--PAGE_BREAK--1 Введение
Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени опредеделяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения — свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.
Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.
При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения — 85%, в дорожных машинах — 75%, в автомобилях — 10% и т. д.
Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.
Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.
2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:
— для закрытой червячной передачи: h1 = 0,8
Общий КПД привода будет:
h = h1x… xhnxhподш.2xhмуфты2
= 0,8 x 0,992x 0,982 = 0,753
где hподш. = 0,99 — КПД одного подшипника.
hмуфты = 0,98 — КПД одной муфты.
Угловая скорость на выходном валу будет:
wвых. = = = 7,749 рад/с
Требуемая мощность двигателя будет:
Pтреб. = = = 5,312 кВт
В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 132S4 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=7,5 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 1440 об/мин, угловая скорость
wдвиг. = = = 150,796 рад/с.
Oбщее передаточное отношение:
U = = = 19,46
Руководствуясь таблицами 1.2[2] и 1.3[2], для передач выбрали следующие передаточные числа:
U1 = 20
Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу :
Вал 1-й
n1 = nдвиг. = 1440 об./мин.
w1 = wдвиг. = 150,796 рад/c.
Вал 2-й
n2 = = = 72 об./мин.
w2 = = = 7,54 рад/c.
Мощности на валах:
P1 = Pтреб.xhподш. =
5,312 x 106x 0,99 = 5258,88 Вт
P2 = P1xh1xhподш. =
5258,88 x 0,8 x 0,99 = 4165,033 Вт
Вращающие моменты на валах:
T1 = = = 34874,135 Нxмм
T2 = = = 552391,645 Нxмм
По таблице 24.7(см. приложение учебника Дунаева/Леликова) выбран электродвигатель 132S4 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с мощностью Pдвиг.=7,5 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 1440 об/мин.
Передаточные числа и КПД передач
Передачи
Передаточное число
КПД
1-я червячная передача
20
0,8
Рассчитанные частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах
Валы
Частота вращения,
об/мин
Угловая скорость,
рад/мин
Момент,
Нxмм
1-й вал
1440
150,796
34874,1352-й вал
72
7,54
552391,645
продолжение
--PAGE_BREAK--3 Расчёт 1-й червячной передачи
3.1 Проектный расчёт
Так как выбор материала для колеса связан со скоростью скольжения, то предварительно определяем её значение:
Vск = 0.45 x 10-3x n(черв. кол.)x U x = 0.45 x 10-3x 72 = 5,317 м/с.
Выбираем для червяка сталь 45 с закалкой менее 350 HB и последующим шлифованием.
Для червячного колеса по предварительно найденной скорости скольжения выбираем по табл. 2.14[2] материал 1-й группы БрО10Ф1 (отливка в песчаную форму).
Для данного материала допускаемое контактное напряжение будет:
[s]H = KHLx Cvx [s]Ho
где [s]Ho = 0.75 xsв — для червяков при твёрдости
[s]Ho = 0.75 x 215 = 161,25 МПа.
KHL — коэффициент долговечности.
KHL = ,
где NHO = 107 — базовое число циклов нагружения;
NHE = 60 x n(кол.)x tSx KHE
здесь: n(кол.) = 72 об/мин. — частота вращения червячного колеса;
tS = 365 x Lгx C x tcx kгx kс — продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
— Lг=5 г. — срок службы передачи;
— С=2 — количество смен;
— tc=8 ч. — продолжительность смены;
— kг=0,65 — коэффициент годового использования.
— kс=0,7 — коэффициент суточного использования.
tS = 365 x 5 x 2 x 8 x 0,65 x 0,7 = 13286 ч.
KHE — дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.
