Розрахунок черв'ячного редуктора

Курсова робота Розрахунок черв’ячного редуктора.

Дані: Варіант № 11, рис 59, потужність Р=6 кВт, число обертів n=30 об/хв.

Кутова швидкість x03C9=x03C0n/30=3,14· 30/30=3,14 рад/с.

Режим напруги постійний; редуктор однореверсний; редуктор призначений для довгої експлуатації і дрібносерійного виробництва.

3. РОЗРАХУНОК І КОНСТРУЮВАННЯ.

1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок:

Умовно приймаємо ККД черв’ячного редуктора x03B7x22480,8.

Вимагаюча потужність електродвигуна Рвм=Р/x03B7=6/0,8=7,5 кВт.

По таб. П1(Чернавський) Рвм=7,5 кВт, вибираємо електродвигун трьохфазний коротко замкнутий серія 4А, закритий обдуваючий з синхронною частотою обертання 1500 об/хв. 4А132S4.

З параметрами двигуна Рдв=7,5 кВт і ковзанням S=3%. Номінальна частота обертання nдв=1500−0,037· 1500=1455 об/хв, кутова швидкість x03C9дв=x03C0· nдв/30=3,14·1455/30=152,3 рад/с.

По таб. П2(Чернавський) діаметр вихідного кінця вала ротора dдв=80 мм.

Передаточне число (рівне передаточному співвідношенню):

u=nдв/n=x03C9дв/x03C9=1455/36=45,8. Uчер’яка=u/2=40,4/2=22,9.

Приймаємо Uчер’яка=20.

4. Розрахунок черв’ячного редуктора.

Число витків черв’яка z1 приймаємо в залежності від передаточного числа:

При u=40,4 приймаємо z1=2.

Число зубців черв’ячного колеса z2=z1, u=2· 20,4=40,8.

Приймаємо стандартне значення z2=40. При цьому u=z2/z1=45,8/2=22,9.

Відмінність від заданого (22,9−22,9/22,9)· 100%=0%.

По ГОСТ 2144–76 допустиме відхилення x22644%.

Вибираємо матеріал черв’яка і черв’ячного колеса. Приймаємо для черв’яка сталь 45 з заколкою до твердості не менше HRC 45 і послідуючим шліфуванням.

Так як до редуктора не пред’явлються спеціальних потреб, то в цілях економії приймаємо для вінця черв’ячного колеса бросу x03C3рА9ЖЗЛ.

Умовно приймаємо швидкість ковзання в значенні v3x22485 м/с. Тоді при довгій роботі допустима контактна напруга [x03C3н]=155 МПа. Допустима напруга згину нереверсної роботи [x03C3F]= KF2[x03C3OF]. В цій формулі KF2=0,543 при довгій роботі, коли число циклів напруги зуба Nx221125· 10·[x03C3OF]=98.

[x03C3OF]=0,543· 98=53,3 МПа.

Умовно приймаємо коефіцієнт діаметру черв’яка q=10.

Обертаючий момент на валу черв’ячного колеса.

T2=P2/x03C92=P/x03C9=6· 10×00B3/3,14=1910 H· м=1910·10×00B3 H· мм Умовно приймаємо коефіцієнт нагрузки К=1,2. Визначаємо міжосьову відстань з умови контактних напружень:

aw=((z1/q)+1)x00B3x221A ((170/((z2/q)· [x03C3н]))x00B2T2K=((45/10)+1)·x00B3x221A ((170/((40/10)·155))x00B2·1910·10×00B3·.

· 1,2=242 мм Приймаємо стандартне значення aw=250 мм Модуль.

m=2aw/z2+q=2· 246/40+10=9,84 мм.

Приймаємо по ГОСТ 2144–76 стандартне значення m=10 мм і q=10.

Міжосьова відстань при стандартних значеннях m i q.

aw=(m· (q+z2))/2=9,84·((10+40)/2)=250 мм.

Основні розміри черв’яка:

ділильний діаметр черв’яка:

d1=qm=10· 9,84=98,4 мм;

діаметр вершин витків черв’яка.

da1=d1+2m=98,4+2· 9,84=118 мм;

діаметр впадин витків черв’яка.

df1=d1−2,4m=98,4−2,4· 9,84=75 мм;

довжина нарізної частини шліфованого черв’яка:

b1x2265(11+0,06· z2) m+25=(11+0,06·40)9,84+25=472 мм.

Приймаємо b2=494 мм;

Ділильний кут підйому витка x03B3 при z1=2 i q=10.

x03B3=10×00BA19×00B4.

