4.4 Силы в зацеплении передачи.

Окружная:

Ft1=2T1*1000/d1=2*107,36*1000/80= 2684,000 H

Ft2=2T2*1000/d2=2*828,82*1000/320= 5180,125 H

Радиальная:

Fr1=Fr2=Ft2*tg= 5180,125 * tg =1885,411 H

Осевая:

Fa1=Ft2= 5180,125 H

Fa2=Ft1= 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Т1*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Т1*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 uф=d2/(d1(1-))= 450/(224(1-0,01))=1,98

Проверяем отклонение u от заданного u: u=|uф-u| /u *100%= |1,98-2| /2 *100% =1,00 %

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.

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 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=2,579 * 0,9*0,97*1*1*1,2*1 = 2,70 КВт.

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

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

Определим ширину ремня b= Ft/=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+Ft/2=1110+643/2= 1431,34 H.

Определим силу давления ремня на вал Fоп=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+Ft/2A= 1110/555+643 /2*555= 2,58 Н/мм2.

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

где модуль продольной упругости Еи= 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 Lh= 10000 часов.

Число зацеплений зуба за 1 оборот с= 1

Число циклов перемены напряжений за наработку для шестерни N=60*c*n*Lh=60*1*485*10000 = 291026700

Число циклов перемены напряжений за наработку для колеса N=60*c*n*Lh=60 * 1 * 485 * 10000 =36385500

Число циклов перемены напряжений принимаем по табл. 3.3. [1] NH0= 16500000

3. Расчет допустимых контактных и изгибных напряжений.

3.1. Для шестерни.

Определяем коэффициент долговечности КHL=6NH0/N=616500000 /36385500 = 1

Определяем коэффициент долговечности КFL=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*KHL=415,3*1 = 377,545 Н/мм2.

Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба выбираем F0= 199,305 Н/мм2.

Допускаемые изгибные напряжения []F1=КFL*H0=1*199,305= 199,305 Н/мм2.

3.2. Для колеса.

Определяем коэффициент долговечности КHL=6NH0/N=616500000 /36385500 = 1

Определяем коэффициент долговечности КFL=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*KHL=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 Ка= 49,5

Коэффициент ширины венца a=b2/aw=63 /315 = 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) =49,5(2+1)3 Т2*103*1572,33 /(0,25*22*377,5452) = 330,57 мм.

Принимаем по ГОСТ 6636-69 аw= 315 мм.

Вспомогательный коэффициент Кm= 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=2КmT2*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 = 2aw/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 uф=z2/z1=120/60= 2,000

Отклонение от заданного u=(|uф-u|/u)*100= 0,00 %

Определяем фактическое межосевое расстояние аw=(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 da2=d2+2m=420+2*3,5 = 427,0 мм.

диаметр впадин зубьев da2=d2-2,4m=420-2,4*3,5 = 411,6 мм.

ширина венца b2=aaw=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 da1=d1+2m= 210+2*3,5= 217,0 мм.

диаметр впадин зубьев da1=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: DЗАГDПРЕД и SЗАГSПРЕД

Диаметр заготовки шестерни DЗАГ= da1+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 Ft=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 КH= 1

Принимаем по табл. 4.3. [1] КHv= 1,05

ТогдаH=(K/aw) T2(uф+1)3 KHKHKHv/(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 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) =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:

Ft1=Ft2=2*T2*103/d2=2*828*103/420= 7487,286 H.

Радиальные и осевые:

Fr1=Fr2=Ft2*tg/Cos=7487,286*tg20/Cos= 2725,149 H.

Fa1=Fa2=Ft1*Tg=7487,286*Tg= 0,000 H.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ ПОДШИПНИКОВ.

1. 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 между точками приложения консольной силы и смежной опоры lоп= 0,077 м

Вертикальная плоскость.

