Оглавление
1.ИСХОДНЫЕДАННЫЕ
2.РАСЧЕТ ЭНЕРГОСИЛОВЫХ И КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА
2.1Выбор электродвигателя
2.2Расчет передаточного числа привода и его разбивка
2.3Определение основных кинематических и энергетических параметров передач привода
2.4выбор соединительных муфт
3.ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ, ТЕРМООБРАБОТКИ И ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
4.РАСЧЕТ РЕДУКТОРНОЙ ПЕРЕДАЧИ
4.1Проектный расчет. Расчет геометрии
4.2Поверочный расчет зубьев колеса на выносливость по контактным напряжениям
4.3Поверочный расчет зубьев колеса на выносливость по напряжениям изгиба
4.4Определение сил в зацеплении червячной передачи
5.РАСЧЕТ УЗЛОВ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
5.1Предварительный выбор подшипников качения
5.2Определение реакций и моментов
5.3Проверочный расчет подшипников на долговечность по динамическойгрузоподъемности
5.4Расчет валов на усталостную прочность
6.КОНСТРУИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА
6.1Корпус редуктора
6.2Червячное колесо
7.РАСЧЕТ СОЕДИНЕНИЙ
7.1Проверочный расчет шпоночных соединений/>1.ИСХОДНЫЕДАННЫЕ
Номер рассчетногозадания: 185.
Исходные данные:мощность на выходном валу привода Pвых = 3.6 кВт; частота вращениявыходного вала nвых = 180 об\мин; коэффициент работы передачи всутки kсут = 0.5; коэффициент работы передачи в году kгод= 0.8.
/>
Рисунок 1 «кинематическаясхема привода»
/>
Рисунок 2 «схемаредуктора»/>2. РАСЧЕТЭНЕРГОСИЛОВЫХ И КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА/>2.1 Выбор электродвигателя
Расчет требуемоймощности электродвигателя производим по формуле:
/>
где: Рвых — мощность на выходном валу привода;
/> - общий КПДпривода.
/>
где: /> - КПД муфты (а– количество муфт в приводе);
/> - КПДредукторной передачи (b – количество редукторных передач привода);
/> - КПД однойпары подшипников качения (с – количество подшипниковых пар).
Подставим все значенияв формулу расчета мощности:
/>
Расчет частоты вращениявала электродвигателя производим по формуле:
/>
где: /> - суммарноепередаточное число привода, в нашем случае значение равно передаточному числуредуктора />. Для червячнойпередачи
/>, />.
Тогда:
/> ,
/>,
/>.
Исходя из полученныхданных выбираем электродвигатель АИР 4А 100L2 У3 ГОСТ19523-81 (электродвигатель серии 4А мощностью 5,5 кВт с синхроннойчастотой вращения вала 3000 об/мин, под нагрузкой – 2880 об/мин). />2.2 Расчет передаточного числа привода и его разбивка
Определим передаточноечисло привода по формуле:
/>
Полученное значениесоответствует значению из стандартного ряда передаточных чисел червячныхпередач (ГОСТ 2144-76). Погрешность передаточного числа в нашем случаеотсутствует./> 2.3 Определениеосновных кинематических и энергетических параметров передач привода
По заданнойкинематической схеме привод состоит из упругой муфты, редукторной червячнойпередачи и зубчатой муфты. Следовательно имеется 4 вала. Причем входной валредуктора и вал муфты можно условно считать одним валом, в расчетах учитываяКПД передачи муфты. Выходной вал редуктора и вал второй муфты также условносчитаем одним валом, учитывая КПД передачи муфты. В редукторе — 2е подшипниковыепары. Расчетные зависимости для данной конструкции вычислим по следующимформулам:
· мощностьна валах:
/> ;
/> .
· частотывращения валов:
/>;
/>.
· крутящиемоменты, передаваемые валами:
/> ;
/> .
где: 9550 –коэффициент, позволяющий подставлять значение количества оборотов в несистемныхединицах (об/мин).
