Червячный редуктор
Червячный редуктор
Исходные данные
Мощность на выходном валу P= 5 кВт
Частота вращения вала рабочей машины n= 30 об/мин
Срок службы привода Lг = 2 лет.
Допускаемое отклонение скорости ?= 4 %
Продолжительность смены tс= 8 часов.
Количество смен LС= 2
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА.
1. Определение мощности и частоты вращения двигателя.
Мощность на валу рабочей машины Ррм= 5,0 кВт.
Определим общий КПД привода: ?=?зп*?оп*?м*?2пк*?пс
По табл. 2.2 [1] принимаем следующие значения КПД механических передач.
КПД закрытой передачи ?зп= 0,97
КПД первой открытой передачи ?оп1= 0,965
КПД второй открытой передачи ?оп2= 0,955
КПД муфты ?м= 0,98
КПД подшипников качения ?пк= 0,995
КПД подшипников скольжения ?пс= 0,99
определим общий КПД привода
?=?з*?оп1*?пк2*?оп2*?пс=0,97*0,965*0,9552*0,995*0,99= 0,876
Определим требуемую мощность двигателя Рдв =Ррм/?= 5/0,876=5,708 кВт.
Выбираем по табл. К9 [1] номинальную мощность двигателя Рном= 7,5 кВт.
Выбираем электродвигатель с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500,
3000
|Тип двигателя |4AM160S8УЗ |4AM132M6УЗ |4AM132S4УЗ |4AM112M2УЗ |
|Номинальн. |730 |970 |1455 |2900 |
|частота | | | | |
|Диаметр вала |48 |38 |38 |32 |
2. Определение передаточного числа привода и его ступеней.
Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины
nрм=60*1000 v/(?D)= 60*1000 970/(?38)=30,0 об/мин.
Передаточное число привода u=nном/ nрм= (24,33 32,33 48,50
96,67(
Принимаем пределы передаточных чисел закрытой передачи uзп: 6,3( 60,0
Принимаем пределы передаточных чисел первой открытой передачи uоп1: 2,0(
5,0
Принимаем пределы передаточных чисел второй открытой передачи uоп2: 2( 7,1
Допустимые пределы привода ui: 25,2 (2130
Исходя из пределов передаточных чисел привода, выбираем тип двигателя:
4AM132M6УЗ
с номинальной частотой вращения nном= 970 мин-1 и диаметром вала dДВ= 38
мм.
Передаточное число привода u= 32,33
Задаемся передаточным числом редуктора uзп= 8
Задаемся передаточным числом первой открытой передачи uоп1= 2
Задаемся передаточным числом второй открытой передачи uоп2= 2
Фактическое передаточное число привода uф =uзп*uоп1*uоп2= 8*2*2= 32
Определим максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного
вала рабочей машины ?nрм=nрм ?/100=30*4/100= 1,2 об/мин.
Определим допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с
учётом отклонения [nрм]=nрм±?nрм= 30±1,2=28,8 (31,2 (об/мин.)
Определить фактическую частоту вращения приводного вала машины nф=nном/uф=
970/32= 30,3 об/мин.
3. Определение силовых и кинематических параметров привода.
Мощность двигателя Рдв = 5,708 кВт.
Мощность на быстроходном валу Рб=Рдв*?оп1*?пс= 5,708*0,965*0,99= 5,453
кВт.
Мощность на тихоходном валу Рт=Pб*?зп*?пк= 5,453*0,97*0,955=5,263 кВт.
Мощность на валу рабочей машины Ррм=Рт*?оп2*?пк= 5,263 *0,955*0,995 =
5,00 кВт.
Частота вращения вала электродвигателя nном= 970,00 об/мин.
Частота вращения быстроходного вала nб=nном/uоп1= 970/2=485,00 об/мин.
Частота вращения тихоходного вала nт=nб/uзп= 485/8=60,63 об/мин.
