Червячный редуктор (работа 2)

TYPE=RANDOM FORMAT=PAGE>22


Исходные данные

Мощность на выходном валу P= 5 кВт

Частота вращения вала рабочей машины n= 30 об/мин

Срок службы привода L>г >= 2 лет.

Допускаемое отклонение скорости = 4 %

Продолжительность смены t>с>= 8 часов.

Количество смен L>С>= 2

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА.

1. Определение мощности и частоты вращения двигателя.

Мощность на валу рабочей машины Р>рм>= 5,0 кВт.

Определим общий КПД привода: =>зп*>>оп*>>м*>2>пк*>>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*>>пк>2>*>>оп2*>>пс>=,97>*>0,965>*>0,9552>*>0,995>*>0,99= 0,876

Определим требуемую мощность двигателя Р>дв >=Р>рм>/= 5/0,876=5,708 кВт.

Выбираем по табл. К9 [1] номинальную мощность двигателя Р>ном>= 7,5 кВт.

Выбираем электродвигатель с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500, 3000

Тип двигателя

4AM160S8УЗ

4AM132M6УЗ

4AM132S4УЗ

4AM112M2УЗ

Номинальн. частота

730

970

1455

2900

Диаметр вала

48

38

38

32

2. Определение передаточного числа привода и его ступеней.

Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины

n>рм>=60>*>1000 v/(D)= 60>*>1000 970/(38)=30,0 об/мин.

Передаточное число привода u=n>ном>/ n>рм>= 24,33 32,33 48,50 96,67

Принимаем пределы передаточных чисел закрытой передачи u>зп>: 6,3 60,0

Принимаем пределы передаточных чисел первой открытой передачи u>оп1>: 2,0 5,0

Принимаем пределы передаточных чисел второй открытой передачи u>оп2>: 2 7,1

Допустимые пределы привода u>i>: 25,2 2130

Исходя из пределов передаточных чисел привода, выбираем тип двигателя: 4AM132M6УЗ

с номинальной частотой вращения n>ном>= 970 мин-1 и диаметром вала d>ДВ>= 38 мм.

Передаточное число привода u= 32,33

Задаемся передаточным числом редуктора u>зп>= 8

Задаемся передаточным числом первой открытой передачи u>оп1>= 2

Задаемся передаточным числом второй открытой передачи u>оп2>= 2

Фактическое передаточное число привода u>ф> =u>зп>*u>оп1*uоп2>= 8*2>*>2= 32

Определим максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины n>рм>=n>рм >/100=30*4/100=> >1,2 об/мин.

Определим допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учётом отклонения [n>рм>]=n>рм>±n>рм>= 30±1,2=28,8 31,2 (об/мин.)

Определить фактическую частоту вращения приводного вала машины n>ф>=n>ном>/u>ф>= 970/32= 30,3 об/мин.

3. Определение силовых и кинематических параметров привода.

Мощность двигателя Р>дв >= 5,708 кВт.

Мощность на быстроходном валу Р>б>=Р>дв>*>оп1>*>пс>= 5,708*0,965*0,99= 5,453 кВт.

Мощность на тихоходном валу Р>т>=P>б*>>зп*>>пк>= 5,453>*>0,97>*>0,955=5,263 кВт.

Мощность на валу рабочей машины Р>рм>=Р>т>*>оп2>*>пк>= 5,263 *0,955*0,995 = 5,00 кВт.

Частота вращения вала электродвигателя n>ном>= 970,00 об/мин.

Частота вращения быстроходного вала n>б>=n>ном>/u>оп1>= 970/2=485,00 об/мин.

Частота вращения тихоходного вала n>т>=n>б>/u>зп>= 485/8=60,63 об/мин.

Частота вращения вала рабочей машины n>рм>=n>т>/u>оп2>= 60,63/2= 30,315 об/мин.

Угловая скорость вала электродвигателя >ном>=>*>n>ном>/30=>*>970/30= 101,58 рад/с.

Угловая скорость быстроходного вала >б>=>ном>/u>оп1>=101,58/2= 50,79 рад/с.

Угловая скорость тихоходного вала >т>=>п>/u>т>=50,79/8= 6,35 рад/с.

Угловая скорость вала рабочей машины >рм>=>т>/u>ор2>= 3,18 рад/с.

Вращающий момент на валу электродвигателя Т>дв>=Р>дв>/>ном>= 7500/101,58 =56,19 Н>*>м.

Вращающий момент на быстроходном валу Т>б>=Р>б>/>б>= 5,453/50,79= 107,36 Н>*>м.

Вращающий момент на тихоходном валу Т>т>=P>т>/>т>= 5,263/6,35= 828,82 Н>*>м.

Вращающий момент на валу рабочей машины Т>рм>=P>рм>/>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 V>s>= 4,3>*>>2*>u>зп*>3Т>2>/103 = 4,3>*>6,35>*>8>*>3828,82/103 = 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: L>h>=365>*>Lг>*>tc>*>Lc и из полученного результата вычитаем 25% на простои. L>h>= 10000

Число циклов перемены напряжений за наработку N=573>*>>*>L>h>= 2,91E+08

Число циклов перемены напряжений соответствующие пределу выносливости рассчитываем по табл. 3.3. [1] N>H0>= 6,80E+07

Определяем коэффициент долговечности К>HL>=6N>H0>/N=66,80E+07/2,91E+08 = 0,32

Коэффициент, учитывающий износ материала С>V>= 0,95

Определяем коэффициент долговечности К>FL>=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 2<Vs<5 м/с табл. 3.5 [1] и НВ<350 по 2ой группе []H=250-25*Vs=250-25*2= 168,895 Н/мм2

Допускаемые изгибные напряжения –

при 2<Vs<5 м/с табл. 3.5 [1] и нереверсивной передаче []F=KFL*0,16sв= 56,160 Н/мм2

2. Проектный расчет передачи.

Вращающий момент на червяке Т>1>= 107,36 Н>*>м

Вращающий момент на колесе Т>2>= 828,82 Н>*>м

Передаточное число передачи u= 8,00

При 6< u>зп><14 выбираем число витков червяка z>1>= 4

определяем число зубьев червячного колеса z>2>=z>1>*u>зп>= 4*8=32

Определяем коэффициент диаметра червяка q=(0,212...0,25) z>2>= 6,784 8 мм.

Принимаем коэффициент диаметра червяка по ГОСТ 19672-74 q= 8,0

Определяем межосевое расстояние а>w>=(z>2>/q+1)>*>3/(z>2>[]2>H>/q))2Т>2*>103>*>K= =(32/8+1)>*>3/(32[]2>H>/8))2> >Т>2*>103>*>K= 198,9 мм.

Принимаем межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 а>w>= 200 мм.

Определяем модуль зацепления m=(1,5...1,7)>*>a>>/z>2>=(1,5...1,7)>*> 200/32 =10,00 мм.

Принимаем модуль зацепления по ГОСТ 9563-60 m= 10 мм.

Определяем коэффициент смещения инструмента =(a>w>/m)-0,5>*>(q+z>2>)= (200/10)-0,5>*>(8+32)= 0,000

Определяем фактическое межосевое расстояние а>w>=0,5>*>m>*>(q+z>2>+2)= 0,5>*>10>*>(8+32+2*0) =200 мм.

3. Определяем основные геометрические параметры передачи

для червяка:

Делительный диаметр d>1>=q>*>m= 8>*>10=80 мм.

Начальный диаметр d>w1>=m>*>(q+2)=10>*>(8+2*0)= 80 мм.

Диаметр вершин витков d>а1>=d>1>+2m=80+2*10 = 100 мм.

Диаметр впадин витков d>f1>=d>1>-2,4>*>m=80-2,4*10= 56 мм.

Делительный угол подъёма линии витков =arctn(z>1>/q)= arctn(4/8)= 26,56505 °

При 0 Коэффициент C= 0,00

длина нарезной части червяка b>1>=(10+5,5>*>+z>1>)+C=(10+5,5>*>+4)+0 = 140,00 мм.

для червячного колеса:

Делительный диаметр d>2>=mz2= 10*32= 320 мм.

Диаметр вершин зубьев d>а2>=d>2>+2m(1+)= 320+2*10(1+0)= 340 мм.

Диаметр впадин зубьев d>f2>=d>2>-2m(1,2-)= 320-2*10(1,2-0)=296 мм.

Наибольший диаметр колеса d>am2> d>a2>+6m/(z>1>+2)= 340+6*10/(4+2)=350 мм.

Ширина венца при z>1>=4, b>2>=0,315*a>w>=0,315*200= 63 мм.

Принимаем b>2>= 63 мм.

Радиусы закругления зубьев:

Радиус закругления вершин зубьев R>a>=0,5d>1>-m=0,5*80-10 = 30 мм.

Радиус закругления впадин зубьев R>f>=0,5d>1>+1,2>*>m=0,5*80+1,2>*>10= 52 мм.

Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:

Sin=b>2>/(da>1>-0,5>*>m) =63/(100-0,5>*>10)= 0,6632

Тогда 2= 83,09 °

4. Проверочный расчет.

4.1. Угол трения определяем в зависимости от фактической скорости скольжения V>s>=u>ф*>>2*>d>1>/(2cos(>*> 103) =32*6,35*38 /(2cos(>*> 103)= 2,272 м/с ,

где u>ф> - фактическое передаточное число привода,

>2 >– угловая скорость тихоходного вала,

d>1 >– делительный диаметр для червяка,

– делительный угол подъема линии витков червяка.

Принимаем по табл.4.9. [1] угол трения = 2,5 °

Определяем КПД червячной передачи h=tg(g)/tg(g-j)= 0,90

окружная скорость колеса V>2>=>2*>d>2>/(2>*>103) =,>*>320/(2>*>103) = 1,016 м/с

4.2. Проверяем контактные напряжения зубьев

Окружная сила на колесе F>t2>=2>*>Т>2*>103/d>2>=2>*>828,82>*>103/320= 5180,125 H,

где Т>2 >– вращающий момент на червячном колесе,

d>2 >– делительный диаметр для червячного колеса.

При V2<3м/с принимаем коэффициент нагрузки К= 1

Тогда контактные напряжения зубьев >H>=340>*>F>t2*>K/(d>1*>d>2>) =340>*>5180,125>*>1/(80*320) = 152,943 Н/мм2, отклонение > >от допускаемой составляет 9,44 %.

Условие >H><[]>H> выполняется

4.3. Проверяем напряжения изгиба зубьев.

Эквивалентное число зубьев колеса z>v2>=z>2>/cos3=320/cos3= 44,721

Выбираем по табл. 4.10. [1] коэффициент формы зуба Y>F2>= 1,55

Тогда напряжения изгиба зубьев >F>= 8,921 Н/мм2

Условие >F><[>F>] выполняется

4.4 Силы в зацеплении передачи.

Окружная:

F>t1>=2T>1*>1000/d>1>=2*107,36>*>1000/80= 2684,000 H

F>t2>=2T>2*>1000/d>2>=2*828,82>*>1000/320= 5180,125 H

Радиальная:

F>r1>=F>r2>=F>t2*>tg= 5180,125 >*>> >tg =1885,411 H

Осевая:

F>a1>=F>t2>= 5180,125 H

F>a2>=F>t1>= 2684,000 H

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

1. Выбор материала

Принимаем для обоих валов сталь 40Х

Термообработка - улучшение

Механические характеристики материала принимаем по табл. 3.2. [1]:

Твёрдость заготовки- 270 НВ.

