Червячный редуктор

Исходныеданные

Мощностьна выходномвалу P= 5 кВт

Частотавращения валарабочей машиныn= 30 об/мин

Срокслужбы приводаL_г =2 лет.

Допускаемоеотклонениескорости =4 %

Продолжительностьсмены t_с=8 часов.

Количествосмен L_С=2

ВЫБОРЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.

КИНЕМАТИЧЕСКИЙРАСЧЁТ ПРИВОДА.

1.Определениемощности ичастоты вращениядвигателя.

Мощностьна валу рабочеймашины Р_рм=5,0 кВт.

Определимобщий КПД привода:=_зп*_оп*_м*²_пк*_пс

Потабл. 2.2 [1] принимаемследующиезначения КПДмеханическихпередач.

КПД закрытой передачи_зп=0,97

КПДпервой открытойпередачи _оп1=0,965

КПДвторой открытойпередачи _оп2=0,955

КПДмуфты _м=0,98

КПДподшипниковкачения _пк=0,995

КПДподшипниковскольжения_пс=0,99

определимобщий КПД привода=_з*_оп1*_пк²_*_оп2*_пс=,97_*0,965_*0,955²_*0,995_*0,99=0,876

Определимтребуемуюмощность двигателяР_дв=Р_рм/=5/0,876=5,708кВт.

Выбираемпо табл. К9 [1] номинальнуюмощность двигателяР_ном= 7,5 кВт.

Выбираемэлектродвигательс синхроннойчастотой вращения 750, 1000, 1500, 3000

2.Определениепередаточногочисла приводаи его ступеней.

Определимчастоту вращенияприводноговала рабочеймашины

n_рм=60_*1000v/(D)=60_*1000970/(38)=30,0об/мин.

Передаточноечисло приводаu=n_ном/n_рм=24,3332,33 48,50 96,67

Принимаемпределы передаточныхчисел закрытойпередачи u_зп:6,360,0

Принимаемпределы передаточныхчисел первойоткрытой передачиu_оп1:2,05,0

Принимаемпределы передаточныхчисел второйоткрытой передачиu_оп2:27,1

Допустимыепределы приводаu_i:25,2 2130

Исходяиз пределовпередаточныхчисел привода,выбираем типдвигателя:4AM132M6УЗ

сноминальнойчастотой вращенияn_ном=970 мин^-1идиаметром валаd_ДВ=38 мм.

Передаточноечисло приводаu= 32,33

Задаемсяпередаточнымчислом редуктораu_зп=8

Задаемсяпередаточнымчислом первойоткрытой передачиu_оп1=2

Задаемсяпередаточнымчислом второйоткрытой передачиu_оп2=2

Фактическоепередаточноечисло приводаu_ф=u_зп*u_оп1*uоп2=8*2_*2=32

Определиммаксимальноедопускаемоеотклонениечастоты вращенияприводноговала рабочеймашины n_рм=n_рм/100=30*4/100=1,2 об/мин.

Определимдопускаемуючастоту вращенияприводноговала рабочеймашины с учётомотклонения[n_рм]=n_рм±n_рм=30±1,2=28,831,2(об/мин.)

Определитьфактическуючастоту вращенияприводноговала машиныn_ф=n_ном/u_ф=970/32=30,3 об/мин.

3.Определениесиловых икинематическихпараметровпривода.

Мощностьдвигателя Р_дв= 5,708 кВт.

Мощностьна быстроходномвалу Р_б=Р_дв*_оп1*_пс=5,708*0,965*0,99=5,453 кВт.

Мощностьна тихоходномвалу Р_т=P_б*_зп*_пк=5,453_*0,97_*0,955=5,263 кВт.

Мощностьна валу рабочеймашины Р_рм=Р_т*_оп2*_пк=5,263 *0,955*0,995= 5,00 кВт.

Частотавращения валаэлектродвигателя n_ном=970,00 об/мин.

Частотавращениябыстроходноговала n_б=n_ном/u_оп1=970/2=485,00об/мин.

Частотавращения тихоходноговала n_т=n_б/u_зп=485/8=60,63об/мин.

Частотавращения валарабочей машины n_рм=n_т/u_оп2=60,63/2=30,315 об/мин.

Угловаяскорость валаэлектродвигателя _ном=_*n_ном/30=_*970/30=101,58 рад/с.

Угловаяскоростьбыстроходноговала _б=_ном/u_оп1=101,58/2=50,79 рад/с.

Угловаяскорость тихоходноговала _т=_п/u_т=50,79/8=6,35 рад/с.

Угловаяскорость валарабочей машины_рм=_т/u_ор2=3,18 рад/с.

Вращающиймомент на валуэлектродвигателяТ_дв=Р_дв/_ном=7500/101,58=56,19 Н_*м.

Вращающиймомент набыстроходномвалу Т_б=Р_б/_б=5,453/50,79=107,36 Н_*м.

Вращающиймомент на тихоходномвалу Т_т=P_т/_т=5,263/6,35=828,82 Н_*м.

Вращающиймомент на валурабочей машины Т_рм=P_рм/_рм=5000/3,18= 1572,33 Н_*м.

ПРОЕКТНЫЙРАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙПЕРЕДАЧИ.

1.Выборматериала

Выборматериала длячервяка.

Длячервяка выбираемматериал потабл. 3.2 [1] сталь40Х

Термообработка- улучшение

Интервалтвёрдости 260- 280 НВ

Средняятвёрдость: 270НВ

Пределпрочности прирастяжении_В=900 Н/мм²

Пределпрочности прирастяжении_Т=750 Н/мм²

Длячервяка прискорость скольженияV_s=4,3_*_2*u_зп*³Т₂/10³=4,3_*6,35_*8_*³828,82/10³=2,052 м/с

потабл.. 3.5 [1] принимаем бронзу БрА10Ж4Н4

Пределпрочности прирастяжении_В=650 Н/мм²

Пределпрочности прирастяжении_Т=460 Н/мм²

Срокслужбы привода:L_h=365_*Lг_*tc_*Lcи из полученногорезультатавычитаем 25% напростои. L_h=10000

Числоциклов переменынапряженийза наработкуN=573_*_*L_h=2,91E+08

Числоциклов переменынапряженийсоответствующиепределу выносливостирассчитываемпо табл. 3.3. [1] N_H0=6,80E+07

ОпределяемкоэффициентдолговечностиК_HL=⁶N_H0/N=⁶6,80E+07/2,91E+08= 0,32

Коэффициент,учитывающийизнос материалаС_V= 0,95

ОпределяемкоэффициентдолговечностиК_FL=⁹10⁶/N=⁹10⁶/2,91E+08=0,54,

Потабл. 3.5 [1] принимаем2-ю группу материалов.

Дляматериалачервячногоколеса по табл.,3.6 определяем:

Допускаемыеконтактныенапряжения–

Значение[]_Hуменьшаем на15% так как червякрасположенвне маслянойванны.

при2]H=250-25*Vs=250-25*2=168,895 Н/мм²

Допускаемыеизгибные напряжения–

при2]F=KFL*0,16sв=56,160 Н/мм²

2.Проектныйрасчет передачи.

Вращающиймомент на червякеТ₁=107,36 Н_*м

Вращающиймомент на колесеТ₂=828,82 Н_*м

Передаточноечисло передачиu= 8,00

При6зп1=4

определяемчисло зубьевчервячногоколеса z₂=z₁*u_зп=4*8=32

Определяемкоэффициентдиаметра червякаq=(0,212...0,25) z₂=6,784 8 мм.

Принимаемкоэффициентдиаметра червяка по ГОСТ 19672-74 q= 8,0

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

Принимаеммежосевоерасстояниепо ГОСТ 2185-66 а_w=200 мм.

Определяеммодуль зацепленияm=(1,5...1,7)_*a_/z₂=(1,5...1,7)_*200/32 =10,00 мм.

Принимаеммодуль зацепленияпо ГОСТ 9563-60 m= 10 мм.

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

Определяемфактическоемежосевоерасстояниеа_w=0,5_*m_*(q+z₂+2)=0,5_*10_*(8+32+2*0)=200 мм.

3.Определяемосновныегеометрическиепараметрыпередачи

длячервяка:

Делительныйдиаметр d₁=q_*m=8_*10=80мм.

Начальныйдиаметрd_w1=m_*(q+2)=10_*(8+2*0)=80 мм.

Диаметрвершин витковd_а1=d₁+2m=80+2*10= 100 мм.

Диаметрвпадин витковd_f1=d₁-2,4_*m=80-2,4*10=56 мм.

Делительныйугол подъёмалинии витков=arctn(z₁/q)=arctn(4/8)=26,56505 °

При0КоэффициентC= 0,00

длинанарезной частичервякаb₁=(10+5,5_*+z₁)+C=(10+5,5_*+4)+0= 140,00 мм.

длячервячногоколеса:

Делительныйдиаметр d₂=mz2=10*32=320 мм.

Диаметрвершин зубьевd_а2=d₂+2m(1+)=320+2*10(1+0)=340 мм.

Диаметрвпадин зубьевd_f2=d₂-2m(1,2-)=320-2*10(1,2-0)=296мм.

Наибольшийдиаметр колесаd_am2d_a2+6m/(z₁+2)=340+6*10/(4+2)=350мм.

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

Принимаем b₂=63 мм.

Радиусызакруглениязубьев:

Радиусзакруглениявершин зубьевR_a=0,5d₁-m=0,5*80-10= 30 мм.

Радиусзакруглениявпадин зубьевR_f=0,5d₁+1,2_*m=0,5*80+1,2_*10=52 мм.

Условныйугол обхватачервяка венцомколеса 2:

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

Тогда2=83,09 °

4.Проверочныйрасчет.

4.1.Угол тренияопределяемв зависимостиот фактическойскорости скольженияV_s=u_ф*_2*d₁/(2cos(_*10³)=32*6,35*38/(2cos(_*10³)=2,272 м/с ,

гдеu_ф- фактическоепередаточноечисло привода,

₂–угловая скоростьтихоходноговала,

d₁–делительныйдиаметр длячервяка,

–делительныйугол подъемалинии витковчервяка.

Принимаемпо табл.4.9. [1] уголтрения =2,5 °

ОпределяемКПД червячнойпередачиh=tg(g)/tg(g-j)= 0,90

окружнаяскорость колесаV₂=_2*d₂/(2_*10³)=,_*320/(2_*10³)= 1,016 м/с

4.2.Проверяемконтактныенапряжениязубьев

Окружнаясила на колесеF_t2=2_*Т_2*10³/d₂=2_*828,82_*10³/320=5180,125 H,

гдеТ₂ –вращающиймомент на червячномколесе,

d₂–делительныйдиаметр длячервячногоколеса.

ПриV2

Тогдаконтактныенапряжениязубьев _H=340_*F_t2*K/(d_1*d₂)=340_*5180,125_*1/(80*320)= 152,943Н/мм²,отклонение отдопускаемойсоставляет9,44 %.

Условие _H]_H выполняется

4.3.Проверяем напряженияизгиба зубьев.

Эквивалентноечисло зубьевколеса z_v2=z₂/cos³=320/cos³=44,721

Выбираемпо табл. 4.10. [1] коэффициентформы зуба Y_F2=1,55

Тогда напряженияизгиба зубьев_F=8,921 Н/мм²

Условие _F_F]выполняется

4.4Силы в зацеплениипередачи.

Окружная:

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

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

Радиальная:

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

Осевая:

F_a1=F_t2=5180,125 H

F_a2=F_t1=2684,000 H

ПРОЕКТНЫЙРАСЧЁТ ВАЛОВ

1.Выбор материала

Принимаемдля обоих валовсталь 40Х

Термообработка- улучшение

Механическиехарактеристикиматериалапринимаем потабл. 3.2. [1]:

Твёрдостьзаготовки- 270НВ.

Пределна растяжение_B=900 Н/мм²

Пределтекучести _Т=750 Н/мм²

2.Выбор допускаемыхнапряженийна кручение.

Таккак расчётвалов выполняемкак при чистомкручении , т.е.не учитываемнапряженийизгиба, тодопускаемыенапряженияна кручениепринимаемзаниженными:

Длябыстроходноговала [_k]=10 Н/мм²

Длятихоходноговала [_k]=20 Н/мм²

3.Определениягеометрическихпараметровступеней валов.

Быстроходныйвал :

диаметрконсольногоучастка валаd₁=³Т_1*10³/(0,2_*[]_к)=³107,36_*10³/(0,2_*10)=37,72 мм,

где []_к - допускаемоенапряжениена кручениедля быстроходноговала.

Принимаемd₁=38 мм.

длинаконсольногоучастка валаl₁=1,2_*d₁=1,2_*37,72= 45,60 мм.

Принимаемпо ряду Ra40 l₁=45 мм.

Принимаемвысоту буртика t= 2,5 мм.

диаметрпод уплотнениекрышки и подшипникd₂=d₁+2t=38+2*2,5= 43,00 мм.

Принимаемпо ряду Ra40 d₂=45 мм.

Длинавала под уплотнениекрышки и подшипник l₂=1,5d₂=1,5*43=67,5мм.

