный диаметр для червяка,

– делительный угол подъема линии витков червяка.

Принимаем по табл.4.9. [1] угол трения = 2,5 °

Определяем КПД червячной передачи h=tg(g)/tg(g-j)= 0,90

окружная скорость колеса V₂=_2*d₂/(2_*10³) =,_*320/(2_*10³) = 1,016 м/с

4.2. Проверяем контактные напряжения зубьев

Окружная сила на колесе F_t2=2_*Т_2*10³/d₂=2_*828,82_*10³/320= 5180,125 H,

где Т₂ – вращающий момент на червячном колесе,

d₂ – делительный диаметр для червячного колеса.

При V2<3м/с принимаем коэффициент нагрузки К= 1

Тогда контактные напряжения зубьев _H=340_*F_t2*K/(d_1*d₂) =340_*5180,125_*1/(80*320) = 152,943 Н/мм², отклонение от допускаемой составляет 9,44 %.

Условие _H<[]_H выполняется

4.3. Проверяем напряжения изгиба зубьев.

Эквивалентное число зубьев колеса z_v2=z₂/cos³=320/cos³= 44,721

Выбираем по табл. 4.10. [1] коэффициент формы зуба Y_F2= 1,55

Тогда напряжения изгиба зубьев _F= 8,921 Н/мм²

Условие _F<[_F] выполняется

4.4 Силы в зацеплении передачи.

Окружная:

F_t1=2T_1*1000/d₁=2*107,36_*1000/80= 2684,000 H

F_t2=2T_2*1000/d₂=2*828,82_*1000/320= 5180,125 H

Радиальная:

F_r1=F_r2=F_t2*tg= 5180,125 _* tg =1885,411 H

Осевая:

F_a1=F_t2= 5180,125 H

F_a2=F_t1= 2684,000 H

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

1. Выбор материала

Принимаем для обоих валов сталь 40Х

Термообработка - улучшение

Механические характеристики материала принимаем по табл. 3.2. [1]:

Твёрдость заготовки- 270 НВ.

Предел на растяжение _B= 900 Н/мм²

Предел текучести _Т= 750 Н/мм²

2. Выбор допускаемых напряжений на кручение.

Так как расчёт валов выполняем как при чистом кручении , т.е. не учитываем напряжений изгиба, то допускаемые напряжения на кручение принимаем заниженными:

Для быстроходного вала [_k]= 10 Н/мм²

Для тихоходного вала [_k]= 20 Н/мм²

3. Определения геометрических параметров ступеней валов.

Быстроходный вал :

диаметр консольного участка вала d₁=³Т_1*10³/(0,2_*[]_к) =³107,36_*10³/(0,2_*10)= 37,72 мм,

где []_к - допускаемое напряжение на кручение для быстроходного вала.

Принимаем d₁= 38 мм.

длина консольного участка вала l₁=1,2_*d₁=1,2_*37,72 = 45,60 мм.

Принимаем по ряду Ra40 l₁= 45 мм.

Принимаем высоту буртика t= 2,5 мм.

диаметр под уплотнение крышки и подшипник d₂=d₁+2t=38+2*2,5 = 43,00 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d₂= 45 мм.

Длина вала под уплотнение крышки и подшипник l₂=1,5d₂= 1,5*43=67,5 мм.

Принимаем по ряду Ra40 l₂= 67 мм.

Принимаем координаты фаски подшипника r= 3 мм.

диаметр под червяк d₃=d₂+3,2r= 45+3,2*3= 54,60 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d₃= 56 мм.

длина вала под червяк принимается графически l₃= 280 мм.

диаметр под подшипник d₄=d₂= 45 мм.

длина вала под подшипник l₄= 25 мм.

Тихоходный вал:

диаметр консольного участка вала d₁=³Т_1*10³/(0,2_*[]_к) =³107,36_*10³/(0,2_*20)= 59,17 мм,

где []_к - допускаемое напряжение на кручение для тихоходного вала.

Принимаем по ряду Ra40 d₁= 60 мм.

длина консольного участка вала l₁=1,2_*d₁=1,2_*60= 72,00 мм.

Принимаем по ряду Ra40 l₁= 71 мм.

Принимаем высоту буртика t= 3 мм.

диаметр под уплотнение крышки и подшипник d₂=d₁+2t=60+2*3 = 65,17 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d₂= 65 мм.

длина вала под уплотнение крышки и подшипник l₂=1,25d₂=1,25*65,17= 81,25 мм.

Принимаем по ряду Ra40 l₂= 80 мм.

Принимаем координаты фаски подшипника r= 3,5 мм.

диаметр под червячное колесо d₃=d₂+3,2r=65+3,2*3=76,20 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d₃= 75 мм.

длина вала под червячное колесо принимается графически l₃= 120 мм.

диаметр под подшипник d₄=d₂= 65 мм.

длина вала под подшипник l₄= 18 мм.

РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.

1. Проектный расчет.

Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива d₁=6 ³ Т₁= 6 ³ 107,36=229,811 мм.

Принимаем из стандартного ряда расчетный диаметр ведущего шкива d₁= 224 мм.

Принимаем коэффициент скольжения = 0,01

Передаточное число передачи u= 2,00

Определяем диаметр ведомого шкива d₂=ud₁(1-)=2*229,811 (1-0,01)= 443,52 мм.

По ГОСТу из табл. К40 [1] принимаем диаметр ведомого шкива d₂= 450,00 мм.

Определяем фактическое передаточное число u_ф=d₂/(d₁(1-))= 450/(224(1-0,01))=1,98

Проверяем отклонение _u от заданного u: _u=|u_ф-u| /u _*100%= |1,98-2| /2 _*100% =1,00 % <3%

Определяем ориентировочное межосевое расстояние а=2(d₁+d₂) =2(230+443)= 1350,00 мм.

Определяем расчетную длину ремня l=2a+(d₂+d₁)/2+(d₂-d₁)²/(4a) = 2*1350+(450+230)/2+(450-230)²/(4*1350) = 3768,18 мм.

Базовая длина ремня l= 4000,00 мм.

Уточняем значение межосевое расстояние по стандартной длине

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

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива ₁=180°-57°*(d₂-d₁)/a= 171,19 ° >150°

Определяем скорость ремня v=d₁n₁/(60_*10³) = *230*485/(60_*10³) = 11,67 м/с. <35 м/с.

Определяем частоту пробегов ремня U=v/l= 12/3768= 2,918 c^-1 < 15 c^-1

Определяем допускаемую мощность, передаваемую ремнем.

Поправочные коэффициенты:

коэффициент длительности работы C_p= 0,90

коэффициент угла обхвата C_= 0,97

коэффициент влияния отношения расчетной длинны к базовой C_l= 1,00

коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту C_= 1,00

коэффициент влияния диаметра меньшего шкива C_d= 1,20

коэффициент влияния натяжения от центробежной силы C_v= 1,00

Допускаемая приведенная мощность выбираем по табл. 5.5. [1] [P₀]= 2,579 КВт.

Тогда [P_п]=[P₀]C_pC_C_lC_C_dC_v=2,579 * 0,9*0,97*1*1*1,2*1 = 2,70 КВт.

Определим окружную силу, передаваемую ремнем F_t=Р_ном/v=7,5/11,67 = 642,67 H.

По табл. 5.1. [1] интерполируя, принимаем толщину ремня = 5,55 мм.

Определим ширину ремня b= F_t/=642,67/4= 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=100*4= 555 мм².

По табл. 5.1. [1] интерполируя принимаем предварительное напряжение _= 2 H/мм².

Определим силу предварительного натяжения ремня F₀=A₀=555*2= 1110 Н.

Определяем силы натяжения ветвей :

F₁=F₀+F_t/2=1110+643/2= 1431,34 H.

Определим силу давления ремня на вал F_оп=2F₀sin(₁/2) =2*1110*sin(20/2)= 2213,44 Н,

где ₁ – угол обхвата ремнем ведущего шкива.