· диаметрывалов:
/> ;
/> .
где: />=15…20 МПа –допускаемое напряжение кручения, для получения значения диаметра вала возьмемнижнюю границу значений.
Получим численныезначения величин:
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>;
/>.
Округлим полученныезначения диаметров валов в соответствии с таблицей нормальных линейных размеров(ГОСТ 6636-69). Из таблицы примем: ряд Ra20, />, />/> 2.4 выборсоединительных муфт
Из полученныхпараметров подберем тип упругой муфты.
/>
рис.3 «Упругая муфта»
Таблица 1 «муфтаупругая»max d вала, мм. L, мм. Е, мм. А, мм. С, мм М, мм. D, мм. вес, кг. Т, Н*м 30 33 22 104 82 11 60 0.8 24
Муфта зубчатая, ГОСТ Р50895-96, используется для постоянного соединения соосных валов и дляодновременной компенсации их незначительных угловых и радиальных смещений.
/>
рис.4 «муфта зубчатая»
Параметры выбранноймуфты приведены в таблице.Обозначение Крутящий момент max, Н*м D, мм. d, мм. B, мм. МЗП-1 1000 170 40…55 115
/>3. ВЫБОРМАТЕРИАЛОВ, ТЕРМООБРАБОТКИ И ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
Характеристикиматериала изготовления и свойства червячной передачи определяют исходя иззначения скорости относительного скольжения Vs.Скорость относительного скольжения вычисляется по формуле:
/>;
где: /> - частотавращения червяка, об/мин;
/> - крутящиймомент на валу червячного колеса, Н*м.
/>.
Коэффициент,учитывающий интенсивность изнашивания материала колеса, при полученном значениискольжения — />=0.8.
Материал червяка: сталь18ХГТ, поверхность цементируется с последующей закалкой до твердости 56 HRCэ.
Материал червячногоколеса: оловянная бронза БрО10Ф1 относим к I группе.
Значения механическиххарактеристик червячной передачи сведем в таблицу.
Таблица 3 «механическиехарактеристики материалов червячной передачи»Элемент передачи Марка металла Термообработка
HRCэ
/>, МПа
/>, МПа
/>, МПа
/>, МПа червяк 18ХГТ цементация, закалка 56 980 730 706 261 колесо БрО10Ф1 отливка в кокиль HB 1 (60 МПа) 230 140 198 53.4
/>4. РАСЧЕТРЕДУКТОРНОЙ ПЕРЕДАЧИ/> 4.1 Проектный расчет.Расчет геометрии
Ориентировочноезначение межосевого расстояния определим по формуле:
/> ,
Подставим в формулучисловые значения:
/>.
По ГОСТ 2144-76выбираем ближайшее стандартное значение — />
Количество витковчервяка – Z1=2.
Число зубьев червячногоколеса определим по формуле:
/>;
/>.
Модуль зацепленияопределим из формулы:
/>;
/>.
Из стандартного ряда (ГОСТ2144-76) примем значение модуля зацепления m=6.3.
Коэффициент диаметрачервяка найдем по формуле:
/>
Значение коэффициентадиаметра соответствует стандартному, подбора не требуется.
Коэффициент смещенияинструмента:
/>
/> Условиевыполняется.
Уточним фактическоепередаточное число:
/>;
Фактическое значениепередаточного отношения равно посчитанному – отклонение равно 0.
Перейдем к расчетуфактических размеров передачи:
Фактическое значениемежосевого расстояния:
/>
Делительный диаметрчервяка:
/>
Диаметр вершин витковчервяка:
/>
Диаметр впадин витковчервяка:
/>
Делительный уголподъема линии витков червяка:
/>
Длина нарезаемой частичервяка:
/>;
при x
Делительный диаметрчервячного колеса:
/>
Диаметр вершин зубьевчервячного колеса:
/>
Наибольший диаметрчервячного колеса:
/>
Диаметр впадин зубьевчервячного колеса:
/>
Ширинавенца червячного колеса:
/>
Условный угол обхватачервяка венцом колеса:
/>
/>4.2 Поверочный расчет зубьев колеса на выносливость поконтактным напряжениям
Т.к. поверхностнаяпрочность зубьев червячного колеса ниже, чем у червяка – расчет будем вести позубьям червячного колеса.