Предел на растяжение >B>= 900 Н/мм2

Предел текучести >Т>= 750 Н/мм2

2. Выбор допускаемых напряжений на кручение.

Так как расчёт валов выполняем как при чистом кручении , т.е. не учитываем напряжений изгиба, то допускаемые напряжения на кручение принимаем заниженными:

Для быстроходного вала [>k>]= 10 Н/мм2

Для тихоходного вала [>k>]= 20 Н/мм2

3. Определения геометрических параметров ступеней валов.

Быстроходный вал :

диаметр консольного участка вала d>1>=3Т>1*>103/(0,2>*>[]>к>) =3107,36>*>103/(0,2>*>10)= 37,72 мм,

где []>к> - допускаемое напряжение на кручение для быстроходного вала.

Принимаем d>1>= 38 мм.

длина консольного участка вала l>1>=1,2>*>d>1>=1,2>*>37,72 = 45,60 мм.

Принимаем по ряду Ra40 l>1>= 45 мм.

Принимаем высоту буртика t= 2,5 мм.

диаметр под уплотнение крышки и подшипник d>2>=d>1>+2t=38+2*2,5 = 43,00 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d>2>= 45 мм.

Длина вала под уплотнение крышки и подшипник l>2>=1,5d>2>= 1,5*43=67,5 мм.

Принимаем по ряду Ra40 l>2>= 67 мм.

Принимаем координаты фаски подшипника r= 3 мм.

диаметр под червяк d>3>=d>2>+3,2r= 45+3,2*3= 54,60 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d>3>= 56 мм.

длина вала под червяк принимается графически l>3>= 280 мм.

диаметр под подшипник d>4>=d>2>= 45 мм.

длина вала под подшипник l>4>= 25 мм.

Тихоходный вал:

диаметр консольного участка вала d>1>=3Т>1*>103/(0,2>*>[]>к>) =3107,36>*>103/(0,2>*>20)= 59,17 мм,

где []>к> - допускаемое напряжение на кручение для тихоходного вала.

Принимаем по ряду Ra40 d>1>= 60 мм.

длина консольного участка вала l>1>=1,2>*>d>1>=1,2>*>60= 72,00 мм.

Принимаем по ряду Ra40 l>1>= 71 мм.

Принимаем высоту буртика t= 3 мм.

диаметр под уплотнение крышки и подшипник d>2>=d>1>+2t=60+2*3 = 65,17 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d>2>= 65 мм.

длина вала под уплотнение крышки и подшипник l>2>=1,25d>2>=1,25*65,17= 81,25 мм.

Принимаем по ряду Ra40 l>2>= 80 мм.

Принимаем координаты фаски подшипника r= 3,5 мм.

диаметр под червячное колесо d>3>=d>2>+3,2r=65+3,2*3=76,20 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d>3>= 75 мм.

длина вала под червячное колесо принимается графически l>3>= 120 мм.

диаметр под подшипник d>4>=d>2>= 65 мм.

длина вала под подшипник l>4>= 18 мм.

РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.

1. Проектный расчет.

Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива d>1>=6 3 Т>1>= 6 3 107,36=229,811 мм.

Принимаем из стандартного ряда расчетный диаметр ведущего шкива d>1>= 224 мм.

Принимаем коэффициент скольжения = 0,01

Передаточное число передачи u= 2,00

Определяем диаметр ведомого шкива d>2>=ud>1>(1-)=2*229,811 (1-0,01)= 443,52 мм.

По ГОСТу из табл. К40 [1] принимаем диаметр ведомого шкива d>2>= 450,00 мм.

Определяем фактическое передаточное число u>ф>=d>2>/(d>1>(1-))= 450/(224(1-0,01))=1,98

Проверяем отклонение >u> от заданного u: >u>=|u>ф>-u| /u >*>100%= |1,98-2| /2 >*>100% =1,00 % <3%

Определяем ориентировочное межосевое расстояние а=2(d>1>+d>2>) =2(230+443)= 1350,00 мм.

Определяем расчетную длину ремня l=2a+(d>2>+d>1>)/2+(d>2>-d>1>)2/(4a) = 2*1350+(450+230)/2+(450-230)2/(4*1350) = 3768,18 мм.

Базовая длина ремня l= 4000,00 мм.

Уточняем значение межосевое расстояние по стандартной длине

а={2l-(d>2>+d>1>)+[2l-(d>2>+d>1>)]2-8(d>2>-d>1>)2}/8={2l-(450+230)+[2*3768-(450+230)]2-8(450-230)2}/8= 1461,93 мм. 170,00

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива >1>=180°-57°*(d>2>-d>1>)/a= 171,19 ° >150°

Определяем скорость ремня v=d>1>n>1>/(60>*>103) = *230*485/(60>*>103) = 11,67 м/с. <35 м/с.

Определяем частоту пробегов ремня U=v/l= 12/3768= 2,918 c-1 < 15 c-1

Определяем допускаемую мощность, передаваемую ремнем.

Поправочные коэффициенты:

коэффициент длительности работы C>p>= 0,90

коэффициент угла обхвата C>>= 0,97

коэффициент влияния отношения расчетной длинны к базовой C>l>= 1,00

коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту C>>= 1,00

коэффициент влияния диаметра меньшего шкива C>d>= 1,20

коэффициент влияния натяжения от центробежной силы C>v>= 1,00

Допускаемая приведенная мощность выбираем по табл. 5.5. [1] [P>0>]= 2,579 КВт.

Тогда [P>п>]=[P>0>]C>p>C>>C>l>C>>C>d>C>v>=2,579 * 0,9*0,97*1*1*1,2*1 = 2,70 КВт.

Определим окружную силу, передаваемую ремнем F>t>=Р>ном>/v=7,5/11,67 = 642,67 H.

По табл. 5.1. [1] интерполируя, принимаем толщину ремня = 5,55 мм.

Определим ширину ремня b= F>t>/=642,67/4= 116 мм.

По стандартному ряду принимаем b= 100 мм.

По стандартному ряду принимаем ширину шкива B= 112 мм.

Определим площадь поперечного сечения ремня А=b=100*4= 555 мм2.

По табл. 5.1. [1] интерполируя принимаем предварительное напряжение >>= 2 H/мм2.

Определим силу предварительного натяжения ремня F>0>=A>0>=555*2= 1110 Н.

Определяем силы натяжения ветвей :

F>1>=F>0>+F>t>/2=1110+643/2= 1431,34 H.

Определим силу давления ремня на вал F>оп>=2F>0>sin(>1>/2) =2*1110*sin(20/2)= 2213,44 Н,

где >1> – угол обхвата ремнем ведущего шкива.

2. Проверочный расчет.

Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:

Находим напряжение растяжения: s>1>=F>0>/A+F>t>/2A= 1110/555+643 /2*555= 2,58 Н/мм2.

Находим напряжение изгиба:>и>=Е>и>/d>1>=90*4/320= 2,23 Н/мм2,

где модуль продольной упругости Е>и>= 90,00 Н/мм2.

Находим напряжение от центробежных сил:>v>=v2>*>10-6=>*>11,672>*>10-6= 0,15 Н/мм2,

где плотность материала ремня= 1100,00 кг/м3.

Допускаемое напряжение растяжения:[]>р>= 8,00 Н/мм2,

Прочность одного ремня по максимальным напряжениям

>max>=>1>+>и>+>v>=5,58++0,15=4,96 Н/мм2. <[]>р ,>

где >1 >– напряжение растяжения.

РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ

ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.

1. Выбор материала.

1.1. Для шестерни.

Выбираем материал сталь 45

Термообработка: нормализация

Твёрдость: 170 217 HB

Принимаем твёрдость 193,5 HB

>В>= 600 Н/мм2.

>Т>= 340 Н/мм2.

1.2. Для колеса.

Выбираем материал сталь 45

Термообработка: нормализация

Твёрдость: 170 217 НВ

Принимаем твёрдость 193,5 НВ

>В>= 600 Н/мм2.

>Т>= 340 Н/мм2.

2. Срок службы привода.

Срок службы привода L>h>= 10000 часов.

Число зацеплений зуба за 1 оборот с= 1

Число циклов перемены напряжений за наработку для шестерни N=60>*>c>*>n>*>L>h>=60>*>1>*>485*10000 = 291026700

Число циклов перемены напряжений за наработку для колеса N=60>*>c>*>n>*>L>h>=60 >*>> >1 >*>> >485 * 10000 =36385500

Число циклов перемены напряжений принимаем по табл. 3.3. [1] N>H0>= 16500000

3. Расчет допустимых контактных и изгибных напряжений.

3.1. Для шестерни.

Определяем коэффициент долговечности К>HL>=6N>H0>/N=616500000 /36385500 = 1

Определяем коэффициент долговечности К>FL>=6 4>*>106/N=6 4>*>106/36385500 = 1

Принимаем коэффициент безопасности [S]>H>= 1,1

Предел выносливости >H0>=1,8 НВ+67= 415,3 Н/мм2.

Допускаемые контактные напряжения []>H2 >=>H0*>K>HL>=415,3*1 = 377,545 Н/мм2.

Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба выбираем >F0>= 199,305 Н/мм2.

Допускаемые изгибные напряжения []>F1>=К>FL*>>H0>=1*199,305= 199,305 Н/мм2.

3.2. Для колеса.

Определяем коэффициент долговечности К>HL>=6N>H0>/N=616500000 /36385500 = 1

Определяем коэффициент долговечности К>FL>=6 4>*>106/N=6 4>*>106/36385500 = 1

Принимаем коэффициент безопасности [S]>H>= 1,1

Предел выносливости >H0>=1,8НВ+67= 415,3 Н/мм2.

Допускаемые контактные напряжения []>H2 >=>H0*>K>HL>=377,545>*>1 = 377,545 Н/мм2.

Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба выбираем >F0>= 175,1 Н/мм2.

Допускаемые изгибные напряжения []>F1>=1>*>175,1= 175,1 Н/мм2.

Так как НВ1ср-НВ2ср=20...50, то дальнейший расчёт ведём по меньшему значению []H= 377,545 Н/мм2.

Расчёт введем по меньшему значению []>F>.

Принимаем []F= 175,1 Н/мм2.

Проектный расчет.

Вращающий момент на шестерне Т>1>= 828,82 Н>*>м.

Вращающий момент на колесе Т>2>= 1572,33 Н>*>м.

Передаточное число ступени u= 2,0

Вспомогательный коэффициент К>а>= 49,5

Коэффициент ширины венца >a>=b>2>/a>w>=63 /315 = 0,25

Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, Для прирабатывающихся зубьев К>H>>>= 1

Определяем межосевое расстояние а>w>=K>a>(u+1)3 Т>2*>103>*>К>H>>>/(>a>u2[]2>H>) =49,5(2+1)3 Т>2*>103>*>1572,33 /(0,25*22*377,5452) = 330,57 мм.

Принимаем по ГОСТ 6636-69 а>w>= 315 мм.

Вспомогательный коэффициент К>m>= 6,8 мм.

Делительный диаметр колеса d>2>=2*315*2/(2+1)= 420,0 мм.

Ширина венца колеса b>2>=0,25>*>315= 78,75 мм.

Принимаем из ряда Ra40 ширину венца колеса b>2>= 80 мм.