2. Проверочный расчет.

Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:

Находим напряжение растяжения: s₁=F₀/A+F_t/2A= 1110/555+643 /2*555= 2,58 Н/мм².

Находим напряжение изгиба:_и=Е_и/d₁=90*4/320= 2,23 Н/мм²,

где модуль продольной упругости Е_и= 90,00 Н/мм².

Находим напряжение от центробежных сил:_v=v²_*10^-6=_*11,67²_*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=5,58++0,15=4,96 Н/мм². <[]_{р ,}

где ₁ – напряжение растяжения.

РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ

ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.

1. Выбор материала.

1.1. 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.

1.2. 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.

2. Срок службы привода.

Срок службы привода L_h= 10000 часов.

Число зацеплений зуба за 1 оборот с= 1

Число циклов перемены напряжений за наработку для шестерни N=60_*c_*n_*L_h=60_*1_*485*10000 = 291026700

Число циклов перемены напряжений за наработку для колеса N=60_*c_*n_*L_h=60 _* 1 _* 485 * 10000 =36385500

Число циклов перемены напряжений принимаем по табл. 3.3. [1] N_H0= 16500000

3. Расчет допустимых контактных и изгибных напряжений.

3.1. Для шестерни.

Определяем коэффициент долговечности К_HL=⁶N_H0/N=⁶16500000 /36385500 = 1

Определяем коэффициент долговечности К_FL=⁶ 4_*10⁶/N=⁶ 4_*10⁶/36385500 = 1

Принимаем коэффициент безопасности [S]_H= 1,1

Предел выносливости _H0=1,8 НВ+67= 415,3 Н/мм².

Допускаемые контактные напряжения []_H1 =_H0*K_HL=415,3*1 = 377,545 Н/мм².

Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба выбираем _F0= 199,305 Н/мм².

Допускаемые изгибные напряжения []_F1=К_FL*_H0=1*199,305= 199,305 Н/мм².

3.2. Для колеса.

Определяем коэффициент долговечности К_HL=⁶N_H0/N=⁶16500000 /36385500 = 1

Определяем коэффициент долговечности К_FL=⁶ 4_*10⁶/N=⁶ 4_*10⁶/36385500 = 1

Принимаем коэффициент безопасности [S]_H= 1,1

Предел выносливости _H0=1,8НВ+67= 415,3 Н/мм².

Допускаемые контактные напряжения []_H1 =_H0*K_HL=377,545_*1 = 377,545 Н/мм².

Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба выбираем _F0= 175,1 Н/мм².

Допускаемые изгибные напряжения []_F1=1_*175,1= 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 К_а= 49,5

Коэффициент ширины венца _a=b₂/a_w=63 /315 = 0,25

Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, Для прирабатывающихся зубьев К_H= 1

Определяем межосевое расстояние а_w=K_a(u+1)³ Т_2*10³_*К_H/(_au²[]²_H) =49,5(2+1)³ Т_2*10³_*1572,33 /(0,25*2²*377,545²) = 330,57 мм.

Принимаем по ГОСТ 6636-69 а_w= 315 мм.

Вспомогательный коэффициент К_m= 6,8 мм.

Делительный диаметр колеса d₂=2*315*2/(2+1)= 420,0 мм.

Ширина венца колеса b₂=0,25_*315= 78,75 мм.

Принимаем из ряда Ra40 ширину венца колеса b₂= 80 мм.

Определяем модуль зацепления m=2К_mT_2*10³/(d₂b₂[]_F) =2*6,8*829_*10³/(45*80*[]_F )= 3,635 мм.

Принимаем модуль зацепления m= 3,5 мм.

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса z_=z₁+z₂ = 2a_w/m = 60+120 = 2*315/3,5 = 180

Определяем число зубьев шестерни z₁=z_/(1+u) =180/(1+2)= 60

Определяем число зубьев колеса z₂=z_-z₁=180-60= 120

Фактическое передаточное число u_ф=z₂/z₁=120/60= 2,000

Отклонение от заданного u=(|u_ф-u|/u)_*100= 0,00 % <4%

Определяем фактическое межосевое расстояние а_w=(z₁+z₂)m/2=(60+120)3,5/2= 315 мм.

Определяем основные геометрические параметры колеса:

делительный диаметр d₂=mz=3,5*120 = 420,0 мм.

диаметр вершин зубьев d_a2=d₂+2m=420+2*3,5 = 427,0 мм.

диаметр впадин зубьев d_a2=d₂-2,4m=420-2,4*3,5 = 411,6 мм.

ширина венца b₂=_aa_w=0,25*315 = 78,75 мм.

Принимаем из ряда Ra40 ширину венца колеса b₂= 80 мм.

Определяем основные геометрические параметры шестерни:

делительный диаметр d1=mz1=3,5*60= 210,0 мм.

диаметр вершин зубьев d_a1=d₁+2m= 210+2*3,5= 217,0 мм.

диаметр впадин зубьев d_a1=d₁-2,4m=210-2,4*3,5 = 201,6 мм.

ширина венца b₁=b₂+(2...4)= 80+(2...4)= 83 мм.

Принимаем из ряда Ra40 ширину венца шестерни b₁= 85 мм.

3.3 Проверочные расчеты.

Проверяем межосевое расстояние а_=(d₁+d₂)/2=(210+420)/2= 315 мм.

Проверить пригодность заготовок колёс.

Условие пригодности заготовок колёс: D_ЗАГD_ПРЕД и S_ЗАГS_ПРЕД

Диаметр заготовки шестерни D_ЗАГ= d_a1+6= 217+6= 223,00 мм.

Размер заготовки колеса закрытой передачи SЗАГ=b2+4=437 +4= 431,00 мм.

При не выполнении неравенства изменить материал колёс или вид термической обработки.

Проверяем контактные напряжения _H [1].

Вспомогательный коэффициент К = 310

Окружная сила в зацеплении F_t=2T₂10³/d₂=2*829*1572*210*10³/d₂= 7487,286 Н.

Определяем окружную скорость v=₂d₂/(2_*10³) =420/(2_*10³)= 1,33 м/с,

где ₂ – угловая скорость тихоходного вала,

d₂ – делительный диаметр зубчатого колеса.

Выбираем по табл. 4.2. [1] степень точности передачи равную 9

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колёс К_H= 1

Принимаем по табл. 4.3. [1] К_Hv= 1,05

Тогда_H=(K/a_w) T₂(u_ф+1)³ K_HK_HK_Hv/(u² b₂) =(310/315) 829(32+1)³ 1*1*1,05/(u² b₂)= 367,30 377,545

Условие прочности выполняется. Недогруз передачи в пределах допустимой нормы 2,71%

Проверка напряжений изгиба зубьев .

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колёс К_F= 1

Коэффициент динамической нагрузки, по табл. 4.3. [1] принимаем К_Fv= 1,13

Коэффициенты формы зуба. Определяются по табл. 4.7. [1] в зависимости от эквивалентного числа зубьев.

Для прямозубых колёс:

шестерни z_v1=z₁= 60,00

колеса z_v2=z₂= 120,00

Коэффициент формы зуба шестерни Y_F1= 3,62

Коэффициент формы зуба колеса Y_F2= 3,6

Коэффициент наклона зуба Y_= 1,00

Определяем напряжения изгиба зубьев _F=Y_F2*Y_*K_F*K_F*K_Fv*F_t/(b_2*m) =3,6_*1_*1_*1,05_*1,13*7487/(79*3,5)= 108,78

Условие прочности выполняется: _F  []_F. Недогруз составляет 37,88 %

Определим силы в зацеплении.

Окружная:

F_t1=F_t2=2_*T_2*10³/d₂=2*828_*10³/420= 7487,286 H.

Радиальные и осевые:

F_r1=F_r2=F_t2*tg/Cos=7487,286_*tg20/Cos= 2725,149 H.