Рассчитаем фактическоеконтактное напряжение зубьев червячного колеса:
/> ;
где: /> - крутящиймомент на колесе;
/> - коэффициентнагрузки в зоне контакта зубьев.
/> ;
где: /> - коэффициент,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии;
/> - коэффициент,учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку.
/>;
где: /> - коэффициентдеформации червяка (при /> );
x – вспомогательныйкоэффициент (примем x=0.6 для передач, работающих при незначительныхколебаниях).
Перед проведениемокончательных расчетов, необходимо уточнить значение скорости относительногоскольжения:
/>;
/>.
Исходя из полученногозначения скорости скольжения, в дальнейших расчетах принимаем:
· степеньточности изготовления червячной передачи – 7;
· />.
/>;
/>;
/>.
Т.к. /> – условиепрочности по контактным напряжениям выполняется, запас прочности – 8%. /> 4.3 Поверочный расчетзубьев колеса на выносливость по напряжениям изгиба
Фактическое напряжениеизгиба определяем по формуле:
/> ;
где: /> - крутящиймомент на колесе;
/> - коэффициентнагрузки при изгибе;
/> - коэффициентформы зуба колеса, выбирают в зависимости от эквивалентного числа зубьев:
/>;
В соотвествии сполученным значением эквивалентного числа зубьев, коэффициент формы />.
/>
Условие /> – выполняется,зубья колес удовлетворяют требованиям выносливости по напряжениям изгиба.
Запас прочности наизгиб:
/>/>4.4 Определение сил в зацеплении червячной передачи
Сила нормальногодавления на зуб колеса имеет три составляющих:
· Ft– окружная сила, направлена по касательной к делительной окружности;
· Fr– радиальная сила, направлена по радиусу от поля зацепления к оси колеса;
· Fa– осевая сила, направлена вдоль оси колеса.
/>;
/>;
/>.
(/>)
Результаты вычисленийсведем в таблицу:
таблица 4 «Своднаятаблица параметров червячной передачи»
Проектный расчет
Параметр
/>, мм m
/>, град
/>, град q Z b, мм d, мм
da, мм
df, мм
dam, мм
Червяк 126 6.3 47.5 14 8 2 83 50 63 35 -----
Колесо ----- ----- 32 43 202 212 189 221
Поверочный расчет
Параметр
/>, МПа
/>, МПа
/>, МПа
/>, МПа
/>, %
/>, % Примечания
Червяк 706 ----- 261 ----- ----- -----
Колесо 198 182 53.4 4.5 8 91.5
/>5. РАСЧЕТ УЗЛОВВАЛОВ РЕДУКТОРА/>5.1 Предварительный выбор подшипников качения
Подшипники выбираются сучетом многих факторов работы редуктора. Для упрощения выбора примем, чтообычно для червячных передач рекомендуется выбирать роликовые коническиеоднорядные подшипники ГОСТ 27365-87. Типоразмер подшипника диктуетсядиаметром его внутреннего кольца, который равен диаметру вала, на которыйсадится подшипник.
/>
рисунок 5 «роликовыйконический однорядный подшипник»
Из предыдущих расчетовимеем: диаметр червячного вала – 14 мм, диаметр вала колеса – 45 мм.
Диаметр вала двигателя АИР4А 100L2 У3 – 28 мм. Для простоты соединения, с цельюиспользования однотипных муфт примем присоединительный диаметр червячного вала />
Подберем паруподшипников на ведущий вал: исходя из предполагаемых посадочных мест, выбираемподшипник роликовый конический однорядный №7206А.