Частота вращения вала рабочей машины nрм=nт/uоп2= 60,63/2= 30,315 об/мин.
Угловая скорость вала электродвигателя ?ном=?*nном/30=?*970/30= 101,58
рад/с.
Угловая скорость быстроходного вала ?б=?ном/uоп1=101,58/2= 50,79 рад/с.
Угловая скорость тихоходного вала ?т=?п/uт=50,79/8= 6,35 рад/с.
Угловая скорость вала рабочей машины ?рм=?т/uор2= 3,18 рад/с.
Вращающий момент на валу электродвигателя Тдв=Рдв/?ном= 7500/101,58 =56,19
Н*м.
Вращающий момент на быстроходном валу Тб=Рб/?б= 5,453/50,79= 107,36 Н*м.
Вращающий момент на тихоходном валу Тт=Pт/?т= 5,263/6,35= 828,82 Н*м.
Вращающий момент на валу рабочей машины Трм=Pрм/?рм= 5000/3,18 = 1572,33
Н*м.
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ.
1. Выбор материала
Выбор материала для червяка.
Для червяка выбираем материал по табл. 3.2 [1] сталь 40Х
Термообработка - улучшение
Интервал твёрдости 260 - 280 НВ
Средняя твёрдость: 270 НВ
Предел прочности при растяжении ?В= 900 Н/мм2
Предел прочности при растяжении ?Т= 750 Н/мм2
Для червяка при скорость скольжения Vs= 4,3*?2*uзп*3?Т2/103 =
4,3*6,35*8*3?828,82/103 = 2,052 м/с
по табл.. 3.5 [1] принимаем бронзу БрА10Ж4Н4
Предел прочности при растяжении ?В= 650 Н/мм2
Предел прочности при растяжении ?Т= 460 Н/мм2
Срок службы привода: Lh=365*Lг*tc*Lc и из полученного результата вычитаем
25% на простои. Lh= 10000
Число циклов перемены напряжений за наработку N=573*?*Lh= 2,91E+08
Число циклов перемены напряжений соответствующие пределу выносливости
рассчитываем по табл. 3.3. [1] NH0= 6,80E+07
Определяем коэффициент долговечности КHL=6? NH0/N=6? 6,80E+07/2,91E+08 =
0,32
Коэффициент, учитывающий износ материала СV= 0,95
Определяем коэффициент долговечности КFL=9? 106/N= 9? 106/2,91E+08 = 0,54,
По табл. 3.5 [1] принимаем 2-ю группу материалов.
Для материала червячного колеса по табл., 3.6 определяем:
Допускаемые контактные напряжения–
Значение [?]H уменьшаем на 15% так как червяк расположен вне масляной
ванны.
при 2150°
Определяем скорость ремня v=?d1n1/(60*103) = ?*230*485/(60*103) = 11,67
м/с. 0,25b2
Радиусы закруглений R = 6 мм.
Уклон ?= 7 °
Диаметр отверстий d0=(dв-2S0-dст)/4=(263-2*25-23)/4= 23 мм.
Так как расчётный диаметр меньше 25мм, выполняем диск без отверстий . мм.
Конструирование червячного вала.
Червяк выполняем заодно с валом.
Основные элементы корпуса.
Толщина стенки корпуса ?=2*4?0,2Тт ?6; ?= 7,2 мм.
Принимаем ?= 8 мм.
Толщина крышки ?1=0,9? ?6; ?= 6,48 мм.
Принимаем ?1= 7 мм.
Толщина фланца корпуса b=1,5?= 12 мм.
Толщина фланца крышки корпуса b1=1,5?1= 10,5 мм.
Толщина нижнего пояса корпуса p=2,35?= 19 мм.
Толщина ребер основания корпуса m=(0,85...1)?= 8 мм.
Толщина ребер крышки m1=(0,85...1)?1= 7 мм.
Диаметр болтов:
соединяющих основание корпуса с крышкой d=3?2Тт=3?2*828 = 12 мм.