F_a1=F_a2=F_t1*Tg=7487,286_*Tg= 0,000 H.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ ПОДШИПНИКОВ.

1. Силы в зацеплении передачи из проектного расчета передачи.

Окружная:

F_t1= 2684,000 H

F_t2= 5180,125 H

Радиальная:

F_r1=F_r2= 1885,411 H

Осевая:

F_a1=F_t2= 5180,125 H

F_a2=F_t1= 2684,000 H

Усилие от открытой передачи:

На быстроходном валу F_оп1= 1431,340 H

На тихоходном валу F_оп2= 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 l_b= 0,305 м

расстояние между точками приложения консольной силы и смежной опоры l_оп= 0,077 м

Вертикальная плоскость.

а) определяем опорные реакции:

M3=0R_AY*0,305 +5180*0,088 /2-1185*0,305/2=0; R_AY=(5180*0,088 /2-1185 * 0,305/2 ) / 0,305 = -263,345 H

R_AY*l_Б+F_a1*d₁/2-F_r1*l_Б/2=0; R_AY=(F_a1*d₁/2-F_r1*l_Б/2)/l_Б= -263,345 H

M₁=0; -R_BY*l_Б+F_a1*d₁/2+F_r1*l_Б/2=0; R_BY=(F_a1*d₁/2+F_r1*l_Б/2)/l_Б= 1622,066 H

-R_BY*0,305 +5180*0,088 /2-1185*0,305/2=0; R_BY=(5180*0,088 /2-1185 * 0,305/2 ) / 0,305 = 1622,066 H

Проверка: Y=0; R_BY-F_r1-R_AY= 0 H ; 1622,066 -1885-263,345= 0 H

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1..3:

M_x1= 0 H_*м

Слева M_x2=-R_AY*l_Б/2= 40,160 H_*м

Справа M_x2=R_BY*l_Б/2= 247,365 H_*м

M_x3= 0 H_*м

Горизонтальная плоскость.

а) определяем опорные реакции:

M₃=0; -R_AX*Б+F_t1*l_Б/2+F_M*l_M=0; R_AX=(2684_*0,305/2+F_M*l_M)/l_Б= 1703,355 H

SM1=0; -R_BX*l_Б-F_t1*l_Б/2+F_оп1*(l_Б+l_M)=0;R_BX=(-2684*0,305/2+F_оп1*(0,305+l_оп1))/l_Б=450,695H

Проверка: Y=0; R_AX-F_t1-R_AX+F_M= 0 H

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1..4:

M_Y1= 0 H_*м

M_Y2=-R_AX*l_Б/2= -1703,355*0,305/2=-259,762 H_*м

M_Y3=-F_оп*l_оп= -110,213 H_*м

M_Y4= 0 H_*м

Строим эпюру крутящих моментов M_K=M_Z=F_t1*d₁/2=2684*0,088/2= 107,360 H_*м

Определяем суммарные радиальные реакции :

R_A=R²_AX+R²_AY =1703²+263² = 1723,592 H

R_B=1622²+450² = 1683,515 H

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

M₂=M²_X2+M²_Y2 =260²+40²= 262,848 H_*м

M₃=M_Y3= 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 l_T= 0,138 м

расстояние между точками приложения консольной силы и смежной опоры

l_ОП= 0,1065 м

Вертикальная плоскость.

а) определяем опорные реакции:

M₄=0; -R_CY*l_T-F_Z*d_оп1/2-F_r2*l_T/2+F_Y*(l_ОП+l_Т)+F_a2*d₂/2=0;

R_СY=(F_a2*d₂/2-F_r2*l_T/2+F_Y*(l_ОП+l_T)-F_Z*d_оп1/2)/l_T=(2684_*0,32/2-5180_*0,138/2+2725_* (0,077+0,138)-F_Z*d_оп1/2)/l_T= 6997,4 H

M₂=0; -R_DY*l_T-F_Z*d_оп1/2+F_r2*l_T/2+F_Y*l_ОП+F_a2*d₂/2=0;

R_DY=(F_a2*d₂/2+F_r2*l_T/2+F_Y*l_ОП-F_Z*d_оп1/2)/l_T=(2684_*0,32/2-5180_*0,138/2+2725_* (0,077+0,138)-F_Z*d_оп1/2)/l_T = 6157,7 H

Проверка: Y=0; R_CY-F_Y-F_r2+R_DY= 0 H ; 6997,4-2725-6157+1885= 0 H

Рис.1 Эпюра моментов на быстроходном валу

Рис.2 Эпюра моментов на тихоходном валу

290

425

-4,56

-152

-255

828

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1..3:

M_x1=F_Z*d_оп1/2=0_*d_оп1/2= 0,000 H_*м

M_x2=F_Y*l_ОП+F_Z*d_оп1/2=2725_* 0,077+0_*d_оп1/2= 290,228 H_*м

Справа M_X3=R_DY*l_T/2=6158_* 0,138/2= 424,881 H_*м

Слева M_x3=F_Y(l_ОП+l_T/2)-R_CY*l_T/2+F_Z*d_оп1/2= 2725(0,077+l_T/2)-7000_*0,138/2+0_*d_оп1/2= -4,557 H_*м

M_x4= 0 H_*м

Горизонтальная плоскость.

а) определяем опорные реакции:

M₄=0; R_CX*l_T+F_t2*l_T/2-F_X*(l_ОП+l_T)=0;R_CX=(-F_t2*l_T/2+F_X*(l_ОП+l_T))/l_T=(-5180_*0,077/2+1431_*(0,077+0,138))/ 0,138= -54,101 H

M₂=0; R_DX*l_T-F_t2*l_T/2-F_X*l_ОП=0; R_ВX=(F_t2*l_T/2+F_X*l_ОП)/l_T=(5180_*0,138/2+1431 _*0,077)/ 0,138 = 3694,684 H

Проверка: Y=0; -R_CX-F_t2+R_DX+F_X= 0 H ;-54,101 -5180+3694 +1431 = 0 H

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1..4:

M_Y1= 0 H_*м

M_Y2=-F_X*l_ОП= -152,438 H_*м

M_Y3=-F_X*(l_ОП+l_T/2)+R_CX*l_T/2=-1431 _*(0,077₊0,138/2)+54 _* 0,138/2₌ -254,933 H_*м

M_Y4= 0 H_*м

строим эпюру крутящих моментов MK=MZ=Ft2*d2/2= 5180*0,32 /2= 828,820 H_*м

Определяем суммарные радиальные реакции :

R_C=R²_CX+R²_CY =54²+6997² = 6997,609 H

R_D=R²_DX+R²_DY =3694²+6157² = 7181,083 H

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

M₂=M²_X2+M²_Y2 =290²+152² = 327,826 H_*м

M₃=M²_X3+M²_Y3 =425²+255² = 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:

С_r= 50,5 кН.

С_0r= 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:

С_r= 30,7 кН, С_0r= 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 d_ам2= 340 мм.

Ширина венца колеса b= 63

Диаметр наименьший d_в=0,9_*d₂-2,5_*m=0,9_*320-2,5_*10 = 263,0 мм.

Толщина венца S=2,2m+0,05b₂=2,2*10+0,05*63= 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 d_ст=1,55d= 117 мм.

Толщина _ст=0,3d= 23 мм.

Длина L_ст=(1...1,5)d= 98 мм.

Размеры диска.

Толщина C=0,5(S+_ст) =0,5(25+23) = 24 мм. >0,25b₂

Радиусы закруглений R = 6 мм.

Уклон= 7 °

Диаметр отверстий d₀=(d_в-2S₀-d_ст)/4=(263-2*25-23)/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0,2Т_т 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2Т_т=³2*828 = 12 мм.

у подшипников d₁=(0,7...0,75)d= 10 мм.

фундаментных болтов d_ф=1,25d= 16 мм.

Размеры, определяющие положение болтов d₂:

е=(1...1,2)d₁= 11 мм.

q=0,5d₂+d₄=0,5*14+10= 17 мм.