/>
рисунок 6 «основныеразмеры подшипников червячного вала»
Для ведомого валавыберем подшипник №7210А.
/>
рисунок 7 «основныеразмеры подшипников вала колеса»/> 5.2 Определение реакцийи моментов
Для определения реакцийи моментов необходимо предварительно проработать компоновку редуктора. Попроизведенным расчетам геометрических характеристик – предварительно построим,валы редуктора.
Определим размерыведущего вала. Витки червяка выполним, как одно целое с валом. Сведем в таблицурассчитанные размеры:
Таблица 5«геометрические размеры ведущего вала»Параметр
/>, мм
/>, мм
/>, мм
/>, мм
/>, мм
/>, мм Значение 50 63 35 83 28 30
Расстояние междуопорами вала: />.
Расстояние от выходногоконца вала до ближайшей опоры:
/>.
Для выхода режущегоинструмента, при нарезании витков червяка, участки вала, прилегающие к нарезкепримем />.
Положение точки опорывала:
/>;
где: Т – ширинаподшипника;
D–диаметр наружного кольца подшипника;
d– диаметр внутреннего кольца подшипника;
е – коэффициент влиянияосевого нагружения.
/>.
/>.
/>
рисунок 8 «ведущий вал»
Определим размерыведомого вала:
· диаметрвала — />;
· длинавала под ступицу колеса — />;
· диаметрпод посадку колеса: />;
· расстояниеот ступицы колеса до кольца подшипника – 15 мм.;
· положениеточки опоры вала: />;
· Расстояниеот выходного конца вала до ближайшей опоры: />.
/>
рисунок 9 «ведомый вал»
После уточнения размеравалов возможно приступить к расчетам.
/>
рисунок 10 «расчетнаясхема передачи»
Левую опору,воспринимающую осевую нагрузку Faобозначим цифрой «1», правую – цифрой «2».
Рассмотрим плоскостьX0Z.
/>
Рассмотрим плоскость Y0Z.
составим уравнениемоментов относительно точки «2»:
/>;
/>.
/>;
/>.
Суммарные радиальныенагрузки, действующие на подшипники:
/>
/>
/>;
/>;
/>.
Для ведомого валаправую опору, воспринимающую осевую нагрузку Faобозначим цифрой «4», левую – цифрой «3».
Рассмотрим плоскостьX0Z.
/>;
Рассмотрим плоскость Y0Z.
/>;
/>;
/>;
/>
Суммарные радиальныенагрузки, действующие на подшипники ведомого вала:
/>
/>;
/>;
/>.
После нахожденияреакций опор построим эпюры моментов:
/>;
/>.
/>
рисунок 11 «моментыведущего вала»
Суммарный момент наведущем валу:
/>;
/>.
/>
/>
/>
рисунок 11 «моментыведомого вала»
Суммарный момент наведомом валу:
/>
/>
/>5.3 Проверочный расчет подшипников на долговечность подинамической грузоподъемности
Долговечностьподшипников в часах определим по формуле:
/>;
где: n-частотавращения, об/мин;
m– показатель степени, для роликоподшипников m=3.33;
С – динамическаягрузоподъемность подшипника (С1=С2= 38 кН; С3=С4=70.4 кН);
Рэкв –эквивалентная динамическая нагрузка, кН;
/> - заданный срокслужбы привода, ч.
Заданный срок службывычислим по формуле:
/>;
где: t –предполагаемый срок службы передачи, примем 3 года;
/> - коэффициентработы передачи в году (0.8 – по заданию);
/> - коэффициентработы передачи в сутки (0.5 – по заданию).