Определяем модуль зацепления m=2К>m>T>2*>103/(d>2>b>2>[]>F>) =2*6,8*829>*>103/(45*80*[]>F> )= 3,635 мм.

Принимаем модуль зацепления m= 3,5 мм.

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса z>>=z>1>+z>2>> >= 2a>w>/m = 60+120 = 2*315/3,5 = 180

Определяем число зубьев шестерни z>1>=z>>/(1+u) =180/(1+2)= 60

Определяем число зубьев колеса z>2>=z>>-z>1>=180-60= 120

Фактическое передаточное число u>ф>=z>2>/z>1>=120/60= 2,000

Отклонение от заданного u=(|u>ф>-u|/u)>*>100= 0,00 % <4%

Определяем фактическое межосевое расстояние а>w>=(z>1>+z>2>)m/2=(60+120)3,5/2= 315 мм.

Определяем основные геометрические параметры колеса:

делительный диаметр d>2>=mz=3,5*120 = 420,0 мм.

диаметр вершин зубьев d>a2>=d>2>+2m=420+2*3,5 = 427,0 мм.

диаметр впадин зубьев d>a2>=d>2>-2,4m=420-2,4*3,5 = 411,6 мм.

ширина венца b>2>=>a>a>w>=0,25*315 = 78,75 мм.

Принимаем из ряда Ra40 ширину венца колеса b>2>= 80 мм.

Определяем основные геометрические параметры шестерни:

делительный диаметр d1=mz1=3,5*60= 210,0 мм.

диаметр вершин зубьев d>a1>=d>1>+2m= 210+2*3,5= 217,0 мм.

диаметр впадин зубьев d>a1>=d>1>-2,4m=210-2,4*3,5 = 201,6 мм.

ширина венца b>1>=b>2>+(2...4)= 80+(2...4)= 83 мм.

Принимаем из ряда Ra40 ширину венца шестерни b>1>= 85 мм.

3.3 Проверочные расчеты.

Проверяем межосевое расстояние а>>=(d>1>+d>2>)/2=(210+420)/2= 315 мм.

Проверить пригодность заготовок колёс.

Условие пригодности заготовок колёс: D>ЗАГ>D>ПРЕД> и S>ЗАГ>S>ПРЕД >

Диаметр заготовки шестерни D>ЗАГ>= d>a1>+6= 217+6= 223,00 мм.

Размер заготовки колеса закрытой передачи SЗАГ=b2+4=437 +4= 431,00 мм.

При не выполнении неравенства изменить материал колёс или вид термической обработки.

Проверяем контактные напряжения >H >[1].

Вспомогательный коэффициент К = 310

Окружная сила в зацеплении F>t>=2T>2>103/d>2>=2*829*1572*210*103/d>2>= 7487,286 Н.

Определяем окружную скорость v=>2>d>2>/(2>*>103) =420/(2>*>103)= 1,33 м/с,

где >2 >– угловая скорость тихоходного вала,

d>2 >– делительный диаметр зубчатого колеса.

Выбираем по табл. 4.2. [1] степень точности передачи равную 9

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колёс К>H>>>= 1

Принимаем по табл. 4.3. [1] К>Hv>= 1,05

Тогда>H>=(K/a>w>) T>2>(u>ф>+1)3 K>H>>>K>H>>>K>Hv>/(u2 b>2>) =(310/315) 829(32+1)3 1*1*1,05/(u2 b>2>)= 367,30 377,545

Условие прочности выполняется. Недогруз передачи в пределах допустимой нормы 2,71%

Проверка напряжений изгиба зубьев .

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колёс К>F>>>= 1

Коэффициент динамической нагрузки, по табл. 4.3. [1] принимаем К>Fv>= 1,13

Коэффициенты формы зуба. Определяются по табл. 4.7. [1] в зависимости от эквивалентного числа зубьев.

Для прямозубых колёс:

шестерни z>v1>=z>1>= 60,00

колеса z>v2>=z>2>= 120,00

Коэффициент формы зуба шестерни Y>F1>= 3,62

Коэффициент формы зуба колеса Y>F2>= 3,6

Коэффициент наклона зуба Y>>= 1,00

Определяем напряжения изгиба зубьев >F>=Y>F2*>Y>>>*>K>F>>>>*>K>F>>>>*>K>Fv*>F>t>/(b>2*>m) =3,6>*>1>*>1>*>1,05>*>1,13*7487/(79*3,5)= 108,78

Условие прочности выполняется: >F>  []>F>. Недогруз составляет 37,88 %

Определим силы в зацеплении.

Окружная:

F>t1>=F>t2>=2>*>T>2*>103/d>2>=2*828>*>103/420= 7487,286 H.

Радиальные и осевые:

F>r1>=F>r2>=F>t2*>tg/Cos=7487,286>*>tg20/Cos= 2725,149 H.

F>a1>=F>a2>=F>t1*>Tg=7487,286>*>Tg= 0,000 H.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ ПОДШИПНИКОВ.

1. Силы в зацеплении передачи из проектного расчета передачи.

Окружная:

F>t1>= 2684,000 H

F>t2>= 5180,125 H

Радиальная:

F>r1>=F>r2= >1885,411 H

Осевая:

F>a1>=F>t2>= 5180,125 H

F>a2>=F>t1>= 2684,000 H

Усилие от открытой передачи:

На быстроходном валу F>оп1>= 1431,340 H

На тихоходном валу F>оп2>= 7967,803 H

Fx1 =Fоп*Cosq= 1431,340 H

Fx2=Ft= 7487,286 H

Fy1=Fоп*Sinq= 0,000 H

Fy2=Fr= 2725,149

Fz1= 0,000 H

Fz2=Fa= 0,000 H

Быстроходный вал:

Из проектного расчета передачи и из эскизной компоновки определяем :

Делительный диаметр червяка d>1>= 0,088 м

расстояние между опорами l>b>= 0,305 м

расстояние между точками приложения консольной силы и смежной опоры l>оп>= 0,077 м

Вертикальная плоскость.

а) определяем опорные реакции:

M3=0R>AY>*0,305 +5180*0,088 /2-1185*0,305/2=0; R>AY>=(5180*0,088 /2-1185 * 0,305/2 ) / 0,305 = -263,345 H

R>AY>*l>Б>+F>a1>*d>1>/2-F>r1>*l>Б>/2=0; R>AY>=(F>a1>*d>1>/2-F>r1>*l>Б>/2)/l>Б>= -263,345 H

M>1>=0; -R>BY*>l>Б>+F>a1*>d>1>/2+F>r1*>l>Б>/2=0; R>BY>=(F>a1*>d>1>/2+F>r1*>l>Б>/2)/l>Б>= 1622,066 H

-R>BY>*0,305 +5180*0,088 /2-1185*0,305/2=0; R>BY>=(5180*0,088 /2-1185 * 0,305/2 ) / 0,305 = 1622,066 H

Проверка: Y=0; R>BY>-F>r1>-R>AY>= 0 H ; 1622,066 -1885-263,345= 0 H

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1..3:

M>x1>= 0 H>*>м

Слева M>x2>=-R>AY*>l>Б>/2= 40,160 H>*>м

Справа M>x2>=R>BY*>l>Б>/2= 247,365 H>*>м

M>x3>= 0 H>*>м

Горизонтальная плоскость.

а) определяем опорные реакции:

M>3>=0; -R>AX*Б>+F>t1*>l>Б>/2+F>M*>l>M>=0; R>AX>=(2684>*>0,305/2+F>M*>l>M>)/l>Б>= 1703,355 H

SM1=0; -R>BX>*l>Б>-F>t1>*l>Б>/2+F>оп1>*(l>Б>+l>M>)=0;R>BX>=(-2684*0,305/2+F>оп1>*(0,305+l>оп1>))/l>Б>=450,695H

Проверка: Y=0; R>AX>-F>t1>-R>AX>+F>M>= 0 H

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1..4:

M>Y1>= 0 H>*>м

M>Y2>=-R>AX*>l>Б>/2= -1703,355*0,305/2=-259,762 H>*>м

M>Y3>=-F>оп*>l>оп= >-110,213 H>*>м

M>Y4>= 0 H>*>м

Строим эпюру крутящих моментов M>K>=M>Z>=F>t1*>d>1>/2=2684*0,088/2= 107,360 H>*>м

Определяем суммарные радиальные реакции :

R>A>=R2>AX>+R2>AY> =17032+2632 = 1723,592 H

R>B>=16222+4502 = 1683,515 H

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

M>2>=M2>X2>+M2>Y2> =2602+402= 262,848 H>*>м

M>3>=M>Y3>= 110,213 H>*>м

Тихоходный вал.

Из проектного расчета передачи и из эскизной компоновки определяем :

Делительный диаметр червячного колеса d>2>= 0,32 м

расстояние между опорами l>T>= 0,138 м

расстояние между точками приложения консольной силы и смежной опоры

l>ОП>= 0,1065 м

Вертикальная плоскость.

а) определяем опорные реакции:

M>4>=0; -R>CY*>l>T>-F>Z*>d>оп1>/2-F>r2*>l>T>/2+F>Y*>(l>ОП>+l>Т>)+F>a2*>d>2>/2=0;

R>СY>=(F>a2*>d>2>/2-F>r2*>l>T>/2+F>Y*>(l>ОП>+l>T>)-F>Z*>d>оп1>/2)/l>T>=(2684>*>0,32/2-5180>*>0,138/2+2725>*>> >(0,077+0,138)-F>Z*>d>оп1>/2)/l>T>= 6997,4 H

M>2>=0; -R>DY*>l>T>-F>Z*>d>оп1>/2+F>r2*>l>T>/2+F>Y*>l>ОП>+F>a2*>d>2>/2=0;

R>DY>=(F>a2*>d>2>/2+F>r2*>l>T>/2+F>Y*>l>ОП>-F>Z*>d>оп1>/2)/l>T>=(2684>*>0,32/2-5180>*>0,138/2+2725>*>> >(0,077+0,138)-F>Z*>d>оп1>/2)/l>T> = 6157,7 H

Проверка: Y=0; R>CY>-F>Y>-F>r2>+R>DY>= 0 H ; 6997,4-2725-6157+1885= 0 H

Рис.1 Эпюра моментов на быстроходном валу



Рис.2 Эпюра моментов на тихоходном валу


290

425

-4,56

-152

-255

828


б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1..3:

M>x1>=F>Z*>d>оп1>/2=0>*>d>оп1>/2= 0,000 H>*>м

M>x2>=F>Y*>l>ОП>+F>Z*>d>оп1>/2=2725>*> 0,077+0>*>d>оп1>/2= 290,228 H>*>м

Справа M>X3>=R>DY*>l>T>/2=6158>*> 0,138/2= 424,881 H>*>м

Слева M>x3>=F>Y>(l>ОП>+l>T>/2)-R>CY*>l>T>/2+F>Z*>d>оп1>/2= 2725(0,077+l>T>/2)-7000>*>0,138/2+0>*>d>оп1>/2= -4,557 H>*>м

M>x4>= 0 H>*>м

Горизонтальная плоскость.

