Банк рефератов содержит более 364 тысяч рефератов, курсовых и дипломных работ, шпаргалок и докладов по различным дисциплинам: истории, психологии, экономике, менеджменту, философии, праву, экологии. А также изложения, сочинения по литературе, отчеты по практике, топики по английскому.
Полнотекстовый поиск
Всего работ:
364150
Теги названий
Разделы
Авиация и космонавтика (304)
Административное право (123)
Арбитражный процесс (23)
Архитектура (113)
Астрология (4)
Астрономия (4814)
Банковское дело (5227)
Безопасность жизнедеятельности (2616)
Биографии (3423)
Биология (4214)
Биология и химия (1518)
Биржевое дело (68)
Ботаника и сельское хоз-во (2836)
Бухгалтерский учет и аудит (8269)
Валютные отношения (50)
Ветеринария (50)
Военная кафедра (762)
ГДЗ (2)
География (5275)
Геодезия (30)
Геология (1222)
Геополитика (43)
Государство и право (20403)
Гражданское право и процесс (465)
Делопроизводство (19)
Деньги и кредит (108)
ЕГЭ (173)
Естествознание (96)
Журналистика (899)
ЗНО (54)
Зоология (34)
Издательское дело и полиграфия (476)
Инвестиции (106)
Иностранный язык (62792)
Информатика (3562)
Информатика, программирование (6444)
Исторические личности (2165)
История (21320)
История техники (766)
Кибернетика (64)
Коммуникации и связь (3145)
Компьютерные науки (60)
Косметология (17)
Краеведение и этнография (588)
Краткое содержание произведений (1000)
Криминалистика (106)
Криминология (48)
Криптология (3)
Кулинария (1167)
Культура и искусство (8485)
Культурология (537)
Литература : зарубежная (2044)
Литература и русский язык (11657)
Логика (532)
Логистика (21)
Маркетинг (7985)
Математика (3721)
Медицина, здоровье (10549)
Медицинские науки (88)
Международное публичное право (58)
Международное частное право (36)
Международные отношения (2257)
Менеджмент (12491)
Металлургия (91)
Москвоведение (797)
Музыка (1338)
Муниципальное право (24)
Налоги, налогообложение (214)
Наука и техника (1141)
Начертательная геометрия (3)
Оккультизм и уфология (8)
Остальные рефераты (21697)
Педагогика (7850)
Политология (3801)
Право (682)
Право, юриспруденция (2881)
Предпринимательство (475)
Прикладные науки (1)
Промышленность, производство (7100)
Психология (8694)
психология, педагогика (4121)
Радиоэлектроника (443)
Реклама (952)
Религия и мифология (2967)
Риторика (23)
Сексология (748)
Социология (4876)
Статистика (95)
Страхование (107)
Строительные науки (7)
Строительство (2004)
Схемотехника (15)
Таможенная система (663)
Теория государства и права (240)
Теория организации (39)
Теплотехника (25)
Технология (624)
Товароведение (16)
Транспорт (2652)
Трудовое право (136)
Туризм (90)
Уголовное право и процесс (406)
Управление (95)
Управленческие науки (24)
Физика (3463)
Физкультура и спорт (4482)
Философия (7216)
Финансовые науки (4592)
Финансы (5386)
Фотография (3)
Химия (2244)
Хозяйственное право (23)
Цифровые устройства (29)
Экологическое право (35)
Экология (4517)
Экономика (20645)
Экономико-математическое моделирование (666)
Экономическая география (119)
Экономическая теория (2573)
Этика (889)
Юриспруденция (288)
Языковедение (148)
Языкознание, филология (1140)

Реферат: Червячный редуктор

Название: Червячный редуктор
Раздел: Рефераты по технологии
Тип: реферат Добавлен 15:58:52 06 августа 2005 Похожие работы
Просмотров: 463 Комментариев: 2 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

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.


1. 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=,97*0,965*0,9552*0,995*0,99= 0,876

Определим требуемую мощность двигателя Рдв рм/= 5/0,876=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

Номинальн. частота

730 970 1455 2900

Диаметр вала

48 38 38 32

2. Определение передаточного числа привода и его ступеней.

Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины

nрм=60*1000 v/(D)= 60*1000 970/(38)=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= 8*2*2= 32

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

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

Определить фактическую частоту вращения приводного вала машины nф=nном/uф= 970/32= 30,3 об/мин.


3. Определение силовых и кинематических параметров привода.

Мощность двигателя Рдв = 5,708 кВт.

Мощность на быстроходном валу Рбдв*оп1*пс= 5,708*0,965*0,99= 5,453 кВт.