KHE = S =
+ = 0,409
Тогда:
NHE = 60 x 72 x 13286 x 0,409 = 23474767,68
В итоге получаем:
КHL = = 0,899
Коэффициент Сv, учитывающий интенсивность изнашивания материала колеса, находим в зависимости от скорости скольжения Vск (см. стр. 34[2]) по формуле:
Сv = 1.66 x Vск-0.352 = 1.66 x 5,317-0.352 = 0,922
Допустимое контактное напряжение:
[s]H = 0,899 x 0,922 x 161,25 = 133,657 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба вычисляются для материала зубьев червячного колеса:
[s]F = KFLx [s]Fo
где:
[s]Fo = 0.25 xsт + 0.08 xsв
Для выбранного материала червячного колеса sт = 135 МПа, sв = 215 МПа, тогда:
[s]Fo = 0.25 x 135 + 0.08 x 215 = 50,95 МПа, KFL — коэффициент долговечности.
KFL = ,
где NFO = 106 — базовое число циклов нагружения;
NFE = 60 x n(кол.)x tSx KFE
здесь: n(кол.) = 72 об/мин. — частота вращения червячного колеса;
tS = 365 x Lгx C x tcx kгx kс — продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
— Lг=5 г. — срок службы передачи;
— С=2 — количество смен;
— tc=8 ч. — продолжительность смены;
— kг=0,65 — коэффициент годового использования.
— kс=0,7 — коэффициент суточного использования.
tS = 365 x 5 x 2 x 8 x 0,65 x 0,7 = 13286 ч.
KFE — дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.
KFE = S =
+ = 0,4
Тогда:
NFE = 60 x 72 x 13286 x 0,4 = 22958208
В итоге получаем:
КFL = = 0,706
В итоге получаем:
[s]F = 0,706 x 50,95 = 35,971 МПа.
Предельно допускаемые напряжения при проверке на максимальную статическую или единичную пиковую нагрузку для материала червячного колеса:
предельно допускаемые контактные напряжения:
[s]Hmax = 4 xsт = 4 x 135 = 540 МПа.
предельно допускаемые напряжения изгиба:
[s]Fmax = 0.8 xsт = 0.8 x 135 = 108 МПа.
Для полученной выше скорости скольжения выбираем число витков червяка z1 = 2.
Межосевое расстояние червячной передачи:
aw³ Kax
где Ka = 610 — для архимедового червяка; KHb — коэффициент концентрации нагрузки, при переменном режиме нагружения:
KHb = 0.5 x (KHbo + 1)
По графику (рис. 2.12[2]) для z1 = 2 принимаем KHbo = 1,112. Тогда:
KHb = 0.5 x (1,112 + 1) = 1,056
Получаем:
aw³ 610 x = 194,972 мм
Полученное расчётом межосевое расстояние округляем в большую сторону: для стандартной червячной пары — до стандартного числа: aw = 200 мм
Число зубьев червячного колеса:
z2 = z1x U = 2 x 20 = 40
Предварительно вычислим значение модуля червячной передачи:
m = (1,4...1,7) x = (1,4...1,7) x = 7...8,5 мм
Выбираем из стандартного ряда m = 8 мм.
Минимальное значение коэффициента диаметра червяка:
qmin = 0,212 x z2 = 0,212 x 40 = 8,48.
Коэффициент диаметра червяка:
q = = = 10
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного q = 10.
Коэффициент смещения инструмента по условию неподрезания и незаострения зубьев по ГОСТу:
x = 0
Угол подъёма линии витка червяка:
на делительном цилиндре:
g = arctgarctg11,31o
на начальном цилиндре:
gw = arctgarctg11,31o
Фактическое передаточное число:
Uф = = 20
Фактическое значение передаточного числа отличается на 0%, что меньше, чем допустимые 5% для одноступенчатого редуктора.