Основні розміри вінця черв’ячного колеса:

Ділильний діаметр черв’ячного колеса.

d2=z2m=40· 9,84=393,6 мм;

діаметр вершин зубців черв’ячного колеса:

da2=d2+2m=393.6+2· 9,84=413,2 мм;

діаметр впадин зубців черв’ячного колеса:

df2=d2−2,4m=393,6−2,4· 9,84=370 мм;

найбільший діаметр черв’ячного колеса:

dam2= da2+(6m/z1+2)=413,2+(6· 9,84/(2+2))=427,9 мм;

ширина вінця черв’ячного колеса:

b2x22640,75 da1=0,75· 118=85,5 мм;

кругова швидкість черв’яка:

v1=x03C0d1n1/60=3,14· 98,4·10×05BEx00B3·1455/60=7,4 м/с.

швидкість ковзання:

vs=v1/cosx03B3=7,4/cos11×00BA19×00B4=7,6 м/с при цій швидкості [x03C3н]x2248153 Мпа.

Відхилення (155−153/153)· 100%=1,3%; до того ж осьова відстань по розрахунку було вираховано aw=285 мм. Уточнюємо ККД редуктора при швидкості vs=5,3 м/с наведений коефіцієнт тертя для безолов’яної бронзи і шліфованого черв’яка f x2032=0,04 і наведений кут тертя x03C1x2032=1×00BA45×00B4. ККД редуктора з врахуванням втрат на розбризкування і перемішування масла.

x03B7=(0,95/0,96)tgx03B3/tg (x03B3+ x03C1x2032)=(0,95/0,96)tg 11×00BA19×00B4/tg (11×00BA19×00B4+1×00BA45×00B4)x22480,82.

По таб. 47вибираємо 7-у степінь точності передачі. В цьому випадку коефіцієнт динамічності Kv=1,1.

Коефіцієнт нерівномірності розподілу напруги [формула (4,26)].

Кx03B2=1+(z2/x03B8)x00B3(1-x),.

Де коефіцієнт динамічності черв’яка при й=10 і z1=2 по таб.46×03B8=86. Приймаємо допоміжний коефіцієнт x=0,6:

Кx03B2=1+(40/86)x00B3(1−0,6)x22481,04.

Коефіцієнт напруги Кx03B2· Kv=1,04·1,1=1,14.

Провіряємо контактні нагрузки [формула (4,23)]:

[x03C3н]= 170/(z2/q)· (x00B3x221AT2K (z2/q+1)x00B3)=170/4,5(x221A1910·10×00B3·1,14·5×00B3/246×00B3)=159 МПа.

Провірка міцності зубів черв’ячного колеса на згин.

Еквівалентне число зубів.

zv=z2/cosx00B3x03B3=45/(cos11×00BA19×2032)x00B3=44,6.

Коефіцієнт форми зуба по таб. 4,5 УF=2,24.

Напруга згину (див. формулу (4,24)).

[x03C3F]=1,2T2KУF/z2b2mx00B2=1,2· 170·10×00B3·1,147·2,24/40·85,3·10×00B2=1,8 МПа.

Що значно менше вирахуваного вінця [x03C3OF]=53,3 МПа.

Визначення параметрів передачі і геометричних розмірів коліс. (Устюгов с338).

1). За формулою (154) визначаємо кількість зубів черв’ячного колеса і значення коефіцієнта діаметра черв’яка: z2=u· z1=2·20=40; q=10. За формулою (154) уточнюємо значення частоти обертання і визначаємо обертальний момент на тихохідному валу редуктора:

n2=n1/u=n2= nдв· u/u=1455 хвx05BEx00B9.

Сили що діють у зачепленні: (Устюгов-339) колова сила на колесі й осьова сила на черв’яку (формула 155).

Ft2= Fa1=2T2/d2=2· 1910·10×00B3/393,6=9,7 кН;

Колова сила на черв’яку й осьова сила на колесі (формула 156).

Ft1= Fa2= Ft2/tg (x03B3+ x03C1x2032)=9,7· 10×00B3·0,21=2 кН;

радіальна (розрізна) сила (формула 157).

Fr=Ft2tgx03B1= Ft2tg20×00BA=9,7· 10×00B3·0,36=3,4 кН.

5. Проектний розрахунок валів редуктора (Чернавський-372).

Крутні моменти в поперечних розрізах валів:

ведений вал (вал черв’ячного колеса):

T2K=T2=1910· 10×00B3 Н· мм;

ведучий (черв'як):

Tк1=T1=T2/ux03B7=1910· 10×00B3/20·0,82=116,4·10×00B3 H· мм.