а) определяем опорные реакции:

M>4>=0; R>CX*>l>T>+F>t2*>l>T>/2-F>X*>(l>ОП>+l>T>)=0;R>CX>=(-F>t2*>l>T>/2+F>X*>(l>ОП>+l>T>))/l>T>=(-5180>*>0,077/2+1431>*>(0,077+0,138))/ 0,138=> > -54,101 H

M>2>=0; R>DX*>l>T>-F>t2*>l>T>/2-F>X*>l>ОП>=0; R>ВX>=(F>t2*>l>T>/2+F>X*>l>ОП>)/l>T>=(5180>*>0,138/2+1431> *>0,077)/ 0,138 = 3694,684 H

Проверка: Y=0; -R>CX>-F>t2>+R>DX>+F>X>= 0 H ;-54,101 -5180+3694 +1431 = 0 H

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1..4:

M>Y1>= 0 H>*>м

M>Y2>=-F>X*>l>ОП>= -152,438 H>*>м

M>Y3>=-F>X*>(l>ОП+>l>T>/2)+R>CX*>l>T>/2=-1431> *>(0,077>+>0,138/2)+54> *> 0,138/2>= >-254,933 H>*>м

M>Y4>= 0 H>*>м

строим эпюру крутящих моментов MK=MZ=Ft2*d2/2= 5180*0,32 /2= 828,820 H>*>м

Определяем суммарные радиальные реакции :

R>C>=R2>CX>+R2>CY> =542+69972 = 6997,609 H

R>D>=R2>DX>+R2>DY> =36942+61572 = 7181,083 H

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

M>2>=M2>X2>+M2>Y2> =2902+1522 = 327,826 H>*>м

M>3>=M2>X3>+M2>Y3> =4252+2552 = 495,494 H>*>м

ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ.

Быстроходный вал :

Принимаем радиально-упорные шарикоподшипники, средней серии, тип 6309.

Схема установки: в распор.

Размеры:

Диаметр внутреннего кольца d= 45 мм.

Диаметр наружного кольца

D= 100 мм.

Ширина подшипника В= 25 мм.

Грузоподъёмность:

С>r>= 50,5 кН.

С>0r>= 41 кН.

Тихоходный вал:

Принимаем шарикоподшипники осболегкой серии, тип 113.

Схема установки: с фиксирующей опорой.

Размеры:

Диаметр внутреннего кольца d= 65 мм.

Диаметр наружного кольца

D= 100 мм.

Ширина подшипника Т= 18 мм.

Грузоподъёмность:

С>r>= 30,7 кН, С>0r>= 19,6 кН.

КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ПРИВОДА.

Конструирование редуктора.

Модуль зацепления m= 10,00 мм.

1. Конструирование колеса цилиндрической передачи.

Червячное колесо в целях экономии цветных металлов с венцом из бронзы. Соединение венца с чугунным центром выполняем бандажированием, посадкой с натягом Н7/s6.

Размеры обода.

Делительный диаметр d>2>= 320 мм.

Диаметр наибольший d>ам2>= 340 мм.

Ширина венца колеса b= 63

Диаметр наименьший d>в>=0,9>*>d>2>-2,5>*>m=0,9>*>320-2,5>*>10 = 263,0 мм.

Толщина венца S=2,2m+0,05b>2>=2,2*10+0,05*63= 25,15 мм.

Из ряда Ra40 принимаем S= 25 мм.

S0= 30 мм

h= 6,3 мм

t= 5,04 мм

При наибольшем диаметре колеса менее 500 мм его изготавливаем цельным

Ширина b>2>= 63 мм.

Размеры ступицы.

Диаметр внутренний d=d>3>= 75 мм.

Диаметр наружный d>ст>=1,55d= 117 мм.

Толщина >ст>=0,3d= 23 мм.

Длина L>ст>=(1...1,5)d= 98 мм.

Размеры диска.

Толщина C=0,5(S+>ст>) =0,5(25+23) = 24 мм. >0,25b>2 >

Радиусы закруглений R = 6 мм.

Уклон= 7 °

Диаметр отверстий d>0>=(d>в>-2S>0>-d>ст>)/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0,2Т>т >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 b>1>=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 m>1>=(0,85...1)>1>= 7 мм.

Диаметр болтов:

соединяющих основание корпуса с крышкой d=32Т>т>=32*828 = 12 мм.

у подшипников d>1>=(0,7...0,75)d= 10 мм.

фундаментных болтов d>ф>=1,25d= 16 мм.

Размеры, определяющие положение болтов d>2>:

е=(1...1,2)d>1>= 11 мм.

q=0,5d>2>+d>4>=0,5*14+10= 17 мм.

Дополнительные элементы корпуса.

Гнездо под подшипник:

диаметр отверстия в гнезде под быстроходный вал D>п1>= 100 мм.

диаметр отверстия в гнезде под тихоходный вал D>п2>= 100 мм.

винты крепления крышки подшипника быстроходного вала М 12

винты крепления крышки подшипника тихоходного вала М 12

число винтов крышки подшипника быстроходного вала n>1>= 6

минимальное число винтов крышки подшипника тихоходного вала n>2>= 6

диаметр гнезда под подшипник быстроходного вала D>к1>=D>1>+3= 154 мм.

диаметр гнезда под подшипник тихоходного вала D>к2>=D>2>+3= 154 мм.

длина гнезда l=d+c>2>+R>б>+(3...5) =10+12+8+(3...5)= 36 мм.

Радиус R>б>= 11 мм.

Расстояние до стенки корпуса с>2>=R>б>+2= 13 мм.

Размеры штифта по ГОСТ 3129-70 (табл10.5. [3]):

d>ш>= 12 мм.

l>ш>=b+b>1>+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 R>1>= 1723,592 Н.

В левом R>2>= 1683,515 Н.

Характеристика подшипников:

Рядность подшипников в наиболее нагруженной опоре i= 1

Базовая грузоподъемность C>R>= 50500 Н.

Статическая грузоподъёмность C>0r>= 41000 Н.

Коэффициент радиальной нагрузки X= 0,45

Отношение iR>F>/(C>0R>)= 0,12634451

Коэффициент осевой нагрузки Y= 1,13

Коэффициент влияния осевого нагружения е= 0,48 кН.

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника R>S1>= 827,3 Н.

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника R>S2>= 808,1 Н.

Осевая нагрузка подшипника R>А1>= 827,3 Н.

Осевая нагрузка подшипника R>А2>= 6007,4 Н.

Радиальная нагрузка подшипника Rr= 1723,6 Н.

Коэффициент безопасности К>б>= 1,1

Температурный коэффициент К= 1

Коэффициент вращения V= 1

Расчёт:

Отношение R>A>/(V>*>R>r>)= 3,485

Эквивалентная динамическая нагрузка R>E>=(XVR>r>+YR>a>)K>б>K>т>=(0,45*1*1723,6+1,13*6007,6)*1,1*1 = 8320,38

По ГОСТ 16162-85 для червячных редукторов принимаем L>h>=5000 часов.

Для шариковых подшипников показатель степени: m=3

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность

C>rp>=R>E*>m573L>h>/106=8320,38>*>3573*50,79*10000/106= 43763,37 Н.

Подшипник пригоден

Долговечность подшипника L>10h>=106>*>(C>r>/R>E>)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 R>1>= 7181,083 Н.

Влевом R>2>= 6997,609 Н.

Характеристика подшипников:

Рядность подшипников в наиболее нагруженной опоре i= 1

Базовая грузоподъемность C>R>= 30700 Н.

Статическая грузоподъёмность C>0r>= 19600 Н.

Коэффициент радиальной нагрузки X= 0,56

Отношение iR>F>/(C>0R>)= 0,13693878

Коэффициент осевой нагрузки Y= 1,286

Коэффициент влияния осевого нагружения е= 0,34 кН.

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника R>S1>= 0 Н.

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника R>S2>= 0 Н.

Осевая нагрузка подшипника R>А1>= 2684 Н.

Осевая нагрузка подшипника R>А2>= 2684 Н.

Радиальная нагрузка подшипника Rr= 7181,083 Н.

Коэффициент безопасности К>б>= 1,1

Температурный коэффициент К= 1

Коэффициент вращения V= 1

Расчёт:

Отношение R>A>/(V>*>R>r>)= 0,37375978

Эквивалентная динамическая нагрузка R>E>=(XVR>r>+YR>a>)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 C>rp>=R>E*>m573L>h>/106=R>E*>m573*6,35*5000/106 = 21619,9933 Н.

Подшипник пригоден

Долговечность подшипника L>10h>=106>*>(C>r>/R>E>)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 t>1>= 5 мм.

Определяем рабочую длину шпонки l>р>=l-b= 35 мм.

Определяем площадь смятая А>см>=(0,94>*>h-t>1>)>*>l>p>=(0,94*8-5)*45 = 88,2 мм2.

Окружная сила на быстроходном валу F>t>= 2684,000 Н.

Расчётная прочность >см>=F>t>/A>см>= 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 t>1>= 7,5 мм.

Определяем рабочую длину шпонки l>р>=l-b= 100 мм.

Определяем площадь смятая А>см>=(0,94>*>h-t>1>)>*>l>p>=(0,94>*>12-7,5)>*>100 = 378 мм2.

Окружная сила на колесе F>t>= 7487,3 Н.

Расчётная прочность >см>=F>t>/A>см>= 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 t>1>= 6 мм.

Определяем рабочую длину шпонки l>р>=l-b= 55 мм.

Определяем площадь смятая А>см>=(0,94>*>h-t>1>)>*>l>p>=(0,94>*>10-6)>*>55 = 187 мм2.

Окружная сила на тихоходном валу F>t>= 5180,1 Н.

Расчётная прочность >см>=F>t>/A>см>= 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 = 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 W>к нетто>=d3/16-bt>1>(d-t>1>)2/2d= 383/16-20*6(38-224)2/2*38 = 10057,64 мм3

амплитуда отнулевого цикла >v>=>m>=>max>/2=T>1>/2W>к 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= F>оп*>l>оп>= F>оп*>0,067= 110213 H>*>мм.

среднее напряжение отнулевого цикла W>к нетто>=d3/32-bt>1>(d-t>1>)2/2d= 4670,60 мм3.

амплитуда отнулевого цикла >v>=>m>=>max>/2=T>1>/2W>к 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 */,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=F>в>l>3>= 110213 H>*>мм.

осевой момент сопротивления W=d3/32=453/32= 8946,18 мм3

полярный момент W>p>=2W= 17892,36 мм3

амплитуда и среднее напряжение цикла костыльных напряжений

>v>=>m>=>max>/2=T>1>/2W>p>= 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 W>к нетто>=d3/16-bt>1>(d-t>1>)2/2d=d3/16-b*224(60-224)2/2*60 = 40078,70 мм3

амплитуда отнулевого цикла >v>=>m>=>max>/2=T>2>/2W>к 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= F>оп*>l>оп>= 848571 H>*>мм.

среднее напряжение отнулевого цикла W>к нетто>=d3/32-bt>1>(d-t>1>)2/2d= 18872,95 мм3.

амплитуда отнулевого цикла >v>=>m>=>max>/2=T>2>/2W>к нетто>=T>2>/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=F>в>l>3>= 614 H>*>мм.

осевой момент сопротивления W=d3/32=*653/32= 26961,25 мм3

полярный момент W>p>=2W= 53922,50 мм3

амплитуда и среднее напряжение цикла костыльных напряжений

>v>=>m>=>max>/2=T>1>/2W>p>=T>1>/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 W>к нетто>=d3/16-bt>1>(d-t>1>)2/2d=753/16-b*5,29(75-5,29)2/2*75 = 78278,71 мм3

амплитуда отнулевого цикла >v>=>m>=>max>/2=T>2>/2W>к нетто>=T>2>/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 W>к нетто>=d3/32-bt>1>(d-t>1>)2/2d=753/32-b5,29(d-5,29)2/2*75 = 36861,23 мм3.