Размеры червяка:
диаметр делительный:
d1 = q x m = 10 x 8 = 80 мм
диаметр начальный червяка:
dw1 = m x (q + 2 x x) = 8 x (10 + 2 x 0) = 80 мм
диаметр вершин витков:
da1 = d1 + 2 x m = 80 + 2 x 8 = 96 мм
диаметр впадин:
df1 = d1 — 2,4 x m = 80 — 2,4 x 8 = 60,8 мм
Длина b1 нарезанной части червяка:
b1 = (10 + 5,5 x |x| + z1) x m = (10 + 5,5 x 0 + 2) x 8 = 96 мм
Для шлифованного червяка при m
b1 = 96 + 25 = 121 мм
Полученную величину округляем в ближайшую сторону до числа из табл. 24.1[2]: b1 = 120 мм.
Размеры червячного колеса:
диаметр делительный:
d2 = z2x m = 40 x 8 = 320 мм
диаметр вершин зубьев:
da2 = d2 + 2 x m x (1 + x) = 320 + 2 x 8 x (1 + 0) = 336 мм
диаметр впадин:
df2 = d2 — 2 x m x (1,2 — x) = 320 — 2 x 8 x (1,2 + 0) = 300,8 мм
диаметр колеса наибольший:
daM2£ da2 +
где для данного типа червяка k = 2, тогда:
daM2£ 336 +
Принимаем daM2 = 348 мм.
При z1 = 2 ширина венца червячного колеса:
b2 = 0,355 x aw = 0,355 x 200 = 71 мм
Окружная скорость на начальном диаметре червяка:
Vw1 = 6,032 м/с
Скорость скольжения в зацеплении:
Vск = 6,151 м/с
Для червячной передачи выбираем степень точности 7.
Окружная скорость червячного колеса:
V2 = 1,206 м/с
продолжение
--PAGE_BREAK--3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям
Расчётное контактное напряжение:
sH = £ [s]H
где Zs = 5350 — для данного типа червяка; коэффициент нагрузки:
K = KHvx KHb
При полученной окружной скорости червячного колеса V2
KHb = 1 + x (1 — X)
здесь q = 86 — коэффициент деформации червяка по табл. 2.16[2]. Коэффициент X, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка. Коэффициент X вычисляют по формуле:
X = S
0,61
KHb = 1 + x (1 — 0,61) = 1,039
K = 1 x 1,039 = 1,039
Тогда расчётное контактное напряжение:
sH = =
126,659 МПа £ [s]H = 133,657 МПа
Приведённый угол трения (стр. 38[2]): r = 1,094o.
Коэффициент полезного действия червячной передачи:
h = 0,909
Силы в зацеплении:
окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:
Ft2 = Fa2 = = = 3452,448 Н
окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:
Ft1 = Fa2 = 759,614 Н
Радиальная сила:
Fr = 1281,474 Н
3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб
Расчётное напряжение изгиба:
sF = £ [s]F
где YF2 — коэффициент формы зуба, который выбирается в зависимости от:
zv2 = 42,424
По полученному значению выбираем (стр. 39[2]) YF2 = 1,516. Тогда:
sF = 6,409 МПа £ [s]F = 35,971 МПа
Произведём проверку зубьев колеса на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента Tпик. Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки Kпер = Tпик / T, где T = Tmax — максимальный из длительно действующих (номинальный) момент.
Проверка на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента:
sHmax = sHx = 126,659 x = 138,748 МПа £ [s]Hmax = 540 МПа
Проверка зубьев червячного колеса на прочность по напряжениям изгиба при действии пикового момента:
sFmax = sFx Kпер = 6,409 x 1,2 = 7,691 МПа £ [s]Hmax = 108 МПа
Механические характеристики материалов червячной передачи
Элемент передачи
Марка материала
Способ отливки
sв
st
[s]H
[s]F
H/мм2
Червяк
сталь 45 с закалкой менее 350 HB и последующим шлифованием
-
570
290
-
-
Колесо
БрО10Ф1
отливка в песчаную форму
215
135
133,657
35,971
Параметры червячной передачи, мм
Проектный расчёт
Параметр
Значение
Параметр
Значение
Межосевое расстояние aw
200
Ширина зубчатого венца колеса b2
71
Модуль зацепления m
8
Длина нарезаемой части
червяка b1
96
Коэффициент диаметра червяка q
10
Диаметры червяка
делительный d1
начальный dw1
вершин витков da1
впадин витков df1
80
80
96
300,8
Делительный угол витков
червяка g, град.