Принимаемпо ряду Ra40 l₂=67 мм.

Принимаемкоординатыфаски подшипникаr= 3 мм.

диаметрпод червякd₃=d₂+3,2r=45+3,2*3=54,60 мм.

Принимаемпо ряду Ra40 d₃=56 мм.

длина валапод червякпринимаетсяграфически l₃=280мм.

диаметрпод подшипникd₄=d₂=45 мм.

длина валапод подшипник l₄=25 мм.

Тихоходныйвал:

диаметрконсольногоучастка валаd₁=³Т_1*10³/(0,2_*[]_к)=³107,36_*10³/(0,2_*20)=59,17 мм,

где[]_к- допускаемоенапряжениена кручениедлятихоходноговала.

Принимаемпо ряду Ra40 d₁=60 мм.

длинаконсольногоучастка валаl₁=1,2_*d₁=1,2_*60=72,00 мм.

Принимаемпо ряду Ra40 l₁=71 мм.

Принимаемвысоту буртика t= 3 мм.

диаметрпод уплотнениекрышки и подшипникd₂=d₁+2t=60+2*3= 65,17 мм.

Принимаемпо ряду Ra40 d₂=65 мм.

длина валапод уплотнениекрышки и подшипник l₂=1,25d₂=1,25*65,17=81,25 мм.

Принимаемпо ряду Ra40 l₂=80 мм.

Принимаемкоординатыфаски подшипникаr= 3,5 мм.

диаметрпод червячноеколесо d₃=d₂+3,2r=65+3,2*3=76,20мм.

Принимаемпо ряду Ra40 d₃=75 мм.

длина валапод червячноеколесо принимаетсяграфически l₃=120 мм.

диаметрпод подшипникd₄=d₂=65 мм.

длинавала под подшипник l₄=18 мм.

РАСЧЕТПЛОСКОРЕМЕННОЙПЕРЕДАЧИ.

1.Проектныйрасчет.

Задаемсярасчетнымдиаметромведущего шкиваd₁=6³Т₁=6 ³107,36=229,811мм.

Принимаемиз стандартногоряда расчетныйдиаметр ведущегошкива d₁=224 мм.

Принимаемкоэффициентскольжения=0,01

Передаточноечисло передачиu= 2,00

Определяемдиаметр ведомогошкива d₂=ud₁(1-)=2*229,811(1-0,01)=443,52 мм.

ПоГОСТу из табл.К40 [1] принимаемдиаметр ведомогошкива d₂=450,00 мм.

Определяемфактическоепередаточноечисло u_ф=d₂/(d₁(1-))=450/(224(1-0,01))=1,98

Проверяемотклонение_uот заданногоu: _u=|u_ф-u|/u _*100%=|1,98-2|/2_*100%=1,00 %

Определяемориентировочноемежосевоерасстояниеа=2(d₁+d₂)=2(230+443)=1350,00 мм.

Определяемрасчетную длинуремня l=2a+(d₂+d₁)/2+(d₂-d₁)²/(4a)=2*1350+(450+230)/2+(450-230)²/(4*1350)= 3768,18 мм.

Базоваядлина ремняl= 4000,00 мм.

Уточняемзначение межосевоерасстояниепо стандартнойдлине

а={2l-(d₂+d₁)+[2l-(d₂+d₁)]²-8(d₂-d₁)²}/8={2l-(450+230)+[2*3768-(450+230)]²-8(450-230)²}/8=1461,93 мм. 170,00

Определяемугол обхватаремнем ведущегошкива ₁=180°-57°*(d₂-d₁)/a=171,19 ° >150°

Определяемскорость ремняv=d₁n₁/(60_*10³)= *230*485/(60_*10³)= 11,67 м/с.

Определяемчастоту пробеговремня U=v/l= 12/3768= 2,918 c^-1 -1

Определяемдопускаемуюмощность,передаваемую ремнем.

Поправочныекоэффициенты:

коэффициентдлительностиработы C_p=0,90

коэффициентугла обхватаC_=0,97

коэффициентвлияния отношениярасчетнойдлинны к базовойC_l=1,00

коэффициентугла наклоналинии центровшкивов к горизонтуC_=1,00

коэффициентвлияния диаметраменьшего шкиваC_d=1,20

коэффициентвлияния натяженияот центробежнойсилы C_v=1,00

Допускаемаяприведеннаямощность выбираемпо табл. 5.5. [1] [P₀]=2,579 КВт.

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

Определимокружную силу,передаваемуюремнем F_t=Р_ном/v=7,5/11,67= 642,67 H.

Потабл. 5.1. [1] интерполируя,принимаемтолщину ремня=5,55 мм.

Определимширину ремняb= F_t/=642,67/4=116 мм.

Постандартномуряду принимаемb= 100 мм.

Постандартномуряду принимаемширину шкиваB= 112 мм.

Определимплощадь поперечногосечения ремняА=b=100*4=555 мм².

Потабл. 5.1. [1] интерполируяпринимаем предварительноенапряжение_=2 H/мм².

Определимсилу предварительногонатяжения ремняF₀=A₀=555*2=1110 Н.

Определяемсилы натяженияветвей :

F₁=F₀+F_t/2=1110+643/2=1431,34 H.

Определимсилу давленияремня на валF_оп=2F₀sin(₁/2)=2*1110*sin(20/2)=2213,44 Н,

где₁– угол обхватаремнем ведущегошкива.

2.Проверочныйрасчет.

Проверяемпрочность ремня по максимальнымнапряжениямв сечении ведущейветви:

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

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

гдемодуль продольнойупругости Е_и=90,00 Н/мм².

Находимнапряжениеот центробежныхсил:_v=v²_*10^-6=_*11,67²_*10^-6=0,15 Н/мм²,

гдеплотностьматериаларемня=1100,00 кг/м³.

Допускаемоенапряжениерастяжения:[]_р=8,00 Н/мм²,

Прочностьодного ремняпо максимальнымнапряжениям

_max=₁+_и+_v=5,58++0,15=4,96Н/мм². ]_р,

где ₁–напряжениерастяжения.

РАСЧЕТОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ

ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙПЕРЕДАЧИ.

1.Выбор материала.

1.1. Дляшестерни.

Выбираемматериал сталь45

Термообработка:нормализация

Твёрдость:170 217 HB

Принимаемтвёрдость 193,5HB

_В=600 Н/мм².

_Т=340 Н/мм².

1.2. Дляколеса.

Выбираемматериал сталь45

Термообработка:нормализация

Твёрдость:170 217 НВ

Принимаемтвёрдость 193,5НВ

_В=600 Н/мм².

_Т=340 Н/мм².

2. Срокслужбы привода.

Срокслужбы приводаL_h=10000 часов.

Числозацепленийзуба за 1 оборотс= 1

Числоциклов переменынапряженийза наработкудля шестерниN=60_*c_*n_*L_h=60_*1_*485*10000= 291026700

Числоциклов переменынапряженийза наработкудля колесаN=60_*c_*n_*L_h=60_*1_*485*10000=36385500

Числоциклов переменынапряженийпринимаем потабл. 3.3. [1] N_H0=16500000

3.Расчет допустимыхконтактныхи изгибныхнапряжений.

3.1. Дляшестерни.

ОпределяемкоэффициентдолговечностиК_HL=⁶N_H0/N=⁶16500000/36385500 = 1

ОпределяемкоэффициентдолговечностиК_FL=⁶4_*10⁶/N=⁶4_*10⁶/36385500 = 1

Принимаемкоэффициентбезопасности[S]_H=1,1

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

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

Пределвыносливостизубьев по напряжениямизгиба выбираем_F0=199,305 Н/мм².

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

3.2. Дляколеса.

ОпределяемкоэффициентдолговечностиК_HL=⁶N_H0/N=⁶16500000/36385500 = 1

ОпределяемкоэффициентдолговечностиК_FL=⁶4_*10⁶/N=⁶4_*10⁶/36385500= 1

Принимаемкоэффициентбезопасности[S]_H=1,1

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

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

Пределвыносливостизубьев по напряжениямизгиба выбираем_F0=175,1 Н/мм².

Допускаемыеизгибные напряжения[]_F1=1_*175,1=175,1 Н/мм².

Таккак НВ1ср-НВ2ср=20...50,то дальнейшийрасчёт ведёмпо меньшемузначению []H=377,545 Н/мм².

Расчётвведем по меньшемузначению []_F.

Принимаем[]F=175,1 Н/мм².

Проектныйрасчет.

Вращающиймомент на шестернеТ₁=828,82 Н_*м.

Вращающиймомент на колесеТ₂=1572,33 Н_*м.

Передаточноечисло ступениu= 2,0

ВспомогательныйкоэффициентК_а=49,5

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

Коэффициентнеравномерностинагрузки подлине зуба, Дляприрабатывающихсязубьев К_H=1

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

Принимаемпо ГОСТ 6636-69 а_w=315 мм.

ВспомогательныйкоэффициентК_m=6,8 мм.

Делительныйдиаметр колесаd₂=2*315*2/(2+1)=420,0 мм.

Ширинавенца колесаb₂=0,25_*315=78,75 мм.

Принимаемиз ряда Ra40 ширинувенца колесаb₂=80 мм.

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

Принимаеммодуль зацепленияm= 3,5 мм.

Определяемсуммарное числозубьев шестернии колеса z_=z₁+z₂=2a_w/m= 60+120=2*315/3,5= 180

Определяемчисло зубьевшестерни z₁=z_/(1+u)=180/(1+2)=60

Определяемчисло зубьевколеса z₂=z_-z₁=180-60=120

Фактическоепередаточноечисло u_ф=z₂/z₁=120/60=2,000

Отклонениеот заданногоu=(|u_ф-u|/u)_*100=0,00 %

Определяемфактическоемежосевоерасстояниеа_w=(z₁+z₂)m/2=(60+120)3,5/2=315 мм.

Определяемосновныегеометрическиепараметрыколеса:

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

диаметрвершин зубьевd_a2=d₂+2m=420+2*3,5= 427,0 мм.

диаметрвпадин зубьевd_a2=d₂-2,4m=420-2,4*3,5= 411,6 мм.

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

Принимаемиз ряда Ra40 ширинувенца колесаb₂=80 мм.

Определяемосновныегеометрическиепараметрышестерни:

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

диаметрвершин зубьевd_a1=d₁+2m=210+2*3,5=217,0 мм.

диаметрвпадин зубьевd_a1=d₁-2,4m=210-2,4*3,5= 201,6 мм.

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

Принимаемиз ряда Ra40 ширинувенца шестерниb₁=85 мм.

3.3Проверочныерасчеты.

Проверяеммежосевоерасстояниеа_=(d₁+d₂)/2=(210+420)/2=315 мм.

Проверитьпригодностьзаготовокколёс.

Условиепригодностизаготовокколёс: D_ЗАГD_ПРЕДи S_ЗАГS_ПРЕД

Диаметрзаготовкишестерни D_ЗАГ=d_a1+6=217+6=223,00 мм.

Размерзаготовкиколеса закрытойпередачиSЗАГ=b2+4=437+4= 431,00 мм.

Прине выполнениинеравенстваизменить материалколёс или видтермическойобработки.

Проверяемконтактныенапряжения_H[1].

ВспомогательныйкоэффициентК = 310

Окружнаясила в зацепленииF_t=2T₂10³/d₂=2*829*1572*210*10³/d₂=7487,286 Н.

Определяемокружную скоростьv=₂d₂/(2_*10³)=420/(2_*10³)=1,33 м/с,

где₂–угловая скоростьтихоходноговала,

d₂–делительныйдиаметр зубчатогоколеса.

Выбираемпо табл. 4.2. [1] степеньточности передачиравную 9

Коэффициент,учитывающийраспределениенагрузки междузубьями колёсК_H= 1

Принимаемпо табл. 4.3. [1] К_Hv=1,05

Тогда_H=(K/a_w)T₂(u_ф+1)³K_HK_HK_Hv/(u²b₂)=(310/315)829(32+1)³1*1*1,05/(u²b₂)=367,30 377,545

Условиепрочностивыполняется.Недогруз передачив пределахдопустимойнормы 2,71%

Проверканапряженийизгиба зубьев.

Коэффициент,учитывающийраспределениенагрузки междузубьями колёсК_F= 1

Коэффициентдинамическойнагрузки, потабл. 4.3. [1] принимаемК_Fv=1,13

Коэффициентыформы зуба.Определяютсяпо табл. 4.7. [1] взависимостиот эквивалентногочисла зубьев.

Дляпрямозубыхколёс:

шестерниz_v1=z₁=60,00

колесаz_v2=z₂=120,00

Коэффициентформы зубашестерни Y_F1=3,62

Коэффициентформы зубаколеса Y_F2=3,6

Коэффициентнаклона зубаY_=1,00

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

Условиепрочностивыполняется:_F[]_F.Недогруз составляет37,88 %

Определимсилы в зацеплении.

Окружная:

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

Радиальныеи осевые:

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

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

ОПРЕДЕЛЕНИЕРЕАКЦИЙ В ОПОРАХПОДШИПНИКОВ.

1.Силы в зацеплениипередачи изпроектногорасчета передачи.