Дополнительные элементы корпуса.

Гнездо под подшипник:

диаметр отверстия в гнезде под быстроходный вал D_п1= 100 мм.

диаметр отверстия в гнезде под тихоходный вал D_п2= 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 D_к1=D₁+3= 154 мм.

диаметр гнезда под подшипник тихоходного вала D_к2=D₂+3= 154 мм.

длина гнезда l=d+c₂+R_б+(3...5) =10+12+8+(3...5)= 36 мм.

Радиус R_б= 11 мм.

Расстояние до стенки корпуса с₂=R_б+2= 13 мм.

Размеры штифта по ГОСТ 3129-70 (табл10.5. [3]):

d_ш= 12 мм.

l_ш=b+b₁+5=12+10,5+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.

В левом R₂= 1683,515 Н.

Характеристика подшипников:

Рядность подшипников в наиболее нагруженной опоре i= 1

Базовая грузоподъемность C_R= 50500 Н.

Статическая грузоподъёмность C_0r= 41000 Н.

Коэффициент радиальной нагрузки X= 0,45

Отношение iR_F/(C_0R)= 0,12634451

Коэффициент осевой нагрузки Y= 1,13

Коэффициент влияния осевого нагружения е= 0,48 кН.

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника R_S1= 827,3 Н.

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника R_S2= 808,1 Н.

Осевая нагрузка подшипника R_А1= 827,3 Н.

Осевая нагрузка подшипника R_А2= 6007,4 Н.

Радиальная нагрузка подшипника Rr= 1723,6 Н.

Коэффициент безопасности К_б= 1,1

Температурный коэффициент К= 1

Коэффициент вращения V= 1

Расчёт:

Отношение R_A/(V_*R_r)= 3,485

Эквивалентная динамическая нагрузка R_E=(XVR_r+YR_a)K_бK_т=(0,45*1*1723,6+1,13*6007,6)*1,1*1 = 8320,38

По ГОСТ 16162-85 для червячных редукторов принимаем L_h=5000 часов.

Для шариковых подшипников показатель степени: m=3

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность

C_rp=R_E*^m573L_h/10⁶=8320,38_*³573*50,79*10000/10⁶= 43763,37 Н.

Подшипник пригоден

Долговечность подшипника L_10h=10⁶_*(C_r/R_E)^m/(573)=10⁶_*(43763,37/8320,38)³/(573*50,79)= 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 C_R= 30700 Н.

Статическая грузоподъёмность C_0r= 19600 Н.

Коэффициент радиальной нагрузки X= 0,56

Отношение iR_F/(C_0R)= 0,13693878

Коэффициент осевой нагрузки Y= 1,286

Коэффициент влияния осевого нагружения е= 0,34 кН.

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника R_S1= 0 Н.

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника R_S2= 0 Н.

Осевая нагрузка подшипника R_А1= 2684 Н.

Осевая нагрузка подшипника R_А2= 2684 Н.

Радиальная нагрузка подшипника Rr= 7181,083 Н.

Коэффициент безопасности К_б= 1,1

Температурный коэффициент К= 1

Коэффициент вращения V= 1

Расчёт:

Отношение R_A/(V_*R_r)= 0,37375978

Эквивалентная динамическая нагрузка R_E=(XVR_r+YR_a)KбKт=(0,45*1*7181,083+1,13*2684)*1,1*1 = 8220,33353

По ГОСТ 16162-85 для червячных редукторов принимаем Lh=5000 часов.

Для шариковых подшипников показатель степени: m=3

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность C_rp=R_E*^m573L_h/10⁶=R_E*^m573*6,35*5000/10⁶ = 21619,9933 Н.

Подшипник пригоден

Долговечность подшипника L_10h=10⁶_*(C_r/R_E)^m/(573)=10⁶_*(21619,9933/8220,33353)³/(573*6,35)= 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 l_р=l-b= 35 мм.

Определяем площадь смятая А_см=(0,94_*h-t₁)_*l_p=(0,94*8-5)*45 = 88,2 мм².

Окружная сила на быстроходном валу F_t= 2684,000 Н.

Расчётная прочность _см=F_t/A_см= 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 l_р=l-b= 100 мм.

Определяем площадь смятая А_см=(0,94_*h-t₁)_*l_p=(0,94_*12-7,5)_*100 = 378 мм².

Окружная сила на колесе F_t= 7487,3 Н.

Расчётная прочность _см=F_t/A_см= 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 l_р=l-b= 55 мм.

Определяем площадь смятая А_см=(0,94_*h-t₁)_*l_p=(0,94_*10-6)_*55 = 187 мм².

Окружная сила на тихоходном валу F_t= 5180,1 Н.

Расчётная прочность _см=F_t/A_см= 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=0,43 = 387,00 H/мм².

Проедал выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

_-1=0,58_-1=0,58*387 = 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 W_{к нетто}=d³/16-bt₁(d-t₁)²/2d= 38³/16-20*6(38-224)²/2*38 = 10057,64 мм³

амплитуда отнулевого цикла _v=_m=_max/2=T₁/2W_{к нетто}=107/2*10057,64 = 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) =224/(1,9 _* 5,34/(0,738_*)+0,1_*224)= 14,96

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям .

Для этого находим:

момент консольной нагрузки М= F_оп*l_оп= F_оп*0,067= 110213 H_*мм.

среднее напряжение отнулевого цикла W_{к нетто}=d³/32-bt₁(d-t₁)²/2d= 4670,60 мм³.

амплитуда отнулевого цикла _v=_m=_max/2=T₁/2W_{к нетто}=107/2*4670,60 = 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) =_-1/(1,9_*_v/(0,856_*) +0,2_*23)= 6,637

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

s=s_*s_*/s²_+s²_=6,637 *15 */,637²+15²= 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=F_вl₃= 110213 H_*мм.

осевой момент сопротивления W=d³/32=45³/32= 8946,18 мм³

полярный момент W_p=2W= 17892,36 мм³

амплитуда и среднее напряжение цикла костыльных напряжений

_v=_m=_max/2=T₁/2W_p= 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) =_-1/(1,9_*_v /(0,715 _*0,95)+0,1_*_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_=16,8 *0,735*/16,8²+0,735²= 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 W_{к нетто}=d³/16-bt₁(d-t₁)²/2d=d³/16-b*224(60-224)²/2*60 = 40078,70 мм³

амплитуда отнулевого цикла _v=_m=_max/2=T₂/2W_{к 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) =224/(1,9_*_v /(0,675_*0,95)+0,1_*_m)= 7,087

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям .

Для этого находим:

момент консольной нагрузки М= F_оп*l_оп= 848571 H_*мм.

среднее напряжение отнулевого цикла W_{к нетто}=d³/32-bt₁(d-t₁)²/2d= 18872,95 мм³.

амплитуда отнулевого цикла _v=_m=_max/2=T₂/2W_{к нетто}=T₂/2*18872,95 = 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) =_-1/(1,9_*_v /(0,79_*0,95)+0,2_*_m)= 3,226

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

s=s_*s_*/s²_+s²_=0,79*1,9*/0,79²+1,9²= 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=F_вl₃= 614 H_*мм.

осевой момент сопротивления W=d³/32=*65³/32= 26961,25 мм³

полярный момент W_p=2W= 53922,50 мм³

амплитуда и среднее напряжение цикла костыльных напряжений

_v=_m=_max/2=T₁/2W_p=T₁/2*53922,50 = 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) =7,69/(1,67*7,69 /(0,6625_*0,95)+0,1*_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_=10077,947 *10,601*/10077,947 ²+10,601²= 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 W_{к нетто}=d³/16-bt₁(d-t₁)²/2d=75³/16-b*5,29(75-5,29)²/2*75 = 78278,71 мм³

амплитуда отнулевого цикла _v=_m=_max/2=T₂/2W_{к нетто}=T₂/2*78278,71 = 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) =_-1/(1,9_*_v /(0,64_*0,95)+0,1_*_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 W_{к нетто}=d³/32-bt₁(d-t₁)²/2d=75³/32-b5,29(d-5,29)²/2*75 = 36861,23 мм³.