11,31
Угол обхвата червяка 2d, град.
50,51
Диаметры колеса:
делительный d2 = dw2
вершин зубьев da2
впадин зубьев df2
наибольший daM2
320
336
300,8
348
Число витков червяка z1
2
Число зубьев колеса z2
40
Проверочный расчёт
Параметр
Допускаемые значения
Расчётные значения
Примечание
Коэффициент полезного действияh
-
0,909
Контактные напряжения sH, H/мм2
133,657
127
Напряжения изгиба sF, H/мм2
35,971
6
продолжение
--PAGE_BREAK--4 Предварительный расчёт валов
Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Диаметр вала при допускаемом напряжении [tк] = 25 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:
dв³
4.1 Ведущий вал.
dв ³ = 19,224 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45 мм.
Под 2-й элемент (червяк) выбираем диаметр вала: 50 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 32 мм.
4.2 Выходной вал.
dв ³ = 48,279 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 52 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 55 мм.
Под 3-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 60 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 55 мм.
Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.
Диаметры валов, мм
Валы
Расчетный диаметр
Диаметры валов по сечениям
1-е сечение
2-е сечение
3-е сечение
4-е сечение
Ведущий вал.
19,224
Под 1-м элементом (подшипником) диаметр вала:
45
Под 2-м элементом (червяком) диаметр вала:
50
Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала:
45
Под свободным (присоединительным) концом вала:
32
Выходной вал.
48,279
Под свободным (присоединительным) концом вала:
52
Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала:
55
Под 3-м элементом (ведомым) диаметр вала:
60
Под 4-м элементом (подшипником) диаметр вала:
55
Длины участков валов, мм
Валы
Длины участков валов между
1-м и 2-м сечениями
2-м и 3-м сечениями
3-м и 4-м сечениями
Ведущий вал.
190
190
120
Выходной вал.
130
85
85
5 Конструктивные размеры шестерен и колёс 5.1 Червячное колесо 1-й передачи
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 60 = 90 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1,2...1,7) x dвала = 1,2 x 60 = 72 ммТолщина обода напрессовываемой (рабочей) части червячного колеса:
d = 2 x mn + 0,05 x b2 = 2 x 8 + 0,05 x 71 = 19,55 мм = 20 мм.
где mn = 8 мм — модуль зацепления, b2 = 71 мм — ширина зубчатого венца червячного колеса.
Толщина обода центральной части червячного колеса:
dо = 1,25 xd = 1,25 x 20 = 25 мм = 25 мм.
Толщина диска: С = (1,2...1,3) xdo = 1,2 x 20 = 24 мм
Внутренний диаметр обода:
Dобода = df2 — 2 x (do + d) = 300,8 — 2 x (20 + 25) = 210,8 мм = 210 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (210 + 90) = 150 мм
где Doбода = 210 мм — внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. =
67,5 мм = 22 мм.
Параметры для стопорных винтов: Dвинт = (1,2...1,4) x m = 1,3 x 8 = 10,4 мм.
Подбираем стандартный болт M12.
продолжение
--PAGE_BREAK--6 Выбор муфты на входном валу привода
В виду того, что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт, то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой. Достоинство данного типа муфт: относительная простота конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов, расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала. Диаметры соединяемых валов:
d(эл. двиг.) = 38 мм;
d(1-го вала) = 32 мм;
Передаваемый крутящий момент через муфту:
T = 34,874 Нxм
Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:
Tр = kрx T = 1,5 x 34,874 = 52,311 Нxм
здесь kр = 1,5 — коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].
Частота вращения муфты:
n = 1440 об./мин.
Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 250-38-I.1-32-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).