амплитуда отнулевого цикла >v>=>m>=>max>/2=T>2>/2W>к нетто>=T>2>/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.

J>пр>=d4>f1>/64>*>(0,375+0,625>*>d>a1>/d>f1>) =754/64>*>(0,375+0,625>*>70/75)= 719814,2752 мм4

Стрела прогиба f=l3>1*> F2>t1>+F2>r1>/(48EJ>пр>) =l3>1*> 51802+38402/(48EJ>пр>)= 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 t>в>= 20 ° С

Коэффициент теплопередачи К>t>= 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 t>м>=t>в>+Р>1*>(1-)/(K>t*>A) =20+5,453>*>(1-0,876)/(15>*>0,67) = 74,3 ° С,

где t>в> – температура воздуха,

Р>1> – мощность на быстроходном валу,

- КПД редуктора,

K>t> – коэффициент теплоотдачи,

A – площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора.

Температура масла не превышает допустимой [t]>м>=80...95° С.

Формат

Зона

Поз.

Обозначение

Наименование

Примечание

Документация

А1
Сборочный чертёж

Сборочные единицы
Отдушина

1
Маслоуказатель

1

Детали

А1

Крышка корпуса

1
Корпус

1

Колесо зубчатое

2

Колесо зубчатое

1

Колесо зубчатое

2

Вал-шестерня

1

Вал

1

Вал

2

Крышка подшипника

1

Крышка подшипника

1

Крышка подшипника

4

Крышка подшип. узла

1

Пробка

1

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Разраб.

Фамилия

Редуктор

Литера

Лист

Листов

Пров.

Козлов В.А..

У

1

2

Группа

Н.контр

Утв.

Формат

Зона

Поз.
Обозначение

Наименование

Примечание

Подшипники

ГОСТ 8338 – 75:

20

7607

2

21

6306

4

22

7207

2

Шайба 52. 01. 05

23

ГОСТ 11872 – 80

1

Шпонки СТ СЭВ 189 – 75 :

24

8 7 20

2

25

16 10 72

2

26

8 7 36

1

27

12 8 56

1

Штифты ГОСТ 12207 – 79

28

7031 – 0718

3

29

7031 – 0724

6

Кольцо Б40

30

ГОСТ 13942 – 68

1

Кольцо Б110

31

ГОСТ 13942 – 68

1

Кольцо Б80

32

ГОСТ 13943 – 68

1

Кольцо Б100

33

ГОСТ 13943 – 68

5

Манжеты ГОСТ 8752 – 79

34

1 – 30 50 – 3

1

35

1 – 48 70 – 3

1

Редуктор

Листов

2

Изм.

Лист

№докум.

Подп

Дата

Формат

Зона

Поз.

Обозначение

Наименование

Примечание

Документация

А1

Сборочный чертёж

Сборочные единицы

А1

1
Редуктор

1

2
Двигатель

1

3

Рама

1

Муфта ВП125-30-1-УЗ

4
ГОСТ 21424-75

1

Детали

5

Звездочка

1

6

Звездочка ведомая

1

Стандартные изделия

7

Цепь ПР-31,75-8900

1

ГОСТ 13568-81

Болты ГОСТ 7808 – 70

8

М10 30. 56. 05

4

9

М12 30. 56. 05

6

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Разраб.

Фамилия

Привод

Литера

Лист

Листов

Пров.

Козлов В.А.

У

1

2

Группа

Н.контр

Утв.

TYPE=RANDOM FORMAT=PAGE>21


Исходные данные

Мощность на выходном валу P= 5 кВт

Частота вращения вала рабочей машины n= 30 об/мин

Срок службы привода L>г >= 2 лет.

Допускаемое отклонение скорости = 4 %

Продолжительность смены t>с>= 8 часов.

Количество смен L>С>= 2

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА.

Определение мощности и частоты вращения двигателя.

Мощность на валу рабочей машины Р>рм>= 5,0 кВт.

Определим общий КПД привода: =>зп*>>оп*>>м*>2>пк*>>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*>>пк>2>*>>оп2*>>пс>= 0,876

Определим требуемую мощность двигателя Р>дв >=Р>рм>/= 5,708 кВт.

Выбираем по табл. К9 [1] номинальную мощность двигателя Р>ном>= 7,5 кВт.

Выбираем электродвигатель с синхронной частотой вращения 750 1000 1500 3000

Тип двигателя 4AM160S8УЗ 4AM132M6УЗ 4AM132S4УЗ 4AM112M2УЗ

Номинальная частота 730 970 1455 2900

Диаметр вала 48 38 38 32

Определение передаточного числа привода и его ступеней.

Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины

n>рм>=60>*>1000 v/(D)= 30,0 об/мин.

Передаточное число привода u=n>ном>/ n>рм>= 24,33 32,33 48,50 96,67

Принимаем пределы передаточных чисел закрытой передачи u>зп>: 6,3 60,0

Принимаем пределы передаточных чисел первой открытой передачи u>оп1>: 2,0 5,0

Принимаем пределы передаточных чисел второй открытой передачи u>оп2>: 2 7,1

Допустимые пределы привода u>i>: 25,2 2130

Исходя из пределов передаточных чисел привода, выбираем тип двигателя: 4AM132M6УЗ

с номинальной частотой вращения n>ном>= 970 мин-1 и диаметром вала d>ДВ>= 38 мм.

Передаточное число привода u= 32,33

Задаемся передаточным числом редуктора u>зп>= 8

Задаемся передаточным числом первой открытой передачи u>оп1>= 2

Задаемся передаточным числом второй открытой передачи u>оп2>= 2

Фактическое передаточное число привода uф=u>зп>*u>оп1*uоп2>= 32

Определим максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины n>рм>=n>рм >/100=> >1,2 об/мин.

Определим допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учётом отклонения [n>рм>]=n>рм>±n>рм>= 28,8 31,2 (об/мин.)

Определить фактическую частоту вращения приводного вала машины n>ф>=n>ном>/u>ф>= 30,3 об/мин.

3. Определение силовых и кинематических параметров привода.

Мощность двигателя Р>дв >= 5,708 кВт.

Мощность на быстроходном валу Р>б>=Р>дв>*>оп1>*>пс>= 5,453 кВт.

Мощность на тихоходном валу Р>т>=P>б*>>зп*>>пк>= 5,263 кВт.

Мощность на валу рабочей машины Р>рм>=Р>т>*>оп2>*>пк>= 5,00 кВт.

Частота вращения вала электродвигателя n>ном>= 970,00 об/мин.

Частота вращения быстроходного вала n>б>=n>ном>/u>оп1>= 485,00 об/мин.

Частота вращения тихоходного вала n>т>=n>б>/u>зп>= 60,63 об/мин.

Частота вращения вала рабочей машины n>рм>=n>т>/u>оп2>= 30,315 об/мин.

Угловая скорость вала электродвигателя >ном>=>*>n>ном>/30= 101,58 рад/с.

Угловая скорость быстроходного вала >б>=>ном>/u>оп1>= 50,79 рад/с.

Угловая скорость тихоходного вала >т>=>п>/u>т>= 6,35 рад/с.

Угловая скорость вала рабочей машины >рм>=>т>/u>ор2>= 3,18 рад/с.

Вращающий момент на валу электродвигателя Т>дв>=Р>дв>/>ном>= 56,19 Н>*>м.

Вращающий момент на быстроходном валу Т>б>=Р>б>/>б>= 107,36 Н>*>м.

Вращающий момент на тихоходном валу Т>т>=P>т>/>т>= 828,82 Н>*>м.

Вращающий момент на валу рабочей машины Т>рм>=P>рм>/>рм>= 1572,33 Н>*>м.

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ.

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 V>s>=4,3>*>>2*>u>зп*>3Т>2>/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: L>h>=365>*>Lг>*>tc>*>Lc и из полученного результата вычитаем 25% на простои. L>h>= 10000

Число циклов перемены напряжений за наработку N=573>*>>*>L>h>= 2,91E+08

Число циклов перемены напряжений соответствующие пределу выносливости рассчитываем по табл. 3.3. [1] N>H0>= 6,80E+07

Определяем коэффициент долговечности К>HL>=6N>H0>/N= 0,32

Коэффициент, учитывающий износ материала С>V>= 0,95

Определяем коэффициент долговечности К>FL>=9106/N= 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 2<Vs<5 м/с табл. 3.5 [1] и НВ<350 по 2ой группе []H=250-25*Vs= 168,895 Н/мм2

Допускаемые изгибные напряжения –

при 2<Vs<5 м/с табл. 3.5 [1] и нереверсивной передаче []F=KFL*0,16sв= 56,160 Н/мм2

3. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧИ

Вращающий момент на червяке Т>1>= 107,36 Н>*>м

Вращающий момент на колесе Т>2>= 828,82 Н>*>м

Передаточное число передачи u= 8,00

При 6<uзп<14 выбираем число витков червяка z1= 4

определяем число зубьев червячного колеса z>2>=z>1>*u>зп>= 32

Определяем коэффициент диаметра червяка q=(0,212...0,25) z>2>= 6,784 8 мм.

Принимаем коэффициент диаметра червяка по ГОСТ 19672-74 q= 8,0

Определяем межосевое расстояние а>w>=(z>2>/q+1)>*>3/(z>2>[]2>H>/q))2> >Т>2*>103>*>K= 198,9 мм.

Принимаем межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 а>w>= 200 мм.

Определяем модуль зацепления m=(1,5...1,7)>*>a>>/z>2>= 10,00 мм.

Принимаем модуль зацепления по ГОСТ 9563-60 m= 10 мм.

Определяем коэффициент смещения инструмента =(a>w>/m)-0,5>*>(q+z>2>)= 0,000

Определяем фактическое межосевое расстояние а>w>=0,5>*>m>*>(q+z>2>+2)= 200 мм.

3.1. Определяем основные геометрические параметры передачи

для червяка:

Делительный диаметр d>1>=q>*>m= 80 мм.

Начальный диаметр d>w1>=m>*>(q+2)= 80 мм.

Диаметр вершин витков d>а1>=d>1>+2m= 100 мм.

Диаметр впадин витков d>f1>=d>1>-2,4>*>m= 56 мм.

Делительный угол подъёма линии витков =arctn(z>1>/q)= 26,56505 °

При 0 Коэффициент C= 0,00

длина нарезной части червяка b>1>=(10+5,5>*>+z>1>)+C= 140,00 мм.

для червячного колеса:

Делительный диаметр d>2>=mz2= 320 мм.

Диаметр вершин зубьев d>а2>=d>2>+2m(1+)= 340 мм.

Диаметр впадин зубьев d>f2>=d>2>-2m(1,2-)= 296 мм.

Наибольший диаметр колеса d>am2> d>a2>+6m/(z>1>+2)= 350 мм.

Ширина венца при z>1>=4, b>2>=0,315*a>w>= 63 мм.

Принимаем b>2>= 63 мм.

Радиусы закругления зубьев:

Радиус закругления вершин зубьев R>a>=0,5d>1>-m= 30 мм.

Радиус закругления впадин зубьев R>f>=0,5d>1>+1,2>*>m= 52 мм.

Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:

Sin=b>2>/(da>1>-0,5>*>m)= 0,6632

Тогда 2= 83,09 °

4. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ.

4.1. Угол трения определяем в зависимости от фактической скорости скольжения V>s>=u>ф*>>2*>d>1>/(2cos>*> 103)= 2,272 м/с

Принимаем по табл.4.9. [1] угол трения = 2,5 °

Определяем КПД червячной передачи h=tgg/tg(g-j)= 0,90

окружная скорость колеса V>2>=>2*>d>2>/(2>*>103)= 1,016 м/с

4.2. Проверяем контактные напряжения зубьев

Окружная сила на колесе F>t2>=2>*>Т>2*>103/d>2>= 5180,125 H

При V2<3м/с принимаем коэффициент нагрузки К= 1

Тогда контактные напряжения зубьев >H>=340>*>F>t2*>K/(d>1*>d>2>)= 152,943 Н/мм2, отклонение > >от допускаемой составляет 9,44 %.

Условие >H><[]>H> выполняется

4.3. Проверяем напряжения изгиба зубьев.

Эквивалентное число зубьев колеса z>v2>=z>2>/cos3= 44,721

Выбираем по табл. 4.10. [1] коэффициент формы зуба Y>F2>= 1,55

Тогда напряжения изгиба зубьев >F>= 8,921 Н/мм2

Условие >F><[>F>] выполняется

Силы в зацеплении передачи.

Окружная:

F>t1>=2T>1*>1000/d>1>= 2684,000 H

F>t2>=2T>2*>1000/d>2>= 5180,125 H

Радиальная:

F>r1>=F>r2>=F>t2*>tg= 1885,411 H

Осевая:

F>a1>=F>t2>= 5180,125 H

F>a2>=F>t1>= 2684,000 H

6. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

6.1. Выбор материала

Принимаем для обоих валов сталь 40х

Термообработка- улучшение

Механические характеристики материала принимаем по табл. 3.2. [1]:

Твёрдость заготовки- 270 НВ.

Предел на растяжение >B>= 900 Н/мм2

Предел текучести >Т>= 750 Н/мм2

6.2. Выбор допускаемых напряжений на кручение.

Так как расчёт валов выполняем как при чистом кручении , т.е. не учитываем напряжений изгиба, то допускаемые напряжения на кручение принимаем заниженными:

Для быстроходного вала [>k>]= 10 Н/мм2

Для тихоходного вала [>k>]= 20 Н/мм2

6.3. Определения геометрических параметров ступеней валов.

Быстроходный вал :

диаметр консольного участка вала d>1>=3Т>1*>103/(0,2>*>[]>к>)= 37,72 мм.

Принимаем d>1>= 38 мм.

длина консольного участка вала l>1>=1,2>*>d>1>= 45,60 мм.

Принимаем по ряду Ra40 l>1>= 45 мм.

Принимаем высоту буртика t= 2,5 мм.

диаметр под уплотнение крышки и подшипник d>2>=d>1>+2t= 43,00 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d>2>= 45 мм.

Длина вала под уплотнение крышки и подшипник l>2>=1,5d>2>= 67,5 мм.

Принимаем по ряду Ra40 l>2>= 67 мм.

Принимаем координаты фаски подшипника r= 3 мм.

диаметр под червяк d>3>=d>2>+3,2r= 54,60 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d>3>= 56 мм.

длина вала под червяк принимается графически l>3>= 280 мм.

диаметр под подшипник d>4>=d>2>= 45 мм.

длина вала под подшипник l>4>= 25 мм.

Тихоходный вал:

диаметр консольного участка вала d>1>=3Т>1*>103/(0,2>*>[]>к>)= 59,17 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d>1>= 60 мм.

длина консольного участка вала l>1>=1,2>*>d>1>= 72,00 мм.

Принимаем по ряду Ra40 l>1>= 71 мм.

Принимаем высоту буртика t= 3 мм.

диаметр под уплотнение крышки и подшипник d>2>=d>1>+2t= 65,17 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d>2>= 65 мм.

длина вала под уплотнение крышки и подшипник l>2>=1,25d>2>= 81,25 мм.

Принимаем по ряду Ra40 l>2>= 80 мм.

Принимаем координаты фаски подшипника r= 3,5 мм.

диаметр под червячное колесо d>3>=d>2>+3,2r= 76,20 мм.

Принимаем по ряду Ra40 d>3>= 75 мм.

длина вала под червячное колесо принимается графически l>3>= 120 мм.

диаметр под подшипник d>4>=d>2>= 65 мм.

длина вала под подшипник l>4>= 18 мм.

РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.

Проектный расчет.

Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива d>1>=6 3 Т>1>= 229,811 мм.

Принимаем из стандартного ряда расчетный диаметр ведущего шкива d>1>= 224 мм.

Принимаем коэффициент скольжения = 0,01

Передаточное число передачи u= 2,00

Определяем диаметр ведомого шкива d>2>=ud>1>(1-)= 443,52 мм.

По ГОСТу из табл. К40 [1] принимаем диаметр ведомого шкива d>2>= 450,00 мм.

Определяем фактическое передаточное число u>ф>=d>2>/(d>1>(1-))= 1,98

Проверяем отклонение >u> от заданного u: >u>=|u>ф>-u| /u >*>100%= 1,00 % <3%

Определяем ориентировочное межосевое расстояние а=2(d>1>+d>2>)= 1350,00 мм.

Определяем расчетную длину ремня l=2a+(d>2>+d>1>)/2+(d>2>-d>1>)2/(4a)= 3768,18 мм.

Базовая длина ремня l= 4000,00 мм.

Уточняем значение межосевое расстояние по стандартной длине

а={2l-(d>2>+d>1>)+ [2l-(d>2>+d>1>)]2-8(d>2>-d>1>)2}/8= 1461,93 мм. 170,00

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива >1>=180°-57°*(d>2>-d>1>)/a= 171,19 ° >150°

Определяем скорость ремня v=d>1>n>1>/(60>*>103)= 11,67 м/с. <35 м/с.

Определяем частоту пробегов ремня U=v/l= 2,918 c-1 < 15 c-1

Определяем допускаемую мощность, передаваемую ремнем.

Поправочные коэффициенты:

коэффициент длительности работы C>p>= 0,90

коэффициент угла обхвата C>>= 0,97

коэффициент влияния отношения расчетной длинны к базовой C>l>= 1,00

коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту C>>= 1,00

коэффициент влияния диаметра меньшего шкива C>d>= 1,20

коэффициент влияния натяжения от центробежной силы C>v>= 1,00

Допускаемая приведенная мощность выбираем по табл. 5.5. [1] [P>0>]= 2,579 КВт.

Тогда [P>п>]=[P>0>]C>p>C>>C>l>C>>C>d>C>v>= 2,70 КВт.

Определим окружную силу, передаваемую ремнем F>t>=Р>ном>/v= 642,67 H.

По табл. 5.1. [1] интерполируя, принимаем толщину ремня = 5,55 мм.

Определим ширину ремня b= F>t>/= 116 мм.

По стандартному ряду принимаем b= 100 мм.

По стандартному ряду принимаем ширину шкива B= 112 мм.

Определим площадь поперечного сечения ремня А=b= 555 мм2.

По табл. 5.1. [1] интерполируя принимаем предварительное напряжение >>= 2 H/мм2.

Определим силу предварительного натяжения ремня F>0>=A>0>= 1110 Н.

Определяем силы натяжения ветвей :

F>1>=F>0>+F>t>/2= 1431,34 H.

F>1>=F>0>+F>t>/2= 788,67 H.

Определим силу давления ремня на вал F>оп>=2F>0>sin(>1>/2)= 2213,44 Н.

Проверочный расчет.

Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:

Находим напряжение растяжения: s>1>=F>0>/A+F>t>/2A= 2,58 Н/мм2.

Находим напряжение изгиба:>и>=Е>и>/d>1>= 2,23 Н/мм2.

где модуль продольной упругости Е>и>= 90,00 Н/мм2.

Находим напряжение от центробежных сил:>v>=v2>*>10-6= 0,15 Н/мм2.

где плотность материала ремня= 1100,00 кг/м3.

Допускаемое напряжение растяжения:[]>р>= 8,00 Н/мм2.

Прочность одного ремня по максимальным напряжениям

>max>=>1>+>и>+>v>=4,96 Н/мм2. <[]>р >

РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.

ВЫБОР МАТЕРИАЛА.

1. Для шестерни.

Выбираем материал сталь 45

Термообработка: нормализация

Твёрдость: 170 217 HB

Принимаем твёрдость 193,5 HB

>В>= 600 Н/мм2.

>Т>= 340 Н/мм2.

2. Для колеса.

Выбираем материал сталь 45

Термообработка: нормализация

Твёрдость: 170 217 НВ

Принимаем твёрдость 193,5 НВ

>В>= 600 Н/мм2.

>Т>= 340 Н/мм2.

СРОК СЛУЖБЫ ПРИВОДА.

Срок службы привода L>h>= 10000 часов.

Число зацеплений зуба за 1 оборот с= 1

Число циклов перемены напряжений за наработку для шестерни N=60>*>c>*>n>*>L>h>= 291026700

Число циклов перемены напряжений за наработку для колеса N=60>*>c>*>n>*>L>h>= 36385500

Число циклов перемены напряжений принимаем по табл. 3.3. [1] N>H0>= 16500000

РАСЧЁТ ДОПУСТИМЫХ КОНТАКТНЫХ И ИЗГИБНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ.

1. Для шестерни.

Определяем коэффициент долговечности К>HL>=6N>H0>/N= 1

Определяем коэффициент долговечности К>FL>=6 4>*>106/N= 1

Принимаем коэффициент безопасности [S]>H>= 1,1

Предел выносливости H0=1,8 НВ+67= 415,3 Н/мм2.

Допускаемые контактные напряжения []>H2 >=>H0*>K>HL>= 377,545 Н/мм2.

Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба выбираем >F0>= 199,305 Н/мм2.

Допускаемые изгибные напряжения []>F1>=К>FL*>>H0>= 199,305 Н/мм2.

2. Для колеса.

Определяем коэффициент долговечности К>HL>=6N>H0>/N= 1

Определяем коэффициент долговечности К>FL>=6 4>*>106/N= 1

Принимаем коэффициент безопасности [S]>H>= 1,1

Предел выносливости >H0>=1,8НВ+67= 415,3 Н/мм2.

Допускаемые контактные напряжения []>H2 >=>H0*>K>HL>= 377,545 Н/мм2.

Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба выбираем >F0>= 175,1 Н/мм2.

Допускаемые изгибные напряжения []>F1>=К>FL*>>H0>= 175,1 Н/мм2.

Так как НВ1ср-НВ2ср=20...50, то дальнейший расчёт ведём по меньшему значению []H= 377,545 Н/мм2.

Расчёт введем по меньшему значению []>F>.

Принимаем []F= 175,1 Н/мм2.

Проектный расчет.

Вращающий момент на шестерне Т>1>= 828,82 Н>*>м.

Вращающий момент на колесе Т>2>= 1572,33 Н>*>м.

Передаточное число ступени u= 2,0

Вспомогательный коэффициент К>а>= 49,5

Коэффициент ширины венца >a>=b>2>/a>w>= 0,25

Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, Для прирабатывающихся зубьев К>H>>>= 1

Определяем межосевое расстояние а>w>=K>a>(u+1)3 Т>2*>103>*>К>H>>>/(>a>u2[]2>H>)= 330,57 мм.