у подшипников d1=(0,7...0,75)d= 10 мм.
фундаментных болтов dф=1,25d= 16 мм.
Размеры, определяющие положение болтов d2:
е=(1...1,2)d1= 11 мм.
q=0,5d2+d4=0,5*14+10= 17 мм.
Дополнительные элементы корпуса.
Гнездо под подшипник:
диаметр отверстия в гнезде под быстроходный вал Dп1= 100 мм.
диаметр отверстия в гнезде под тихоходный вал Dп2= 100 мм.
винты крепления крышки подшипника быстроходного вала М 12
винты крепления крышки подшипника тихоходного вала М 12
число винтов крышки подшипника быстроходного вала n1= 6
минимальное число винтов крышки подшипника тихоходного вала n2= 6
диаметр гнезда под подшипник быстроходного вала Dк1=D1+3= 154 мм.
диаметр гнезда под подшипник тихоходного вала Dк2=D2+3= 154 мм.
длина гнезда l=d+c2+Rб+(3...5) =10+12+8+(3...5)= 36 мм.
Радиус Rб= 11 мм.
Расстояние до стенки корпуса с2=Rб+2= 13 мм.
Размеры штифта по ГОСТ 3129-70 (табл10.5. [3]):
dш= 12 мм.
lш=b+b1+5=12+10,5+5= 30 мм.
Предусмотрим уклон днища 2° в сторону маслоспускного отверстия для
облегчения слива масла. Для заливки масла и осмотра в крышке корпуса
выполним окно, закрываемое крышкой.
10.4. Установка элементов передач на вал.
Для соединения вала с элементами открытой передачи используем шпоночное
соединение, при нереверсивной работе без толчков и ударов применяем посадку
Н7/k6.
Для установки полумуфты на вал назначаем посадку- Н7/k6.
При передаче вращающего момента шпоночным соединением для цилиндрических
колес назначаем посадку Н7/r6.
Посадка призматической шпонки по ГОСТ 23360-78 по ширине шпонки p9, по
ширине шпоночного паза P9.
Посадка подшипников на вал k6, поле допуска отверстия для наружного кольца
подшипников-Н7.
СМАЗЫВАНИЕ.
С целью защиты от коррозии и снижения коэффициента трения, уменьшения
износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения
шума и вибрации применяют смазывание зацеплений и подшипников.
а) Смазывание зацепления.
Применяем непрерывное смазывание жидким маслом окунанием.
В зависимости от контактного напряжения и окружной скорости выбираем по
табл. 10.29. [1] следующий сорт масла: И-Т-Д-100
Количество масла принимаем, из расчета 0,4...0,8 литра на 1кВт. Мощности,
равным 3,2 л.
б) Для контроля уровня масла, находящегося в редукторе, предусматриваем
оконный маслоуказатель.
в) Для слива масла, налитого в корпус редуктора, предусматриваем в корпусе
сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.
г) При длительной работе, в связи с нагревом масла и воздуха повышается
давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения
и стыки.
Чтобы избежать этого, предусматриваем отдушину, связывающую внутреннюю
полость редуктора с внешней средой.
ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЁТЫ.
Проверочный расчёт подшипников
Быстроходный вал.
Входные данные:
Угловая скорость вала ?= 50,79 с-1.
Осевая сила Fa= 5180,125 Н.
Реакции в подшипниках:
В правом R1= 1723,592 Н.
В левом R2= 1683,515 Н.
Характеристика подшипников:
Рядность подшипников в наиболее нагруженной опоре i= 1
Базовая грузоподъемность CR= 50500 Н.
Статическая грузоподъёмность C0r= 41000 Н.
Коэффициент радиальной нагрузки X= 0,45
Отношение iRF/(C0R)= 0,12634451
Коэффициент осевой нагрузки Y= 1,13
Коэффициент влияния осевого нагружения е= 0,48 кН.
Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника RS1= 827,3 Н.
Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника RS2= 808,1 Н.
Осевая нагрузка подшипника RА1= 827,3 Н.
Осевая нагрузка подшипника RА2= 6007,4 Н.
Радиальная нагрузка подшипника Rr= 1723,6 Н.
Коэффициент безопасности Кб= 1,1
Температурный коэффициент К?= 1
Коэффициент вращения V= 1
Расчёт:
Отношение RA/(V*Rr)= 3,485
Эквивалентная динамическая нагрузка
RE=(XVRr+YRa)KбKт=(0,45*1*1723,6+1,13*6007,6)*1,1*1 = 8320,38
По ГОСТ 16162-85 для червячных редукторов принимаем Lh=5000 часов.
Для шариковых подшипников показатель степени: m=3
Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность
Crp=RE*m?573?Lh/106=8320,38*3?573*50,79*10000/106= 43763,37 Н.
Подшипник пригоден
Долговечность подшипника
L10h=106*(Cr/RE)m/(573?)=106*(43763,37/8320,38)3/(573*50,79)= 7682,7
часов.
Тихоходный вал.
Входные данные:
Угловая скорость вала ?= 6,35 с-1.
Осевая сила Fa= 2684 Н.
Реакции в подшипниках:
В правом R1= 7181,083 Н.
Влевом R2= 6997,609 Н.
Характеристика подшипников:
Рядность подшипников в наиболее нагруженной опоре i= 1
Базовая грузоподъемность CR= 30700 Н.
Статическая грузоподъёмность C0r= 19600 Н.
Коэффициент радиальной нагрузки X= 0,56
Отношение iRF/(C0R)= 0,13693878
Коэффициент осевой нагрузки Y= 1,286
Коэффициент влияния осевого нагружения е= 0,34 кН.
Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника RS1= 0 Н.
Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника RS2= 0 Н.
Осевая нагрузка подшипника RА1= 2684 Н.
Осевая нагрузка подшипника RА2= 2684 Н.
Радиальная нагрузка подшипника Rr= 7181,083 Н.
Коэффициент безопасности Кб= 1,1
Температурный коэффициент К?= 1
Коэффициент вращения V= 1
Расчёт:
Отношение RA/(V*Rr)= 0,37375978
Эквивалентная динамическая нагрузка
RE=(XVRr+YRa)KбKт=(0,45*1*7181,083+1,13*2684)*1,1*1 = 8220,33353
По ГОСТ 16162-85 для червячных редукторов принимаем Lh=5000 часов.
Для шариковых подшипников показатель степени: m=3
Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность
Crp=RE*m?573?Lh/106=RE*m?573*6,35*5000/106 = 21619,9933 Н.
Подшипник пригоден
Долговечность подшипника
L10h=106*(Cr/RE)m/(573?)=106*(21619,9933/8220,33353)3/(573*6,35)=
14315,8936 часов.
Проверочный расчёт шпонок.
Проверку шпонок ведём на смятие. Про допустимом напряжении [?]см= 150
Н/мм2.
Шпонка на выходном конце быстроходного вала .
Диаметр вала d= 38 мм.
Из конструктивной компоновки полная длинна шпонки l= 45 мм.
По табл. К42. [1] определяем:
ширина шпонки b= 10 мм.
высота шпонки h= 8 мм.
глубина паза вала t1= 5 мм.
Определяем рабочую длину шпонки lр=l-b= 35 мм.
Определяем площадь смятая Асм=(0,94*h-t1)*lp=(0,94*8-5)*45 = 88,2 мм2.
Окружная сила на быстроходном валу Ft= 2684,000 Н.
Расчётная прочность ?см=Ft/Aсм= 88,2 < 150 (Н/мм2)
Условие прочности ?см < [?]см выполнено.
Шпонка вала под колесо.
Из проектного расчета вала принимаем диаметр вала под зубчатым колесом d=
75 мм.