Витки черв’яка виконані за одно ціле з валом. Діаметр вихідного кінця ведучого вала по розрахунку на кручення при [x03C4к]=25 МПа.

dв1=x00B3x221A Tк1/0,2[x03C4к]= x00B3x221A116,4· 10×00B3/0,2·25=28,3 мм.

Але для з'єднання його з валом електродвигуна приймаємо dв1=dв=60 мм; діаметр підшипникових шийок dп1=45 мм. Параметри нарізної частини: df1=75 мм;

d1=94,8 мм; dа1=118 мм.

Довжина нарізної частини b1=494 мм.

Відстань між опорами черв’яка приймаємо l1= dam2=594мм; відстань від середини вихідного кінця до найбільшої опори f1=90 мм.

Ведомий вал:

діаметр вихідного кінця.

dв2=x00B3x221A Tк2/0,2[x03C4к]= x00B3x221A1910· 10×00B3/0,2·25=250 мм.

Діаметри підшипникових шийок dп2=55 мм, діаметр валу в місці посадки черв’ячного колеса dк2=60 мм.

Діаметр ступци черв’ячного колеса:

dст2=(1,6/1,8) dК2=(1,6/1,8)60=96/108 мм.

Приймаємо dст2=100 мм.

Довжина ступіци черв’ячного колеса.

lст2=(1,2/1,8) dК2=(1,2/1,8)60=72/108 мм.

Приймаємо lст2=90 мм.

Колеса і редуктора (Устюгов (341)).

7. Конструктивні розміри.

Редуктор проектуємо з корпусом, відлитим із чавуну. Передбачаємо рознімну конструкцію корпуса, що забезпечує зручності монтажу і демонтажу редуктора. Площину розняття суміщуємо з площиною, проведеною через вісь тихохідного вала, паралельно осі швидкохідного (вала — черв’яка).

1). Товщина стінок корпуса і кришки редуктора:

x03B4=0,045aw+1.3мм=0,045· 242+1.3мм=10,89+1.3мм; приймаємо x03B4=11мм.

2). Товщина нижнього пояса кришки редуктора:

S1x22481,5×03B4=1,5· 11=16,5; приймаємо S1=17 мм/.

3). Товщина верхнього пояса корпуса редуктора:

Sx2248S1+2.5мм=17+2.5мм; приймаємо S=20 мм.

4). Товщина нижнього пояса корпуса редуктора:

t=2×03B4=2· 11=22 мм; приймаємо t=22 мм.

5). Товщина ребер корпуса редуктора:

сx2248×03B4=11 мм; приймаємо с=11мм.

6). Діаметр фундаментних болтів:

dфx22480,036aw+12 мм=0,036· 242+12 мм=20,7 мм; приймаємо dф=21 мм.

7). Діаметр шпильок для кріплення кришки редуктора до корпуса біля підшипників:

dкx22480,75· 21=15,75 мм; приймаємо dк=16 мм.

8). Діаметр шпильок для кріплення кришки редуктора до корпуса:

dx00B9кx22480,5dф=0,5· 21=10,5 мм; приймаємо dx00B9к=10.

9). Діаметр болтів для кріплення кришки редуктора до корпуса:

dnx2248(0,7.1,4)x03B4=(0,7.1,4)· 11=7.14 мм; приймаємо dn=10 мм.

Розмір xx22482· dn=2·10=20 мм; приймаємо x=xx2032=xx2032×2032=20 мм.

10). Діаметр болтів для кріплення кришки оглядового отвору:

dко=6.10 мм, приймаємо dко=8 мм.

11). Діаметр різьби пробки для зливання масла картера редуктора:

dзлx2265(1,6.2,2 мм) x03B4=(1,6.2,2)10=16.22 мм; приймаємо dзл=18 мм.

12). Ширина пояса з'єднання кришки і корпуса редуктора:

Кx2032×22652dк=2· 16=32 мм; приймаємо Кx2032=32 мм.

13). Ширина нижнього пояса, а редуктора:

Кx2248(2.2,5)dф=(2.2,5)21=41.50 мм; приймаємо К=45 мм.

14). Зазор між внутрішньою бічною стінкою редуктора і торцем маточини черв’ячного колеса:

yx22650,5×03B4=0,5· 11=5,5 мм; приймаємо y=5 мм.