амплитуда отнулевого цикла _v=_m=_max/2=T₂/2W_{к нетто}=T₂/2*36861,23 = 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) =_-1/(1,9_* 22,5/(0,75_*0,95)+0,1_*_m)= 6,005

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В-В

s=s_*s_*/s²_+s²_=6,005*13*/6,005²+13²= 5,463

Расчет на жесткость вала червяка.

Проверим стрелу прогиба для червяка. Для этого определим приведенный момент инерции поперечного сечения.

J_пр=d⁴_f1/64_*(0,375+0,625_*d_a1/d_f1) =75⁴/64_*(0,375+0,625_*70/75)= 719814,2752 мм⁴

Стрела прогиба f=l³_1* F²_t1+F²_r1/(48EJ_пр) =l³_1* 5180²+3840²/(48EJ_пр)= 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 t_в= 20 ° С

Коэффициент теплопередачи К_t= 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 t_м=t_в+Р_1*(1-)/(K_t*A) =20+5,453_*(1-0,876)/(15_*0,67) = 74,3 ° С,

где t_в – температура воздуха,

Р₁ – мощность на быстроходном валу,

- КПД редуктора,

K_t – коэффициент теплоотдачи,

A – площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора.

Температура масла не превышает допустимой [t]_м=80...95° С.

Исходные данные

Мощность на выходном валу P= 5 кВт

Частота вращения вала рабочей машины n= 30 об/мин

Срок службы привода L_г = 2 лет.

Допускаемое отклонение скорости = 4 %

Продолжительность смены t_с= 8 часов.

Количество смен L_С= 2

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА.

Определение мощности и частоты вращения двигателя.

Мощность на валу рабочей машины Р_рм= 5,0 кВт.

Определим общий КПД привода: =_зп*_оп*_м*²_пк*_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 Р_дв =Р_рм/= 5,708 кВт.

Выбираем по табл. К9 [1] номинальную мощность двигателя Р_ном= 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

n_рм=60_*1000 v/(D)= 30,0 об/мин.

Передаточное число привода u=n_ном/ n_рм= 24,33 32,33 48,50 96,67

Принимаем пределы передаточных чисел закрытой передачи u_зп: 6,3 60,0

Принимаем пределы передаточных чисел первой открытой передачи u_оп1: 2,0 5,0

Принимаем пределы передаточных чисел второй открытой передачи u_оп2: 2 7,1

Допустимые пределы привода u_i: 25,2 2130

Исходя из пределов передаточных чисел привода, выбираем тип двигателя: 4AM132M6УЗ

с номинальной частотой вращения n_ном= 970 мин^-1 и диаметром вала d_ДВ= 38 мм.

Передаточное число привода u= 32,33

Задаемся передаточным числом редуктора u_зп= 8

Задаемся передаточным числом первой открытой передачи u_оп1= 2

Задаемся передаточным числом второй открытой передачи u_оп2= 2

Фактическое передаточное число привода uф=u_зп*u_оп1*uоп2= 32

Определим максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины n_рм=n_рм /100= 1,2 об/мин.

Определим допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учётом отклонения [n_рм]=n_рм±n_рм= 28,8 31,2 (об/мин.)

Определить фактическую частоту вращения приводного вала машины n_ф=n_ном/u_ф= 30,3 об/мин.

3. Определение силовых и кинематических параметров привода.

Мощность двигателя Р_дв = 5,708 кВт.

Мощность на быстроходном валу Р_б=Р_дв*_оп1*_пс= 5,453 кВт.

Мощность на тихоходном валу Р_т=P_б*_зп*_пк= 5,263 кВт.

Мощность на валу рабочей машины Р_рм=Р_т*_оп2*_пк= 5,00 кВт.

Частота вращения вала электродвигателя n_ном= 970,00 об/мин.

Частота вращения быстроходного вала n_б=n_ном/u_оп1= 485,00 об/мин.

Частота вращения тихоходного вала n_т=n_б/u_зп= 60,63 об/мин.

Частота вращения вала рабочей машины n_рм=n_т/u_оп2= 30,315 об/мин.

Угловая скорость вала электродвигателя _ном=_*n_ном/30= 101,58 рад/с.

Угловая скорость быстроходного вала _б=_ном/u_оп1= 50,79 рад/с.

Угловая скорость тихоходного вала _т=_п/u_т= 6,35 рад/с.

Угловая скорость вала рабочей машины _рм=_т/u_ор2= 3,18 рад/с.

Вращающий момент на валу электродвигателя Т_дв=Р_дв/_ном= 56,19 Н_*м.

Вращающий момент на быстроходном валу Т_б=Р_б/_б= 107,36 Н_*м.

Вращающий момент на тихоходном валу Т_т=P_т/_т= 828,82 Н_*м.

Вращающий момент на валу рабочей машины Т_рм=P_рм/_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 V_s=4,3_*_2*u_зп*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: L_h=365_*Lг_*tc_*Lc и из полученного результата вычитаем 25% на простои. L_h= 10000

Число циклов перемены напряжений за наработку N=573_*_*L_h= 2,91E+08

Число циклов перемены напряжений соответствующие пределу выносливости рассчитываем по табл. 3.3. [1] N_H0= 6,80E+07

Определяем коэффициент долговечности К_HL=⁶N_H0/N= 0,32

Коэффициент, учитывающий износ материала С_V= 0,95

Определяем коэффициент долговечности К_FL=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 2]H=250-25*Vs= 168,895 Н/мм²

Допускаемые изгибные напряжения –

при 2]F=KFL*0,16sв= 56,160 Н/мм²

3. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧИ

Вращающий момент на червяке Т₁= 107,36 Н_*м

Вращающий момент на колесе Т₂= 828,82 Н_*м

Передаточное число передачи u= 8,00

При 6

определяем число зубьев червячного колеса z₂=z₁*u_зп= 32

Определяем коэффициент диаметра червяка q=(0,212...0,25) z₂= 6,784 8 мм.

Принимаем коэффициент диаметра червяка по ГОСТ 19672-74 q= 8,0

Определяем межосевое расстояние а_w=(z₂/q+1)_*³/(z₂[]²_H/q))² Т_2*10³_*K= 198,9 мм.

Принимаем межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 а_w= 200 мм.

Определяем модуль зацепления m=(1,5...1,7)_*a_/z₂= 10,00 мм.

Принимаем модуль зацепления по ГОСТ 9563-60 m= 10 мм.

Определяем коэффициент смещения инструмента =(a_w/m)-0,5_*(q+z₂)= 0,000

Определяем фактическое межосевое расстояние а_w=0,5_*m_*(q+z₂+2)= 200 мм.

3.1. Определяем основные геометрические параметры передачи

для червяка:

Делительный диаметр d₁=q_*m= 80 мм.

Начальный диаметр d_w1=m_*(q+2)= 80 мм.

Диаметр вершин витков d_а1=d₁+2m= 100 мм.

Диаметр впадин витков d_f1=d₁-2,4_*m= 56 мм.

Делительный угол подъёма линии витков =arctn(z₁/q)= 26,56505 °

При 0 Коэффициент C= 0,00

длина нарезной части червяка b₁=(10+5,5_*+z₁)+C= 140,00 мм.

для червячного колеса:

Делительный диаметр d₂=mz2= 320 мм.

Диаметр вершин зубьев d_а2=d₂+2m(1+)= 340 мм.

Диаметр впадин зубьев d_f2=d₂-2m(1,2-)= 296 мм.

Наибольший диаметр колеса d_am2 d_a2+6m/(z₁+2)= 350 мм.

Ширина венца при z₁=4, b₂=0,315*a_w= 63 мм.