Окружная:

F_t1=2684,000 H

F_t2=5180,125 H

Радиальная:

F_r1=F_r2=1885,411 H

Осевая:

F_a1=F_t2=5180,125 H

F_a2=F_t1=2684,000 H

Усилиеот открытойпередачи:

Набыстроходномвалу F_оп1=1431,340 H

Натихоходномвалу F_оп2=7967,803 H

Fx1=Fоп*Cosq= 1431,340 H

Fx2=Ft=7487,286 H

Fy1=Fоп*Sinq=0,000 H

Fy2=Fr=2725,149

Fz1= 0,000H

Fz2=Fa=0,000 H

Быстроходныйвал:

Изпроектногорасчета передачии из эскизнойкомпоновкиопределяем:

Делительныйдиаметр червякаd₁=0,088 м

расстояниемежду опорамиl_b=0,305 м

расстояниемежду точкамиприложенияконсольнойсилы и смежнойопоры l_оп=0,077 м

Вертикальнаяплоскость.

а)определяемопорные реакции:

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

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

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

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

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

б)строим эпюруизгибающихмоментов относительнооси X в характерныхсечениях 1..3:

M_x1=0 H_*м

СлеваM_x2=-R_AY*l_Б/2=40,160 H_*м

СправаM_x2=R_BY*l_Б/2=247,365 H_*м

M_x3=0 H_*м

Горизонтальнаяплоскость.

а)определяемопорные реакции:

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

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

Проверка:Y=0;R_AX-F_t1-R_AX+F_M=0 H

б)строим эпюруизгибающихмоментов относительнооси Y в характерныхсечениях 1..4:

M_Y1=0 H_*м

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

M_Y3=-F_оп*l_оп=-110,213 H_*м

M_Y4=0 H_*м

Строимэпюру крутящихмоментовM_K=M_Z=F_t1*d₁/2=2684*0,088/2=107,360 H_*м

Определяемсуммарныерадиальныереакции :

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

R_B=1622²+450² = 1683,515 H

Определяемсуммарныеизгибающиемоменты в наиболеенагруженныхсечениях:

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

M₃=M_Y3=110,213 H_*м

Тихоходныйвал.

Изпроектногорасчета передачии из эскизнойкомпоновкиопределяем:

Делительныйдиаметр червячногоколеса d₂=0,32 м

расстояниемежду опорамиl_T=0,138 м

расстояниемежду точкамиприложенияконсольнойсилы и смежнойопоры

l_ОП=0,1065 м

Вертикальнаяплоскость.

а)определяемопорные реакции:

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

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

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

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

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

Рис.1 Эпюрамоментов набыстроходномвалу

Рис.2 Эпюрамоментов натихоходномвалу

290

425

-4,56

-152

-255

828

б)строим эпюруизгибающихмоментов относительнооси X в характерныхсечениях 1..3:

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

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

СправаM_X3=R_DY*l_T/2=6158_*0,138/2=424,881 H_*м

СлеваM_x3=F_Y(l_ОП+l_T/2)-R_CY*l_T/2+F_Z*d_оп1/2=2725(0,077+l_T/2)-7000_*0,138/2+0_*d_оп1/2=-4,557 H_*м

M_x4=0 H_*м

Горизонтальнаяплоскость.

а)определяемопорные реакции:

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

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

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

б)строим эпюруизгибающихмоментов относительнооси Y в характерныхсечениях 1..4:

M_Y1=0 H_*м

M_Y2=-F_X*l_ОП=-152,438 H_*м

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

M_Y4=0 H_*м

строимэпюру крутящихмоментовMK=MZ=Ft2*d2/2=5180*0,32/2= 828,820 H_*м

Определяемсуммарныерадиальныереакции :

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

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

Определяемсуммарныеизгибающиемоменты в наиболеенагруженныхсечениях:

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

M₃=M²_X3+M²_Y3=425²+255²= 495,494 H_*м

ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙВЫБОР ПОДШИПНИКОВ.

Быстроходныйвал :

Принимаемрадиально-упорныешарикоподшипники, средней серии,тип 6309.

Схемаустановки: враспор.

Размеры:

Диаметрвнутреннегокольца d= 45 мм.

Диаметрнаружногокольца

D= 100 мм.

ШиринаподшипникаВ= 25 мм.

Грузоподъёмность:

С_r= 50,5 кН.

С_0r= 41 кН.

Тихоходныйвал:

Принимаемшарикоподшипники осболегкой серии, тип 113.

Схемаустановки: сфиксирующейопорой.

Размеры:

Диаметрвнутреннегокольца d= 65 мм.

Диаметрнаружногокольца

D= 100 мм.

ШиринаподшипникаТ= 18 мм.

Грузоподъёмность:

С_r= 30,7 кН, С_0r= 19,6 кН.

КОНСТРУКТИВНАЯКОМПОНОВКАПРИВОДА.

Конструированиередуктора.

Модульзацепленияm= 10,00 мм.

1.Конструирование колеса цилиндрическойпередачи.

Червячноеколесо в целяхэкономии цветныхметаллов свенцом из бронзы.Соединениевенца с чугуннымцентром выполняембандажированием,посадкой снатягом Н7/s6.

Размерыобода.

Делительныйдиаметр d₂= 320 мм.

Диаметрнаибольшийd_ам2= 340 мм.

Ширинавенца колесаb= 63

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

Толщинавенца S=2,2m+0,05b₂=2,2*10+0,05*63= 25,15 мм.

Изряда Ra40 принимаемS= 25 мм.

S0= 30 мм

h= 6,3 мм

t= 5,04 мм

Принаибольшемдиаметре колесаменее 500 мм егоизготавливаемцельным

Ширинаb₂= 63 мм.

Размерыступицы.

Диаметрвнутреннийd=d₃= 75 мм.

Диаметрнаружный d_ст=1,55d= 117 мм.

Толщина_ст=0,3d= 23 мм.

ДлинаL_ст=(1...1,5)d= 98 мм.

Размерыдиска.

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

РадиусызакругленийR = 6 мм.

Уклон= 7 °

Диаметротверстийd₀=(d_в-2S₀-d_ст)/4=(263-2*25-23)/4= 23 мм.

Таккак расчётныйдиаметр меньше25мм, выполняемдиск без отверстий . мм.

Конструированиечервячноговала.

Червяквыполняемзаодно с валом.

Основныеэлементы корпуса.

Толщинастенки корпуса=2*⁴0,2Т_т6; = 7,2 мм.

Принимаем= 8 мм.

Толщинакрышки ₁=0,96; = 6,48 мм.

Принимаем₁= 7 мм.

Толщинафланца корпусаb=1,5= 12 мм.

Толщинафланца крышкикорпуса b₁=1,5₁= 10,5 мм.

Толщинанижнего поясакорпуса p=2,35= 19 мм.

Толщинаребер основания корпуса m=(0,85...1)= 8 мм.

Толщинаребер крышкиm₁=(0,85...1)₁= 7 мм.

Диаметрболтов:

соединяющихоснованиекорпуса с крышкойd=³2Т_т=³2*828= 12 мм.

уподшипниковd₁=(0,7...0,75)d= 10 мм.

фундаментныхболтов d_ф=1,25d= 16 мм.

Размеры,определяющиеположениеболтов d₂:

е=(1...1,2)d₁= 11 мм.

q=0,5d₂+d₄=0,5*14+10= 17 мм.

Дополнительныеэлементы корпуса.

Гнездопод подшипник:

диаметротверстия вгнезде подбыстроходныйвал D_п1= 100 мм.

диаметротверстия вгнезде подтихоходныйвал D_п2= 100 мм.

винтыкреплениякрышки подшипникабыстроходноговала М 12

винтыкреплениякрышки подшипникатихоходноговала М 12

числовинтов крышкиподшипникабыстроходноговала n₁= 6

минимальноечисло винтовкрышки подшипникатихоходноговала n₂= 6

диаметргнезда подподшипникбыстроходноговала D_к1=D₁+3= 154 мм.

диаметргнезда подподшипниктихоходноговала D_к2=D₂+3= 154 мм.

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

РадиусR_б= 11 мм.

Расстояниедо стенки корпусас₂=R_б+2= 13 мм.

Размерыштифта по ГОСТ3129-70 (табл10.5. [3]):

d_ш= 12 мм.

l_ш=b+b₁+5=12+10,5+5= 30 мм.

Предусмотримуклон днища2° в сторонумаслоспускногоотверстия дляоблегченияслива масла.Для заливкимасла и осмотрав крышке корпусавыполним окно,закрываемоекрышкой.

10.4.Установкаэлементовпередач на вал.

Для соединениявала с элементамиоткрытой передачииспользуемшпоночноесоединение,при нереверсивнойработе безтолчков и ударовприменяемпосадку Н7/k6.

Дляустановкиполумуфты навал назначаемпосадку- Н7/k6.

Припередаче вращающегомомента шпоночнымсоединениемдля цилиндрическихколес назначаемпосадку Н7/r6.

Посадкапризматическойшпонки по ГОСТ23360-78 по ширинешпонки p9, по ширинешпоночногопаза P9.

Посадкаподшипниковна вал k6, поледопуска отверстиядля наружногокольца подшипников-Н7.

СМАЗЫВАНИЕ.

Сцелью защитыот коррозиии снижениякоэффициентатрения, уменьшенияизноса, отводатепла и продуктовизноса от трущихсяповерхностей,снижения шумаи вибрацииприменяютсмазываниезацепленийи подшипников.

а)Смазываниезацепления.

Применяемнепрерывноесмазываниежидким масломокунанием.

Взависимостиот контактногонапряженияи окружнойскорости выбираемпо табл. 10.29. [1] следующийсорт масла: И-Т-Д-100

Количествомасла принимаем,из расчета0,4...0,8 литра на 1кВт.Мощности, равным3,2 л.

б) Дляконтроля уровнямасла, находящегосяв редукторе,предусматриваемоконный маслоуказатель.

в)Для слива масла,налитого вкорпус редуктора,предусматриваемв корпусе сливноеотверстие,закрываемоепробкой сцилиндрическойрезьбой.

г) Придлительнойработе, в связис нагревоммасла и воздухаповышаетсядавление внутрикорпуса, чтоприводит кпросачиваниюмасла черезуплотненияи стыки.

Чтобыизбежать этого,предусматриваемотдушину, связывающуювнутреннююполость редукторас внешней средой.

ПРОВЕРОЧНЫЕРАСЧЁТЫ.

Проверочныйрасчёт подшипников

Быстроходныйвал.

Входныеданные:

Угловаяскорость вала= 50,79 с^-1.

Осеваясила Fa= 5180,125 Н.

Реакциив подшипниках:

Вправом R₁= 1723,592 Н.

Влевом R₂= 1683,515 Н.

Характеристикаподшипников:

Рядностьподшипниковв наиболеенагруженнойопоре i= 1

БазоваягрузоподъемностьC_R= 50500 Н.

СтатическаягрузоподъёмностьC_0r= 41000 Н.

Коэффициентрадиальнойнагрузки X= 0,45

Отношение iR_F/(C_0R)= 0,12634451

Коэффициентосевой нагрузкиY= 1,13

Коэффициентвлияния осевогонагруженияе= 0,48 кН.

Осеваясоставляющаярадиальнойнагрузки подшипникаR_S1= 827,3 Н.

Осеваясоставляющаярадиальнойнагрузки подшипникаR_S2= 808,1 Н.

Осевая нагрузка подшипникаR_А1= 827,3 Н.

Осевая нагрузка подшипникаR_А2= 6007,4 Н.

Радиальнаянагрузка подшипникаRr= 1723,6 Н.

КоэффициентбезопасностиК_б= 1,1

Температурныйкоэффициент К= 1

Коэффициентвращения V= 1

Расчёт:

ОтношениеR_A/(V_*R_r)= 3,485

ЭквивалентнаядинамическаянагрузкаR_E=(XVR_r+YR_a)K_бK_т=(0,45*1*1723,6+1,13*6007,6)*1,1*1= 8320,38

ПоГОСТ 16162-85 для червячныхредукторовпринимаемL_h=5000часов.

Дляшариковыхподшипниковпоказательстепени: m=3

Определяемрасчётнуюдинамическуюгрузоподъёмность

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

Подшипникпригоден

ДолговечностьподшипникаL_10h=10⁶_*(C_r/R_E)^m/(573)=10⁶_*(43763,37/8320,38)³/(573*50,79)= 7682,7 часов.

Тихоходныйвал.

Входныеданные:

Угловаяскорость вала= 6,35 с^-1.

Осеваясила Fa= 2684 Н.

Реакциив подшипниках:

Вправом R₁= 7181,083 Н.

ВлевомR₂= 6997,609 Н.

Характеристикаподшипников:

Рядностьподшипниковв наиболеенагруженнойопоре i= 1

БазоваягрузоподъемностьC_R= 30700 Н.

СтатическаягрузоподъёмностьC_0r= 19600 Н.

Коэффициентрадиальнойнагрузки X= 0,56

Отношение iR_F/(C_0R)= 0,13693878

Коэффициентосевой нагрузкиY= 1,286

Коэффициентвлияния осевогонагруженияе= 0,34 кН.