/>
Эквивалентнуюдинамическую нагрузку рассчитаем по формуле:
/>;
где: V – коэффициентвращения, при вращении внутреннего кольца – V=1;
/> – суммарнаярадиальная нагрузка на подшипник, Н;
Rai– суммарная осевая нагрузка на подшипник;
X,Y– коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, значения X и Y сведем в таблицу:
таблица 6 «значениякоэффициентов X и Y»№ подшипника (см. расч. схему)
/>, Н
Rai, Н
/> X Y e α №1 821
Ra1=Fa1= 2334 2.84 0.4 2 0.3
110 №2 368 1 №3 1584
Ra3=Fa2 =704 0.44 0.4 2 №4 1188 1
kБ– коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки (kБ=1.4);
kt– температурный коэффициент (kt=1).
/>;
/>;
/>;
/>.
Определим долговечностьподшипников:
/>;
Условие долговечностине выполняется. Необходимо подобрать другой подшипник. Выберем подшипник №7606(средняя широкая серия). Для выбранного подшипника значение динамическойгрузоподъемности С=72.1 кН.
/>
рисунок 12 «подшипник№7606»
Переопределимдолговечность:
/>, условиевыполняется.
/>;
/>;
/>./>5.4 Расчет валов на усталостную прочность
Эквивалентныйкоэффициент запаса прочности:
/>;
где: /> – коэффициентзапаса прочности по нормальным напряжениям;
/> – коэффициентзапаса прочности по касательным напряжениям;
/>;
где: /> - пределвыносливости материала при изгибе, для стали марки 18ХГТ – 520 МПа, для сталимарки Ст45 – 250 МПа;
/> – коэффициентконцентрации напряжений, учитывающий влияние всех факторов на сопротивлениеусталости;
/> – амплитудноезначение напряжения;
/> - среднеезначение напряжения;
/> - коэффициент,характеризующий чувствительность материала к ассиметрии цикла напряжений, длястали марки 18ХГТ – 0.15, для стали Ст45 — 0.
/>;
где: /> - эффективныйкоэффициент концентрации напряжений при изгибе (зависит от концентраторанапряжения);
/> - масштабныйкоэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров сечения вала;
/> - коэффициенткачества поверхности;
/> - коэффициентвлияния поверхностного упрочнения.
/>;
/>;
где: /> – суммарныйизгибающий момент в опасном сечении, Н*м;
/> - осевой моментсопротивления сечения вала, м3;
А – площадь поперечногосечения вала, м2.
/>;
где: /> - пределвыносливости материала при кручении, для стали марки 18ХГТ – 280 МПа, для сталимарки Ст45 – 150 МПа;
/> – коэффициентконцентрации напряжений, учитывающий влияние всех факторов на сопротивлениеусталости;
/> – амплитудноезначение касательного напряжения;
/> - среднеезначение касательного напряжения;
/> - коэффициент,характеризующий чувствительность материала к ассиметрии цикла напряжений, длястали марки 18ХГТ – 0.1, для стали Ст45 — 0.
/>;
где: /> - эффективныйкоэффициент концентрации напряжений при кручении (зависит от концентраторанапряжения);
/> - масштабныйкоэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров сечения вала;
/> - коэффициенткачества поверхности;
/> - коэффициентвлияния поверхностного упрочнения.
/>;
где: T – крутящиймомент на валу, Н*м;
/> - полярныймомент сопротивления сечения вала с концентратором напряжения, м3.
/>
рисунок 13 «Ведущийвал»
Проанализируем ведущийвал на наличие сечений с концентраторами напряжения:
1. сечениеА-А, концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированнымнатягом;
2. сечениеБ-Б, переход от диаметра 40 мм. к диаметру 33мм., концентратором напряженийявляется выточка.
Сечение А-А:
Диаметр вала в этомсечении 30мм.
Момент кручения вданном сечении: />.
Осевой момент сопротивления:/>.
Амплитудное значениенапряжения: />.
Среднее значениенапряжения: />;
Коэффициентконцентрации напряжений: примем значения коэффициентов />; />; />; />.
/>
Коэффициент запасапрочности по касательным напряжениям:
/>
полярный моментсопротивления сечения вала: />.
Амплитудное значениекасательного напряжения: />.
Эффективный коэффициентконцентрации напряжений при кручении: /> ;
Коэффициент,учитывающий влияние абсолютных размеров сечения вала: />;
Коэффициент качестваповерхности: /> ;
Коэффициент влиянияповерхностного упрочнения: />.
коэффициентконцентрации напряжений, учитывающий влияние всех факторов на сопротивлениеусталости:
/>.
Коэффициент запасапрочности по касательным напряжениям:
/>.
Эквивалентный коэффициентзапаса прочности:
/>
Сечение Б-Б:
Диаметр вала в этомсечении 33мм.
Момент кручения вданном сечении:
/>.
Осевой моментсопротивления: />.
Амплитудное значениенапряжения: />.
Среднее значениенапряжения: />;
Коэффициентконцентрации напряжений: примем значения коэффициентов />; />; />; />.
/>
Коэффициент запасапрочности по касательным напряжениям:
/>
Полярный моментсопротивления сечения вала: />.
Амплитудное значениекасательного напряжения: />.
Эффективный коэффициентконцентрации напряжений при кручении: /> ;
Коэффициент,учитывающий влияние абсолютных размеров сечения вала: />;
Коэффициент качестваповерхности: /> ;
Коэффициент влиянияповерхностного упрочнения: />.
коэффициентконцентрации напряжений, учитывающий влияние всех факторов на сопротивлениеусталости:
/>.
Коэффициент запасапрочности по касательным напряжениям:
/>.
Эквивалентныйкоэффициент запаса прочности:
/>
/>
рисунок 14 «ведомыйвал»
Проанализируем ведомыйвал на наличие сечений с концентраторами напряжения:
1. сечениеА-А, концентрация напряжений обусловлена шпоночным пазом;
2. сечениеБ-Б, концентрация напряжений обусловлена шпоночным пазом.
Сечение А-А:
Диаметр вала в этомсечении 45мм.
Момент кручения вданном сечении:
/>.
Осевой моментсопротивления: />.
Амплитудное значениенапряжения: />.
Среднее значениенапряжения: />;
Коэффициентконцентрации напряжений: примем значения коэффициентов />; />; />; />.
/>
Коэффициент запасапрочности по касательным напряжениям:
/>
полярный моментсопротивления сечения вала:
/>.
Амплитудное значениекасательного напряжения: />.
Эффективный коэффициентконцентрации напряжений при кручении: /> ;
Коэффициент,учитывающий влияние абсолютных размеров сечения вала: />;
Коэффициент качестваповерхности: /> ;
Коэффициент влиянияповерхностного упрочнения: />.
коэффициентконцентрации напряжений, учитывающий влияние всех факторов на сопротивлениеусталости:
/>.
Коэффициент запасапрочности по касательным напряжениям:
/>.
Эквивалентныйкоэффициент запаса прочности:
/>
Сечение Б-Б:
Диаметр вала в этомсечении 60мм.
Момент кручения вданном сечении:
/>;
/>;
/>
Осевой моментсопротивления: />.
Амплитудное значениенапряжения: />.
Среднее значениенапряжения: />;
Коэффициентконцентрации напряжений: примем значения коэффициентов />; />; />; />.
/>
Коэффициент запасапрочности по касательным напряжениям:
/>
полярный моментсопротивления сечения вала:
/>.
Амплитудное значениекасательного напряжения: />.
Эффективный коэффициентконцентрации напряжений при кручении: /> ;
Коэффициент,учитывающий влияние абсолютных размеров сечения вала: />;
Коэффициент качестваповерхности: /> ;
Коэффициент влиянияповерхностного упрочнения: />.
коэффициентконцентрации напряжений, учитывающий влияние всех факторов на сопротивлениеусталости:
/>.
Коэффициент запасапрочности по касательным напряжениям:
/>.
