
- •3. Расчет червячной передачи
- •3.1. Материалы червяка и колеса.
- •3.2. Допускаемые напряжения.
- •3.3. Межосевое расстояние (м)
- •3.4. Основные параметры передачи.
- •3.5. Размеры червяка и колеса.
- •3.6. Проверочный расчет передачи на прочность.
- •3.7. Кпд передачи.
- •3.8. Силы в зацеплении.
- •3.9. Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба.
- •3.10. Тепловой расчет.
- •4. Проектный расчет
- •4.1 Диаметры валов
- •Быстроходный вал
- •Тихоходный вал.
- •4.2 Конструктивные размеры колес
- •4.3 Основные конструктивные размеры редуктора
- •5. Подбор муфт
- •5.1. Подбор муфты на быстроходном валу.
- •5.2. Подбор муфты на тихоходном валу.
- •6. Подбор шпонок
- •6.1 Быстроходный вал.
- •6.2 Тихоходный вал
- •7. Проверочный расчет подшипников
- •7.1 Быстроходный вал.
- •7.2 Тихоходный вал
- •8. Проверочный расчет валов на прочность.
- •8.1 Быстроходный вал.
- •10.1.2 Тихоходный вал.
- •10.1.2 Выбор посадок для шпонок.
- •10.1.3 Выбор посадок для червячного колеса и муфт.
- •11. Сборка редуктора
- •Список литературы
- •Содержание
6. Подбор шпонок
Шпонки призматические,
со скругленными торцами. Материал -
сталь 45, термообработка – нормализация.
Напряжения смятия и условия прочности:
Допускаемые напряжения смятия:
при стальной ступице: [см] = 100 120 МПа.
при чугунной ступице: [см] = 60 80 МПа.
6.1 Быстроходный вал.
Диаметр вала под полумуфту 24 мм.
Сечение шпонки bh = 87 мм.
Глубина паза t1 = 4 мм.
Длина шпонки l = 30 мм.
,
т.к. материал полумуфты – чугун.
Условие прочности выполняется.
6.2 Тихоходный вал
Диаметр вала под цилиндрическое колесо 56 мм.
Сечение шпонки bh = 1610 мм.
Глубина паза t1 = 6 мм.
Длина шпонки l = 70 мм.
,
т.к. материал ступицы червячного колеса
– сталь.
Условие прочности выполняется.
Диаметр вала под полумуфту 40 мм.
Сечение шпонки bh = 128 мм.
Глубина паза t1 = 5 мм.
Длина шпонки l = 70 мм.
,
т.к. материал полумуфты – чугун.
Условие прочности не выполняется. Ставим вторую шпонку, из расчета симметричности распределения нагрузки имеем см= ½101=55МПа - нагрузка воспринимаемая одной шпонкой. Таким образом см<[см], т.е. условие выполняется.
7. Проверочный расчет подшипников
7.1 Быстроходный вал.
Силы в зацеплении: Ft1 = 460,4 Н, Fr1 = 1285,5 Н, Fa1 = 3522 Н.
Частота вращения вала n1 = 920 об/мин.
Консольная нагрузка, вызываемая муфтой: Fм = 300 Н. При установке на концы валов соединительных муфт, направление силы Fм неизвестно, поэтому принимаем ее направление, совпадающим с направлением реакции в опоре от действия силы Ft в зацеплении.
Расстояния: l1 = 135 мм, l2 = 125 мм, lм = 70 мм
Приемлемая долговечность подшипников Lh = 13000 часов.
7.1.1 Определяем опорные реакции.
В вертикальной плоскости:
MDx =0, – RBy·(l1+l2)+ Fr1 · l1 – Fa1·½d1 = 0;
MBx =0, RDy·(l1+l2) – Fr1 · l2 – Fa1·½d1 = 0;
Проверка:
Y =0, RDy – Fr1 +RBy = 0;
956,7 – 1285,5 + 328,8 = 0.
В горизонтальной плоскости:
MDy =0, -RBx·(l1+l2) + Ft1 · l1 + Fм·(l1+l2+ lм) = 0;
MВy
=0, RDx·(l1+l2)
– Ft1·l2 + Fм·lм
= 0;
Проверка:
X =0, –RDx + Ft1 +FM –RBx = 0;
– 140,6 + 460,4 + 300 – 619,8 = 0.
7.1.2 Определение суммарных реакций опор.
Для опоры B:
Для опоры D:
7.1.3 Выбор типа подшипника
Опоры червяка в силовых червячных передачах нагружены значительными осевыми силами, поэтому используем фиксирующую опору вала червяка.
Подшипниковый узел фиксирующей опоры образуют два одинаковых конических однорядных роликоподшипника, которые рассматриваем как один двухрядный подшипник. Используем конический роликоподшипник №27306 с большим углом конуса =28 с параметрами d = 30 мм, D = 72 мм, Tmax= 21,0 мм, b=19 мм, с=14 мм, r = 2,0 мм; r1 = 0,8 мм; =26 грузоподъемность: Cr = 30,0 кН, Cor = 21,0 кН. Для комплекта из двух роликоподшипников имеем Cr =1,714Cr=1,71430000=51420 Н.
В качестве противоположной опоры вала червяка используем шарикоподшипник радиально-упорный однорядный средней серии №56306 с =36 с параметрами d = 30 мм, D = 72 мм, B=19 мм, r = 2,0 мм; r1 = 1,0 мм; грузоподъемность: Cr = 32,6 кН, Cor = 24,7 кН.
7.1.4 Задаемся коэффициентами:
Кк – коэффициент, учитывающий вращение колец; при вращении внутреннего кольца Кк = 1.
K – коэффициент безопасности, при кратковременной перегрузке K =1,2.
KT – температурный коэффициент, KT =1.
7.1.5 Фактор нагрузки
Выписываем фактор нагрузки
Для опоры B e=0,95.
Для опоры D e=0,72.
7.1.6 Находим осевые составляющие реакции:
Для опоры В отношение осевой нагрузки к радиальной: Ra/KкRB=3522/(1701,6)= 5. Т.к. Ra/KкRB > e X=0,37; Y=0,66.
Для опоры D:
,
для радиально-упорного двухрядного
роликового подшипника c
углом =28
X=0,67; Y=0,67ctg=1,26.
7.1.7 Определяем эквивалентные нагрузки.
где R – радиальная нагрузка, действующая на опору, Н.
Fa – осевая нагрузка, действующая на опору, Н.
X – коэффициент радиальной нагрузки.
Y – коэффициент осевой нагрузки;
Для опоры B: RE = (0,37·1·701,6+0,66·3522)·1,2·1= 3101 Н.
Для опоры D: RE = (0,67·1·976+1,26·3522)·1,2·1= 6110 Н.
7.1.8 Расчетная долговечность в часах
Для опоры B:
Для опоры D:
Полученные варианты устраивают.