Принимаем по ГОСТ 6636-69 а>w>= 315 мм.

Вспомогательный коэффициент К>m>= 6,8 мм.

Делительный диаметр колеса d>2>=2a>w>u/(u+1)= 420,0 мм.

Ширина венца колеса b>2>=>a>a>w>= 78,75 мм.

Принимаем из ряда Ra40 ширину венца колеса b>2>= 80 мм.

Определяем модуль зацепления m=2К>m>T>2*>103/(d>2>b>2>[]>F>)= 3,635 мм.

Принимаем модуль зацепления m= 3,5 мм.

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса z>>=z>1>+z>2>=2a>w>/m= 180

Определяем число зубьев шестерни z>1>=z>>/(1+u)= 60

Определяем число зубьев колеса z>2>=z>>-z>1>= 120

Фактическое передаточное число u>ф>=z>2>/z>1>= 2,000

Отклонение от заданного u=(|u>ф>-u|/u)>*>100= 0,00 % <4%

Определяем фактическое межосевое расстояние а>w>=(z>1>+z>2>)m/2= 315 мм.

Определяем основные геометрические параметры колеса:

делительный диаметр d>2>=mz= 420,0 мм.

диаметр вершин зубьев d>a2>=d>2>+2m= 427,0 мм.

диаметр впадин зубьев d>a2>=d>2>-2,4m= 411,6 мм.

ширина венца b>2>=>a>a>w>= 78,75 мм.

Принимаем из ряда Ra40 ширину венца колеса b>2>= 80 мм.

Определяем основные геометрические параметры шестерни:

делительный диаметр d1=mz1= 210,0 мм.

диаметр вершин зубьев d>a1>=d>1>+2m= 217,0 мм.

диаметр впадин зубьев d>a1>=d>1>-2,4m= 201,6 мм.

ширина венца b>1>=b>2>+(2...4)= 83 мм.

Принимаем из ряда Ra40 ширину венца шестерни b>1>= 85 мм.

Проверочные расчеты.

Проверяем межосевое расстояние а>>=(d>1>+d>2>)/2= 315 мм.

12. Проверить пригодность заготовок колёс.

Условие пригодности заготовок колёс: D>ЗАГ>D>ПРЕД> и S>ЗАГ>S>ПРЕД >

Диаметр заготовки шестерни D>ЗАГ>= d>a1>+6= 223,00 мм.

Размер заготовки колеса закрытой передачи SЗАГ=b2+4= 431,00 мм.

При не выполнении неравенства изменить материал колёс или вид термической обработки.

13. Проверяем контактные напряжения >H >[1].

Вспомогательный коэффициент К= 310

Окружная сила в зацеплении F>t>=2T>2>103/d>2>= 7487,286 Н.

Определяем окружную скорость v=>2>d>2>/(2>*>103)= 1,33 м/с.

Выбираем по табл. 4.2. [1] степень точности передачи равную 9

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колёс К>H>>>= 1

Принимаем по табл. 4.3. [1] К>Hv>= 1,05

Тогда>H>=(K/a>w>) T>2>(u>ф>+1)3 K>H>>>K>H>>>K>Hv>/(u2 b>2>)= 367,30 377,545

Условие прочности выполняется. Недогруз передачи в пределах допустимой нормы 2,71%

14. Проверка напряжений изгиба зубьев .

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колёс К>F>>>= 1

Коэффициент динамической нагрузки, по табл. 4.3. [1] принимаем К>Fv>= 1,13

Коэффициенты формы зуба. Определяются по табл. 4.7. [1] в зависимости от эквивалентного числа зубьев.

Для прямозубых колёс:

шестерни z>v1>=z>1>= 60,00

колеса z>v2>=z>2>= 120,00

Коэффициент формы зуба шестерни Y>F1>= 3,62

Коэффициент формы зуба колеса Y>F2>= 3,6

Коэффициент наклона зуба Y>>= 1,00

Определяем напряжения изгиба зубьев >F>=Y>F2*>Y>>>*>K>F>>>>*>K>F>>>>*>K>Fv*>F>t>/(b>2*>m)= 108,78

Условие прочности выполняется: >F>  []>F>. Недогруз составляет 37,88 %

Определим силы в зацеплении.

Окружная:

F>t1>=F>t2>=2>*>T>2*>103/d>2>= 7487,286 H.

Радиальные и осевые:

F>r1>=F>r2>=F>t2*>tg/Cos= 2725,149 H.

F>a1>=F>a2>=F>t1*>Tg= 0,000 H.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ ПОДШИПНИКОВ.

Силы в зацеплении передачи из проектного расчета передачи.

Окружная:

F>t1>= 2684,000 H

F>t2>= 5180,125 H

Радиальная:

F>r1>=F>r2= >1885,411 H

Осевая:

F>a1>=F>t2>= 5180,125 H

F>a2>=F>t1>= 2684,000 H

Усилие от открытой передачи:

На быстроходном валу F>оп1>= 1431,340 H

На тихоходном валу F>оп2>= 7967,803 H

FX1=Fоп*Cosq= 1431,340 H

FX2=Ft= 7487,286 H

FY1=Fоп*Sinq= 0,000 H

FY2=Fr= 2725,149

FZ1= 0,000 H

FZ2=Fa= 0,000 H

Быстроходный вал:

Из проектного расчета передачи и из эскизной компоновки определяем :

Делительный диаметр червяка d>1>= 0,088 м

расстояние между опорами l>b>= 0,305 м

расстояние м/у точками приложения консольной силы и смежной опоры l>оп>= 0,077 м

Вертикальная плоскость.

а) определяем опорные реакции:

M3=0R>AY>*l>Б>+F>a1>*d>1>/2-F>r1>*l>Б>/2=0; R>AY>=(F>a1>*d>1>/2-F>r1>*l>Б>/2)/l>Б>= -263,345 H

M>1>=0; -R>BY*>l>Б>+F>a1*>d>1>/2+F>r1*>l>Б>/2=0; R>BY>=(F>a1*>d>1>/2+F>r1*>l>Б>/2)/l>Б>= 1622,066 H

Проверка: Y=0; R>BY>-F>r1>-R>AY>= 0 H

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1..3:

M>x1>= 0 H>*>м

Слева M>x2>=-R>AY*>l>Б>/2= 40,160 H>*>м

Справа M>x2>=R>BY*>l>Б>/2= 247,365 H>*>м

M>x3>= 0 H>*>м

Горизонтальная плоскость.

а) определяем опорные реакции:

M>3>=0; -R>AX*>l>Б>+F>t1*>l>Б>/2+F>M*>l>M>=0; R>AX>=(F>t1*>l>Б>/2+F>M*>l>M>)/l>Б>= 1703,355 H

SM1=0; -R>BX>*l>Б>-F>t1>*l>Б>/2+F>оп1>*(l>Б>+l>M>)=0; R>BX>=(-F>t1>*l>Б>/2+F>оп1>*(l>Б>+l>оп1>))/l>Б>= 450,695 H

Проверка: Y=0; R>AX>-F>t1>-R>AX>+F>M>= 0 H

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1..4:

M>Y1>= 0 H>*>м

M>Y2>=-R>AX*>l>Б>/2= -259,762 H>*>м

M>Y3>=-F>оп*>l>оп= >-110,213 H>*>м

M>Y4>= 0 H>*>м

Строим эпюру крутящих моментов M>K>=M>Z>=F>t1*>d>1>/2= 107,360 H>*>м

Определяем суммарные радиальные реакции :

R>A>=R2>AX>+R2>AY> = 1723,592 H

R>B>=R2>BX>+R2>BY> = 1683,515 H

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

M>2>=M2>X2>+M2>Y2> = 262,848 H>*>м

M>3>=M>Y3>= 110,213 H>*>м

Тихоходный вал.

Из проектного расчета передачи и из эскизной компоновки определяем :

Делительный диаметр червячного колеса d>2>= 0,32 м

расстояние между опорами l>T>= 0,138 м

расстояние м/у точками приложения консольной силы и смежной опоры l>ОП>= 0,1065 м

Вертикальная плоскость.

а) определяем опорные реакции:

M>4>=0; -R>CY*>l>T>-F>Z*>d>оп1>/2-F>r2*>l>T>/2+F>Y*>(l>ОП>+l>Т>)+F>a2*>d>2>/2=0;

R>СY>=(F>a2*>d>2>/2-F>r2*>l>T>/2+F>Y*>(l>ОП>+l>T>)-F>Z*>d>оп1>/2)/l>T>= 6997,4 H

M>2>=0; -R>DY*>l>T>-F>Z*>d>оп1>/2+F>r2*>l>T>/2+F>Y*>l>ОП>+F>a2*>d>2>/2=0;

R>DY>=(F>a2*>d>2>/2+F>r2*>l>T>/2+F>Y*>l>ОП>-F>Z*>d>оп1>/2)/l>T>= 6157,7 H

Проверка: Y=0; R>CY>-F>Y>-F>r2>+R>DY>= 0 H

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1..3:

M>x1>=F>Z*>d>оп1>/2= 0,000 H>*>м

M>x2>=F>Y*>l>ОП>+F>Z*>d>оп1>/2= 290,228 H>*>м

Справа M>X3>=R>DY*>l>T>/2= 424,881 H>*>м

Слева M>x3>=F>Y>(l>ОП>+l>T>/2)-R>CY*>l>T>/2+F>Z*>d>оп1>/2= -4,557 H>*>м

M>x4>= 0 H>*>м

Горизонтальная плоскость.

а) определяем опорные реакции:

M>4>=0; R>CX*>l>T>+F>t2*>l>T>/2-F>X*>(l>ОП>+l>T>)=0; R>CX>=(-F>t2*>l>T>/2+F>X*>(l>ОП>+l>T>))/l>T>= -54,101 H

M>2>=0; R>DX*>l>T>-F>t2*>l>T>/2-F>X*>l>ОП>=0; R>ВX>=(F>t2*>l>T>/2+F>X*>l>ОП>)/l>T>= 3694,684 H

Проверка: Y=0; -R>CX>-F>t2>+R>DX>+F>X>= 0 H

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1..4:

M>Y1>= 0 H>*>м

M>Y2>=-F>X*>l>ОП>= -152,438 H>*>м

M>Y3>=-F>X*>(l>ОП+>l>T>/2)+R>CX*>l>T>/2>= >-254,933 H>*>м

M>Y4>= 0 H>*>м

строим эпюру крутящих моментов MK=MZ=Ft2*d2/2= 828,820 H>*>м

Определяем суммарные радиальные реакции :

R>C>=R2>CX>+R2>CY> = 6997,609 H

R>D>=R2>DX>+R2>DY> = 7181,083 H

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

M>2>=M2>X2>+M2>Y2> = 327,826 H>*>м

M>3>=M2>X3>+M2>Y3> = 495,494 H>*>м

Z


X


Y


M>Y>

(H*м)

M>Z>

(H*м)

l>оп>

L>Б>/2

L>Б>/2

F>a>

F>t>

F>r>

A

B

R>BX>

F>X1>

2

R>AX>

4

3

R>BY>

1

R>AY>


M>X>

(H*м)


Рис.1 Эпюра моментов на быстроходном валу


Рис.2 Эпюра моментов на тихоходном валу





Y


Z


X




ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ.