Эквивалентныйкоэффициент запаса прочности:
/>
Таблица 7 «параметрыузлов валов редуктора»Валы Материал № подшипника
/>, ч
/>, ч S A-A Б-Б ведущий 18ХГТ 7206, 7606 10512 13683 152 77 ведомый Ст.45 7210А
/> 22 4
6. КОНСТРУИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА 6.1 Корпус редуктора
Корпус редукторапроектируем литым из материала – чугун СЧ15. Корпус разъемный по оси валачервячного колеса. Тип корпуса – традиционный с приливами снаружи.
Конструктивные размерыкорпуса редуктора представим в таблице 8.
Таблица 8«конструктивные размеры корпуса редуктора»Параметр Соотношения размеров Значение Толщина стенки основания, мм
/> 7 Толщина стенки крышки, мм
/>
6,
примем – 7 Толщина верхнего фланца крышки и основания, мм
/> 10.5 Толщина нижнего фланца основания, мм
/> 17 Толщина ребер основания и крышки, мм
/> 6.5 Диаметр фундаментных болтов, мм
/> 16 Число фундаментных болтов
при /> 4
Диаметр стяжных болтов, мм
— у подшипников
— соединяющих основание корпуса с крышкой
/>
/>
12
8 Расстояние между стяжными болтами, мм
/> 80
Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенками корпуса, мм
— по диаметру
— по торцам
— между колесом и дном редуктора
/>
/>
/>
11
7
49 6.2Червячное колесо
Червячные колеса обычноделают составными: венец – бронзовый, согласно выбранному ранее материалу;ступица и диск – литые из чугуна марки СЧ15. Способ посадки венца на колесо –посадка с натягом. Уточненные геометрические размеры колеса представим втаблице 9.
Таблица 9«Геометрические размеры колеса»Параметр Соотношения размеров Значение Диаметр ступицы, мм
/> 108 Длина ступицы, мм
/> 67 Толщина обода, мм
/> 14 Толщина диска колеса
/> 12
/>
рисунок 15 «червячноеколесо»
7. РАСЧЕТ СОЕДИНЕНИЙ 7.1 Проверочный расчетшпоночных соединений
Ведомый вал имеет двашпоночных соединения. Червячное колесо садится на вал посредством шпоночногосоединения, и зубчатая муфта садится на вал посредством шпонки. Для оценкиработоспособности шпоночных соединений необходимо произвести расчет соединенийна срез и смятие. Данные расчеты основаны на предположении, что напряженияраспределены по сечениям равномерно.
Расчет шпонки на срезвыполним по следующей формуле:
/>;
где: Т – вращающиймомент, передаваемый шпонкой, Н*м;
d– диаметр вала, мм.;
lp– расчетная длина шпонки, мм.;
b– ширина шпонки, мм.;
/> - допускаемоенапряжение на срез, МПа.
Расчет шпонки на смятиевыполним по следующей формуле:
/>;
где: Т – вращающиймомент, передаваемый шпонкой, Н*м;
d– диаметр вала, мм.;
lp– расчетная длина шпонки, мм.;
/> - высотаплощадки смятия;
/> - допускаемоенапряжение на смятие, МПа.
/>;
где: /> - пределтекучести материала шпонки;
/> - допускаемыйкоэффициент запаса прочности.
Сечение А-А(смотри рисунок 14):
Исполнение шпонки – А: />.
Примем />.
Значение />, примем равным /> материалазубчатой полумуфты.
Коэффициент запасапрочности примем S=2 (работа механизма при постоянной нагрузке), увеличим егона 30% т.к. механизм работает в реверсивном режиме. Итого примем S=2.6.
/>.
/> - условиевыполняется.
/> - условиевыполняется.
Сечение Б-Б(смотри рисунок 14):
Исполнение шпонки – А: />.
Примем />.
Значение />, примем равным /> материалазубчатого колеса.
Коэффициент запасапрочности примем S=2 (работа механизма при постоянной нагрузке), увеличим егона 30% т.к. механизм работает в реверсивном режиме. Итого примем S=2.6.
/>.
/> - условиевыполняется.
/> - условиевыполняется.