а) определяем опорные реакции:

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

RAY*lБ+Fa1*d1/2-Fr1*lБ/2=0; RAY=(Fa1*d1/2-Fr1*lБ/2)/lБ= -263,345 H

M1=0; -RBY*lБ+Fa1*d1/2+Fr1*lБ/2=0; RBY=(Fa1*d1/2+Fr1*lБ/2)/lБ= 1622,066 H

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

Проверка: Y=0; RBY-Fr1-RAY= 0 H ; 1622,066 -1885-263,345= 0 H

б) строим 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*Б+Ft1*lБ/2+FM*lM=0; RAX=(2684*0,305/2+FM*lM)/lБ= 1703,355 H

SM1=0; -RBX*lБ-Ft1*lБ/2+Fоп1*(lБ+lM)=0;RBX=(-2684*0,305/2+Fоп1*(0,305+lоп1))/lБ=450,695H

Проверка: Y=0; RAX-Ft1-RAX+FM= 0 H

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

MY1= 0 H*м

MY2=-RAX*lБ/2= -1703,355*0,305/2=-259,762 H*м

MY3=-Fоп*lоп= -110,213 H*м

MY4= 0 H*м

Строим эпюру крутящих моментов MK=MZ=Ft1*d1/2=2684*0,088/2= 107,360 H*м

Определяем суммарные радиальные реакции :

RA=R2AX+R2AY =17032+2632 = 1723,592 H

RB=16222+4502 = 1683,515 H

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

M2=M2X2+M2Y2 =2602+402= 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 между 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=(2684*0,32/2-5180*0,138/2+2725* (0,077+0,138)-FZ*dоп1/2)/lT= 6997,4 H

M2=0; -RDY*lT-FZ*dоп1/2+Fr2*lT/2+FY*lОП+Fa2*d2/2=0;

RDY=(Fa2*d2/2+Fr2*lT/2+FY*lОП-FZ*dоп1/2)/lT=(2684*0,32/2-5180*0,138/2+2725* (0,077+0,138)-FZ*dоп1/2)/lT = 6157,7 H

Проверка: Y=0; RCY-FY-Fr2+RDY= 0 H ; 6997,4-2725-6157+1885= 0 H

Рис.1 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:

Mx1=FZ*dоп1/2=0*dоп1/2= 0,000 H*м

Mx2=FY*lОП+FZ*dоп1/2=2725* 0,077+0*dоп1/2= 290,228 H*м

Справа MX3=RDY*lT/2=6158* 0,138/2= 424,881 H*м

Слева Mx3=FY(lОП+lT/2)-RCY*lT/2+FZ*dоп1/2= 2725(0,077+lT/2)-7000*0,138/2+0*dоп1/2= -4,557 H*м

Mx4= 0 H*м

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=(-5180*0,077/2+1431*(0,077+0,138))/ 0,138= -54,101 H

M2=0; RDX*lT-Ft2*lT/2-FX*lОП=0; RВX=(Ft2*lT/2+FX*lОП)/lT=(5180*0,138/2+1431 *0,077)/ 0,138 = 3694,684 H

Проверка: Y=0; -RCX-Ft2+RDX+FX= 0 H ;-54,101 -5180+3694 +1431 = 0 H

б) строим 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=-1431 *(0,077+0,138/2)+54 * 0,138/2= -254,933 H*м

MY4= 0 H*м

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

Определяем суммарные радиальные реакции :

RC=R2CX+R2CY =542+69972 = 6997,609 H

RD=R2DX+R2DY =36942+61572 = 7181,083 H

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

M2=M2X2+M2Y2 =2902+1522 = 327,826 H*м

M3=M2X3+M2Y3 =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:

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=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 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) =0,5(25+23) = 24 мм. >0,25b2

Радиусы закруглений R = 6 мм.

Уклон= 7 °

Диаметр отверстий d0=(dв-2S0-dст)/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0,2Тт 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=32*828 = 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=0,5*14+10= 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) =10+12+8+(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=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 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=(0,45*1*1723,6+1,13*6007,6)*1,1*1 = 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=8320,38*3573*50,79*10000/106= 43763,37 Н.

