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