Упругие элементы муфты проверим на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами.
sсм. = 0,454 МПа £ [sсм] = 1,8МПа,
здесь zc=6 — число пальцев; Do=98 мм — диаметр окружности расположения пальцев; dп=14 мм — диаметр пальца; lвт=28 мм — длина упругого элемента.
Рассчитаем на изгиб пальцы муфты, изготовленные из стали 45:
sи =
11,672 МПа £ [sи] = 80МПа,
здесь c=4 мм — зазор между полумуфтами.
Условие прочности выполняется.
Муфты
Муфты
Соединяемые валы
Ведущий
Ведомый
Муфта упругая втулочно-пальцевая 250-38-I.1-32-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).
Вал двигателя
d(эл. двиг.) = 38 мм;
1-й вал
d(1-го вала) = 32 мм;
7 Проверка прочности шпоночных соединений 7.1 Червячное колесо 1-й червячной передачи
Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу.Шпонки призматические со скруглёнными торцами 18x11. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпоноки — сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм =
51,147 МПа £ [sсм]
где Т = 552391,645 Нxмм — момент на валу; dвала = 60 мм — диаметр вала; h = 11 мм — высота шпонки; b = 18 мм — ширина шпонки; l = 63 мм — длина шпонки; t1 = 7 мм — глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср =
11,366 МПа £ [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75 = 45 МПа.
Все условия прочности выполнены.
Соединения элементов передач с валами
Передачи
Соединения
Ведущий элемент передачи
Ведомый элемент передачи
1-я червячная передача
Заодно с валом.
8 Конструктивные размеры корпуса редуктора
Для редукторов толщину стенки корпуса, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жёсткости корпуса, вычисляют по формуле:
d = 1.3 x = 1.3 x = 6,302 мм
Так как должно быть d ³ 8.0 мм, принимаем d = 8.0 мм.
В местах расположения обработанных платиков, приливов, бобышек, во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:
d1 = 1.5 xd = 1.5 x 8 = 12 мм
Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягают радиусом
r = 0.5 xd = 0.5 x 8 = 4 мм. Плоскости стенок, встречающиеся под тупым углом, сопрягают радиусом R = 1.5 xd = 1.5 x 8 = 12 мм.
Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна 0,8 xd = 0,8 x 8 = 6,4 мм.
Учитывая неточности литья, размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2...4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.
Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков, высота h которых принимается h = (0,4...0,5) xd. Принимаем h = 0,5 x 8 = 4 мм.
Толщина стенки крышки корпуса d3 = 0,9 xd = 0,9 x 6,302 = 5,672 мм.Так как должно быть d3³ 6.0 мм, принимаем
d3 = 6.0 мм.
Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:
d = 1,25 x = 1,25 x = 10,256 мм
Принимаем d = 12 мм.
Диаметр штифтов dшт = (0,7...0,8) x d = 0,7 x 12 = 8,4 мм. Принимаем dшт = 9 мм.
Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):
dф = 1.25 x d = 1.25 x 12 = 15 мм. Принимаем dф = 16 мм.
Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:
h= 2,5 x d = 2,5 x 16 = 40 мм.