Осеваясоставляющаярадиальнойнагрузки подшипникаR_S1= 0 Н.

Осеваясоставляющаярадиальнойнагрузки подшипникаR_S2= 0 Н.

Осевая нагрузка подшипникаR_А1= 2684 Н.

Осевая нагрузка подшипникаR_А2= 2684 Н.

Радиальнаянагрузка подшипникаRr= 7181,083 Н.

КоэффициентбезопасностиК_б= 1,1

Температурныйкоэффициент К= 1

Коэффициентвращения V= 1

Расчёт:

ОтношениеR_A/(V_*R_r)= 0,37375978

ЭквивалентнаядинамическаянагрузкаR_E=(XVR_r+YR_a)KбKт=(0,45*1*7181,083+1,13*2684)*1,1*1= 8220,33353

ПоГОСТ 16162-85 для червячныхредукторовпринимаемLh=5000 часов.

Дляшариковыхподшипниковпоказательстепени: m=3

ОпределяемрасчётнуюдинамическуюгрузоподъёмностьC_rp=R_E*^m573L_h/10⁶=R_E*^m573*6,35*5000/10⁶= 21619,9933 Н.

Подшипникпригоден

ДолговечностьподшипникаL_10h=10⁶_*(C_r/R_E)^m/(573)=10⁶_*(21619,9933/8220,33353)³/(573*6,35)= 14315,8936 часов.

Проверочныйрасчёт шпонок.

Проверкушпонок ведёмна смятие. Продопустимомнапряжении[]_см= 150 Н/мм².

Шпонкана выходномконце быстроходноговала .

Диаметрвала d= 38 мм.

Изконструктивнойкомпоновкиполная длиннашпонки l= 45 мм.

Потабл. К42. [1] определяем:

ширинашпонки b= 10 мм.

высоташпонки h= 8 мм.

глубинапаза вала t₁= 5 мм.

Определяемрабочую длинушпонки l_р=l-b= 35 мм.

Определяемплощадь смятаяА_см=(0,94_*h-t₁)_*l_p=(0,94*8-5)*45= 88,2 мм².

Окружнаясила на быстроходномвалу F_t= 2684,000 Н.

Расчётнаяпрочность_см=F_t/A_см= 88,2 2)

Условиепрочности _см_смвыполнено.

Шпонка вала под колесо.

Изпроектногорасчета валапринимаемдиаметр валапод зубчатымколесом d= 75 мм.

Изконструктивнойкомпоновкиполная длиннашпонки l= 120 мм.

Потабл. К42. [1] определяем:

ширинашпонки b= 20 мм.

высоташпонки h= 12 мм.

глубинапаза вала t₁= 7,5 мм.

Определяемрабочую длинушпонки l_р=l-b= 100 мм.

Определяемплощадь смятаяА_см=(0,94_*h-t₁)_*l_p=(0,94_*12-7,5)_*100= 378 мм².

Окружнаясила на колесеF_t= 7487,3 Н.

Расчётнаяпрочность_см=F_t/A_см= 19,81 2)

Условиепрочности _см_смвыполнено.

Шпонкана выходномконце тихоходноговала .

Изпроектногорасчета валапринимаемдиаметр выходногоконца вала d= 60 мм.

Изконструктивнойкомпоновкиполная длиннашпонки l= 71 мм.

Потабл. К42. [1] определяем:

ширинашпонки b= 16 мм.

высоташпонки h= 10 мм.

глубинапаза вала t₁= 6 мм.

Определяемрабочую длинушпонки l_р=l-b= 55 мм.

Определяемплощадь смятаяА_см=(0,94_*h-t₁)_*l_p=(0,94_*10-6)_*55= 187 мм².

Окружнаясила на тихоходномвалу F_t= 5180,1 Н.

Расчётнаяпрочность_см=F_t/A_см= 27,701 2)

Условиепрочности _см_смвыполнено.

Уточненныйрасчет валов[3].

Примем,что нормальныенапряженияот изгиба изменяютсяпо симметричномуциклу, а касательныеот крученияпо отнулевому.Расчет производимдля предположительноопасных сеченийкаждого извалов.

Быстроходныйвал.

Проедалвыносливостипри симметричномцикле изгиба

Пределна растяжение_B= 900,00 H/мм².

_-1=0,43_в=0,43= 387,00 H/мм².

Проедалвыносливостипри симметричномцикле касательныхнапряжений

_-1=0,58_-1=0,58*387= 224,46 H/мм².

СечениеА-А.

Этосечение подэлементомоткрытой передачирассчитываемна кручение.Концентрациюнапряженийвызывает наличиешпоночнойканавки.

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.

Диаметрвыходного концавала d = 38 мм.

Дляэтого находим:

среднеенапряжениеотнулевогоцикла W_кнетто=d³/16-bt₁(d-t₁)²/2d=38³/16-20*6(38-224)²/2*38= 10057,64 мм³

амплитудаотнулевогоцикла _v=_m=_max/2=T₁/2W_кнетто=107/2*10057,64 = 5,34 H/мм².

принимаемпо табл. 8.5. , 8.8 , эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk_= 1,9

интерполируя,масштабныйфактор длякасательныхнапряжений_= 0,738

коэффициент_= 0,1

коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95

Коэффициентзапаса прочностиs_=_-1/(k_*_v/(_*)+_*_m)=224/(1,9_*5,34/(0,738_*)+0,1_*224)= 14,96

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям.

Дляэтого находим:

моментконсольнойнагрузки М=F_оп*l_оп=F_оп*0,067= 110213 H_*мм.

среднеенапряжениеотнулевогоцикла W_кнетто=d³/32-bt₁(d-t₁)²/2d= 4670,60 мм³.

амплитудаотнулевогоцикла _v=_m=_max/2=T₁/2W_кнетто=107/2*4670,60= 22,99 H/мм².

принимаемпо табл. 8.5. , 8.8, эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk_= 1,9

интерполируя,масштабныйфактор длянормальныхнапряжений_= 0,856

коэффициент_= 0,2

коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95

Коэффициентзапаса прочностиs_=_-1/(k_*_v/(_*)+_*_m)=_-1/(1,9_*_v/(0,856_*)+0,2_*23)= 6,637

Результирующийкоэффициентзапаса прочностидля сеченияА-А

s=s_*s_*/s²_+s²_=6,637*15*/,637²+15²= 6,067

СечениеБ-Б.

Этосечение подподшипником.Концентрациянапряженийвызывает посадкаподшипникас гарантированнымнатягом.

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.

Диаметр вала под подшипникd= 45 мм.

ОтношениеD/d= 1,24

Выбираемрадиус галтелиr= 1,00 мм.

Отношениеr/d= 0,02

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.

Дляэтого находим:

Изгибающиймомент M=F_вl₃= 110213 H_*мм.

осевоймомент сопротивленияW=d³/32=45³/32= 8946,18 мм³

полярныймомент W_p=2W= 17892,36 мм³

амплитудаи среднее напряжениецикла костыльныхнапряжений

_v=_m=_max/2=T₁/2W_p= 3,00 H/мм².

принимаемпо табл. 8.5. , 8.8 , эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk_= 1,9

масштабныйфактор длякасательныхнапряжений_= 0,715

коэффициент_= 0,1

коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95

Коэффициентзапаса прочностиs_=_-1/(k_*_v/(_*)+_*_m)=_-1/(1,9_*_v/(0,715_*0,95)+0,1_*_m)= 25,825

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям.

Дляэтого находим:

амплитуданормальныхнапряжений _v=_m=_max/2=М/2W= 6,16 H/мм².

принимаемпо табл. 8.5. , 8.8, эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk_= 2,8

масштабныйфактор длякасательныхнапряжений_= 0,835

коэффициент_= 0,2

коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95

Коэффициентзапаса прочностиs_=_-1/(k_*_v/(_*)+_*_m)= 16,844

Результирующийкоэффициентзапаса прочностидля сеченияБ-Б

s=s_*s_*/s²_+s²_=16,8*0,735*/16,8²+0,735²= 14,108

Тихоходныйвал.

Проедалвыносливостипри симметричномцикле изгиба

Пределна растяжение_B= 900 H/мм².

_-1=0,43_в= 387 H/мм².

Предалвыносливостипри симметричномцикле касательныхнапряжений

_-1=0,58_-1= 224,46 H/мм².

СечениеА-А.

Этосечение подэлементомоткрытой передачирассчитываемна кручение.Концентрациюнапряженийвызывает наличиешпоночнойканавки.

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.

Диаметрвыходного концавала d= 60 мм.

Дляэтого находим:

среднеенапряжениеотнулевогоцикла W_кнетто=d³/16-bt₁(d-t₁)²/2d=d³/16-b*224(60-224)²/2*60= 40078,70 мм³

амплитудаотнулевогоцикла _v=_m=_max/2=T₂/2W_кнетто= 10,34 H/мм².

принимаемпо табл. 8.5. , 8.8 , эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk_= 1,9

интерполируя,масштабныйфактор длякасательныхнапряжений_= 0,675

коэффициент_= 0,1

коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95

Коэффициентзапаса прочностиs_=_-1/(k_*_v/(_*)+_*_m)=224/(1,9_*_v/(0,675_*0,95)+0,1_*_m)= 7,087

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям.

Дляэтого находим:

моментконсольнойнагрузки М=F_оп*l_оп= 848571 H_*мм.

среднеенапряжениеотнулевогоцикла W_кнетто=d³/32-bt₁(d-t₁)²/2d= 18872,95 мм³.

амплитудаотнулевогоцикла _v=_m=_max/2=T₂/2W_кнетто=T₂/2*18872,95= 43,92 H/мм².

принимаемпо табл. 8.5. , 8.8, эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk_= 1,9

интерполируя,масштабныйфактор длянормальныхнапряжений_= 0,79

коэффициент_= 0,2

коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95

Коэффициентзапаса прочностиs_=_-1/(k_*_v/(_*)+_*_m)=_-1/(1,9_*_v/(0,79_*0,95)+0,2_*_m)= 3,226

Результирующийкоэффициентзапаса прочностидля сеченияА-А

s=s_*s_*/s²_+s²_=0,79*1,9*/0,79²+1,9²= 2,936

СечениеБ-Б.

Этосечение подподшипником.Концентрациянапряженийвызывает посадкаподшипникас гарантированнымнатягом.

Диаметр вала под подшипникd= 65 мм.

ОтношениеD/d= 1,15

Выбираемрадиус галтелиr= 1,50 мм.

Отношениеr/d= 0,02

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.

Дляэтого находим:

Изгибающиймомент M=F_вl₃= 614 H_*мм.

осевоймомент сопротивленияW=d³/32=*65³/32= 26961,25 мм³

полярныймомент W_p=2W= 53922,50 мм³

амплитудаи среднее напряжениецикла костыльныхнапряжений

_v=_m=_max/2=T₁/2W_p=T₁/2*53922,50= 7,69 H/мм².

принимаемпо табл. 8.5. , 8.8 , эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk_= 1,67

масштабныйфактор длякасательныхнапряжений_= 0,6625

коэффициент_= 0,1

коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95

Коэффициентзапаса прочностиs_=_-1/(k_*_v/(_*)+_*_m)=7,69/(1,67*7,69/(0,6625_*0,95)+0,1*_m= 10,601

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям.

Дляэтого находим:

амплитуданормальныхнапряжений _v=_m=_max/2=М/2W= 0,01 H/мм².

принимаемпо табл. 8.5. , 8.8, эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk_= 2,68

масштабныйфактор длякасательныхнапряжений_= 0,775

коэффициент_= 0,2

коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95

Коэффициентзапаса прочностиs_=_-1/(k_*_v/(_*)+_*_m)= 10077,947

Результирующийкоэффициентзапаса прочностидля сеченияБ-Б

s=s_*s_*/s²_+s²_=10077,947*10,601*/10077,947²+10,601²= 10,601

СечениеВ-В.

Этосечение подзубчатым колесом.Концентрациянапряженийобусловленаналичием шпоночнойканавки.

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.

Дляэтого находим:

Диаметрвыходного концавала d= 75 мм.

среднеенапряжениеотнулевогоцикла W_кнетто=d³/16-bt₁(d-t₁)²/2d=75³/16-b*5,29(75-5,29)²/2*75= 78278,71 мм³

амплитудаотнулевогоцикла _v=_m=_max/2=T₂/2W_кнетто=T₂/2*78278,71= 5,29 H/мм².

принимаемпо табл. 8.5. , 8.8 , эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk_= 1,9

интерполируя,масштабныйфактор длякасательныхнапряжений_= 0,64

коэффициент_= 0,1

коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95

Коэффициентзапаса прочностиs_=_-1/(k_*_v/(_*)+_*_m)=_-1/(1,9_*_v/(0,64_*0,95)+0,1_*_m)= 13,157

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям.

Дляэтого находим:

Суммарныйизгибающиймомент беремиз эпюр M= 495494 H_*мм.