Мощность на тихоходном валу Рт=Pб*зп*пк= 5,453*0,97*0,955=5,263 кВт.

Мощность на валу рабочей машины Ррмт*оп2*пк= 5,263 *0,955*0,995 = 5,00 кВт.

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

Частота вращения быстроходного вала nб=nном/uоп1= 970/2=485,00 об/мин.

Частота вращения тихоходного вала nт=nб/uзп= 485/8=60,63 об/мин.

Частота вращения вала рабочей машины nрм=nт/uоп2= 60,63/2= 30,315 об/мин.

Угловая скорость вала электродвигателя ном=*nном/30=*970/30= 101,58 рад/с.

Угловая скорость быстроходного вала б=ном/uоп1=101,58/2= 50,79 рад/с.

Угловая скорость тихоходного вала т=п/uт=50,79/8= 6,35 рад/с.

Угловая скорость вала рабочей машины рм=т/uор2= 3,18 рад/с.

Вращающий момент на валу электродвигателя Тдвдв/ном= 7500/101,58 =56,19 Н*м.

Вращающий момент на быстроходном валу Тбб/б= 5,453/50,79= 107,36 Н*м.

Вращающий момент на тихоходном валу Тт=Pт/т= 5,263/6,35= 828,82 Н*м.

Вращающий момент на валу рабочей машины Трм=Pрм/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 Vs= 4,3*2*uзп*3Т2/103 = 4,3*6,35*8*3828,82/103 = 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: Lh=365**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=66,80E+07/2,91E+08 = 0,32

Коэффициент, учитывающий износ материала СV= 0,95

Определяем коэффициент долговечности КFL=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< uзп<14 выбираем число витков червяка z1= 4

определяем число зубьев червячного колеса z2=z1*uзп= 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 аw=(z2/q+1)*3/(z2[]2H/q))2Т2*103*K= =(32/8+1)*3/(32[]2H/8))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=(1,5...1,7)* 200/32 =10,00 мм.

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

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

Определяем фактическое межосевое расстояние аw=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 dw1=m*(q+2)=10*(8+2*0)= 80 мм.

Диаметр вершин витков dа1=d1+2m=80+2*10 = 100 мм.

Диаметр впадин витков df1=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 dа2=d2+2m(1+)= 320+2*10(1+0)= 340 мм.

Диаметр впадин зубьев df2=d2-2m(1,2-)= 320-2*10(1,2-0)=296 мм.

Наибольший диаметр колеса dam2 da2+6m/(z1+2)= 340+6*10/(4+2)=350 мм.

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

Принимаем b2= 63 мм.

Радиусы закругления зубьев:

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

Радиус закругления впадин зубьев Rf=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 Vs=uф*2*d1/(2cos(* 103) =32*6,35*38 /(2cos(* 103)= 2,272 м/с ,

где uф - 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 Ft2=2*Т2*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*Ft2*K/(d1*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 zv2=z2/cos3=320/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

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 % <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 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]CpCClCCdCv=2,579 * 0,9*0,97*1*1*1,2*1 = 2,70 КВт.

Определим окружную силу, передаваемую ремнем Ftном/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=A0=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:ии/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 []F1FL*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 % <4%

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: DЗАГDПРЕД и SЗАГSПРЕД

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 KHKHKHv/(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*40,2Тт 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=1,51= 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=3т=32*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*m573Lh/106=8320,38*3573*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*m573Lh/106=RE*m573*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=0,43в=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=0,43в= 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<[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=tв1*(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.


Формат

Зона

Поз.

Обозначение

Наименование


Примечание











Документация









А1




Сборочный чертёж












Сборочные единицы














Отдушина

1






Маслоуказатель

1












Детали










А1




Крышка корпуса

1






Корпус

1






Колесо зубчатое

2






Колесо зубчатое

1






Колесо зубчатое

2






Вал-шестерня

1






Вал

1






Вал

2






Крышка подшипника

1






Крышка подшипника

1






Крышка подшипника

4






Крышка подшип. узла

1






Пробка

1


























Изм.

Лист

докум.

Подп.

Дата

Разраб.

Фамилия



Редуктор

Литера

Лист

Листов

Пров.

Козлов В.А..




У


1

2





Группа

Н.контр




Утв.





Формат

Зона

Поз.