Принимаем b₂= 63 мм.

Радиусы закругления зубьев:

Радиус закругления вершин зубьев R_a=0,5d₁-m= 30 мм.

Радиус закругления впадин зубьев R_f=0,5d₁+1,2_*m= 52 мм.

Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:

Sin=b₂/(da₁-0,5_*m)= 0,6632

Тогда 2= 83,09 °

4. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ.

4.1. Угол трения определяем в зависимости от фактической скорости скольжения V_s=u_ф*_2*d₁/(2cos_* 10³)= 2,272 м/с

Принимаем по табл.4.9. [1] угол трения = 2,5 °

Определяем КПД червячной передачи h=tgg/tg(g-j)= 0,90

окружная скорость колеса V₂=_2*d₂/(2_*10³)= 1,016 м/с

4.2. Проверяем контактные напряжения зубьев

Окружная сила на колесе F_t2=2_*Т_2*10³/d₂= 5180,125 H

При V2<3м/с принимаем коэффициент нагрузки К= 1

Тогда контактные напряжения зубьев _H=340_*F_t2*K/(d_1*d₂)= 152,943 Н/мм², отклонение от допускаемой составляет 9,44 %.

Условие _H<[]_H выполняется

4.3. Проверяем напряжения изгиба зубьев.

Эквивалентное число зубьев колеса z_v2=z₂/cos³= 44,721

Выбираем по табл. 4.10. [1] коэффициент формы зуба Y_F2= 1,55

Тогда напряжения изгиба зубьев _F= 8,921 Н/мм²

Условие _F<[_F] выполняется

Силы в зацеплении передачи.

Окружная:

F_t1=2T_1*1000/d₁= 2684,000 H

F_t2=2T_2*1000/d₂= 5180,125 H

Радиальная:

F_r1=F_r2=F_t2*tg= 1885,411 H

Осевая:

F_a1=F_t2= 5180,125 H

F_a2=F_t1= 2684,000 H

6. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

6.1. Выбор материала

Принимаем для обоих валов сталь 40х

Термообработка- улучшение

Механические характеристики материала принимаем по табл. 3.2. [1]:

Твёрдость заготовки- 270 НВ.

Предел на растяжение _B= 900 Н/мм²

Предел текучести _Т= 750 Н/мм²

6.2. Выбор допускаемых напряжений на кручение.

Так как расчёт валов выполняем как при чистом кручении , т.е. не учитываем напряжений изгиба, то допускаемые напряжения на кручение принимаем заниженными:

Для быстроходного вала [_k]= 10 Н/мм²

Для тихоходного вала [_k]= 20 Н/мм²

6.3. Определения геометрических параметров ступеней валов.

Быстроходный вал :

диаметр консольного участка вала d₁=³Т_1*10³/(0,2_*[]_к)= 37,72 мм.

Принимаем d₁= 38 мм.

длина консольного участка вала l₁=1,2_*d₁= 45,60 мм.

Принимаем по ряду Ra40 l₁= 45 мм.

Принимаем высоту буртика t= 2,5 мм.

диаметр под уплотнение крышки и подшипник d₂=d₁+2t= 43,00 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d₂= 45 мм.

Длина вала под уплотнение крышки и подшипник l₂=1,5d₂= 67,5 мм.

Принимаем по ряду Ra40 l₂= 67 мм.

Принимаем координаты фаски подшипника r= 3 мм.

диаметр под червяк d₃=d₂+3,2r= 54,60 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d₃= 56 мм.

длина вала под червяк принимается графически l₃= 280 мм.

диаметр под подшипник d₄=d₂= 45 мм.

длина вала под подшипник l₄= 25 мм.

Тихоходный вал:

диаметр консольного участка вала d₁=³Т_1*10³/(0,2_*[]_к)= 59,17 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d₁= 60 мм.

длина консольного участка вала l₁=1,2_*d₁= 72,00 мм.

Принимаем по ряду Ra40 l₁= 71 мм.

Принимаем высоту буртика t= 3 мм.

диаметр под уплотнение крышки и подшипник d₂=d₁+2t= 65,17 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d₂= 65 мм.

длина вала под уплотнение крышки и подшипник l₂=1,25d₂= 81,25 мм.

Принимаем по ряду Ra40 l₂= 80 мм.

Принимаем координаты фаски подшипника r= 3,5 мм.

диаметр под червячное колесо d₃=d₂+3,2r= 76,20 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d₃= 75 мм.

длина вала под червячное колесо принимается графически l₃= 120 мм.

диаметр под подшипник d₄=d₂= 65 мм.

длина вала под подшипник l₄= 18 мм.

РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.

Проектный расчет.

Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива d₁=6 ³ Т₁= 229,811 мм.

Принимаем из стандартного ряда расчетный диаметр ведущего шкива d₁= 224 мм.

Принимаем коэффициент скольжения = 0,01

Передаточное число передачи u= 2,00

Определяем диаметр ведомого шкива d₂=ud₁(1-)= 443,52 мм.

По ГОСТу из табл. К40 [1] принимаем диаметр ведомого шкива d₂= 450,00 мм.

Определяем фактическое передаточное число u_ф=d₂/(d₁(1-))= 1,98

Проверяем отклонение _u от заданного u: _u=|u_ф-u| /u _*100%= 1,00 % <3%

Определяем ориентировочное межосевое расстояние а=2(d₁+d₂)= 1350,00 мм.

Определяем расчетную длину ремня l=2a+(d₂+d₁)/2+(d₂-d₁)²/(4a)= 3768,18 мм.

Базовая длина ремня l= 4000,00 мм.

Уточняем значение межосевое расстояние по стандартной длине

а={2l-(d₂+d₁)+ [2l-(d₂+d₁)]²-8(d₂-d₁)²}/8= 1461,93 мм. 170,00

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива ₁=180°-57°*(d₂-d₁)/a= 171,19 ° >150°

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 C_p= 0,90

коэффициент угла обхвата C_= 0,97

коэффициент влияния отношения расчетной длинны к базовой C_l= 1,00

коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту C_= 1,00

коэффициент влияния диаметра меньшего шкива C_d= 1,20

коэффициент влияния натяжения от центробежной силы C_v= 1,00

Допускаемая приведенная мощность выбираем по табл. 5.5. [1] [P₀]= 2,579 КВт.

Тогда [P_п]=[P₀]C_pC_C_lC_C_dC_v= 2,70 КВт.

Определим окружную силу, передаваемую ремнем F_t=Р_ном/v= 642,67 H.

По табл. 5.1. [1] интерполируя, принимаем толщину ремня = 5,55 мм.

Определим ширину ремня b= F_t/= 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 _= 2 H/мм².

Определим силу предварительного натяжения ремня F₀=A₀= 1110 Н.

Определяем силы натяжения ветвей :

F₁=F₀+F_t/2= 1431,34 H.

F₁=F₀+F_t/2= 788,67 H.

Определим силу давления ремня на вал F_оп=2F₀sin(₁/2)= 2213,44 Н.

Проверочный расчет.

Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:

Находим напряжение растяжения: s₁=F₀/A+F_t/2A= 2,58 Н/мм².

Находим напряжение изгиба:_и=Е_и/d₁= 2,23 Н/мм².

где модуль продольной упругости Е_и= 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 L_h= 10000 часов.

Число зацеплений зуба за 1 оборот с= 1

Число циклов перемены напряжений за наработку для шестерни N=60_*c_*n_*L_h= 291026700

Число циклов перемены напряжений за наработку для колеса N=60_*c_*n_*L_h= 36385500

Число циклов перемены напряжений принимаем по табл. 3.3. [1] N_H0= 16500000

РАСЧЁТ ДОПУСТИМЫХ КОНТАКТНЫХ И ИЗГИБНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ.

1. Для шестерни.

Определяем коэффициент долговечности К_HL=⁶N_H0/N= 1

Определяем коэффициент долговечности К_FL=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*K_HL= 377,545 Н/мм².

Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба выбираем _F0= 199,305 Н/мм².

Допускаемые изгибные напряжения []_F1=К_FL*_H0= 199,305 Н/мм².

2. Для колеса.

Определяем коэффициент долговечности К_HL=⁶N_H0/N= 1

Определяем коэффициент долговечности К_FL=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*K_HL= 377,545 Н/мм².

Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба выбираем _F0= 175,1 Н/мм².

Допускаемые изгибные напряжения []_F1=К_FL*_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 К_а= 49,5

Коэффициент ширины венца _a=b₂/a_w= 0,25

Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, Для прирабатывающихся зубьев К_H= 1

Определяем межосевое расстояние а_w=K_a(u+1)³ Т_2*10³_*К_H/(_au²[]²_H)= 330,57 мм.

Принимаем по ГОСТ 6636-69 а_w= 315 мм.

Вспомогательный коэффициент К_m= 6,8 мм.

Делительный диаметр колеса d₂=2a_wu/(u+1)= 420,0 мм.

Ширина венца колеса b₂=_aa_w= 78,75 мм.

Принимаем из ряда Ra40 ширину венца колеса b₂= 80 мм.

Определяем модуль зацепления m=2К_mT_2*10³/(d₂b₂[]_F)= 3,635 мм.

Принимаем модуль зацепления m= 3,5 мм.

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса z_=z₁+z₂=2a_w/m= 180

Определяем число зубьев шестерни z₁=z_/(1+u)= 60

Определяем число зубьев колеса z₂=z_-z₁= 120

Фактическое передаточное число u_ф=z₂/z₁= 2,000

Отклонение от заданного u=(|u_ф-u|/u)_*100= 0,00 % <4%

Определяем фактическое межосевое расстояние а_w=(z₁+z₂)m/2= 315 мм.

Определяем основные геометрические параметры колеса:

делительный диаметр d₂=mz= 420,0 мм.

диаметр вершин зубьев d_a2=d₂+2m= 427,0 мм.

диаметр впадин зубьев d_a2=d₂-2,4m= 411,6 мм.

ширина венца b₂=_aa_w= 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 d_a1=d₁+2m= 217,0 мм.

диаметр впадин зубьев d_a1=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: D_ЗАГD_ПРЕД и S_ЗАГS_ПРЕД

Диаметр заготовки шестерни D_ЗАГ= d_a1+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 F_t=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 К_H= 1

Принимаем по табл. 4.3. [1] К_Hv= 1,05

Тогда_H=(K/a_w) T₂(u_ф+1)³ K_HK_HK_Hv/(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 К_F= 1

Коэффициент динамической нагрузки, по табл. 4.3. [1] принимаем К_Fv= 1,13

Коэффициенты формы зуба. Определяются по табл. 4.7. [1] в зависимости от эквивалентного числа зубьев.

Для прямозубых колёс:

шестерни z_v1=z₁= 60,00

колеса z_v2=z₂= 120,00

Коэффициент формы зуба шестерни Y_F1= 3,62

Коэффициент формы зуба колеса Y_F2= 3,6

Коэффициент наклона зуба Y_= 1,00

Определяем напряжения изгиба зубьев _F=Y_F2*Y_*K_F*K_F*K_Fv*F_t/(b_2*m)= 108,78

Условие прочности выполняется: _F  []_F. Недогруз составляет 37,88 %

Определим силы в зацеплении.

Окружная:

F_t1=F_t2=2_*T_2*10³/d₂= 7487,286 H.

Радиальные и осевые:

F_r1=F_r2=F_t2*tg/Cos= 2725,149 H.

F_a1=F_a2=F_t1*Tg= 0,000 H.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ ПОДШИПНИКОВ.

Силы в зацеплении передачи из проектного расчета передачи.

Окружная:

F_t1= 2684,000 H

F_t2= 5180,125 H

Радиальная:

F_r1=F_r2= 1885,411 H

Осевая:

F_a1=F_t2= 5180,125 H

F_a2=F_t1= 2684,000 H

Усилие от открытой передачи:

На быстроходном валу F_оп1= 1431,340 H

На тихоходном валу F_оп2= 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 l_b= 0,305 м

расстояние м/у точками приложения консольной силы и смежной опоры l_оп= 0,077 м

Вертикальная плоскость.

а) определяем опорные реакции:

M3=0R_AY*l_Б+F_a1*d₁/2-F_r1*l_Б/2=0; R_AY=(F_a1*d₁/2-F_r1*l_Б/2)/l_Б= -263,345 H

M₁=0; -R_BY*l_Б+F_a1*d₁/2+F_r1*l_Б/2=0; R_BY=(F_a1*d₁/2+F_r1*l_Б/2)/l_Б= 1622,066 H

Проверка: Y=0; R_BY-F_r1-R_AY= 0 H

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1..3:

M_x1= 0 H_*м

Слева M_x2=-R_AY*l_Б/2= 40,160 H_*м

Справа M_x2=R_BY*l_Б/2= 247,365 H_*м

M_x3= 0 H_*м

Горизонтальная плоскость.

а) определяем опорные реакции:

M₃=0; -R_AX*l_Б+F_t1*l_Б/2+F_M*l_M=0; R_AX=(F_t1*l_Б/2+F_M*l_M)/l_Б= 1703,355 H

SM1=0; -R_BX*l_Б-F_t1*l_Б/2+F_оп1*(l_Б+l_M)=0; R_BX=(-F_t1*l_Б/2+F_оп1*(l_Б+l_оп1))/l_Б= 450,695 H

Проверка: Y=0; R_AX-F_t1-R_AX+F_M= 0 H

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1..4:

M_Y1= 0 H_*м

M_Y2=-R_AX*l_Б/2= -259,762 H_*м

M_Y3=-F_оп*l_оп= -110,213 H_*м

M_Y4= 0 H_*м

Строим эпюру крутящих моментов M_K=M_Z=F_t1*d₁/2= 107,360 H_*м

Определяем суммарные радиальные реакции :

R_A=R²_AX+R²_AY = 1723,592 H

R_B=R²_BX+R²_BY = 1683,515 H

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

M₂=M²_X2+M²_Y2 = 262,848 H_*м

M₃=M_Y3= 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 l_T= 0,138 м

расстояние м/у точками приложения консольной силы и смежной опоры l_ОП= 0,1065 м

Вертикальная плоскость.

а) определяем опорные реакции:

M₄=0; -R_CY*l_T-F_Z*d_оп1/2-F_r2*l_T/2+F_Y*(l_ОП+l_Т)+F_a2*d₂/2=0;

R_СY=(F_a2*d₂/2-F_r2*l_T/2+F_Y*(l_ОП+l_T)-F_Z*d_оп1/2)/l_T= 6997,4 H

M₂=0; -R_DY*l_T-F_Z*d_оп1/2+F_r2*l_T/2+F_Y*l_ОП+F_a2*d₂/2=0;

R_DY=(F_a2*d₂/2+F_r2*l_T/2+F_Y*l_ОП-F_Z*d_оп1/2)/l_T= 6157,7 H

Проверка: Y=0; R_CY-F_Y-F_r2+R_DY= 0 H

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1..3:

M_x1=F_Z*d_оп1/2= 0,000 H_*м

M_x2=F_Y*l_ОП+F_Z*d_оп1/2= 290,228 H_*м

Справа M_X3=R_DY*l_T/2= 424,881 H_*м

Слева M_x3=F_Y(l_ОП+l_T/2)-R_CY*l_T/2+F_Z*d_оп1/2= -4,557 H_*м

M_x4= 0 H_*м

Горизонтальная плоскость.