продолжение
--PAGE_BREAK--9 Расчёт реакций в опорах 9.1 1-й вал
Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:
Fx2 = 759,614 H
Fy2 = -1281,474 H
Fz2 = Fa2 = 3452,448 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:
Rx1 =
=
= -379,807 H
Ry1 =
=
= 277,321 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:
Rx3 =
=
= -379,807 H
Ry3 =
=
= 1004,153 H
Суммарные реакции опор:
R1 = = = 470,277 H;
R2 = = = 1073,581 H;
9.2 2-й вал
Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:
Fx3 = -3452,448 H
Fy3 = 1281,474 H
Fz3 = Fa3 = -759,614 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:
Rx2 =
=
= 1726,224 H
Ry2 =
=
= -1355,668 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:
Rx4 =
=
= 1726,224 H
Ry4 =
=
= 74,194 H
Суммарные реакции опор:
R1 = = = 2194,922 H;
R2 = = = 1727,818 H;
10 Построение эпюр моментов валов 10.1 Расчёт моментов 1-го вала
1 — е с е ч е н и е
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
2 — е с е ч е н и е
Mx1 = =
= 52691,07 H x мм
Mx2 = =
= 190788,99 H x мм
My1 = =
= -72163,33 H x мм
My2 = =
= -72163,33 H x мм
M1 = = = 89352,644 H x мм
M2 = = = 203980,354 H x мм
3 — е с е ч е н и е
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
4 — е с е ч е н и е
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
10.2 Эпюры моментов 1-го вала
продолжение
--PAGE_BREAK--10.3 Расчёт моментов 2-го вала
1 — е с е ч е н и е
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
2 — е с е ч е н и е
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
3 — е с е ч е н и е
Mx1 = =
= -115231,765 H x мм
Mx2 = =
= 6306,475 H x мм
My1 = =
= 146729,04 H x мм
My2 = =
= 146729,04 H x мм
M1 = = = 186568,408 H x мм
M2 = = = 146864,505 H x мм
4 — е с е ч е н и е
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
10.4 Эпюры моментов 2-го вала
продолжение
--PAGE_BREAK--11 Проверка долговечности подшипников 11.1 1-й вал
Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7609 средней широкой серии со следующими параметрами:
d = 45 мм — диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 100 мм — внешний диаметр подшипника;
C = 114 кН — динамическая грузоподъёмность;
Co = 90,5 кН — статическая грузоподъёмность.
a = 14 Н.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = 470,277 H;
Pr2 = 1073,581 H.
Отношение 0,038; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,29. Здесь Fa = 3452,448 Н — осевая сила, действующая на вал.
В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:
S1 = 0.83 x e x Pr1 = 0.83 x 0,29 x 470,277 = 113,196 H;
S2 = 0.83 x e x Pr2 = 0.83 x 0,29 x 1073,581 = 258,411 H.
Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):
Pa1 = S1 = 113,196 H;
Pa2 = -(S1 + Fa) = -(113,196 + 3452,448) = -3565,644 H.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х x V x Pr1 + Y x Pa1) x Кбx Кт,
где — Pr1 = 470,277 H — радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение 0,241 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 x 1 x 470,277 + 0 x 113,196) x 1,6 x 1 = 9347,684 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = 4175,124 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = 48323,194 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n1 = 1440 об/мин — частота вращения вала.
Рассмотрим подшипник второй опоры:
Отношение 3,321 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,4; Y = 2,06.
Тогда: Pэ = (0,4 x 1 x 1073,581 + 2,06 x 3565,644) x 1,6 x 1 = 12439,454 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = 1610,689 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = 18642,234 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n1 = 1440 об/мин — частота вращения вала.
11.2 2-й вал
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 311 средней серии со следующими параметрами:
d = 55 мм — диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 120 мм — внешний диаметр подшипника;
C = 71,5 кН — динамическая грузоподъёмность;
Co = 41,5 кН — статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = 2194,922 H;
Pr2 = 1727,818 H.
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х x V x Pr1 + Y x Pa) x Кбx Кт,
где — Pr1 = 2194,922 H — радиальная нагрузка; Pa = Fa = 759,614 H — осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение 0,018; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,199.
Отношение 0,346 > e;£ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,56; Y = 2,205.
Тогда: Pэ = (0,56 x 1 x 2194,922 + 2,205 x 759,614) x 1,6 x 1 = 4646,202 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = = = 3644,382 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = 843606,944 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n2 = 72 об/мин — частота вращения вала.
Подшипники
Валы
Подшипники
1-я опора
2-я опора
Наименование
d, мм
D, мм
Наименование
d, мм
D, мм
1-й вал
подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7609 средней широкой серии
45
100
подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7609 средней широкой серии
45
100
2-й вал
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 311средней серии
55
120
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 311средней серии
55
120
продолжение
--PAGE_BREAK--