Быстроходный вал :

Принимаем радиально-упорные шарикоподшипники, средней серии, тип 6309.

Схема установки: в распор.

Размеры:

Диаметр внутреннего кольца d= 45 мм.

Диаметр наружного кольца

D= 100 мм.

Ширина подшипника В= 25 мм.

Грузоподъёмность:

С>r>= 50,5 кН.

С>0r>= 41 кН.

Тихоходный вал:

Принимаем шарикоподшипники осболегкой серии, тип 113.

Схема установки: с фиксирующей опорой.

Размеры:

Диаметр внутреннего кольца d= 65 мм.

Диаметр наружного кольца

D= 100 мм.

Ширина подшипника Т= 18 мм.

Грузоподъёмность:

С>r>= 30,7 кН.

С>0r>= 19,6 кН.

КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ПРИВОДА.

Конструирование редуктора.

Модуль зацепления m= 10,00 мм.

1. Конструирование колеса цилиндрической передачи.

Червячное колесо в целях экономии цветных металлов с венцом из бронзы. Соединение венца с чугунным центром выполняем бандажированием, посадкой с натягом Н7/s6.

Размеры обода.

Делительный диаметр d>2>= 320 мм.

Диаметр наибольший d>ам2>= 340 мм.

Ширина венца колеса b= 63

Диаметр наименьший d>в>=0,9>*>d>2>-2,5>*>m= 263,0 мм.

Толщина венца S=2,2m+0,05b>2>= 25,15 мм.

Из ряда Ra40 принимаем S= 25 мм.

S0= 30 мм

h= 6,3 мм

t= 5,04 мм

При наибольшем диаметре колеса менее 500 мм его изготавливаем цельным

Ширина b>2>= 63 мм.

Размеры ступицы.

Диаметр внутренний d=d>3>= 75 мм.

Диаметр наружный d>ст>=1,55d= 117 мм.

Толщина >ст>=0,3d= 23 мм.

Длина L>ст>=(1...1,5)d= 98 мм.

Размеры диска.

Толщина C=0,5(S+>ст>)= 24 мм. >0,25b>2 >

Радиусы закруглений R= 6 мм.

Уклон= 7 °

Диаметр отверстий d>0>=(d>в>-2S>0>-d>ст>)/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0,2Т>т >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 b>1>=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 m>1>=(0,85...1)>1>= 7 мм.

Диаметр болтов:

соединяющих основание корпуса с крышкой d=32Т>т>= 12 мм.

у подшипников d>1>=(0,7...0,75)d= 10 мм.

фундаментных болтов d>ф>=1,25d= 16 мм.

Размеры, определяющие положение болтов d>2>:

е=(1...1,2)d>1>= 11 мм.

q=0,5d>2>+d>4>= 17 мм.

Дополнительные элементы корпуса.

Гнездо под подшипник:

диаметр отверстия в гнезде под быстроходный вал D>п1>= 100 мм.

диаметр отверстия в гнезде под тихоходный вал D>п2>= 100 мм.

винты крепления крышки подшипника быстроходного вала М 12

винты крепления крышки подшипника тихоходного вала М 12

число винтов крышки подшипника быстроходного вала n>1>= 6

минимальное число винтов крышки подшипника тихоходного вала n>2>= 6

диаметр гнезда под подшипник быстроходного вала D>к1>=D>1>+3= 154 мм.

диаметр гнезда под подшипник тихоходного вала D>к2>=D>2>+3= 154 мм.

длина гнезда l=d+c>2>+R>б>+(3...5)= 36 мм.

Радиус R>б>= 11 мм.

Расстояние до стенки корпуса с>2>=R>б>+2= 13 мм.

Размеры штифта по ГОСТ 3129-70 (табл10.5. [3]):

d>ш>= 12 мм.

l>ш>=b+b>1>+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 R>1>= 1723,592 Н.

Влевом R>2>= 1683,515 Н.

Характеристика подшипников:

Рядность подшипников в наиболее нагруженной опоре i= 1

Базовая грузоподъемность C>R>= 50500 Н.

Статическая грузоподъёмность C>0r>= 41000 Н.

Коэффициент радиальной нагрузки X= 0,45

Отношение iR>F>/(C>0R>)= 0,12634451

Коэффициент осевой нагрузки Y= 1,13

Коэффициент влияния осевого нагружения е= 0,48 кН.

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника R>S1>= 827,3 Н.

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника R>S2>= 808,1 Н.

Осевая нагрузка подшипника R>А1>= 827,3 Н.

Осевая нагрузка подшипника R>А2>= 6007,4 Н.

Радиальная нагрузка подшипника Rr= 1723,6 Н.

Коэффициент безопасности К>б>= 1,1

Температурный коэффициент К= 1

Коэффициент вращения V= 1

Расчёт:

Отношение R>A>/(V>*>R>r>)= 3,485

Эквивалентная динамическая нагрузка R>E>=(XVR>r>+YR>a>)K>б>K>т>= 8320,38

По ГОСТ 16162-85 для червячных редукторов принимаем L>h>=5000 часов.

Для шариковых подшипников показатель степени: m=3

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность

C>rp>=R>E*>m573L>h>/106= 43763,37 Н.

Подшипник пригоден

Долговечность подшипника L>10h>=106>*>(C>r>/R>E>)m/(573)= 7682,7 часов.

Тихоходный вал.

Входные данные:

Угловая скорость вала = 6,35 с-1.

Осевая сила Fa= 2684 Н.

Реакции в подшипниках:

В правом R>1>= 7181,083 Н.

Влевом R>2>= 6997,609 Н.

Характеристика подшипников:

Рядность подшипников в наиболее нагруженной опоре i= 1

Базовая грузоподъемность C>R>= 30700 Н.

Статическая грузоподъёмность C>0r>= 19600 Н.

Коэффициент радиальной нагрузки X= 0,56

Отношение iR>F>/(C>0R>)= 0,13693878

Коэффициент осевой нагрузки Y= 1,286

Коэффициент влияния осевого нагружения е= 0,34 кН.

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника R>S1>= 0 Н.

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника R>S2>= 0 Н.

Осевая нагрузка подшипника R>А1>= 2684 Н.

Осевая нагрузка подшипника R>А2>= 2684 Н.

Радиальная нагрузка подшипника Rr= 7181,083 Н.

Коэффициент безопасности К>б>= 1,1

Температурный коэффициент К= 1

Коэффициент вращения V= 1

Расчёт:

Отношение R>A>/(V>*>R>r>)= 0,37375978

Эквивалентная динамическая нагрузка R>E>=(XVR>r>+YR>a>)KбKт= 8220,33353

По ГОСТ 16162-85 для червячных редукторов принимаем Lh=5000 часов.

Для шариковых подшипников показатель степени: m=3

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность C>rp>=R>E*>m573L>h>/106= 21619,9933 Н.

Подшипник пригоден

Долговечность подшипника L>10h>=106>*>(C>r>/R>E>)m/(573)= 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 t>1>= 5 мм.

Определяем рабочую длину шпонки l>р>=l-b= 35 мм.

Определяем площадь смятая А>см>=(0,94>*>h-t>1>)>*>l>p>= 88,2 мм2.

Окружная сила на быстроходном валу F>t>= 2684,000 Н.

Расчётная прочность >см>=F>t>/A>см>= 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 t>1>= 7,5 мм.

Определяем рабочую длину шпонки l>р>=l-b= 100 мм.

Определяем площадь смятая А>см>=(0,94>*>h-t>1>)>*>l>p>= 378 мм2.

Окружная сила на колесе F>t>= 7487,3 Н.

Расчётная прочность >см>=F>t>/A>см>= 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 t>1>= 6 мм.

Определяем рабочую длину шпонки l>р>=l-b= 55 мм.

Определяем площадь смятая А>см>=(0,94>*>h-t>1>)>*>l>p>= 187 мм2.

Окружная сила на тихоходном валу F>t>= 5180,1 Н.

Расчётная прочность >см>=F>t>/A>см>= 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>= 387,00 H/мм2.

Проедал 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= 38 мм.

Для этого находим:

среднее напряжение отнулевого цикла W>к нетто>=d3/16-bt>1>(d-t>1>)2/2d= 10057,64 мм3

амплитуда отнулевого цикла >v>=>m>=>max>/2=T>1>/2W>к нетто>= 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>)= 14,96

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям .

Для этого находим:

момент консольной нагрузки М= F>оп*>l>оп>= 110213 H>*>мм.

среднее напряжение отнулевого цикла W>к нетто>=d3/32-bt>1>(d-t>1>)2/2d= 4670,60 мм3.

амплитуда отнулевого цикла >v>=>m>=>max>/2=T>1>/2W>к нетто>= 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>)= 6,637

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

s=s>>*s>>*/s2>>+s2>>= 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=F>в>l>3>= 110213 H>*>мм.

осевой момент сопротивления W=d3/32= 8946,18 мм3

полярный момент W>p>=2W= 17892,36 мм3

амплитуда и среднее напряжение цикла костыльных напряжений

>v>=>m>=>max>/2=T>1>/2W>p>= 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>)= 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>>= 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 W>к нетто>=d3/16-bt>1>(d-t>1>)2/2d= 40078,70 мм3

амплитуда отнулевого цикла >v>=>m>=>max>/2=T>2>/2W>к 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>)= 7,087

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям .

Для этого находим:

момент консольной нагрузки М= F>оп*>l>оп>= 848571 H>*>мм.

среднее напряжение отнулевого цикла W>к нетто>=d3/32-bt>1>(d-t>1>)2/2d= 18872,95 мм3.

амплитуда отнулевого цикла >v>=>m>=>max>/2=T>2>/2W>к нетто>= 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>)= 3,226

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

s=s>>*s>>*/s2>>+s2>>= 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=F>в>l>3>= 614 H>*>мм.

осевой момент сопротивления W=d3/32= 26961,25 мм3

полярный момент W>p>=2W= 53922,50 мм3

амплитуда и среднее напряжение цикла костыльных напряжений

>v>=>m>=>max>/2=T>1>/2W>p>= 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>)= 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>>= 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 W>к нетто>=d3/16-bt>1>(d-t>1>)2/2d= 78278,71 мм3

амплитуда отнулевого цикла >v>=>m>=>max>/2=T>2>/2W>к нетто>= 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>)= 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 W>к нетто>=d3/32-bt>1>(d-t>1>)2/2d= 36861,23 мм3.

амплитуда отнулевого цикла >v>=>m>=>max>/2=T>2>/2W>к нетто>= 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>)= 6,005

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В-В

s=s>>*s>>*/s2>>+s2>>= 5,463

Расчет на жесткость вала червяка.

Проверим стрелу прогиба для червяка. Для этого определим приведенный момент инерции поперечного сечения.

J>пр>=d4>f1>/64>*>(0,375+0,625>*>d>a1>/d>f1>)= 719814,2752 мм4

Стрела прогиба f=l3>1*> F2>t1>+F2>r1>/(48EJ>пр>)= 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 t>в>= 20 ° С

Коэффициент теплопередачи К>t>= 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 t>м>=t>в>+Р>1*>(1-)/(K>t*>A)= 74,3 ° С

Температура масла не превышает допустимой [t]>м>=80...95° С.

Z


X


Y


Рис.1 Эпюра моментов на быстроходном валу


Z


Рис.2 Эпюра моментов на тихоходном валу

Y

X