Подшипник пригоден

Долговечность подшипника L10h=106*(Cr/RE)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 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=(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 Crp=RE*m573Lh/106=RE*m573*6,35*5000/106 = 21619,9933 Н.

Подшипник пригоден

Долговечность подшипника L10h=106*(Cr/RE)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 lр=l-b= 35 мм.

Определяем площадь смятая Асм=(0,94*h-t1)*lp=(0,94*8-5)*45 = 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=(0,94*12-7,5)*100 = 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=(0,94*10-6)*55 = 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=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 Wк 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=T1/2Wк 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= Fоп*lоп= Fоп*0,067= 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=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=Fвl3= 110213 H*мм.

осевой момент сопротивления W=d3/32=453/32= 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) =-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 Wк 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=T2/2Wк 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) =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= 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=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=Fвl3= 614 H*мм.

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

полярный момент Wp=2W= 53922,50 мм3

амплитуда и среднее напряжение цикла костыльных напряжений

v=m=max/2=T1/2Wp=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 Wк 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=T2/2Wк 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 Wк 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=T2/2Wк 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.

Jпр=d4f1/64*(0,375+0,625*da1/df1) =754/64*(0,375+0,625*70/75)= 719814,2752 мм4

Стрела прогиба f=l31* F2t1+F2r1/(48EJпр) =l31* 51802+38402/(48EJпр)= 1,37879E-07 мм.

Допускаемый прогиб [f]=(0,005...0,01)m= 0,05 0,1

Жесткость обеспечена, так как 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) =20+5,453*(1-0,876)/(15*0,67) = 74,3 ° С,

где tв – температура воздуха,

Р1 – мощность на быстроходном валу,

- КПД редуктора,

Kt – коэффициент теплоотдачи,

A – площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора.

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

21

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 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*uзп= 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 аw=(z2/q+1)*3/(z2[]2H/q))2 Т2*103*K= 198,9 мм.

Принимаем межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 аw= 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 =(aw/m)-0,5*(q+z2)= 0,000

Определяем фактическое межосевое расстояние аw=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 dw1=m*(q+2)= 80 мм.

Диаметр вершин витков dа1=d1+2m= 100 мм.

Диаметр впадин витков df1=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 dа2=d2+2m(1+)= 340 мм.

Диаметр впадин зубьев df2=d2-2m(1,2-)= 296 мм.

Наибольший диаметр колеса dam2 da2+6m/(z1+2)= 350 мм.

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

Принимаем b2= 63 мм.

Радиусы закругления зубьев:

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

Радиус закругления впадин зубьев Rf=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 Vs=uф*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 Ft2=2*Т2*103/d2= 5180,125 H

При V2

Тогда контактные напряжения зубьев H=340*Ft2*K/(d1*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 zv2=z2/cos3= 44,721

Выбираем по табл. 4.10. [1] коэффициент формы зуба YF2= 1,55

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

Условие FF] выполняется

Силы в зацеплении передачи.

Окружная:

Ft1=2T1*1000/d1= 2684,000 H

Ft2=2T2*1000/d2= 5180,125 H

Радиальная:

Fr1=Fr2=Ft2*tg= 1885,411 H

Осевая:

Fa1=Ft2= 5180,125 H

Fa2=Ft1= 2684,000 H

6. 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Т1*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Т1*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 uф=d2/(d1(1-))= 1,98

Проверяем отклонение u от заданного u: u=|uф-u| /u *100%= 1,00 %

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.

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 = 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 %

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

Z

X

Y

MY

(H*м)

MZ

(H*м)

lоп

LБ/2

LБ/2

Fa

Ft

Fr

A

B

RBX

FX1

2

RAX

4

3

RBY

1

RAY

MX

(H*м)

Рис.1 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:

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

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

Рис.1 Эпюра моментов на быстроходном валу

Z

Рис.2 Эпюра моментов на тихоходном валу

Y

X