Из конструктивной компоновки полная длинна шпонки l= 120 мм.
По табл. К42. [1] определяем:
ширина шпонки b= 20 мм.
высота шпонки h= 12 мм.
глубина паза вала t1= 7,5 мм.
Определяем рабочую длину шпонки lр=l-b= 100 мм.
Определяем площадь смятая Асм=(0,94*h-t1)*lp=(0,94*12-7,5)*100 = 378 мм2.
Окружная сила на колесе Ft= 7487,3 Н.
Расчётная прочность ?см=Ft/Aсм= 19,81 < 150 (Н/мм2)
Условие прочности ?см < [?]см выполнено.
Шпонка на выходном конце тихоходного вала .
Из проектного расчета вала принимаем диаметр выходного конца вала d= 60
мм.
Из конструктивной компоновки полная длинна шпонки l= 71 мм.
По табл. К42. [1] определяем:
ширина шпонки b= 16 мм.
высота шпонки h= 10 мм.
глубина паза вала t1= 6 мм.
Определяем рабочую длину шпонки lр=l-b= 55 мм.
Определяем площадь смятая Асм=(0,94*h-t1)*lp=(0,94*10-6)*55 = 187 мм2.
Окружная сила на тихоходном валу Ft= 5180,1 Н.
Расчётная прочность ?см=Ft/Aсм= 27,701 < 150 (Н/мм2)
Условие прочности ?см < [?]см выполнено.
Уточненный расчет валов [3].
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному
циклу, а касательные от кручения по отнулевому. Расчет производим для
предположительно опасных сечений каждого из валов.
Быстроходный вал.
Проедал выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел на растяжение ?B= 900,00 H/мм2.
?-1=0,43?в=0,43*900 = 387,00 H/мм2.
Проедал выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
?-1=0,58?-1=0,58*387 = 224,46 H/мм2.
Сечение А-А.
Это сечение под элементом открытой передачи рассчитываем на кручение.
Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
Диаметр выходного конца вала d = 38 мм.
Для этого находим:
среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=?d3/16-bt1(d-t1)2/2d= ?383/16-
20*6(38-224)2/2*38 = 10057,64 мм3
амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T1/2Wк нетто=107/2*10057,64 =
5,34 H/мм2.
принимаем по табл. 8.5. , 8.8 , эффективный коэффициент концентрации
касательных напряжений k?= 1,9
интерполируя, масштабный фактор для касательных напряжений ??= 0,738
коэффициент ??= 0,1
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95
Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v/(??*?)+??*?m) =224/(1,9 *
5,34/(0,738*?)+0,1*224)= 14,96
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям .
Для этого находим:
момент консольной нагрузки М= Fоп*lоп= Fоп*0,067= 110213 H*мм.
среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=?d3/32-bt1(d-t1)2/2d= 4670,60
мм3.
амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T1/2Wк нетто=107/2*4670,60 = 22,99
H/мм2.
принимаем по табл. 8.5. , 8.8, эффективный коэффициент концентрации
касательных напряжений k?= 1,9
интерполируя, масштабный фактор для нормальных напряжений ??= 0,856
коэффициент ??= 0,2
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95
Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v/(??*?)+??*?m) =?-
1/(1,9*?v/(0,856*?) +0,2*23)= 6,637
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
s=s?*s?*/?s2?+s2?=6,637 *15 */6,6372+152= 6,067
Сечение Б-Б.
Это сечение под подшипником. Концентрация напряжений вызывает посадка
подшипника с гарантированным натягом.
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
Диаметр вала под подшипник d= 45 мм.
Отношение D/d= 1,24
Выбираем радиус галтели r= 1,00 мм.
Отношение r/d= 0,02
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
Для этого находим:
Изгибающий момент M=Fвl3= 110213 H*мм.