Обозначение

Наименование


Примечание












Подшипники







ГОСТ 8338 – 75:




20



7607

2



21



6306

4



22



7207

2






Шайба 52. 01. 05




23



ГОСТ 11872 – 80

1






Шпонки СТ СЭВ 189 – 75 :




24



8 7 20

2



25



16 10 72

2



26



8 7 36

1



27



12 8 56

1






Штифты ГОСТ 12207 – 79




28



7031 – 0718

3



29



7031 – 0724

6






Кольцо Б40




30



ГОСТ 13942 – 68

1






Кольцо Б110




31



ГОСТ 13942 – 68

1






Кольцо Б80




32



ГОСТ 13943 – 68

1






Кольцо Б100




33



ГОСТ 13943 – 68

5






Манжеты ГОСТ 8752 – 79




34



1 – 30 50 – 3

1



35



1 – 48 70 – 3

1




























Редуктор

Листов






2

Изм.

Лист

докум.

Подп

Дата


Формат

Зона

Поз.

Обозначение

Наименование


Примечание











Документация









А1




Сборочный чертёж













Сборочные единицы








А1

1



Редуктор

1



2



Двигатель

1



3



Рама

1






Муфта ВП125-30-1-УЗ




4



ГОСТ 21424-75

1













Детали










5



Звездочка

1



6



Звездочка ведомая

1












Стандартные изделия










7



Цепь ПР-31,75-8900

1






ГОСТ 13568-81







Болты ГОСТ 7808 – 70




8



М10 30. 56. 05

4



9



М12 30. 56. 05

6
































Изм.

Лист

докум.

Подп.

Дата

Разраб.

Фамилия



Привод

Литера

Лист

Листов

Пров.

Козлов В.А.




У


1

2





Группа

Н.контр




Утв.





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 рм/= 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 Рбдв*оп1*пс= 5,453 кВт.

Мощность на тихоходном валу Рт=Pб*зп*пк= 5,263 кВт.

Мощность на валу рабочей машины Ррмт*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 Тдвдв/ном= 56,19 Н*м.

Вращающий момент на быстроходном валу Тбб/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*3Т2/103= 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**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<3м/с принимаем коэффициент нагрузки К= 1

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 % <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 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]CpCClCCdCv= 2,70 КВт.

Определим окружную силу, передаваемую ремнем Ftном/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=A0= 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:ии/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 []F1FL*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 []F1FL*H0= 175,1 Н/мм2.

Так как НВ1ср-НВ2ср=20...50, то дальнейший расчёт ведём по меньшему значению []H= 377,545 Н/мм2.

Расчёт введем по меньшему значению []F.

Принимаем []F= 175,1 Н/мм2.

Проектный расчет.

Вращающий момент на шестерне Т1= 828,82 Н*м.

Вращающий момент на колесе Т2= 1572,33 Н*м.

Передаточное число ступени u= 2,0

Вспомогательный коэффициент Ка= 49,5

Коэффициент ширины венца a=b2/aw= 0,25

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

Определяем межосевое расстояние аw=Ka(u+1)3 Т2*103*КH/(au2[]2H)= 330,57 мм.

Принимаем по ГОСТ 6636-69 аw= 315 мм.

Вспомогательный коэффициент Кm= 6,8 мм.

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

Ширина венца колеса b2=aaw= 78,75 мм.

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

Определяем модуль зацепления m=2КmT2*103/(d2b2[]F)= 3,635 мм.

Принимаем модуль зацепления m= 3,5 мм.

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса z=z1+z2=2aw/m= 180

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

Определяем число зубьев колеса z2=z-z1= 120

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

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

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

Определяем основные геометрические параметры колеса:

делительный диаметр d2=mz= 420,0 мм.

диаметр вершин зубьев da2=d2+2m= 427,0 мм.

диаметр впадин зубьев da2=d2-2,4m= 411,6 мм.

ширина венца b2=aaw= 78,75 мм.

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

Определяем основные геометрические параметры шестерни:

делительный диаметр d1=mz1= 210,0 мм.

диаметр вершин зубьев da1=d1+2m= 217,0 мм.

диаметр впадин зубьев da1=d1-2,4m= 201,6 мм.

ширина венца b1=b2+(2...4)= 83 мм.

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


Проверочные расчеты.

Проверяем межосевое расстояние а=(d1+d2)/2= 315 мм.

12. Проверить пригодность заготовок колёс.

Условие пригодности заготовок колёс: DЗАГDПРЕД и SЗАГSПРЕД

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 KHKHKHv/(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*40,2Тт 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=1,51= 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=3т= 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*m573Lh/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*m573Lh/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=0,43в= 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=0,43в= 387 H/мм2.

Предал выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

-1=0,58-1= 224,46 H/мм2.

Сечение А-А.

Это сечение под элементом открытой передачи рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Диаметр выходного конца вала d= 60 мм.