среднеенапряжениеотнулевогоцикла W_кнетто=d³/32-bt₁(d-t₁)²/2d=75³/32-b5,29(d-5,29)²/2*75= 36861,23 мм³.

амплитудаотнулевогоцикла _v=_m=_max/2=T₂/2W_кнетто=T₂/2*36861,23= 22,48 H/мм².

принимаемпо табл. 8.5. , 8.8, эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk_= 1,9

интерполируя,масштабныйфактор длянормальныхнапряжений_= 0,75

коэффициент_= 0,2

коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95

Коэффициентзапаса прочностиs_=_-1/(k_*_v/(_*)+_*_m)=_-1/(1,9_*22,5/(0,75_*0,95)+0,1_*_m)= 6,005

Результирующийкоэффициентзапаса прочностидля сеченияВ-В

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

Расчетна жесткостьвала червяка.

Проверимстрелу прогибадля червяка.Для этого определимприведенныймомент инерциипоперечногосечения.

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

Стрелапрогиба f=l³_1*F²_t1+F²_r1/(48EJ_пр)=l³_1*5180²+3840²/(48EJ_пр)= 1,37879E-07 мм.

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

Жесткостьобеспечена,так как f

Тепловойрасчет редуктора.

Температуравоздуха t_в= 20 ° С

КоэффициенттеплопередачиК_t= 15 Вт/(м²*град)

Определяемпо табл. 11.6 [1] площадьповерхностиохлаждения в зависимостиот межосевогорасстоянияА = 0,67 мм²

Температурамасла безискусственногоохлаждения при непрерывнойработе t_м=t_в+Р_1*(1-)/(K_t*A)=20+5,453_*(1-0,876)/(15_*0,67)= 74,3 ° С,

гдеt_в– температуравоздуха,

Р₁– мощность набыстроходномвалу,

-КПД редуктора,

K_t– коэффициенттеплоотдачи,

A –площадь теплоотдающейповерхностикорпуса редуктора.

Температурамасла не превышаетдопустимой[t]_м=80...95°С.

21

Исходныеданные

Мощностьна выходномвалу P= 5 кВт

Частотавращения валарабочей машиныn= 30 об/мин

Срокслужбы приводаL_г =2 лет.

Допускаемоеотклонениескорости =4 %

Продолжительностьсмены t_с=8 часов.

Количествосмен L_С=2

ВЫБОРЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.КИНЕМАТИЧЕСКИЙРАСЧЁТ ПРИВОДА.

Определениемощности ичастоты вращениядвигателя.

Мощностьна валу рабочеймашины Р_рм=5,0 кВт.

Определимобщий КПД привода:=_зп*_оп*_м*²_пк*_пс;По табл. 2.2 [1] принимаемследующиезначения КПДмеханическихпередач.

КПД закрытой передачи_зп=0,97

КПДпервой открытойпередачи _оп1=0,965

КПДвторой открытойпередачи _оп2=0,955

КПДмуфты _м=0,98

КПДподшипниковкачения _пк=0,995

КПДподшипниковскольжения_пс=0,99

определимобщий КПД привода=_з*_оп1*_пк²_*_оп2*_пс=0,876

Определимтребуемуюмощность двигателяР_дв=Р_рм/=5,708 кВт.

Выбираемпо табл. К9 [1] номинальнуюмощность двигателяР_ном= 7,5 кВт.

Выбираемэлектродвигательс синхроннойчастотой вращения 750 1000 1500 3000

Типдвигателя 4AM160S8УЗ4AM132M6УЗ4AM132S4УЗ 4AM112M2УЗ

Номинальнаячастота 730970 1455 2900

Диаметрвала 4838 38 32

Определениепередаточногочисла приводаи его ступеней.

Определимчастоту вращенияприводноговала рабочеймашины

n_рм=60_*1000v/(D)=30,0 об/мин.

Передаточноечисло приводаu=n_ном/n_рм=24,3332,33 48,50 96,67

Принимаемпределы передаточныхчисел закрытойпередачи u_зп:6,360,0

Принимаемпределы передаточныхчисел первойоткрытой передачиu_оп1:2,05,0

Принимаемпределы передаточныхчисел второйоткрытой передачиu_оп2:27,1

Допустимыепределы приводаu_i:25,2 2130

Исходяиз пределовпередаточныхчисел привода,выбираем типдвигателя:4AM132M6УЗ

сноминальнойчастотой вращенияn_ном=970 мин^-1идиаметром валаd_ДВ=38 мм.

Передаточноечисло приводаu= 32,33

Задаемсяпередаточнымчислом редуктораu_зп=8

Задаемсяпередаточнымчислом первойоткрытой передачиu_оп1=2

Задаемсяпередаточнымчислом второйоткрытой передачиu_оп2=2

Фактическоепередаточноечисло приводаuф=u_зп*u_оп1*uоп2=32

Определиммаксимальноедопускаемоеотклонениечастоты вращенияприводноговала рабочеймашины n_рм=n_рм/100= 1,2 об/мин.

Определимдопускаемуючастоту вращенияприводноговала рабочеймашины с учётомотклонения[n_рм]=n_рм±n_рм=28,8 31,2(об/мин.)

Определитьфактическуючастоту вращенияприводноговала машиныn_ф=n_ном/u_ф=30,3 об/мин.

3.Определениесиловых икинематическихпараметровпривода.

Мощностьдвигателя Р_дв= 5,708 кВт.

Мощностьна быстроходномвалу Р_б=Р_дв*_оп1*_пс=5,453 кВт.

Мощностьна тихоходномвалу Р_т=P_б*_зп*_пк=5,263 кВт.

Мощностьна валу рабочеймашины Р_рм=Р_т*_оп2*_пк=5,00 кВт.

Частотавращения валаэлектродвигателя n_ном=970,00 об/мин.

Частотавращениябыстроходноговала n_б=n_ном/u_оп1=485,00 об/мин.

Частотавращения тихоходноговала n_т=n_б/u_зп=60,63 об/мин.

Частотавращения валарабочей машины n_рм=n_т/u_оп2=30,315 об/мин.

Угловаяскорость валаэлектродвигателя _ном=_*n_ном/30=101,58 рад/с.

Угловаяскоростьбыстроходноговала _б=_ном/u_оп1=50,79 рад/с.

Угловаяскорость тихоходноговала _т=_п/u_т=6,35 рад/с.

Угловаяскорость валарабочей машины_рм=_т/u_ор2=3,18 рад/с.

Вращающиймомент на валуэлектродвигателяТ_дв=Р_дв/_ном=56,19 Н_*м.

Вращающиймомент набыстроходномвалу Т_б=Р_б/_б=107,36 Н_*м.

Вращающиймомент на тихоходномвалу Т_т=P_т/_т=828,82 Н_*м.

Вращающиймомент на валурабочей машины Т_рм=P_рм/_рм=1572,33 Н_*м.

ПРОЕКТНЫЙРАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙПЕРЕДАЧИ.

ВЫБОРМАТЕРИАЛА

Выборматериала длячервяка.

Длячервяка выбираемматериал потабл. 3.2 [1] сталь40х

Термообработка-улучшение

Интервалтвёрдости 260280 НВ

Средняятвёрдость: 270НВ

Пределпрочности прирастяжении_В=900 Н/мм²

Пределпрочности прирастяжении_Т=750 Н/мм²

Длячервяка прискорость скольженияV_s=4,3_*_2*u_зп*³Т₂/10³=2,052 м/с

потабл.. 3.5 [1] принимаем бронзу БрА10Ж4Н4

Пределпрочности прирастяжении_В=650 Н/мм²

Пределпрочности прирастяжении_Т=460 Н/мм²

Срокслужбы привода:L_h=365_*Lг_*tc_*Lcи из полученногорезультатавычитаем 25% напростои. L_h=10000

Числоциклов переменынапряженийза наработкуN=573_*_*L_h=2,91E+08

Числоциклов переменынапряженийсоответствующиепределу выносливостирассчитываемпо табл. 3.3. [1] N_H0=6,80E+07

ОпределяемкоэффициентдолговечностиК_HL=⁶N_H0/N=0,32

Коэффициент,учитывающийизнос материалаС_V= 0,95

ОпределяемкоэффициентдолговечностиК_FL=⁹10⁶/N=0,54,

Потабл. 3.5 [1] принимаем2 -ю группу материалов.

Дляматериалачервячногоколеса по табл.,3.6 определяем:

Допускаемыеконтактныенапряжения–

Значение[]_Hуменьшаем на15% так как червякрасположенвне маслянойванны.

при2]H=250-25*Vs=168,895 Н/мм²

Допускаемыеизгибные напряжения–

при2]F=KFL*0,16sв=56,160 Н/мм²

3.ПРОЕКТНЫЙРАСЧЁТ ПЕРЕДАЧИ

Вращающиймомент на червякеТ₁=107,36 Н_*м

Вращающиймомент на колесеТ₂=828,82 Н_*м

Передаточноечисло передачиu= 8,00

При6

определяемчисло зубьевчервячногоколеса z₂=z₁*u_зп=32

Определяемкоэффициентдиаметра червякаq=(0,212...0,25) z₂=6,784 8 мм.

Принимаемкоэффициентдиаметра червяка по ГОСТ 19672-74 q= 8,0

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

Принимаеммежосевоерасстояниепо ГОСТ 2185-66 а_w=200 мм.

Определяеммодуль зацепленияm=(1,5...1,7)_*a_/z₂=10,00 мм.

Принимаеммодуль зацепленияпо ГОСТ 9563-60 m= 10 мм.

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

Определяемфактическоемежосевоерасстояниеа_w=0,5_*m_*(q+z₂+2)=200 мм.

3.1.Определяемосновныегеометрическиепараметрыпередачи

длячервяка:

Делительныйдиаметр d₁=q_*m=80 мм.

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

Диаметрвершин витковd_а1=d₁+2m=100 мм.

Диаметрвпадин витковd_f1=d₁-2,4_*m=56 мм.

Делительныйугол подъёмалинии витков=arctn(z₁/q)=26,56505 °

При0КоэффициентC= 0,00

длинанарезной частичервякаb₁=(10+5,5_*+z₁)+C=140,00 мм.

длячервячногоколеса:

Делительныйдиаметр d₂=mz2=320 мм.

Диаметрвершин зубьевd_а2=d₂+2m(1+)=340 мм.

Диаметрвпадин зубьевd_f2=d₂-2m(1,2-)=296 мм.

Наибольшийдиаметр колесаd_am2d_a2+6m/(z₁+2)=350 мм.

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

Принимаем b₂=63 мм.

Радиусызакруглениязубьев:

Радиусзакруглениявершин зубьевR_a=0,5d₁-m=30 мм.

Радиусзакруглениявпадин зубьевR_f=0,5d₁+1,2_*m=52 мм.

Условныйугол обхватачервяка венцомколеса 2:

Sin=b₂/(da₁-0,5_*m)=0,6632

Тогда2=83,09 °

4.ПРОВЕРОЧНЫЙРАСЧЁТ.

4.1.Угол тренияопределяемв зависимостиот фактическойскорости скольженияV_s=u_ф*_2*d₁/(2cos_*10³)=2,272 м/с

Принимаемпо табл.4.9. [1] уголтрения =2,5 °

ОпределяемКПД червячнойпередачиh=tgg/tg(g-j)= 0,90

окружнаяскорость колесаV₂=_2*d₂/(2_*10³)=1,016 м/с

4.2.Проверяемконтактныенапряжениязубьев

Окружнаясила на колесеF_t2=2_*Т_2*10³/d₂=5180,125 H

ПриV2

Тогдаконтактныенапряжениязубьев _H=340_*F_t2*K/(d_1*d₂)=152,943 Н/мм²,отклонение отдопускаемойсоставляет9,44 %.

Условие _H]_H выполняется

4.3.Проверяем напряженияизгиба зубьев.

Эквивалентноечисло зубьевколеса z_v2=z₂/cos³=44,721

Выбираемпо табл. 4.10. [1] коэффициентформы зуба Y_F2=1,55

Тогда напряженияизгиба зубьев_F=8,921 Н/мм²

Условие _F_F]выполняется

Силыв зацеплениипередачи.

Окружная:

F_t1=2T_1*1000/d₁=2684,000 H

F_t2=2T_2*1000/d₂=5180,125 H

Радиальная:

F_r1=F_r2=F_t2*tg=1885,411 H

Осевая:

F_a1=F_t2=5180,125 H

F_a2=F_t1=2684,000 H

6.ПРОЕКТНЫЙРАСЧЁТ ВАЛОВ

6.1. Выборматериала

Принимаемдля обоих валовсталь 40х

Термообработка-улучшение

Механическиехарактеристикиматериалапринимаем потабл. 3.2. [1]:

Твёрдостьзаготовки- 270НВ.

Пределна растяжение_B=900 Н/мм²

Пределтекучести _Т=750 Н/мм²

6.2. Выбордопускаемыхнапряженийна кручение.

Таккак расчётвалов выполняемкак при чистомкручении , т.е.не учитываемнапряженийизгиба, тодопускаемыенапряженияна кручениепринимаемзаниженными:

Длябыстроходноговала [_k]=10 Н/мм²

Длятихоходноговала [_k]=20 Н/мм²

6.3.Определениягеометрическихпараметровступеней валов.