осевой момент сопротивления W=?d3/32=?453/32= 8946,18 мм3
полярный момент Wp=2W= 17892,36 мм3
амплитуда и среднее напряжение цикла костыльных напряжений
?v=?m=?max/2=T1/2Wp= 3,00 H/мм2.
принимаем по табл. 8.5. , 8.8 , эффективный коэффициент концентрации
касательных напряжений k?= 1,9
масштабный фактор для касательных напряжений ??= 0,715
коэффициент ??= 0,1
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95
Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m) =?-1/(1,9*?v
/(0,715 *0,95)+0,1*?m)= 25,825
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям .
Для этого находим:
амплитуда нормальных напряжений ?v=?m=?max/2=М/2W= 6,16 H/мм2.
принимаем по табл. 8.5. , 8.8, эффективный коэффициент концентрации
касательных напряжений k?= 2,8
масштабный фактор для касательных напряжений ??= 0,835
коэффициент ??= 0,2
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95
Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m)= 16,844
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б
s=s?*s?*/?s2?+s2?=16,8 *0,735*/?16,82+0,7352= 14,108
Тихоходный вал.
Проедал выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел на растяжение ?B= 900 H/мм2.
?-1=0,43?в= 387 H/мм2.
Предал выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
?-1=0,58?-1= 224,46 H/мм2.
Сечение А-А.
Это сечение под элементом открытой передачи рассчитываем на кручение.
Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
Диаметр выходного конца вала d= 60 мм.
Для этого находим:
среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=?d3/16-bt1(d-t1)2/2d=?d3/16-
b*224(60-224)2/2*60 = 40078,70 мм3
амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T2/2Wк нетто= 10,34 H/мм2.
принимаем по табл. 8.5. , 8.8 , эффективный коэффициент концентрации
касательных напряжений k?= 1,9
интерполируя, масштабный фактор для касательных напряжений ??= 0,675
коэффициент ??= 0,1
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95
Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m) =224/(1,9*?v
/(0,675*0,95)+0,1*?m)= 7,087
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям .
Для этого находим:
момент консольной нагрузки М= Fоп*lоп= 848571 H*мм.
среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=?d3/32-bt1(d-t1)2/2d=
18872,95 мм3.
амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T2/2Wк нетто=T2/2*18872,95 = 43,92
H/мм2.
принимаем по табл. 8.5. , 8.8, эффективный коэффициент концентрации
касательных напряжений k?= 1,9
интерполируя, масштабный фактор для нормальных напряжений ??= 0,79
коэффициент ??= 0,2
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95
Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m) =?-1/(1,9*?v
/(0,79*0,95)+0,2*?m)= 3,226
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
s=s?*s?*/?s2?+s2?=0,79*1,9*/?0,792+1,92= 2,936
Сечение Б-Б.
Это сечение под подшипником. Концентрация напряжений вызывает посадка
подшипника с гарантированным натягом.
Диаметр вала под подшипник d= 65 мм.
Отношение D/d= 1,15
Выбираем радиус галтели r= 1,50 мм.
Отношение r/d= 0,02
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
Для этого находим:
Изгибающий момент M=Fвl3= 614 H*мм.
осевой момент сопротивления W=?d3/32=?*653/32= 26961,25 мм3
полярный момент Wp=2W= 53922,50 мм3
амплитуда и среднее напряжение цикла костыльных напряжений
?v=?m=?max/2=T1/2Wp=T1/2*53922,50 = 7,69 H/мм2.
принимаем по табл. 8.5. , 8.8 , эффективный коэффициент концентрации
касательных напряжений k?= 1,67
масштабный фактор для касательных напряжений ??= 0,6625
коэффициент ??= 0,1
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95
Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m) =7,69/(1,67*7,69
/(0,6625*0,95)+0,1*?m = 10,601
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям .
Для этого находим:
амплитуда нормальных напряжений ?v=?m=?max/2=М/2W= 0,01 H/мм2.
принимаем по табл. 8.5. , 8.8, эффективный коэффициент концентрации
касательных напряжений k?= 2,68
масштабный фактор для касательных напряжений ??= 0,775
коэффициент ??= 0,2
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95
Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m)= 10077,947
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б
s=s?*s?*/?s2?+s2?=10077,947 *10,601*/?10077,947 2+10,6012= 10,601
Сечение В-В.
Это сечение под зубчатым колесом. Концентрация напряжений обусловлена
наличием шпоночной канавки.
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
Для этого находим:
Диаметр выходного конца вала d= 75 мм.
среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=?d3/16-bt1(d-t1)2/2d=?753/16-
b*5,29(75-5,29)2/2*75 = 78278,71 мм3
амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T2/2Wк нетто=T2/2*78278,71 = 5,29
H/мм2.
принимаем по табл. 8.5. , 8.8 , эффективный коэффициент концентрации
касательных напряжений k?= 1,9
интерполируя, масштабный фактор для касательных напряжений ??= 0,64
коэффициент ??= 0,1
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95
Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m) =?-1/(1,9*?v
/(0,64*0,95)+0,1*?m)= 13,157
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям .
Для этого находим:
Суммарный изгибающий момент берем из эпюр M= 495494 H*мм.
среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=?d3/32-bt1(d-t1)2/2d=?753/32-
b5,29(d-5,29)2/2*75 = 36861,23 мм3.
амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T2/2Wк нетто=T2/2*36861,23 = 22,48
H/мм2.
принимаем по табл. 8.5. , 8.8, эффективный коэффициент концентрации
касательных напряжений k?= 1,9
интерполируя, масштабный фактор для нормальных напряжений ??= 0,75
коэффициент ??= 0,2
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95
Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m) =?-1/(1,9*
22,5/(0,75*0,95)+0,1*?m)= 6,005
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В-В
s=s?*s?*/?s2?+s2?=6,005*13*/?6,0052+132= 5,463
Расчет на жесткость вала червяка.
Проверим стрелу прогиба для червяка. Для этого определим приведенный момент
инерции поперечного сечения.
Jпр=?d4f1/64*(0,375+0,625*da1/df1) =?754/64*(0,375+0,625*70/75)=
719814,2752 мм4
Стрела прогиба f=l31*? F2t1+F2r1/(48EJпр) =l31*? 51802+38402/(48EJпр)=
1,37879E-07 мм.
Допускаемый прогиб [f]=(0,005...0,01)m= 0,05 0,1
Жесткость обеспечена, так как f<[f].
Тепловой расчет редуктора.
Температура воздуха tв= 20 ° С
Коэффициент теплопередачи Кt= 15 Вт/(м2*град)
Определяем по табл. 11.6 [1] площадь поверхности охлаждения в зависимости
от межосевого расстояния А = 0,67 мм2
Температура масла без искусственного охлаждения при непрерывной работе
tм=tв+Р1*(1-?)/(Kt*A) =20+5,453*(1-0,876)/(15*0,67) = 74,3 ° С,
где tв – температура воздуха,
Р1 – мощность на быстроходном валу,
? - КПД редуктора,
Kt – коэффициент теплоотдачи,
A – площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора.
Температура масла не превышает допустимой [t]м=80...95° С.
-----------------------
Z
X
Y
RAY
1
RBY
3
4
RAX
2
FX1
RBX
B
A
Fr
Ft
Fa
LБ/2
LБ/2
lоп
MZ
(H*м)
MY
(H*м)
MX
(H*м)
Рис.1 Эпюра моментов на быстроходном валу
Z
Рис.2 Эпюра моментов на тихоходном валу
RDY
4
lоп
lТ/2
lТ/2
Fa
Ft
Fr
D
C
RCX
FX2
3
RDX
1
2
RCY
MX
(H*м)
MY
(H*м)
MZ
(H*м)
FY2
Y
X
40
247
-110
-260
107
290
425
-4,56
-152
-255
828 |