15). Відстань між внутрішньою стінкою кришки редуктора і колом найбільшого діаметра черв’ячного колеса:

y1x2265×03B4=11 мм; приймаємо y1=11 мм.

16). Відстань від осі черв’яка до дна картера (нижньої внутрішньої стінки корпуса редуктора):

y1=(2.2,5)dII1=(2.2,5)45=90.112 мм; приймаємо y1=90 мм.

17). На тихохідний вал і швидкохідний вал орієнтовно призначаємо конічні роликові підшипники середньої серії. За таб. П43 при d1x2032×2032=45 мм дістаємо Dx2032=150 мм, Тx2032мах=37,5 мм; при d2x2032×2032=75 мм дістаємо Dx2032×2032=160 мм, Тx2032×2032мах=39,5 мм.

18). Товщина кришки підшипника разом з манхитичним цівальника:

x1x22480,57Тx2032мах+5.10 мм=0,5· 37,5+5.10 мм; приймаємо x1=18 мм.

x2x22480,57Тx2032×2032мах+5.10 мм=0,5· 39,5+5.10 мм; приймаємо x2=20 мм.

Розмір l1=l2x2265dп=10 мм; приймаємо l1=l2=10 мм.

19). Визначення положення точок прикладної реакції підшипників і габаритних розмірах редуктора:

а). Відстань між точками прикладання реакцій підшипників швидкохідного вала приймаємо 2а1=230 мм; отже а1=115 мм;

б). для тихохідного вала.

а2×2248y+0,5lмат=5+0,5· 100=55 мм.

Табличні розміри редуктора:

Lpx22482а1+2(Тx2032мах+x1+l1)+l2=2· 115+2(37,5+18+10)+50=387 мм, Приймаємо довжину редуктора Lp=390 мм;

Bpx2248l2+2(l2+x2+Тx2032×2032мах)+2а2+0,5K=75+2(10+20+39,5)+2· 55+0,5·40=320 мм;

Приймаємо ширину редуктора Bp=320 мм;

Нpx2248×03B4+y2+аw+0,5dam2++y1+x03B4+8.12 мм=11+90+150+0,5· 260+10+10+5.15 мм=.

=400+5.15 мм; приймаємо висоту Нр=410 мм.

Черв’ячні.

6. Конструктивні розміри (Устюгов-343).

Тихохідний вал. Орієнтовний розрахунок вихідного кінця тихохідного вала редуктора виконуємо на кручення за зниженими допустимими напруженнями; приймаємо [x03C4к]=25 Мпа, для вала зі сталлю 40. З рівняння міцності (193).

x03C4к=T/Wp=16T2/(x03C0dx00B3)x2264[x03C4к] дістаємо.

dx2265×00B3x221A16T2/(x03C0[x03C4к])= x00B3x221A16· 1910/(x03C0·25·10)= x00B3x221A243· 10=6,24·10×05BEx00B2 м.

Узгоджуючи з рядом R40, приймаємо: діаметр вихідного кінця вала dв2=63 мм; діаметр вала під dx00B92=67 мм; діаметр вала під підшипник dx00B9x00B92=68 мм; діаметр вала під маточфівфівну черв’ячного колеса dx00B9x00B9x00B92=73 мм; діаметр опорного бурта для торця маточнфівфівими черв’ячного колеса і зовнішнфівфі діаметр розмірного кінця dx00B9x00B9x00B92=.

діаметр наточнифіфів черв’ячного колеса Dматx22481,6· 73=116 мм; товщина вінця і обода центра черв’ячного колеса x03B4оx22482m=2· 10=20 мм; діаметр гвинта для кріплення вінця до обода центра черв’ячного колеса dx00B92×2248(1,2.1,5)m=(1,2.1,5)· 10=12.15 мм, приймаємо dx00B9=14 мм; довжину маторлофрів черв’ячного колеса lматx22482d2=2· 73=146 мм; довжину вихідного кінця тихохідного вала l2x2248(1,5.2)dв2=(1,5.2)63=94,5.126 мм, приймаємо l2=100 мм; товщину диска еx22480,5b2=0,5· 85,3=42,6 мм.

Швидкохідний вал. Черв’як виготовлено разом з валом, як звичайно і прийнято в черв’ячних передачах. Діаметри посадочних ділянок вала черв’яка визначаємо конструктивно, орієнтуючись на розрахункові діаметри черв’яка.

При відносному великену розміри осьової сили FA треба сподіватись великих значень потрібної динамічної вантажопідйомності підшипників, тому діаметр посадочної ділянки вала-черв'яка під підшипник приймаємо відносно високми.

d1x2032×2032×2264df1=71 мм.

Відповідно до ряду Ra 40 примаємо діаметр вала під підшипник d1x2032×2032=70 мм; діаметр вала під цизілення d1x2032=66 мм; діаметр вихідного кінця вала dВ1=60 мм. Оскільки різниця між діаметрами з'єднувальних валів dВ1=60 мм і d1=38 мм перевищує 20.25%, то треба підбирати муфту під ці діаметри.

Приймаємо, що діаметр бурта для упора крильчатки, яка розбризкує масло дорівнює d1x2032×2032×2032=45 мм. Ширину крильчатки можна брати з співвідношення l1x2032×2032×224 810.18 мм, приймаємо l1x2032×2032=14 мм. Розмір l1x2032×2032×2032×22 484.6 мм, приймаємо l1x2032×2032×2032=5 мм.

Довжину нарізаної частини черв’яка при m=10 і z1=2 визначаємо за формулою (166); при а=25мм.

b1x2265(11+0,06z2)m+a=(11+0,06· 40)10+25=469 мм, приймаємо b1=494 мм.

Довжину вихідного кінця вала (вала-черв'яка) вибираємо з співвідношення l1x2248(1,5.2)dВ1=(1,5.2)60=90.120 мм, приймаємо l1=100 мм. Надалі розмір l1 уточнюємо за довжиною маточнфівфим муфти, вибраної для з'єднання валів редуктора та електродвигуна.

4.5 Перевірка міцності і жорсткості черв’яка (Устюгов 339).

Щоб підвищити жорсткість і зрпфівгфі виробничі витрати, черв’як виготовляємо разом з валом, причому орієнтовно приймаємо, що відстань між центром підшипників вала черв’яка дорівнює найбільшому діаметрові черв’ячного колеса dam2=593 мм. В разі встановлення раціонно-упорних підшипників точки прикладення реакцій Fa i FB на осі вала зміщуються від середини підшипників до їх внутрішніх торців. Приймаючи точки прикладення реакцій приблизно на рівні внутрішніх торців підшипників орієнтовно дістаємо:

2а1×2248dam2−20.40 мм=593−20.40 мм, приймаємо 2а1=560 мм і а1=280 мм.

1. Креслимо схему навантаження черв’яка і визначаємо реакції опор у вертикальній площині у Oz від сил Fa1 i Fr:

x03A3MA=-Fra1-Fa1· 0,5d1-YB·2a1=0;

YB=Fr/2+Fa1· d¼·a1=3400/2+9700·100/4·280=114,5+565,1=2566 H;

x03A3MB=-Ya· 2a1+Fra1-F·a1·0,5d1=0;

YA=Fr/2-F· a1·d¼·a1=1700−565,1=1134 (1134) H;

2. Знаходимо реакції опор у площині x Oz від сили Ft2:

XА=XB=Ft½=2000/2=1000 H.

3. Для побудови епюр визначаємо розмір згинальних моментів у характерних перерізах А, С і B:

у площині у Oz.

MA=MB=0; MCлiв=YAa1=1134· 0,280=317,1 H· м; Н.

MCПРАВ=YВa1=1705· 0,280=477,4 H· м=МFr, Fa1;

у площині x Oz.

MA=MB=0; MC=XAa1=1000· 0,280=280 H· м= МFt2.

4. Крутний момент T1=72,9 H· м.

9. Підбирання підшипників.

Швидкохідний вал.

Визначаємо розмір і напрям діючих на підшипник сил;

FrA=x221AXx00B2A+Yx00B2A=x221A1000×00B2+1134×00B2=x221A (100+128)· 104=1509 H;

FrB=x221AXx00B2B+Yx00B2B=x221A1000×00B2+2566×00B2=x221A (100+658)· 104=2753 H;

Осьова сила Fa1=9700 Н.

Визначаємо тип підшипника. При значному перевищенні осьового навантаження Fa1 над радіальним FrB (доцільно застосувати конічні роликопідшипники. Якщо не вдається дібрати радіально-упорні підшипники названого типу, то доведеться встановити упорний підшипник для сприймання осьового навантаження і радіальний — для сприймання радіального навантаження.

За формулою (212) знаходимо осьові складові реакцій для поперечного призначеного підшипника 7308 середньої серії при e=0,278.

SA=0,83eFrA=0,83· 0,278·1509=348,1 H,.

SB=0,83eFrB=0,83· 0,278·2753=635,2 H.

За таб. 5 визначаємо сумарні осьові навантаження. Оскільки SA.

=9700 H >SB-SA=(635,2−348,1)H, то.

FaA=SA=42,6 H i FaB=SA+ Fa1=348,1+9700=10 048,1 H.

При FaA/(VFrB)=10 048,1/1· 1974>e=0,278 за таб. П43 приймаємо X=0,4 i.

Y=2,158 (V=1, див. таб. П45).

Призначаємо ресурс і визначаємо значення решти коефіцієнтів формули (209).

Для підшипників редуктора рекомендується Lh=(12.25)10×00B3 год. Приймаємо Lh=15· 10×00B3 год.; Кб=1,6 при помірних поштовхах; КТ=1 при температурі менш як 100 °C; x03B1=10/3 для роликових підшипників.

За формулою (209) обчислюємо потрібну динамічну вантажопідйомність підшипника:

Спотр=(XVFrB+Y FaB) КбКТ (6· 10−5n1Lh)1/x03B1=.

=(0,4· 1·1974+2,158·10 048,1)1,6·1(6·10−5·1455·15·10×00B3)1/x03B1=(789+21 683)1,6·8,87=.

215,7· 10×00B3 H=314 кН.

При d=40 мм підшипники середньої серії не задовольняють умову Спотрx2264С. Тому приймемо конічний роликопідшипник 7608 середньої широкої серії, для якого С=168 кН трохи нижче від Спотр для підшипників 7308.

Перевіримо довговічність призначеного підшипника 7608 при е=0,296; X=0,4,.

Y=2,026.

Осьова складова і сумарне осьове навантаження:

SA=0,83eFrA=0,83· 0,296·1509=371 H; FaB=SA+Fa1=371+9700=10 071 H.

Піднісши рівняння (209) до степеня 10/3, дістаємо:

Lh=[C/(XVFrB+Y FaB) КбКТ]10/3· 105/6n= =[168· 10×00B3/(0,4·1·1974+1,970·10 071·1,6·1)]3+1/3·105/6·1455=(168/12,6·1,6)x00B3 x00B3x221A168/12,6· 1,6· · 11,45=9663(x00B3x221A7,87)·11,45=15·10×00B3 год.

Що задовольняє вимогу довговічності дедуктивних підшипників. Отже остаточно приймаємо конічний роликопідшипник 7312, для якого d=60 мм, D=130 мм,.

Tmax=49 мм, С=78,5 кН, е=0,296, nгран>4· 10×00B3 хв-1.

За допомогою формули (215) перевіримо орієнтовно прийняту відстань а1:

a=0,5 Tmax+(e/3) (d+D)=0,5· 49,6+(0,3/3)·(60+130)=24,8+0,9=257 мм.

Оскільки a.

а1=115+Tmax-а=115−49−25,7=40 мм.

Тихохідний вал.

Визначаємо значення і напрям сили, що діють на підшипник: радіальні навантаження (реакції).

FrA=x221AXx00B2A+Yx00B2A=x221A3165×00B2+1187×00B2=x221A (100+140)· 104=1549 H;

FrB=x221AXx00B2B+Yx00B2B=x221A3165×00B2+1416×00B2=x221A (100+200)· 104=1732 H;

Осьова сила.

Fа2=2000 Н.

2. Визначаємо тип підшипника. Оскільки (Fа2/FrB)100%=(2000/1732)100%=.

=37,5%>20.25%, то радіально-упорні конічні роликопідшипники легкої серії (при d=45 мм і відносно невеликій осьовій силі можна сподіватись невисокого значення Спотр).

За формулою (212) знайдемо осьові складові реакцій для попередньо призначеного підшипника 7614 легкої серії при е=0,351 (див. по табл. П43).

SA=0,83eFrA=0,83· 0,351·1549=451 H,.

SB=0,83eFrB=0,83· 0,351·1732=504 H.

4. За табл. 5 визначаємо сумарні осьові навантаження. Оскільки SA.

=6330 H >SB-SA=(504−451)H, то FaA=SA=451 H i FaB=SA+ Fa2=451+9700=10 151 H.

5. Призначаємо довговічність підшипника і визначаємо значення коефіцієнта формули (209). Як і для швидкохідного вала, приймаємо.

Lh=15· 10×00B3 год, Y=1, Кб=1,6, КТ=1 n=n2=1455 хв-1, x03B1=10/3.

При FaВ/(VFrА)=451/(1· 1549)=0,291.

при FaВ/(VFrА)=10 151/(1· 1732)=0,291.

6. За формулою (210) визначаємо опору, на яку діє найбільше еквівалентне навантаження.

PA=(XVFrA+Y FaA) КбКТ=(1· 1·1549+0)1,6·1=2478 H;

PB=(XVFrB+Y FaB) КбКТ=(0,4· 1·1732+1,45·10 151)1,6·1=24 657 H=Pmax;

Отже, потрібну динамічну вантажопідйомність (див. формулу 209) треба знайти для опори В як найбільш навантаженої:

Спотр= PB (6· 10−5n2Lh)1/x03B1=24657(6·10−5·1455·15·10×00B3)0,3=50,5·10×00B3 H.

7. За табл. П43 остаточно приймаємо конічний роликопідшипник 7212, для якого d=60 мм, D=110 мм, Tmax=24 мм. Знаходимо.

С=70,8 кН››Спотр=50,5 кН, е=0,94, nгран>4· 10×00B3 хв-1.

Оскільки С››Спотр, то довговічність вибраного підшипника значно більша від максимальної (25· 10×00B3 год.) і уточнювати точки прикладання реакцій немає рації. Використовуючи повний каталог на підшипники кочення, конструктор при.

Спотр=12,25 кН і d=45 мм призначить підшипник легкої серії - особливо легкої або надлегкої.

11. Підбір муфти.

Муфта типу МУВП.

Р=6 Вт, n=1455 хв-1.

Визначаємо номінальний момент, що передається муфтою:

Т=9,55Р/n=9,55· 6·10×00B3/1455=39,4 H· м.

Обчислюємо розрахунковий момент, що передається муфтою:

Тp=КТ=2· 39,4=78,8 H· м.

За табл. П 59(ГОСТ 2124−75) вибираємо муфту, для якої допустимий розрахунковий момент [Tp]=1100 H· м. Муфту менших розмірів взяти не можна, оскільки діаметр електродвигуна d=60 мм.

Розміри вибраної муфти такі:

D1=170 мм;

lв=36;

dn=18 мм;

Кількість пальців z=10;

Dв=35 мм.

4.52. Перевірка міцності вала черв’ячного колеса (Устюгов 344).

Для виготовлення тихохідного вала призначено сталь 40, термообробка — нормалізація. За табл. П3 dx2264100 мм для сталі 40×03C3в=550 МПа.

Границі витривалості (див формулу 199).

x03C3−1×22 480,43×03C3в=0,43· 550 МПа.

Визначаємо коефіцієнт в формулі (196) й обчислюємо допустиме напруження згину при симетричному циклі напружень. Приймаючи [n]=2,5; Kx03C3=2; kр. зг=1,.

дістаємо:

[x03C3зг]-1=(x03C3−1/([n]Kx03C3))kр.зг=(0,43· 550/(2,5·2))1=47,4 МПа.

1. Креслимо схему навантаження вала і визначаємо реакції опор:

у вертикальній площині y Oz — від сили Fr i Fa2:

x03A3MА=-Fr· a2+ Fa2 · 0,5d2+YB·2a2=0;

YB=Fra2+0,5Fa2d2/2a2= Fr/2+Fa2d2/4a2=3400/2+2000· 393,6/(4·55)=5278 H;

x03A3MB=-Ya· 2a2-Fa2·0,5d2+Fra2=0;

YA=0,5Fr-Fa2d2/4· a2=-3500 H;

у горизонтальній площині x Oz — від сили Ft2.

XА=XB=Ft2/2=9700/2=4850 H.

2. Визначаємо розмір згинальних моментів у характерних перерізах А, С і B:

у площині у Oz.

MA=MB=0;

MCлiв=YAa2 =-3500· 0,055=-192,5 H· м;

MCПРАВ=YВa2=5278· 0,055=290,29 H· м;

Отже, Mmax=MFr, Fa2=77,88 H· м.

у площині x Oz.

MA=MB=0;

MC=XAa2=4850· 0,055=267 H· м.

МFt2=267 H· м.

3. Крутний момент Т=Т2=1196 Н· м.

12. Підбір шпонок (Устюгов 345).

Швидкохідний вал. Для вихідного кінця швидкохідного вала при dв=30 мм за табл. П49 підбираємо призматичну шпонку з закругленими торцями bxh=20×12 мм при.

t1=7,5 мм. При l1=56 мм з раду за ГОСТ 23 360–78 (СТ СЄВ 189−75) приймаємо довжину шпонки l=56 мм. Розрахункова довжина шпонок з закругленими торцеми.

lp=l-b=56−20=36 мм.

Допустимі напруження зминання при чавунній маточині [x03C3зм]=60.90 МПа. За формулою (217) обчислюємо розрахункове напруження зминання і порівнюємо з допустимим:

x03C3змx22484,4T1/(dB1hlp)=4,4· 72,9/(70·12·36·10−9)=10,6·106 Па <<[x03C3зм];

Отже, приймаємо шпонку 20×12×56 ГОСТ 23 360–78 (СТ СЄВ 189−75).

Тихохідний вал. Для вихідного кінця тихохідного вала при dв2=40 мм за табл. П49 підбираємо призматичну шпонку з закругленими торцями bxh=18×11 мм, при.

t1=7,2 мм. При l2=90 мм із раду за ГОСТ 23 360–78 (СТ СЄВ 189−75) приймаємо довжину шпонки l=90 мм. Розрахункова довжина шпонок з закругленими торцеми.

lp=l-b=90−14=76 мм.

Розрахункові напруження зминання за формулою (217) x03C3змx22484,4T2/(dB2hlp)=4,4· 1196/(60·11·72·10−9)=11·106 Па <<[x03C3зм];

Отже, приймаємо шпонку 18×18×90 ГОСТ 23 360–78 (СТ СЄВ 189−75).

4.511 Розрахунок вала (черв'яка) (Устюгов 340).

5. Обчислюємо сумарний згинальний момент і визначаємо напруження згину в небезпечному перерізі С:

Mсум=Мзг=x221AМx00B2Fr· Fa1+ Мx00B2Ft1=x221A317,1×00B2+477,4×00B2=x221A (100+227)10×00B2=194,1 H· м;

x03C3зг=Мзг/Wx=32Мзг/(x03C0dx00B3f1)=32· 194,1/(x03C0(95,2·10−3)x00B3=10,8·106 Па.

6. Визначаємо напруження стиску від сили Fa1 у перерізі С:

x03C3с=Fa1/Sc=4Fa1/(x03C0dx00B2f1)=4· 9700/(x03C0(95,2·10−3)x00B2=4,3·106 Па.

7. Знаходимо напруження кручення в перерізі С:

x03C4к=Т/Wр=16Т1/(x03C0dx00B3f1)=16· 72,9/(x03C0(95,2·10−3)x00B3=4,4·106 Па.

8. За І І І теорією міцності обчислюємо еквівалентне напруження і порівнюємо його з допустимим:

x03C3еІІІ=x221A (x03C3зг+x03C3с)x00B2+4×03C4к=x221A (10,8+4,3)x00B2+4· 4,4×00B2=30,5 МПа <<[x03C3зг]-1.

9. За формулою (201) перевіряємо черв’як на жорсткість. Сила, що згинає черв’як :

F=x221AFt1x00B2+Frx00B2=x221A2000×00B2+3400×00B2=x221A (400+1156)104=3944 H.

Відстань між точками прикладання реакцій.

L=2a1=560 мм.

Допустимий прогин черв’яка:

[f]=(0,005.0,01)m=(0,005.0,1)10=0,05.1 мм.

Найменший осьовий момент інерції поперечного перерізу С черв’яка.

Jx=x03C0d4f1/64=x03C0(95,2· 10−3)4/64=29,8·10−8 м4.

Прогин черв’яка при a=b=0,5l; E=2,1· 1011 Па:

f=Fax00B2bx00B2/(3EJxl)=Flx00B3/48EJx=1046(560−3)x00B3/(48· 2,1·1011·29,8·10−8)=2,0·10−6 м.

14. Тепловий розрахунок (Чернавський 382).

Для проектуючого редуктора тепло відхідної поверхні Аx22480,73 мx00B2. За формулою (10.1) умови роботи редуктора без перегріву при продовжуючій роботі.

x0394t=tм-tв=Рч (1-x03B7)/ktAx2264[x0394t],.

де Рч=5 кВт=5000 Вт -потрібна для роботи потужності на черв’яку.

Приймаємо, що забезпечується достатньо хороша циркуляція повітря, і приймаємо коефіцієнт теплопередачі kt=17 Вт/(мx00B2· °С). Тоді.

x0394t=5000(1−0,8)/17· 0,73=5000·0,2/12,4=80,6°>[x0394t].

Допустимий перепад температур при нижньому черв’яку [x0394t]=60°. Для зменшення x0394t потрібно достатньо збільшити тепловіддаючу поверхню пропорційно відношенню x0394t/[x0394t]=72,5/60, зробивши корпус ребристим.