Быстроходныйвал :

диаметрконсольногоучастка валаd₁=³Т_1*10³/(0,2_*[]_к)=37,72 мм.

Принимаемd₁=38 мм.

длинаконсольногоучастка валаl₁=1,2_*d₁=45,60 мм.

Принимаемпо ряду Ra40 l₁=45 мм.

Принимаемвысоту буртика t= 2,5 мм.

диаметрпод уплотнениекрышки и подшипникd₂=d₁+2t=43,00 мм.

Принимаемпо ряду Ra40 d₂=45 мм.

Длинавала под уплотнениекрышки и подшипник l₂=1,5d₂=67,5 мм.

Принимаемпо ряду Ra40 l₂=67 мм.

Принимаемкоординатыфаски подшипникаr= 3 мм.

диаметрпод червякd₃=d₂+3,2r=54,60 мм.

Принимаемпо ряду Ra40 d₃=56 мм.

длина валапод червякпринимаетсяграфически l₃=280мм.

диаметрпод подшипникd₄=d₂=45 мм.

длина валапод подшипник l₄=25 мм.

Тихоходныйвал:

диаметрконсольногоучастка валаd₁=³Т_1*10³/(0,2_*[]_к)=59,17 мм.

Принимаемпо ряду Ra40 d₁=60 мм.

длинаконсольногоучастка валаl₁=1,2_*d₁=72,00 мм.

Принимаемпо ряду Ra40 l₁=71 мм.

Принимаемвысоту буртика t= 3 мм.

диаметрпод уплотнениекрышки и подшипникd₂=d₁+2t=65,17 мм.

Принимаемпо ряду Ra40 d₂=65 мм.

длина валапод уплотнениекрышки и подшипник l₂=1,25d₂=81,25 мм.

Принимаемпо ряду Ra40 l₂=80 мм.

Принимаемкоординатыфаски подшипникаr= 3,5 мм.

диаметрпод червячноеколесо d₃=d₂+3,2r=76,20 мм.

Принимаемпо ряду Ra40 d₃=75 мм.

длина валапод червячноеколесо принимаетсяграфически l₃=120 мм.

диаметрпод подшипникd₄=d₂=65 мм.

длина валапод подшипник l₄=18 мм.

РАСЧЕТПЛОСКОРЕМЕННОЙПЕРЕДАЧИ.

Проектныйрасчет.

Задаемсярасчетнымдиаметромведущего шкиваd₁=6³Т₁=229,811 мм.

Принимаемиз стандартногоряда расчетныйдиаметр ведущегошкива d₁=224 мм.

Принимаемкоэффициентскольжения=0,01

Передаточноечисло передачиu= 2,00

Определяемдиаметр ведомогошкива d₂=ud₁(1-)=443,52 мм.

ПоГОСТу из табл.К40 [1] принимаемдиаметр ведомогошкива d₂=450,00 мм.

Определяемфактическоепередаточноечисло u_ф=d₂/(d₁(1-))=1,98

Проверяемотклонение_uот заданногоu: _u=|u_ф-u|/u _*100%=1,00 %

Определяемориентировочноемежосевоерасстояниеа=2(d₁+d₂)=1350,00 мм.

Определяемрасчетную длинуремня l=2a+(d₂+d₁)/2+(d₂-d₁)²/(4a)=3768,18 мм.

Базоваядлина ремняl= 4000,00 мм.

Уточняемзначение межосевоерасстояниепо стандартнойдлине

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

Определяемугол обхватаремнем ведущегошкива ₁=180°-57°*(d₂-d₁)/a=171,19 ° >150°

Определяемскорость ремняv=d₁n₁/(60_*10³)=11,67 м/с.

Определяемчастоту пробеговремня U=v/l= 2,918 c^-1 -1

Определяемдопускаемуюмощность,передаваемую ремнем.

Поправочныекоэффициенты:

коэффициентдлительностиработы C_p=0,90

коэффициентугла обхватаC_=0,97

коэффициентвлияния отношениярасчетнойдлинны к базовойC_l=1,00

коэффициентугла наклоналинии центровшкивов к горизонтуC_=1,00

коэффициентвлияния диаметраменьшего шкиваC_d=1,20

коэффициентвлияния натяженияот центробежнойсилы C_v=1,00

Допускаемаяприведеннаямощность выбираемпо табл. 5.5. [1] [P₀]=2,579 КВт.

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

Определимокружную силу,передаваемуюремнем F_t=Р_ном/v=642,67 H.

Потабл. 5.1. [1] интерполируя,принимаемтолщину ремня=5,55 мм.

Определимширину ремняb= F_t/=116 мм.

Постандартномуряду принимаемb= 100 мм.

Постандартномуряду принимаемширину шкиваB= 112 мм.

Определимплощадь поперечногосечения ремняА=b=555 мм².

Потабл. 5.1. [1] интерполируяпринимаем предварительноенапряжение_=2 H/мм².

Определимсилу предварительногонатяжения ремняF₀=A₀=1110 Н.

Определяемсилы натяженияветвей :

F₁=F₀+F_t/2=1431,34 H.

F₁=F₀+F_t/2=788,67 H.

Определимсилу давленияремня на валF_оп=2F₀sin(₁/2)=2213,44 Н.

Проверочныйрасчет.

Проверяемпрочность ремня по максимальнымнапряжениямв сечении ведущейветви:

Находимнапряжениерастяжения:s₁=F₀/A+F_t/2A=2,58 Н/мм².

Находимнапряжениеизгиба:_и=Е_и/d₁=2,23 Н/мм².

гдемодуль продольнойупругости Е_и=90,00 Н/мм².

Находимнапряжениеот центробежныхсил:_v=v²_*10^-6=0,15 Н/мм².

гдеплотностьматериаларемня=1100,00 кг/м³.

Допускаемоенапряжениерастяжения:[]_р=8,00 Н/мм².

Прочностьодного ремняпо максимальнымнапряжениям

_max=₁+_и+_v=4,96Н/мм². ]_р

РАСЧЕТОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙЦИЛИНДРИЧЕСКОЙПЕРЕДАЧИ.

ВЫБОРМАТЕРИАЛА.

1. Дляшестерни.

Выбираемматериал сталь45

Термообработка:нормализация

Твёрдость:170 217 HB

Принимаемтвёрдость 193,5HB

_В=600 Н/мм².

_Т=340 Н/мм².

2. Дляколеса.

Выбираемматериал сталь45

Термообработка:нормализация

Твёрдость:170 217 НВ

Принимаемтвёрдость 193,5НВ

_В=600 Н/мм².

_Т=340 Н/мм².

СРОКСЛУЖБЫ ПРИВОДА.

Срокслужбы приводаL_h=10000 часов.

Числозацепленийзуба за 1 оборотс= 1

Числоциклов переменынапряженийза наработкудля шестерниN=60_*c_*n_*L_h=291026700

Числоциклов переменынапряженийза наработкудля колесаN=60_*c_*n_*L_h=36385500

Числоциклов переменынапряженийпринимаем потабл. 3.3. [1] N_H0=16500000

РАСЧЁТДОПУСТИМЫХКОНТАКТНЫХИ ИЗГИБНЫХНАПРЯЖЕНИЙ.

1. Дляшестерни.

ОпределяемкоэффициентдолговечностиК_HL=⁶N_H0/N=1

ОпределяемкоэффициентдолговечностиК_FL=⁶4_*10⁶/N=1

Принимаемкоэффициентбезопасности[S]_H=1,1

ПределвыносливостиH0=1,8НВ+67= 415,3 Н/мм².

Допускаемыеконтактныенапряжения[]_H1=_H0*K_HL=377,545 Н/мм².

Пределвыносливостизубьев по напряжениямизгиба выбираем_F0=199,305 Н/мм².

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

2. Дляколеса.

ОпределяемкоэффициентдолговечностиК_HL=⁶N_H0/N=1

ОпределяемкоэффициентдолговечностиК_FL=⁶4_*10⁶/N=1

Принимаемкоэффициентбезопасности[S]_H=1,1

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

Допускаемыеконтактныенапряжения[]_H1=_H0*K_HL=377,545 Н/мм².

Пределвыносливостизубьев по напряжениямизгиба выбираем_F0=175,1 Н/мм².

Допускаемыеизгибные напряжения[]_F1=К_FL*_H0=175,1 Н/мм².

Таккак НВ1ср-НВ2ср=20...50,то дальнейшийрасчёт ведёмпо меньшемузначению []H=377,545 Н/мм².

Расчётвведем по меньшемузначению []_F.

Принимаем[]F=175,1 Н/мм².

Проектныйрасчет.

Вращающиймомент на шестернеТ₁=828,82 Н_*м.

Вращающиймомент на колесеТ₂=1572,33 Н_*м.

Передаточноечисло ступениu= 2,0

ВспомогательныйкоэффициентК_а=49,5

Коэффициентширины венца_a=b₂/a_w=0,25

Коэффициентнеравномерностинагрузки подлине зуба, Дляприрабатывающихсязубьев К_H=1

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

Принимаемпо ГОСТ 6636-69 а_w=315 мм.

ВспомогательныйкоэффициентК_m=6,8 мм.

Делительныйдиаметр колесаd₂=2a_wu/(u+1)=420,0 мм.

Ширинавенца колесаb₂=_aa_w=78,75 мм.

Принимаемиз ряда Ra40 ширинувенца колесаb₂=80 мм.

Определяеммодуль зацепленияm=2К_mT_2*10³/(d₂b₂[]_F)=3,635 мм.

Принимаеммодуль зацепленияm= 3,5 мм.

Определяемсуммарное числозубьев шестернии колеса z_=z₁+z₂=2a_w/m=180

Определяемчисло зубьевшестерни z₁=z_/(1+u)=60

Определяемчисло зубьевколеса z₂=z_-z₁=120

Фактическоепередаточноечисло u_ф=z₂/z₁=2,000

Отклонениеот заданногоu=(|u_ф-u|/u)_*100=0,00 %

Определяемфактическоемежосевоерасстояниеа_w=(z₁+z₂)m/2=315 мм.

Определяемосновныегеометрическиепараметрыколеса:

делительныйдиаметр d₂=mz=420,0 мм.

диаметрвершин зубьевd_a2=d₂+2m=427,0 мм.

диаметрвпадин зубьевd_a2=d₂-2,4m=411,6 мм.

ширинавенца b₂=_aa_w=78,75 мм.

Принимаемиз ряда Ra40 ширинувенца колесаb₂=80 мм.

Определяемосновныегеометрическиепараметрышестерни:

делительныйдиаметр d1=mz1= 210,0 мм.

диаметрвершин зубьевd_a1=d₁+2m=217,0 мм.

диаметрвпадин зубьевd_a1=d₁-2,4m=201,6 мм.

ширинавенца b₁=b₂+(2...4)=83 мм.

Принимаемиз ряда Ra40 ширинувенца шестерниb₁=85 мм.

Проверочныерасчеты.

Проверяеммежосевоерасстояниеа_=(d₁+d₂)/2=315 мм.

12. Проверитьпригодностьзаготовокколёс.

Условиепригодностизаготовокколёс: D_ЗАГD_ПРЕДи S_ЗАГS_ПРЕД

Диаметрзаготовкишестерни D_ЗАГ=d_a1+6=223,00 мм.

Размерзаготовкиколеса закрытойпередачи SЗАГ=b2+4=431,00 мм.

Прине выполнениинеравенстваизменить материалколёс или видтермическойобработки.

13.Проверяемконтактныенапряжения_H[1].

ВспомогательныйкоэффициентК= 310

Окружнаясила в зацепленииF_t=2T₂10³/d₂=7487,286 Н.

Определяемокружную скоростьv=₂d₂/(2_*10³)=1,33 м/с.

Выбираемпо табл. 4.2. [1] степеньточности передачиравную 9

Коэффициент,учитывающийраспределениенагрузки междузубьями колёсК_H= 1

Принимаемпо табл. 4.3. [1] К_Hv=1,05

Тогда_H=(K/a_w)T₂(u_ф+1)³K_HK_HK_Hv/(u²b₂)=367,30 377,545

Условиепрочностивыполняется.Недогруз передачив пределахдопустимойнормы 2,71%

14. Проверканапряженийизгиба зубьев.

Коэффициент,учитывающийраспределениенагрузки междузубьями колёсК_F= 1

Коэффициентдинамическойнагрузки, потабл. 4.3. [1] принимаемК_Fv=1,13

Коэффициентыформы зуба.Определяютсяпо табл. 4.7. [1] взависимостиот эквивалентногочисла зубьев.

Дляпрямозубыхколёс:

шестерниz_v1=z₁=60,00

колесаz_v2=z₂=120,00

Коэффициентформы зубашестерни Y_F1=3,62

Коэффициентформы зубаколеса Y_F2=3,6

Коэффициентнаклона зубаY_=1,00

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

Условиепрочностивыполняется:_F[]_F.Недогруз составляет37,88 %

Определимсилы в зацеплении.

Окружная:

F_t1=F_t2=2_*T_2*10³/d₂=7487,286 H.

Радиальныеи осевые:

F_r1=F_r2=F_t2*tg/Cos=2725,149 H.

F_a1=F_a2=F_t1*Tg=0,000 H.

ОПРЕДЕЛЕНИЕРЕАКЦИЙ В ОПОРАХПОДШИПНИКОВ.

Силыв зацеплениипередачи изпроектногорасчета передачи.

Окружная:

F_t1=2684,000 H

F_t2=5180,125 H

Радиальная:

F_r1=F_r2=1885,411 H

Осевая:

F_a1=F_t2=5180,125 H

F_a2=F_t1=2684,000 H

Усилиеот открытойпередачи:

Набыстроходномвалу F_оп1=1431,340 H

Натихоходномвалу F_оп2=7967,803 H

FX1=Fоп*Cosq=1431,340 H

FX2=Ft=7487,286 H

FY1=Fоп*Sinq=0,000 H

FY2=Fr=2725,149

FZ1= 0,000H

FZ2=Fa=0,000 H

Быстроходныйвал:

Изпроектногорасчета передачии из эскизнойкомпоновкиопределяем:

Делительныйдиаметр червякаd₁=0,088 м

расстояниемежду опорамиl_b=0,305 м

расстоянием/у точкамиприложенияконсольнойсилы и смежнойопоры l_оп=0,077 м

Вертикальнаяплоскость.

а)определяемопорные реакции:

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

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

Проверка:Y=0;R_BY-F_r1-R_AY=0 H

б)строим эпюруизгибающихмоментов относительнооси X в характерныхсечениях 1..3:

M_x1=0 H_*м

СлеваM_x2=-R_AY*l_Б/2=40,160 H_*м

СправаM_x2=R_BY*l_Б/2=247,365 H_*м

M_x3=0 H_*м

Горизонтальнаяплоскость.

а)определяемопорные реакции:

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

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

Проверка:Y=0;R_AX-F_t1-R_AX+F_M=0 H

б)строим эпюруизгибающихмоментов относительнооси Y в характерныхсечениях 1..4:

M_Y1=0 H_*м

M_Y2=-R_AX*l_Б/2=-259,762 H_*м

M_Y3=-F_оп*l_оп=-110,213 H_*м

M_Y4=0 H_*м

Строимэпюру крутящихмоментовM_K=M_Z=F_t1*d₁/2=107,360 H_*м

Определяемсуммарныерадиальныереакции :

R_A=R²_AX+R²_AY = 1723,592 H

R_B=R²_BX+R²_BY = 1683,515 H

Определяемсуммарныеизгибающиемоменты в наиболеенагруженныхсечениях:

M₂=M²_X2+M²_Y2= 262,848 H_*м

M₃=M_Y3=110,213 H_*м

Тихоходныйвал.

Изпроектногорасчета передачии из эскизнойкомпоновкиопределяем:

Делительныйдиаметр червячногоколеса d₂=0,32 м

расстояниемежду опорамиl_T=0,138 м

расстоянием/у точкамиприложенияконсольнойсилы и смежнойопоры l_ОП=0,1065 м

Вертикальнаяплоскость.

а)определяемопорные реакции:

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

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

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

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

Проверка:Y=0;R_CY-F_Y-F_r2+R_DY=0 H

б)строим эпюруизгибающихмоментов относительнооси X в характерныхсечениях 1..3:

M_x1=F_Z*d_оп1/2=0,000 H_*м

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

СправаM_X3=R_DY*l_T/2=424,881 H_*м

СлеваM_x3=F_Y(l_ОП+l_T/2)-R_CY*l_T/2+F_Z*d_оп1/2=-4,557 H_*м

M_x4=0 H_*м

Горизонтальнаяплоскость.

а)определяемопорные реакции:

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

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

Проверка:Y=0;-R_CX-F_t2+R_DX+F_X=0 H

б)строим эпюруизгибающихмоментов относительнооси Y в характерныхсечениях 1..4:

M_Y1=0 H_*м

M_Y2=-F_X*l_ОП=-152,438 H_*м

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

M_Y4=0 H_*м

строимэпюру крутящихмоментовMK=MZ=Ft2*d2/2= 828,820 H_*м

Определяемсуммарныерадиальныереакции :

R_C=R²_CX+R²_CY = 6997,609 H

R_D=R²_DX+R²_DY = 7181,083 H

Определяемсуммарныеизгибающиемоменты в наиболеенагруженныхсечениях:

M₂=M²_X2+M²_Y2= 327,826 H_*м

M₃=M²_X3+M²_Y3= 495,494 H_*м

Z

X

Y

M_Y

(H*м)

M_Z

(H*м)

l_оп

L_Б/2

L_Б/2

F_a

F_t

F_r

A

B

R_BX

F_X1

2

R_AX

4

3

R_BY

1

R_AY

M_X

(H*м)

Рис.1 Эпюрамоментов набыстроходномвалу

Рис.2 Эпюрамоментов натихоходномвалу

Y

Z

X

ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙВЫБОР ПОДШИПНИКОВ.

Быстроходныйвал :

Принимаемрадиально-упорныешарикоподшипники, средней серии,тип 6309.

Схемаустановки: враспор.

Размеры:

Диаметрвнутреннегокольца d= 45 мм.

Диаметрнаружногокольца

D= 100 мм.

ШиринаподшипникаВ= 25 мм.

Грузоподъёмность:

С_r= 50,5 кН.

С_0r= 41 кН.

Тихоходныйвал:

Принимаемшарикоподшипники осболегкой серии, тип 113.

Схемаустановки: сфиксирующейопорой.

Размеры:

Диаметрвнутреннегокольца d= 65 мм.

Диаметрнаружногокольца

D= 100 мм.

ШиринаподшипникаТ= 18 мм.

Грузоподъёмность:

С_r= 30,7 кН.

С_0r= 19,6 кН.

КОНСТРУКТИВНАЯКОМПОНОВКАПРИВОДА.

Конструированиередуктора.

Модульзацепленияm= 10,00 мм.

1.Конструирование колеса цилиндрическойпередачи.

Червячноеколесо в целяхэкономии цветныхметаллов свенцом из бронзы.Соединениевенца с чугуннымцентром выполняембандажированием,посадкой снатягом Н7/s6.

Размерыобода.

Делительныйдиаметр d₂= 320 мм.

Диаметрнаибольшийd_ам2= 340 мм.

Ширинавенца колесаb= 63

Диаметрнаименьшийd_в=0,9_*d₂-2,5_*m= 263,0 мм.

Толщинавенца S=2,2m+0,05b₂= 25,15 мм.

Изряда Ra40 принимаемS= 25 мм.

S0= 30 мм

h= 6,3 мм

t= 5,04 мм

Принаибольшемдиаметре колесаменее 500 мм егоизготавливаемцельным

Ширинаb₂= 63 мм.

Размерыступицы.

Диаметрвнутреннийd=d₃= 75 мм.

Диаметрнаружный d_ст=1,55d= 117 мм.

Толщина_ст=0,3d= 23 мм.

ДлинаL_ст=(1...1,5)d= 98 мм.

Размерыдиска.

ТолщинаC=0,5(S+_ст)= 24 мм. >0,25b₂

РадиусызакругленийR= 6 мм.

Уклон= 7 °

Диаметротверстийd₀=(d_в-2S₀-d_ст)/4= 23 мм.

Таккак расчётныйдиаметр меньше25мм, выполняемдиск без отверстий . мм.

Конструированиечервячноговала.

Червяквыполняемзаодно с валом.

Основныеэлементы корпуса.

Толщинастенки корпуса=2*⁴0,2Т_т6; = 7,2 мм.

Принимаем= 8 мм.

Толщинакрышки ₁=0,96; = 6,48 мм.

Принимаем₁= 7 мм.

Толщинафланца корпусаb=1,5= 12 мм.

Толщинафланца крышкикорпуса b₁=1,5₁= 10,5 мм.

Толщинанижнего поясакорпуса p=2,35= 19 мм.

Толщинаребер основания корпуса m=(0,85...1)= 8 мм.

Толщинаребер крышкиm₁=(0,85...1)₁= 7 мм.

Диаметрболтов:

соединяющихоснованиекорпуса с крышкойd=³2Т_т= 12 мм.

уподшипниковd₁=(0,7...0,75)d= 10 мм.

фундаментныхболтов d_ф=1,25d= 16 мм.

Размеры,определяющиеположениеболтов d₂:

е=(1...1,2)d₁= 11 мм.

q=0,5d₂+d₄= 17 мм.

Дополнительныеэлементы корпуса.

Гнездопод подшипник:

диаметротверстия вгнезде подбыстроходныйвал D_п1= 100 мм.

диаметротверстия вгнезде подтихоходныйвал D_п2= 100 мм.

винтыкреплениякрышки подшипникабыстроходноговала М 12

винтыкреплениякрышки подшипникатихоходноговала М 12

числовинтов крышкиподшипникабыстроходноговала n₁= 6

минимальноечисло винтовкрышки подшипникатихоходноговала n₂= 6

диаметргнезда подподшипникбыстроходноговала D_к1=D₁+3= 154 мм.

диаметргнезда подподшипниктихоходноговала D_к2=D₂+3= 154 мм.

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

РадиусR_б= 11 мм.

Расстояниедо стенки корпусас₂=R_б+2= 13 мм.

Размерыштифта по ГОСТ3129-70 (табл10.5. [3]):

d_ш= 12 мм.

l_ш=b+b₁+5= 30 мм.

Предусмотримуклон днища2° в сторонумаслоспускногоотверстия дляоблегченияслива масла.Для заливкимасла и осмотрав крышке корпусавыполним окно,закрываемоекрышкой.

10.4.Установкаэлементовпередач на вал.

Для соединениявала с элементамиоткрытой передачииспользуемшпоночноесоединение,при нереверсивнойработе безтолчков и ударовприменяемпосадку Н7/k6.

Дляустановкиполумуфты навал назначаемпосадку- Н7/k6.

Припередаче вращающегомомента шпоночнымсоединениемдля цилиндрическихколес назначаемпосадку Н7/r6.

Посадкапризматическойшпонки по ГОСТ23360-78 по ширинешпонки p9, по ширинешпоночногопаза P9.

Посадкаподшипниковна вал k6, поледопуска отверстиядля наружногокольца подшипников-Н7.

СМАЗЫВАНИЕ.

Сцелью защитыот коррозиии снижениякоэффициентатрения, уменьшенияизноса, отводатепла и продуктовизноса от трущихсяповерхностей,снижения шумаи вибрацииприменяютсмазываниезацепленийи подшипников.

а)Смазываниезацепления.

Применяемнепрерывноесмазываниежидким масломокунанием.

Взависимостиот контактногонапряженияи окружнойскорости выбираемпо табл. 10.29. [1] следующийсорт масла: И-Т-Д-100

Количествомасла принимаем,из расчета0,4...0,8 литра на 1кВт.Мощности, равным3,2 л.

б)Для контроляуровня масла,находящегосяв редукторе,предусматриваемоконный маслоуказатель.

в)Для слива масла,налитого вкорпус редуктора,предусматриваемв корпусе сливноеотверстие,закрываемоепробкой сцилиндрическойрезьбой.

г)При длительнойработе, в связис нагревоммасла и воздухаповышаетсядавление внутрикорпуса, чтоприводит кпросачиваниюмасла черезуплотненияи стыки.

Чтобыизбежать этого,предусматриваемотдушину, связывающуювнутреннююполость редукторас внешней средой.

ПРОВЕРОЧНЫЕРАСЧЁТЫ.

Проверочныйрасчёт подшипников

Быстроходныйвал.

Входныеданные:

Угловаяскорость вала= 50,79 с^-1.

Осеваясила Fa= 5180,125 Н.

Реакциив подшипниках:

Вправом R₁= 1723,592 Н.

ВлевомR₂= 1683,515 Н.

Характеристикаподшипников:

Рядностьподшипниковв наиболеенагруженнойопоре i= 1

БазоваягрузоподъемностьC_R= 50500 Н.

СтатическаягрузоподъёмностьC_0r= 41000 Н.

Коэффициентрадиальнойнагрузки X= 0,45

Отношение iR_F/(C_0R)= 0,12634451

Коэффициентосевой нагрузкиY= 1,13

Коэффициентвлияния осевогонагруженияе= 0,48 кН.

Осеваясоставляющаярадиальнойнагрузки подшипникаR_S1= 827,3 Н.

Осеваясоставляющаярадиальнойнагрузки подшипникаR_S2= 808,1 Н.

Осевая нагрузка подшипникаR_А1= 827,3 Н.

Осевая нагрузка подшипникаR_А2= 6007,4 Н.

Радиальнаянагрузка подшипникаRr= 1723,6 Н.

КоэффициентбезопасностиК_б= 1,1

Температурныйкоэффициент К= 1

Коэффициентвращения V= 1

Расчёт:

ОтношениеR_A/(V_*R_r)= 3,485

ЭквивалентнаядинамическаянагрузкаR_E=(XVR_r+YR_a)K_бK_т= 8320,38

ПоГОСТ 16162-85 для червячныхредукторовпринимаемL_h=5000часов.

Дляшариковыхподшипниковпоказательстепени: m=3

Определяемрасчётнуюдинамическуюгрузоподъёмность

C_rp=R_E*^m573L_h/10⁶= 43763,37 Н.

Подшипникпригоден

ДолговечностьподшипникаL_10h=10⁶_*(C_r/R_E)^m/(573)= 7682,7 часов.

Тихоходныйвал.

Входныеданные:

Угловаяскорость вала= 6,35 с^-1.

Осеваясила Fa= 2684 Н.

Реакциив подшипниках:

Вправом R₁= 7181,083 Н.

ВлевомR₂= 6997,609 Н.

Характеристикаподшипников:

Рядностьподшипниковв наиболеенагруженнойопоре i= 1

БазоваягрузоподъемностьC_R= 30700 Н.

СтатическаягрузоподъёмностьC_0r= 19600 Н.

Коэффициентрадиальнойнагрузки X= 0,56

Отношение iR_F/(C_0R)= 0,13693878

Коэффициентосевой нагрузкиY= 1,286

Коэффициентвлияния осевогонагруженияе= 0,34 кН.

Осеваясоставляющаярадиальнойнагрузки подшипникаR_S1= 0 Н.

Осеваясоставляющаярадиальнойнагрузки подшипникаR_S2= 0 Н.

Осевая нагрузка подшипникаR_А1= 2684 Н.

Осевая нагрузка подшипникаR_А2= 2684 Н.

Радиальнаянагрузка подшипникаRr= 7181,083 Н.

КоэффициентбезопасностиК_б= 1,1

Температурныйкоэффициент К= 1

Коэффициентвращения V= 1

Расчёт:

ОтношениеR_A/(V_*R_r)= 0,37375978

ЭквивалентнаядинамическаянагрузкаR_E=(XVR_r+YR_a)KбKт= 8220,33353

ПоГОСТ 16162-85 для червячныхредукторовпринимаемLh=5000 часов.

Дляшариковыхподшипниковпоказательстепени: m=3

ОпределяемрасчётнуюдинамическуюгрузоподъёмностьC_rp=R_E*^m573L_h/10⁶= 21619,9933 Н.

Подшипникпригоден

ДолговечностьподшипникаL_10h=10⁶_*(C_r/R_E)^m/(573)= 14315,8936 часов.

Проверочныйрасчёт шпонок.

Проверкушпонок ведёмна смятие. Продопустимомнапряжении[]_см= 150 Н/мм².

Шпонкана выходномконце быстроходноговала .

Диаметрвала d= 38 мм.

Изконструктивнойкомпоновкиполная длиннашпонки l= 45 мм.

Потабл. К42. [1] определяем:

ширинашпонки b= 10 мм.

высоташпонки h= 8 мм.

глубинапаза вала t₁= 5 мм.

Определяемрабочую длинушпонки l_р=l-b= 35 мм.

Определяемплощадь смятаяА_см=(0,94_*h-t₁)_*l_p= 88,2 мм².

Окружнаясила на быстроходномвалу F_t= 2684,000 Н.

Расчётнаяпрочность_см=F_t/A_см= 88,2 2)

Условиепрочности _см_смвыполнено.

Шпонка вала под колесо.

Изпроектногорасчета валапринимаемдиаметр валапод зубчатымколесом d= 75 мм.

Изконструктивнойкомпоновкиполная длиннашпонки l= 120 мм.

Потабл. К42. [1] определяем:

ширинашпонки b= 20 мм.

высоташпонки h= 12 мм.

глубинапаза вала t₁= 7,5 мм.

Определяемрабочую длинушпонки l_р=l-b= 100 мм.

Определяемплощадь смятаяА_см=(0,94_*h-t₁)_*l_p= 378 мм².

Окружнаясила на колесеF_t= 7487,3 Н.

Расчётнаяпрочность_см=F_t/A_см= 19,81 2)

Условиепрочности _см_смвыполнено.

Шпонкана выходномконце тихоходноговала .

Изпроектногорасчета валапринимаемдиаметр выходногоконца вала d= 60 мм.

Изконструктивнойкомпоновкиполная длиннашпонки l= 71 мм.

Потабл. К42. [1] определяем:

ширинашпонки b= 16 мм.

высоташпонки h= 10 мм.

глубинапаза вала t₁= 6 мм.

Определяемрабочую длинушпонки l_р=l-b= 55 мм.

Определяемплощадь смятаяА_см=(0,94_*h-t₁)_*l_p= 187 мм².

Окружнаясила на тихоходномвалу F_t= 5180,1 Н.

Расчётнаяпрочность_см=F_t/A_см= 27,701 2)

Условиепрочности _см_смвыполнено.

Уточненныйрасчет валов[3].

Примем,что нормальныенапряженияот изгиба изменяютсяпо симметричномуциклу, а касательныеот крученияпо отнулевому.Расчет производимдля предположительноопасных сеченийкаждого извалов.

Быстроходныйвал.

Проедалвыносливостипри симметричномцикле изгиба

Пределна растяжение_B= 900,00 H/мм².

_-1=0,43_в= 387,00 H/мм².

Проедалвыносливостипри симметричномцикле касательныхнапряжений

_-1=0,58_-1= 224,46 H/мм².

СечениеА-А.

Этосечение подэлементомоткрытой передачирассчитываемна кручение.Концентрациюнапряженийвызывает наличиешпоночнойканавки.

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.

Диаметрвыходного концавала d= 38 мм.

Дляэтого находим:

среднеенапряжениеотнулевогоцикла W_кнетто=d³/16-bt₁(d-t₁)²/2d= 10057,64 мм³

амплитудаотнулевогоцикла _v=_m=_max/2=T₁/2W_кнетто= 5,34 H/мм².

принимаемпо табл. 8.5. , 8.8 , эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk_= 1,9

интерполируя,масштабныйфактор длякасательныхнапряжений_= 0,738

коэффициент_= 0,1

коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95

Коэффициентзапаса прочностиs_=_-1/(k_*_v/(_*)+_*_m)= 14,96

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям.

Дляэтого находим:

моментконсольнойнагрузки М=F_оп*l_оп= 110213 H_*мм.

среднеенапряжениеотнулевогоцикла W_кнетто=d³/32-bt₁(d-t₁)²/2d= 4670,60 мм³.

амплитудаотнулевогоцикла _v=_m=_max/2=T₁/2W_кнетто= 22,99 H/мм².

принимаемпо табл. 8.5. , 8.8, эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk_= 1,9

интерполируя,масштабныйфактор длянормальныхнапряжений_= 0,856

коэффициент_= 0,2

коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95

Коэффициентзапаса прочностиs_=_-1/(k_*_v/(_*)+_*_m)= 6,637

Результирующийкоэффициентзапаса прочностидля сеченияА-А

s=s_*s_*/s²_+s²_= 6,067

СечениеБ-Б.

Этосечение подподшипником.Концентрациянапряженийвызывает посадкаподшипникас гарантированнымнатягом.

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.

Диаметр вала под подшипникd= 45 мм.

ОтношениеD/d= 1,24

Выбираемрадиус галтелиr= 1,00 мм.

Отношениеr/d= 0,02

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.

Дляэтого находим:

Изгибающиймомент M=F_вl₃= 110213 H_*мм.

осевоймомент сопротивленияW=d³/32= 8946,18 мм³

полярныймомент W_p=2W= 17892,36 мм³

амплитудаи среднее напряжениецикла костыльныхнапряжений

_v=_m=_max/2=T₁/2W_p= 3,00 H/мм².

принимаемпо табл. 8.5. , 8.8 , эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk_= 1,9

масштабныйфактор длякасательныхнапряжений_= 0,715

коэффициент_= 0,1

коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95

Коэффициентзапаса прочностиs_=_-1/(k_*_v/(_*)+_*_m)= 25,825

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям.

Дляэтого находим:

амплитуданормальныхнапряжений _v=_m=_max/2=М/2W= 6,16 H/мм².

принимаемпо табл. 8.5. , 8.8, эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk_= 2,8

масштабныйфактор длякасательныхнапряжений_= 0,835

коэффициент_= 0,2

коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95

Коэффициентзапаса прочностиs_=_-1/(k_*_v/(_*)+_*_m)= 16,844

Результирующийкоэффициентзапаса прочностидля сеченияБ-Б

s=s_*s_*/s²_+s²_= 14,108

Тихоходныйвал.

Проедалвыносливостипри симметричномцикле изгиба

Пределна растяжение_B= 900 H/мм².

_-1=0,43_в= 387 H/мм².

Предалвыносливостипри симметричномцикле касательныхнапряжений

_-1=0,58_-1= 224,46 H/мм².

СечениеА-А.

Этосечение подэлементомоткрытой передачирассчитываемна кручение.Концентрациюнапряженийвызывает наличиешпоночнойканавки.

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.

Диаметрвыходного концавала d= 60 мм.

Дляэтого находим:

среднеенапряжениеотнулевогоцикла W_кнетто=d³/16-bt₁(d-t₁)²/2d= 40078,70 мм³

амплитудаотнулевогоцикла _v=_m=_max/2=T₂/2W_кнетто= 10,34 H/мм².

принимаемпо табл. 8.5. , 8.8 , эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk_= 1,9

интерполируя,масштабныйфактор длякасательныхнапряжений_= 0,675

коэффициент_= 0,1

коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95

Коэффициентзапаса прочностиs_=_-1/(k_*_v/(_*)+_*_m)= 7,087

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям.

Дляэтого находим:

моментконсольнойнагрузки М=F_оп*l_оп= 848571 H_*мм.

среднеенапряжениеотнулевогоцикла W_кнетто=d³/32-bt₁(d-t₁)²/2d= 18872,95 мм³.

амплитудаотнулевогоцикла _v=_m=_max/2=T₂/2W_кнетто= 43,92 H/мм².

принимаемпо табл. 8.5. , 8.8, эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk_= 1,9

интерполируя,масштабныйфактор длянормальныхнапряжений_= 0,79

коэффициент_= 0,2

коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95

Коэффициентзапаса прочностиs_=_-1/(k_*_v/(_*)+_*_m)= 3,226

Результирующийкоэффициентзапаса прочностидля сеченияА-А

s=s_*s_*/s²_+s²_= 2,936

СечениеБ-Б.

Этосечение подподшипником.Концентрациянапряженийвызывает посадкаподшипникас гарантированнымнатягом.

Диаметр вала под подшипникd= 65 мм.

ОтношениеD/d= 1,15

Выбираемрадиус галтелиr= 1,50 мм.

Отношениеr/d= 0,02

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.

Дляэтого находим:

Изгибающиймомент M=F_вl₃= 614 H_*мм.

осевоймомент сопротивленияW=d³/32= 26961,25 мм³

полярныймомент W_p=2W= 53922,50 мм³

амплитудаи среднее напряжениецикла костыльныхнапряжений

_v=_m=_max/2=T₁/2W_p= 7,69 H/мм².

принимаемпо табл. 8.5. , 8.8 , эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk_= 1,67

масштабныйфактор длякасательныхнапряжений_= 0,6625

коэффициент_= 0,1

коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95

Коэффициентзапаса прочностиs_=_-1/(k_*_v/(_*)+_*_m)= 10,601

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям.

Дляэтого находим:

амплитуданормальныхнапряжений _v=_m=_max/2=М/2W= 0,01 H/мм².

принимаемпо табл. 8.5. , 8.8, эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk_= 2,68

масштабныйфактор длякасательныхнапряжений_= 0,775

коэффициент_= 0,2

коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95

Коэффициентзапаса прочностиs_=_-1/(k_*_v/(_*)+_*_m)= 10077,947

Результирующийкоэффициентзапаса прочностидля сеченияБ-Б

s=s_*s_*/s²_+s²_= 10,601

СечениеВ-В.

Этосечение подзубчатым колесом.Концентрациянапряженийобусловленаналичием шпоночнойканавки.

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям.

Дляэтого находим:

Диаметрвыходного концавала d= 75 мм.

среднеенапряжениеотнулевогоцикла W_кнетто=d³/16-bt₁(d-t₁)²/2d= 78278,71 мм³

амплитудаотнулевогоцикла _v=_m=_max/2=T₂/2W_кнетто= 5,29 H/мм².

принимаемпо табл. 8.5. , 8.8 , эффективныйкоэффициентконцентрациикасательныхнапряженийk_= 1,9

интерполируя,масштабныйфактор длякасательныхнапряжений_= 0,64

коэффициент_= 0,1

коэффициент,учитывающийвлияние шероховатостиповерхности= 0,95

Коэффициентзапаса прочностиs_=_-1/(k_*_v/(_*)+_*_m)= 13,157

Определяемкоэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям.

Дляэтого находим:

Суммарныйизгибающиймомент беремиз эпюр M= 495494 H_*мм.

среднеенапряжениеотнулевогоцикла W_кнетто=d³/32-bt₁(d-t₁)²/2d= 36861,23 мм³.

амплитудаотнулевогоцикла _v=_m=_max/2=T₂/2W_кнетто= 22,48 H/мм².