Для этого находим:

среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=d3/16-bt1(d-t1)2/2d= 40078,70 мм3

амплитуда отнулевого цикла v=m=max/2=T2/2Wк нетто= 10,34 H/мм2.

принимаем по табл. 8.5. , 8.8 , эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений k= 1,9

интерполируя, масштабный фактор для касательных напряжений = 0,675

коэффициент = 0,1

коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности = 0,95

Коэффициент запаса прочности s=-1/(k*v /(*)+*m)= 7,087

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям .

Для этого находим:

момент консольной нагрузки М= Fоп*lоп= 848571 H*мм.

среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=d3/32-bt1(d-t1)2/2d= 18872,95 мм3.

амплитуда отнулевого цикла v=m=max/2=T2/2Wк нетто= 43,92 H/мм2.

принимаем по табл. 8.5. , 8.8, эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений k= 1,9

интерполируя, масштабный фактор для нормальных напряжений = 0,79

коэффициент = 0,2

коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности = 0,95

Коэффициент запаса прочности s=-1/(k*v /(*)+*m)= 3,226

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

s=s*s*/s2+s2= 2,936

Сечение Б-Б.

Это сечение под подшипником. Концентрация напряжений вызывает посадка подшипника с гарантированным натягом.

Диаметр вала под подшипник d= 65 мм.

Отношение D/d= 1,15

Выбираем радиус галтели r= 1,50 мм.

Отношение r/d= 0,02

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Для этого находим:

Изгибающий момент M=Fвl3= 614 H*мм.

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

полярный момент Wp=2W= 53922,50 мм3

амплитуда и среднее напряжение цикла костыльных напряжений

v=m=max/2=T1/2Wp= 7,69 H/мм2.

принимаем по табл. 8.5. , 8.8 , эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений k= 1,67

масштабный фактор для касательных напряжений = 0,6625

коэффициент = 0,1

коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности = 0,95

Коэффициент запаса прочности s=-1/(k*v /(*)+*m)= 10,601

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям .

Для этого находим:

амплитуда нормальных напряжений v=m=max/2=М/2W= 0,01 H/мм2.

принимаем по табл. 8.5. , 8.8, эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений k= 2,68

масштабный фактор для касательных напряжений = 0,775

коэффициент = 0,2

коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности = 0,95

Коэффициент запаса прочности s=-1/(k*v /(*)+*m)= 10077,947

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б

s=s*s*/s2+s2= 10,601

Сечение В-В.

Это сечение под зубчатым колесом. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Для этого находим:

Диаметр выходного конца вала d= 75 мм.

среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=d3/16-bt1(d-t1)2/2d= 78278,71 мм3

амплитуда отнулевого цикла v=m=max/2=T2/2Wк нетто= 5,29 H/мм2.

принимаем по табл. 8.5. , 8.8 , эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений k= 1,9

интерполируя, масштабный фактор для касательных напряжений = 0,64

коэффициент = 0,1

коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности = 0,95

Коэффициент запаса прочности s=-1/(k*v /(*)+*m)= 13,157

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям .

Для этого находим:

Суммарный изгибающий момент берем из эпюр M= 495494 H*мм.

среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=d3/32-bt1(d-t1)2/2d= 36861,23 мм3.

амплитуда отнулевого цикла v=m=max/2=T2/2Wк нетто= 22,48 H/мм2.

принимаем по табл. 8.5. , 8.8, эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений k= 1,9

интерполируя, масштабный фактор для нормальных напряжений = 0,75

коэффициент = 0,2

коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности = 0,95

Коэффициент запаса прочности s=-1/(k*v /(*)+*m)= 6,005

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В-В

s=s*s*/s2+s2= 5,463


Расчет на жесткость вала червяка.

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

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

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

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

Жесткость обеспечена, так как f<[f].


Тепловой расчет редуктора.

Температура воздуха tв= 20 ° С

Коэффициент теплопередачи Кt= 15 Вт/(м2*град)

Определяем по табл. 11.6 [1] площадь поверхности охлаждения в зависимости от межосевого расстояния А= 0,67 мм2


Температура масла без искусственного охлаждения при непрерывной работе tм=tв1*(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


Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений21:33:31 18 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
14:14:26 24 ноября 2015

Работы, похожие на Реферат: Червячный редуктор

Назад
Меню
Главная
Рефераты
Благодарности
Опрос
Станете ли вы заказывать работу за деньги, если не найдете ее в Интернете?

Да, в любом случае.
Да, но только в случае крайней необходимости.
Возможно, в зависимости от цены.
Нет, напишу его сам.
Нет, забью.



Результаты(149904)
Комментарии (1829)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru