ID: 1455

Название работы: Расчет привода и его составляющих

Категория: Курсовая

Предметная область: Производство и промышленные технологии

Описание: Расчет червячной передачи. Выбор материала червяка и колеса. Расчет цепной передачи. Размеры пружины. Расчёт тихоходного вала. Проверка на статическую прочность. Проверка на усталостную прочность. Смазка редуктора.

Язык: Русский

Дата добавления: 2013-01-06

Размер файла: 150.5 KB

Работу скачали: 7 чел.

9

Общий расчет привода

Сила на барабане: Ft = F1 – F2 = 7,1 – 5,2 = 1,9 кН

Мощность на барабане: P = Ft∙V /ηп = 1,9∙1,1 / 0,99 = 2,11 кВт, где ηп = 0,99-КПД подшипников приводного вала.

Потребная мощность двигателя: Pдв.треб. = P /ηобщ

Общий КПД привода: ηм ∙ηч.п.∙ηц.п. ,где ηм – КПД муфты, ηч.п. – КПД червячной передачи, ηц.п. – КПД цепной передачи ( см. П.Ф. Дунаев).

ηм = 0,98 , ηч.п. = 0,8 , ηц.п. = 0,94

ηобщ =  0,737 ;  Pдв.треб. = 2,11 / 0,737  = 2,86 кВт

Частота вращения приводного вала: n = 60∙V / π∙D = 60∙1,1 / π∙1,2 = 17,5 об / мин

Выбор двигателя ( табл. 24.8 там же)

Общее передаточное число: Uобщ = nдв / n

Двигатель	nдв , об / мин	Uобщ
100S4	1435	82
112МА6	955	54,6
112MB8	700	40

Окончательно выбираем двигатель 4А112МВ8

Pдв = 3 кВт, nдв = 700 об / мин, dдв = 32 мм

Разбивка передаточного отношения Uобщ = 40

Uц.п. = 1,5… 4 (табл.1.2)

Uред = Uобщ / Uц.п. = 10…26,6  , принимаем Uред = 16 ; Uц.п. = Uобщ / Uред = 2,5

Частоты вращения валов: n1(nдв) = 700 об / мин

           n2 = 700 об / мин

                                            n3 = n2 / Uред = 43,75 об / мин

           n4 = n3 / Uц.п. = 17,5 об / мин

Мощности на валах: P1 = Pдв.треб. = 2,86 кВт

  P2 = P1∙ηм = 2,80 кВт

  P3 = P2∙ηч.п. = 2,24 кВт

  P4 = P3∙ηц.п. = 2,11 кВт

Вращающие моменты на валах: T1 = 9550∙P1 / n1 = 39,0 Н∙м

          T2 = 9550∙P2 / n2 = 38,2 Н∙м

          T3 = 9550∙P3 / n3 = 489,0 Н∙м

          T4 = 9550∙P4 / n4 = 1151,5 Н∙м

Сводная таблица мощностей и крутящих моментов.

Номер вала	1(двигатель)	2(входной)		3(выходной)		4(барабан)
Тип передачи	муфта		червячная		цепная
КПД	0,98		0,8		0,94
Передаточное число	1		16		2,5
Мощность, кВт	2,8 6	2,80		2,24		2,11
Частота вращения, об / мин	700	700		43,75		17,5
Крутящий момент, Н∙м	39,0	38,2		489,0		1151,5
Диаметр вала минимальный, мм	dдв = 32	(7…8)∙3√  T = 25		(5…6)∙3√  T = 43

Расчет червячной передачи

U = 16, T1 = 38,2 Н∙м, T2 = 489 Н∙м, n1 = 700 об / мин, n2 = 43,75 об / мин, Pдв = 3 кВт

Z1 = 2 (U = 16 ) – число заходов червяка

Z2 = Z1∙U = 32 - число зубьев колеса

Выбираем профиль червяка: ZI

Выбор материала червяка (табл. 1) и колеса.

Скорость скольжения: Vск = 4,5·10-4∙n1∙3√ T2 = 2,482 м /c

Червяк: сталь 20Х, цементация, шлифование, полирование, HRC 56…63

Колесо: БрА9ЖЗЛ, ГОСТ 483-79, литье в песчаные формы, σВ2 = 392…490 МПа, σT2 =196…343 МПа,

HB2 = 110, E2 = (0,88…1,14)∙105 МПа, ν2 = 0,35

Предварительный КПД: f΄- приведенный коэффициент трения, f΄= tgφ΄, φ΄= (3…3,5) – 0,92∙lnVск =

= 3,5 – 0,92∙ln 2,482 = 2,664° - приведенный угол трения; f΄= 0,047, η = 0,98 / (1 + 0,25∙ f΄∙U) = 0,826

Мощность на червяке: P = T2∙n2 / 9550∙η = 2,71 кВт

Коэффициент диаметра червяка: qmin = 0,212∙Z2 = 6,784; q = 0,25∙Z2 = 8, округляем до ближайшего стандартного: q = 8

Коэффициент нагрузки: k = kβ∙kV

kβ = 1 + (Z2 /θ)3∙(1 – νср) – коэффициент неравномерности распределения нагрузки

θ = 9∙(q – 4)∙(1 + 1 / Z1) = 9∙(8 – 4)∙(1 + 1 / 2) = 54 - коэффициент деформации червяка

νср = 1∙0,3 + 0,2∙0,7 = 0,44  - из блока нагружения в задании

kβ = 1,11

kV = 0,3 +0,1∙nт + 0,02∙Vск - коэффициент динамической нагрузки

nт = 8 (табл. 2, Vск = 2,664 м / с) – степень точности

kV = 0,3 + 0,1∙8 + 0,02∙2,664 = 1,15; k = kβ∙kV = 1,28

Допускаемые контактные напряжения.

Материал – безоловянная бронза: [σH] = [σ]H0∙c΄v

[σ]H0 = 300 МПа – исходное допускаемое напряжение

c΄v = 1 - 0,085∙Vск = 1 - 0,085∙2,664 = 0,774 - коэффициент учитывающий заедание

[σH] = 232 МПа

Определение межосевого расстояния: aw =625∙3√k∙T2 / [σH]2   = 142 мм

Принимаем по ГОСТ 2144-75 aw = 140 мм

Расчетный модуль: m = 2∙aw / (Z2 + q) = 6,36 мм, по табл. 4 m = 6,3 мм

Окончательный выбор: q = 2∙aw / m – Z2 ± 2 = 8,44 ± 2

q = 12,5, m = 6,3 мм

Коэффициент смещения червяка: x = aw / m – 0,5∙(q + Z2) = -0,028

Параметры червяка

Делительный диаметр: d1 = m∙q = 78,75 мм

Начальный диаметр: dw1 = m∙(q + 2∙x) = 78,4 мм

Диаметр вершин: da1 = m∙(q + 2) = 91,35 мм (ГОСТ 19650-74)

Диаметр впадин: df1 = m∙(q – 2 – 0,4∙cosγ) = 63,66 мм

Делительный угол подъема: γ = arctg(Z1 / q) = 9,090° = 9°05΄25˝

Начальный угол подъема: γw = arctg(Z1 / (q + 2∙x)) = 9,130°

Основной угол подъема: γв = arccos(cosαп∙cosγ) = 21,892°

αп = 20°- ГОСТ 19036-81

Длина нарезанной части: b1 ≥ (c1 + c2∙Z2)∙m = 82 мм

c1 = 11, c2 = 0,06 (табл. 7)

Параметры колеса

Ширина венца: b2 ≤ 0,75∙da1 = 69 мм

Условный угол обхвата: 2δ = 2∙arcsin(b2 / (da1 – 0,5∙m)) = 103°

Делительный диаметр: d2 = m∙Z2 = 201,6 мм

Начальный диаметр: dw2 = d2 = 201,6 мм

Диаметр вершин: da2 = d2 + 2∙m∙(1 + x) = 213,85 мм

Диаметр впадин: df2 = d2 – 2∙m∙(1 + 0,2∙cosγ + x) = 186,86 мм

Наибольший диаметр: daм2 = da2 + 6∙m / (Z1 + 2) = 223,3 мм

Определение скоростей: V1 = π∙dw1∙n1 / 60∙103 = π∙78,4∙700 / 60∙103 = 2,874 м / с – на червяке

                                         V2 = π∙dw2∙n2 / 60∙103 = 0,462 м / с – на начальной окружности колеса

Vск = V1 / cosγw = 2,911 м / с

Уточнение КПД: φ΄= 3,5 – 0,92∙ln = 2,517°; ηзац = tgγw / tg(γw + φ΄) = 0,78

ηр = 0,98 – потери на разбрызгивание масла

η = ηзац∙ ηр = 0,98∙0,78 = 0,764

Момент на червяке: T1 = T2 / U∙η = 489 / 16∙0,764 = 40,0 Н∙м

Мощность на червяке: P1 = T1∙n1 / 9550 = 40,0∙700 / 9550 = 2,93 кВт

Силы в зацеплении: Ft2 = Fx1 = 2∙103∙T2 /dw2 = 4851 H

             Ft1 = Fx2 = 2∙103∙T1 /dw1 = 1020 H

             FR = Ft2∙tgαп = 1766 Н

Проверка прочности по контактным напряжениям.

Zм = √2∙E1∙E2 / π∙[(1 – ν12)∙ E2 +(1 – ν22)∙ E1]    = √2∙2,06∙105∙1∙105/ π∙[(1 – 0,32)∙1∙105 + (1 – 0,352)∙2,06∙105] =

= 220 МПа0,5 – коэффициент механических свойств

ZH = √cos2γw / cosαп∙sinγв∙cosγ = 1,68 - коэффициент формы рабочих поверхностей

Zε = 1 / √εα∙kε  , где kε = 0,75, εα = 1,95 – 3,9 / Z2 = 1,84; Zε = 0,85 - коэффициент суммарной длины

контактных линий.

Zδ = √360 / 2∙δ  = 1,87 - коэффициент угла обхвата

Уточняем коэффициенты: θ = 115, kβ = 1,01, kv = 0,3 + 0,1∙8 + 0,02∙2,911 = 1,16, k = 1,17

c΄v = 1 – 0,085∙2,911 = 0,752, [σH] = 300∙0,752 = 226 МПа

σH = (Zм∙ ZH∙ Zε∙ Zδ∙25,2∙√k∙T2 /dw1 ) /d2 = 198 МПа ≤ [σH]

Проверка прочности по изгибным напряжениям

Yε = cosγw / εα∙kε = 0,72

Yδ = 360 / 2∙δ = 3,5

Yγ = 1 – γ / 140 = 0,94

YF = 1,89 - коэффициент формы зуба (рис. 3, Zv2 = Z2 / cos3γ = 33, x = -0,028 )

σF = Yε∙Yδ∙Yγ∙YF∙Ft2∙k / π∙dw1∙m = 16 МПа

Допускаемые напряжения: σFO = 0,14∙σВ2 + 0,44∙σT2 = 0,14∙400 + 0,44∙300 = 188 МПа – условный базо-

вый предел прочности при NFO = 106

SF = 1,75 – коэффициент безопасности

kFL = 9√ NFO / NFE  - коэффициент долговечности

μ9 = 19∙0,3 + 0,29∙0,7 = 0,3 - коэффициент режима работы

NΣ = 60∙n2∙Lh = 60∙43,75∙8∙103 = 2,1∙107, NFE = NΣ∙μ9 = 6,3∙107

kFL = 9√106 / 6,3∙107 = 0,63; 0,54 < kFL < 1,1; [σF] = σFO∙kFL / SF = 68 МПа

σF = 16 МПа < [σF] – условие прочности выполняется

Проверка тела червяка на прочность и жесткость.

Изгибающий момент: Mи = √[(Ft2∙dw2 + FR∙L) / 4]2 + (Ft1∙L / 4)2  = 337 Н∙м

L = 200 мм – расстояние между опорами

σи = Mи / Wи = Mи / 0,1∙df13 = 337 / 0,1∙0,063663 = 13 МПа – напряжение изгиба

σсж = 4∙Ft2 / π∙df12 ≈ 2  МПа – напряжение растяжения – сжатия

τкр = T1 / Wρ = T1 / 0,2∙df13 ≈ 1 МПа – напряжение кручения

σэкв = √(σи + σсж)2 + 3∙τкр2  = 14 МПа

Прогиб червяка: y = L3∙√Ft12 + FR2  / 48∙E∙I, где I = π∙df14∙(0,4 + 0,6∙da1 / df1) / 64 = 1,02∙10-6 м4 – момент

инерции сечения

y = 1,62∙10-6 м

Допускаемые [σ]-1 = σ-1 / [n-1]∙kσD

σ-1 = 0,43∙σв1 = 0,43∙600 = 258 МПа – предел выносливости при симметричном цикле

[n-1] = 1,5…2 – запас прочности

kσD = (kσ / εσ + 1 / β – 1) / βупр – коэффициент концентрации напряжений

kσ = 1,95 (табл. 12), εσ = 0,81 (табл. 10), β = 1 (табл. 11), βупр = 1,7

[σ]-1 = 258 / 2∙1,42 = 91 МПа, kσD = 1,42

σэкв = 14 МПа ≤ [σ]-1

Допускаемый прогиб: [y] = (0,005…0,01)∙m = 3,15∙10-5…6,3∙10-5 м; y = 1,62∙10-6 м < [y]

Тепловой расчет: [t] = 80…90°C – допускаемая температура (стр. 30)

A ≈ 20∙aw2 = 0,392 м2 – свободная площадь

k = 8,5…17,5 Вт / м2∙град – коэффициент теплоотдачи

Ψ = 0,2…0,3 – коэффициент теплоотдачи в фундамент

t = t0 + P1∙103∙(1 – η) / k∙A∙(1 + Ψ) = 20 + 2,93∙103∙0,236 / 17,5∙0,392∙1,3 = 97°C > [t] – условие не выполняется, требуется оребрение корпуса.

Расчет цепной передачи .

U = 2,11 , T = 489 Н·м, n = 43,75 об / мин – см. сводную таблицу моментов.

Число зубьев малой звездочки: Z1 = 29 – 2·U = 29 – 2·2,11 = 24,04. Принимаем Z1 = 25 в соответствии с рекомендациями на стр. 6.

Число зубьев большой звездочки: Z2 = Z1·U = 25·2,11 = 62

Фактическое передаточное отношение: Uф = Z2 / Z1 = 2,12

Корректирующий коэффициент: k = kд·kк·kс·kр / kz

kд = 1,3 - коэффициент динамической нагрузки (табл. 3), kz = 1 + 0,01·(Z1 – 17) = 1,08 – коэффициент влияния числа зубьев малой звездочки, kс = 1,25 – 2-х сменная работа.

kр= Σ(ti / tдл)·(Ti / T1) = 0,3·1 + 0,7∙0,2 = 0,44

kр – коэффициент режима работы, kк = k1·k2·k3·k4 = 1,25·1·1·1,5 = 1,87 – коэффициент, учитывающий конструктивные особенности передачи, где k1 = 1,25 – без регулировки межосевого расстояния, k2 = 1 – межосевое расстояние оптимальное, k3 = 1 – учитывает угол наклона передачи (ψ = 30°), k4 = 1,5 – смазка периодическая.

k = 1,3·1,87·1,25·0,44 / 1,08 = 1,24

Допускаемое давление [p] = 35 МПа

Шаг цепи (m – число рядов): при m = 1, t ≥ 28·3√T·k / [p]·Z1·m·km = 19,6 мм, где km = 1

Принимаем цепь роликовую ПР – 25,4 – 6000 ГОСТ 13568 – 75: t = 25,4 мм – шаг, d1 = 15,88 мм – диаметр ролика, d = 7,95 мм - диаметр валика, b = 22,61 мм – ширина внутреннего звена, Q = 60 кН – разрушающая нагрузка, q = 2,57 кг – масса одного метра цепи, Bвн = 15,88 мм – расстояние между внутренними пластинами.

Межосевое расстояние (предварительно): a = (30…50)·t = 30·25,4 = 762 мм

Число звеньев цепи: Zц = (Z1 + Z2) / 2 + 2·a / t  + [(Z2 – Z1) / 2·π]2·t / a = 104,7, принимаем Zц = 105

Расчётное межосевое расстояние: a = t·[(Zц – (Z1 + Z2) / 2) + √(Zц – (Z1 + Z2) / 2)2 – 8·((Z2 – Z1) / 2·π)2 ] /4=

= 766 мм

Скорость цепи: V = Z1·n·t / 6·104 = 25·59,4·25,4 / 6·104 = 0,63 м / с

Стрела предварительного провисания: f1 = f2 = 11,4·√0,7663  ·cos30° = 7 мм, где l ≈ a

Делительные диаметры звёздочек: dд1 = t / sin(180 / Z1) = 202,66 мм

    dд2 = t / sin(180 / Z2) = 501,49 мм

Диаметры вершин звёздочек: De1 = t·(0,5 + ctg(180 / Z1)) = 213,76 мм

      Dе2 = t·(0,5 + ctg(180 / Z2)) = 513,55 мм

Радиус впадин: r = 0,5025·d1 + 0,05 = 8,03 мм

Диаметры окружностей впадин: Df1 = dд1 – 2·r = 186,60 мм

           Df2 = dд2 – 2·r = 485,43 мм

Диаметр обода: Dо1 = De1 – 1,8·t = 168,04 мм

     Dо2 = De2 – 1,8·t = 467,83 мм

Ширина зуба звездочек: b1 = 0,93·Bвн – 0,15 = 14,62 мм

Проверка давления в шарнире цепи: p = 6,28·103·T·k / Z1·t·b·d·m·km = 15 МПа < [p] = 35 МПа

Усилие в ветвях (Ψ ≈ 30° - угол наклона линии центров звёздочек).

Ведущая ветвь верхняя: F = 2·T / dд1 = 2·489 / 202,66·10-3 = 2047 Н – окружное усилие

Fq = q·l2·g·cosΨ / 8·f = 2,57·0,7662·10·0,87 / 8·0,007 = 234 Н, где l ≈ a, g = 10 м / с2

Fц = q·V2 = 1 Н – центробежная нагрузка               F1

F2 = Fq + Fц = 235 Н – ведомая ветвь                                          α  

F1 = F2 + F = 2282 Н – ведущая ветвь

Нагрузка на ведущий вал передачи.

Δ = 0,5·(dд2 – dд1) = 149 мм, α = arcsin(Δ / a) = 11°

Fверт = F1·sin(Ψ + α) + F2·sin(Ψ – α) = 1574 Н

Fгор = F1·cos(Ψ + α) + F2·cos(Ψ – α) = 1944 Н               Ψ                             Ft            Fверт                Fгор

          α

        F2

           зубчатое колесо

               звёздочка

Выбор упругой муфты на входном валу редуктора.

T = 39 Н·м, dдв = 32 мм, k = Tmax / Tдл = 1,8 – из каталога двигателя, Tmax = T·k = 30 Н·м

Выбираем муфту типа МУВП - 28 ГОСТ 21424 – 75: Tmax = 130 Н·м, Dmax = 120 мм, Lmax = 125 мм – габариты; R = 40 мм – радиус расположения пальцев, Z = 4 - число пальцев, dп = 14 мм – диаметр пальцев, lвт = 28 мм – длина втулок, с = 2 мм – зазор между полумуфтами.

Проверка пальцев на изгиб: σи = Tmax·(c + 0,5·lвт) / Z·R·0,1·dп3 = 11 МПа < [σи] = 160 МПа – сталь 45

Проверка втулок на смятие: σсм = Tmax / Z·R·dп·lвт = 0,48 МПа < [σсм] = 2 МПа – для резиновой смеси 3826С.

Консольная нагрузка на валу: Fм = (0,4…0,7)·T / 2·R = 144 H

Расчёт предохранительной муфты на выходном валу редуктора.

T = 489 Н·м, n = 43,8 об / мин

Расчётный вращающий момент при коэффициенте запаса β = 1,7: β·T = 1,7·489 = 831 Н·м

Минимальный диаметр вала под шлицевую втулку: d2 = 3√T·103 / 0,2·[τ0] = 3√   207,4·103 / 0,2·50  = 27 мм

Наружный диаметр шлицевой втулки: d3 = (1,5…1,8)·dв = 80 мм

Выбираем по ГОСТ 1139 – 80 прямобочные шлицы: b-8×72×82 H7/d11×12 D9/h8 с числом зубьев Zш = 8

Размеры поверхностей трения: d ≥ d3 + (3…5) = 90 мм – внутренний

                                                    D = 180 мм, условие D ≤ 2·d выполнено

Диаметр трения: dт ≈ 0,5·(D + d) = 135 мм

Скорость скольжения пар трения: Vск = π·dт·n / 60·103 = π·135·59,4 / 60·103 = 0,42 м / с < Vскmin = 1 м / с

По табл. 1 выбираем материалы фрикционных пар: асбофрикционная накладка по стали, [p0] =

= 0,2…0,3 МПа, f = 0,3…0,4

Расчётное допускаемое давление: [p] = [p0]·3√2,5 / Vск  = 0,5 МПа

Необходимое число пар трения: Z = 12·β·T·103 / π·[p]·f·(D3 – d3) = 3,8 , принимаем Z = 4

Толщина стального внутреннего среднего диска: Δ1 = 2·β·T·0,5·103 / ξ·dср·h·Zш·[σсм] = 1,9 мм , принимаем Δ1 = Δ2 = 2 мм

ξ = 0,7…0,9 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по зубьям шлицевого соединения, dср = 77 мм – средний диаметр шлицевого соединения, h = 5 мм – высота зуба, [σсм] = 80…120 МПа

Расчёт соединения наружного диска и корпуса муфты: h = 6 мм – высота зуба, dср = D + (10…15) =

= 192 мм

Zш = 0,5·2·β·T·103 / ξ·dср·h·Δ2·[σсм] = 3,82 , принимаем Zш = 4

Тепловой расчёт муфты ( для среднего внутреннего диска).

Масса диска: mд = π·(D2 – d2)·Δ1·ρ / 4 = π·(1802 – 902)·2·7,8·10-6 / 4 = 0,298 кг

ρ = 7,8·10-6 кг / мм3 – плотность стали

Угловая скорость скольжения: ω = π·n / 30 = π·59,4 / 30 = 6,22 рад / c

X = Z΄ / Z = 2 /4 = 0,5 – коэффициент распределения тепла по нагреваемым элементам (Z΄ = 2 – число пар трения диска)

Допустимое время буксования: tб = с·mд·(θmax – θ0) / X·β·T·ω = 480·0,298·200 / 0,5·353·6,22 = 16 с

с = 480 Дж / кг·град – массовая теплоёмкость стали, θmax = 220°С – максимальная температура нагрева,

θ0 = 20°С – начальная температура.

Расчёт пружин.

Осевая сила сжатия: Fx = 2·β·T·103 / dт·f·Z = 3152 Н

dт = 2·(D3 – d3) / 3·(D2 – d2) = 140 мм – диаметр трения. В муфте Z1 = 4 пружин, расположенных периферийно. Материал – сталь 60С2, [τ] = 750 МПа, G = 8·104 МПа, λ = 10 мм – осадка пружины (при регулировке). При осадке λ сила на пружине F = Fx / Z1 = 788 Н, с = D0 /d = 5 – индекс пружины.

Диаметр проволоки: d = 1,6·√(c + 1,45)·F / [τ] =1,6·√ 6,45·788 /750  = 7 мм

Размеры пружины

Средний диаметр: D0 = c·d = 35 мм

Наружный диаметр: Da = D0 + d = 42 мм

Внутренний диаметр: Df = D0 – d = 27 мм

Число рабочих витков: i = G·d·λ / 8·c3·F = 4

Полное число витков: i0 = i + 1…2 = 6

Шаг: p = d + (1,1…1,2)·λ / i = 10 мм

Длина при полном сжатии пружины: Hпр = (i0 – 0,5)·d = 39 мм

Длина свободной пружины: H0 = Hпр + (p – d)·i = 51 мм

Расчёт тихоходного вала.

Эпюры крутящих и изгибающих моментов см. в конце этой записки.

T = 489 Н·м, n = 43,8 об / мин, kFL = 1, Lh = 8·103 часов, dw = 201,6 мм, d = 60 мм – диаметр вала под колесом.

Вал установлен на подшипниках 7211: d = 55 мм, D = 100 мм, B = 21 мм, Cr = 42,7 кН, Сor = 33,4 кН, Материал вала – сталь 45: σв = 700 МПа, σт = 500 МПа, σ-1 = 320 МПа, τ-1 = 170 МПа, ψσ = 0,1, ψτ = 0

Линейные размеры взяты из компоновки, с учётом смещения внутрь точки приложения реакции от наружного торца подшипника на величину h = 0,5∙B + 0,25∙(D + d)∙tg α = 19 мм

Расчётная схема: вращающиеся нагрузки от предохранительнойной муфты незначительны.

невращающиеся нагрузки (от червячного колеса и малой звёздочки): Ft = 2058 H, FR = 749 H, Fx=653 H, М = 0,5·Fx·dw = 66 Н·м, Fверт = 1574 Н, Fгор = 1944 Н

Опасное сечение над опорой 2: Tк = 489 Н·м, Мизг = √Мв2 + Мг2 = 230 Н·м – из эпюр, d = 45 мм.

Напряжения: σ = Мизг / Wизг = 25 МПа, τ = Tк / Wк = 11 МПа

Wизг = 0,1·d3 = 9,11·10-6 м3, Wк = 0,2·d3 = 18,22·10-6 м3 – моменты сопротивления.

Проверка на статическую прочность

k = Tmax / Tдл = 1,8 – коэффициент перегрузки

Коэффициент запаса: nтσ = σт / k·σ = 500 / 1,8·25 = 11, nтτ = τт / k·τ = 350 / 1,8·11 = 18

                                     nт = = 9 > [nт] = 2…2,5

Проверка на усталостную прочность

Концентраторы: галтель, посадка с натягом (подшипник).

Для галтели kσ = 2, kτ = 1,6 (σв = 700 МПа, t / r = 3, r / d = 0,01), kd = 0,8  kσ / kd = 2,5, kτ / kd = 2

Для посадки с натягом: kσ / kd = 3,05, kτ / kd = 2,35  посадка с натягом наиболее опасный концентратор.

Коэффициенты: kσD = (kσ / kd + 1 / kF – 1) / kV = 2,6

                            kτD = (kτ / kd + 1 / kF – 1) / kV = 2,0

1 / kF = 1,1 (σв == 700 МПа, Ra = 0,8 мкм); kV = 1,2 (термообработка ТВЧ)

Амплитудное значение: σa = σ = 25 МПа, τа = τm = τ /2 = 5,5 МПа

Среднее значение: σm = 0

Коэффициент долговечности: kд = 1 / kFL = 1  σaE = σa·kд = 25 МПа, τаЕ = τа·kд = 5,5 МПа – приведенное значение

Коэффициент запаса: nσ = σ-1 / (kσD·σaE + ψσ·σm) = 320 / 2,6·25 = 5

                                     nτ = τ-1 / (kτD·τaE + ψτ·τm) = 170 / 2·5,5 = 15

n = nσ·nτ / √ nσ2 + nτ2  = 4,7 > [n] = n1·n2·n3 = 1·1,5·1,25 = 1,8 (n1 – учитывает точность расчёта, n2 – учитывает уровень технологии, n3 – учитывает ответственность детали)

Опасное сечение под правым зубчатым колесом: d = 60 мм, шпонка 14×9  Wизг = 10,65·10-6 м3

                                                                                                                                     Wк = 22,9·10-6 м3

Опасный концентратор – посадка с натягом: kσ / kd = 3,65,  kτ / kd = 2,6

Изгибающий и крутящий моменты: Tк = 489 Н·м, Мизг = √ 832 +272   = 87 Н·м

Напряжения: σ = 87 / 10,65 = 8 МПа,  τ = 489 / 22,9 = 9 МПа

σaE = σ·kд = 8 МПа, τаЕ = τ·kд / 2 = 4,5 МПа; σm = 0, τm = τ /2 = 4,5 МПа

Коэффициент запаса: kσD = (3,65 + 1,1 – 1) / 1,2 = 3,1, kτD = (2,62 + 1,1 – 1) / 1,2 = 2,3

nσ = 320 / 3,1·8 = 13, nτ = 170 / 2,3·4,5 = 16, n = nσ·nτ / √ nσ2 + nτ2  = 10 > 1,8

Расчёт шпонок на смятие.

На валу установлены шпонки: b×h = 14×9, l = 45 мм (червячное колесо), d = 60 мм, lр = l – b = 31 мм

                                                    b×h = 12×8, l = 63 мм (муфта), d = 50 мм, lр = l – b = 51 мм

σсм = 2·103·Т / d·(h – t1)·lр ≤ [σсм] = 120…150 МПа

σсм = 2·103·489 / 60·3,5·31 = 76 МПа

σсм = 2·103·489 / 50·3·51 = 68 МПа

Расчёт подшипников (методические указания № 1015).

Реакции на опорах: R1 = √x12 + y12   = 1422 Н

                                 R2 = √x22 + y22  = 5763 Н

Подшипники установлены по схеме “враспор”.

e = 0,41, α = 14˚- угол контакта, x = 0,4, Y = 1,45                                                                                         

                                                                       Fа1               Fx            Fа2

                                                                                                        

                                                                   1                                                   2  

                                                                          

                                                             Fе1                                                    Fе2        

Fe1 = 0,83∙e∙R1 = 484 H, Fe2 = 0,83∙e∙R2 = 1961 H

Опора 1: Σ(Fx ; Fe) = - Fx + Fe2 - Fe1 = 824 H

               Σ(Fx ; Fe) > 0  Fa1 = Fe2 - Fx = 1308 H

Опора 2: Σ(Fx ; Fe) = Fx - Fe2 + Fe1 = - 824 H

               Σ(Fx ; Fe) < 0  Fa2 = Fe2 = 1961 Н

Fa1 / V·R1 > e

FR1 = (X·V·R1 + Y·Fa1)·kб·kт·kЕ = 1982 Н

Fa2 / V·R2 < e

FR2 = V·R2·kб·kт·kЕ = 4633 Н

V = 1 – внутреннее кольцо вращается

kб = 1,2 – коэффициент безопасности

kт = 1 – температурный коэффициент

μ3 = 0,3056 - из блока нагружения в задании.

kE = 3√μ3  = 0,67 - коэффициент долговечности

Требуемая грузоподъёмность (расчёт по опоре 2 ): Cтр = FR2·(60·Lh·n / 106)0,3 =

= 4633·(60·8·103·43,8 / 106)0,3 = 13,5 кН < Cr = 42,7 кН

Расчёт быстроходного вала.

Эпюры крутящих и изгибающих моментов см. в конце этой записки.

Т = 38 Н·м, n = 700 об / мин, kFL = 1, Lh = 8·103 часов, dw = 78,4 мм

Вал установлен на подшипниках 7308: d = 40 мм, D = 80 мм, B = 21 мм, Cr = 40 кН, Сor = 29,9 кН

Материал вала – сталь 20Х: σв = 650 МПа, σт = 400 МПа, τт = 240 МПа, σ-1 = 300 МПа, τ-1 = 160 МПа,   ψσ = 0,1, ψτ = 0,05

Расчётная схема: Ft = 653 H, FR = 749 H, Fx = 2058 H (невращающиеся нагрузки), М = 0,5·Fx·dw =

= 49 Н·м, Fм = 144 Н – консольная нагрузка на муфте (вращающаяся нагрузка).

Опасное сечение – впадины червяка: df = 35,36 мм

Ми = √Мв2 + Мг2  + Мм = 72 Н·м, Тк = 38 Н·м, Wизг = 0,1·df3 = 4,42·10-6 м3, Wк = 0,2·df3 = 8,84·10-6 м3 – моменты сопротивления.

Напряжения: σ = Мизг / Wизг = 16 МПа, τ = Tк / Wк ≈ 2 МПа

Т. к. напряжения невысокие, то проверку на прочность не делаем.

Расчёт шпонки на смятие.

На валу установлена шпонка: b×h = 8×7, l = 32 мм, d = 25 мм, lр = l – b = 24 мм

σсм = 2·103·Т / d·(h – t1)·lр ≤ [σсм] = 120…150 МПа

σсм = 2·103·38 / 25·3·24 = 18 МПа

Расчёт подшипников (методические указания № 1015).

Реакции на опорах: R1 = √x12 + y12  +y1м = 784 Н

                                 R2 = √x22 + y22 + y2м = 556 Н

Подшипники установлены по схеме “враспор”.

e = 0,34, α = 14˚- угол контакта, x = 0,4, Y = 1,78                                                             

                                                                       Fа1               Fx            Fа2

                                                                                                        

                                                                   1                                                   2  

                                                                          

                                                             Fе1                                                    Fе2        

Fe1 = 0,83∙e∙R1 = 221 H, Fe2 = 0,83∙e∙R2 = 157 H

Опора 1: Σ(Fx ; Fe) = Fx + Fe2 - Fe1 = 1994 H

               Σ(Fx ; Fe) > 0  Fa1 = Fe2 + Fx = 2215 H

Опора 2: Σ(Fx ; Fe) = - Fx - Fe2 + Fe1 = - 1994 H

               Σ(Fx ; Fe) < 0  Fa2 = Fe2 = 157 Н

Fa1 / V·R1 > e

FR1 = (X·V·R1 + Y·Fa1)·kб·kт·kЕ = 3422 Н

Fa2 / V·R2 < e

FR2 = V·R2·kб·kт·kЕ = 447 Н

V = 1 – внутреннее кольцо вращается

kб = 1,2 – коэффициент безопасности

kт = 1 – температурный коэффициент

μ3 = 0,3056 - из блока нагружения в задании.

kE = 3√μ3  = 0,67 - коэффициент долговечности

Требуемая грузоподъёмность (расчёт по опоре 1 ): Cтр = FR1·(60·Lh·n / 106)0,3 =

= 3422·(60·8·103·700 / 106)0,3 = 27,3 кН < Cr = 40 кН

Смазка редуктора.

В редукторе применяется картерная смазка. Масло: И-Г-А-32 ГОСТ20799-88. Количество: 2…2,2 л.