а) определяем опорные реакции:

M₄=0; R_CX*l_T+F_t2*l_T/2-F_X*(l_ОП+l_T)=0; R_CX=(-F_t2*l_T/2+F_X*(l_ОП+l_T))/l_T= -54,101 H

M₂=0; R_DX*l_T-F_t2*l_T/2-F_X*l_ОП=0; R_ВX=(F_t2*l_T/2+F_X*l_ОП)/l_T= 3694,684 H

Проверка: Y=0; -R_CX-F_t2+R_DX+F_X= 0 H

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1..4:

M_Y1= 0 H_*м

M_Y2=-F_X*l_ОП= -152,438 H_*м

M_Y3=-F_X*(l_ОП+l_T/2)+R_CX*l_T/2₌ -254,933 H_*м

M_Y4= 0 H_*м

строим эпюру крутящих моментов MK=MZ=Ft2*d2/2= 828,820 H_*м

Определяем суммарные радиальные реакции :

R_C=R²_CX+R²_CY = 6997,609 H

R_D=R²_DX+R²_DY = 7181,083 H

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

M₂=M²_X2+M²_Y2 = 327,826 H_*м

M₃=M²_X3+M²_Y3 = 495,494 H_*м

Z

X

Y

M_Y

(H*м)

M_Z

(H*м)

l_оп

L_Б/2

L_Б/2

F_a

F_t

F_r

A

B

R_BX

F_X1

2

R_AX

4

3

R_BY

1

R_AY

M_X

(H*м)

Рис.1 Эпюра моментов на быстроходном валу

Рис.2 Эпюра моментов на тихоходном валу

Y

Z

X

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:

С_r= 50,5 кН.

С_0r= 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:

С_r= 30,7 кН.

С_0r= 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 d_ам2= 340 мм.

Ширина венца колеса b= 63

Диаметр наименьший d_в=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 d_ст=1,55d= 117 мм.

Толщина _ст=0,3d= 23 мм.

Длина L_ст=(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=(d_в-2S₀-d_ст)/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0,2Т_т 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2Т_т= 12 мм.

у подшипников d₁=(0,7...0,75)d= 10 мм.

фундаментных болтов d_ф=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 D_п1= 100 мм.

диаметр отверстия в гнезде под тихоходный вал D_п2= 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 D_к1=D₁+3= 154 мм.

диаметр гнезда под подшипник тихоходного вала D_к2=D₂+3= 154 мм.

длина гнезда l=d+c₂+R_б+(3...5)= 36 мм.

Радиус R_б= 11 мм.

Расстояние до стенки корпуса с₂=R_б+2= 13 мм.

Размеры штифта по ГОСТ 3129-70 (табл10.5. [3]):

d_ш= 12 мм.

l_ш=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 C_R= 50500 Н.

Статическая грузоподъёмность C_0r= 41000 Н.

Коэффициент радиальной нагрузки X= 0,45

Отношение iR_F/(C_0R)= 0,12634451

Коэффициент осевой нагрузки Y= 1,13

Коэффициент влияния осевого нагружения е= 0,48 кН.

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника R_S1= 827,3 Н.

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника R_S2= 808,1 Н.

Осевая нагрузка подшипника R_А1= 827,3 Н.

Осевая нагрузка подшипника R_А2= 6007,4 Н.

Радиальная нагрузка подшипника Rr= 1723,6 Н.

Коэффициент безопасности К_б= 1,1

Температурный коэффициент К= 1

Коэффициент вращения V= 1

Расчёт:

Отношение R_A/(V_*R_r)= 3,485

Эквивалентная динамическая нагрузка R_E=(XVR_r+YR_a)K_бK_т= 8320,38

По ГОСТ 16162-85 для червячных редукторов принимаем L_h=5000 часов.

Для шариковых подшипников показатель степени: m=3

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность

C_rp=R_E*^m573L_h/10⁶= 43763,37 Н.

Подшипник пригоден

Долговечность подшипника L_10h=10⁶_*(C_r/R_E)^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 C_R= 30700 Н.

Статическая грузоподъёмность C_0r= 19600 Н.

Коэффициент радиальной нагрузки X= 0,56

Отношение iR_F/(C_0R)= 0,13693878

Коэффициент осевой нагрузки Y= 1,286

Коэффициент влияния осевого нагружения е= 0,34 кН.

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника R_S1= 0 Н.

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника R_S2= 0 Н.

Осевая нагрузка подшипника R_А1= 2684 Н.

Осевая нагрузка подшипника R_А2= 2684 Н.

Радиальная нагрузка подшипника Rr= 7181,083 Н.

Коэффициент безопасности К_б= 1,1

Температурный коэффициент К= 1

Коэффициент вращения V= 1

Расчёт:

Отношение R_A/(V_*R_r)= 0,37375978

Эквивалентная динамическая нагрузка R_E=(XVR_r+YR_a)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 C_rp=R_E*^m573L_h/10⁶= 21619,9933 Н.

Подшипник пригоден

Долговечность подшипника L_10h=10⁶_*(C_r/R_E)^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 l_р=l-b= 35 мм.

Определяем площадь смятая А_см=(0,94_*h-t₁)_*l_p= 88,2 мм².

Окружная сила на быстроходном валу F_t= 2684,000 Н.

Расчётная прочность _см=F_t/A_см= 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 l_р=l-b= 100 мм.

Определяем площадь смятая А_см=(0,94_*h-t₁)_*l_p= 378 мм².

Окружная сила на колесе F_t= 7487,3 Н.

Расчётная прочность _см=F_t/A_см= 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 l_р=l-b= 55 мм.

Определяем площадь смятая А_см=(0,94_*h-t₁)_*l_p= 187 мм².

Окружная сила на тихоходном валу F_t= 5180,1 Н.

Расчётная прочность _см=F_t/A_см= 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 W_{к нетто}=d³/16-bt₁(d-t₁)²/2d= 10057,64 мм³

амплитуда отнулевого цикла _v=_m=_max/2=T₁/2W_{к 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= F_оп*l_оп= 110213 H_*мм.

среднее напряжение отнулевого цикла W_{к нетто}=d³/32-bt₁(d-t₁)²/2d= 4670,60 мм³.

амплитуда отнулевого цикла _v=_m=_max/2=T₁/2W_{к 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=F_вl₃= 110213 H_*мм.

осевой момент сопротивления W=d³/32= 8946,18 мм³

полярный момент W_p=2W= 17892,36 мм³

амплитуда и среднее напряжение цикла костыльных напряжений

_v=_m=_max/2=T₁/2W_p= 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 W_{к нетто}=d³/16-bt₁(d-t₁)²/2d= 40078,70 мм³

амплитуда отнулевого цикла _v=_m=_max/2=T₂/2W_{к 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= F_оп*l_оп= 848571 H_*мм.

среднее напряжение отнулевого цикла W_{к нетто}=d³/32-bt₁(d-t₁)²/2d= 18872,95 мм³.

амплитуда отнулевого цикла _v=_m=_max/2=T₂/2W_{к 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=F_вl₃= 614 H_*мм.

осевой момент сопротивления W=d³/32= 26961,25 мм³

полярный момент W_p=2W= 53922,50 мм³

амплитуда и среднее напряжение цикла костыльных напряжений

_v=_m=_max/2=T₁/2W_p= 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 W_{к нетто}=d³/16-bt₁(d-t₁)²/2d= 78278,71 мм³

амплитуда отнулевого цикла _v=_m=_max/2=T₂/2W_{к 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 W_{к нетто}=d³/32-bt₁(d-t₁)²/2d= 36861,23 мм³.

амплитуда отнулевого цикла _v=_m=_max/2=T₂/2W_{к 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.

J_пр=d⁴_f1/64_*(0,375+0,625_*d_a1/d_f1)= 719814,2752 мм⁴

Стрела прогиба f=l³_1* F²_t1+F²_r1/(48EJ_пр)= 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 t_в= 20 ° С

Коэффициент теплопередачи К_t= 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 t_м=t_в+Р_1*(1-)/(K_t*A)= 74,3 ° С

Температура масла не превышает допустимой [t]_м=80...95° С.

Z

X