1190 / Расчет

Изгибающие моменты:

Мх1 = 5762 140 = 806,7 Н м; Мх2 = 10413 52 = 541,5 Н м.

Вертикальная плоскость:

mA = 52Fr2 – Dy104 + Fa2d2/2 = 0 Dy= (1934 52+ 764 200/2)/104 = 1702 Н Cy= Fr2 – Dy = 1934 –1702 = 232 Н

Изгибающие моменты:

Мy1 = 232 52 = 12,1 Н м Мy2 = 1702 52 = 88,5 Н м

Проверка:

ΣХ = Cx - Fм – Dx + Ft1 = 10863-5762 –10413 +5312 = 0

ΣY = CY + Fr1 - DY = 232 – 1934 + 1702 = 0.

Суммарные реакции опор:

C = (Cx2 +Cy2)0,5 = (108632+2322)0,5 =10865 H,

D = (17022+104132)0,5 =10551 H,

Лист

Расчетно-пояснительная записка

9 Проверочный расчет подшипников

9.1Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка

P = (XVFr + YFa)KбКТ где Х – коэффициент радиальной нагрузки;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

Fr – радиальная нагрузка;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

Fa – осевая нагрузка;

Kб = 1,3 – коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками [1c133];

КТ = 1 – температурный коэффициент.

Осевые составляющие реакций опор:

SA = 0,83eA = 0,83 0,786 1268= 827 H,

SB = 0,83eB = 0,83 0,786 614 = 401 H.

Результирующие осевые нагрузки:

FaA = SА = 827 H,

FaВ = SА+Fa = 827+5312 = 6139 H,

Проверяем подшипник В.

Отношение Fa/Fr = 6139/614 = 10 > e, следовательно Х=0,4; Y=0,763.

Р = (0,4 1,0 614 +0,763 6139)1,3 1,0 = 6409 Н.

Требуемая грузоподъемность подшипника

Стр = Р(573 L/106)0,3 =

= 6409(573 53,3 30000/106)0,3 = 46,5 кH < C= 45,8 кН Условие Стр < C выполняется.

Лист

Расчетно-пояснительная записка

Расчетная долговечность подшипников

больше ресурса работы привода, равного 30000 часов.

9.2Тихоходный вал

Эквивалентная нагрузка Осевые составляющие реакций опор:

SC = 0,83eC = 0,83 0,370 10865 = 3337 H,

SD = 0,83eD = 0,83 0,370 10551 = 3236 H.

Результирующие осевые нагрузки:

FaC = SC = 3337 H,

FaD = SC + Fa = 3337+ 764 = 4101 H.

Проверяем подшипник С.

Отношение Fa/Fr= 3337/10865 = 0,31 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0.

Р = (1,0 1,0 10865+0)1,3 1,0 = 14125 Н.

Проверяем подшипник D.

Отношение Fa/Fr= 4101/10557 = 0,39 > e, следовательно Х=0,4; Y=1,62.

Р = (1,0 0,4 10557+1,62 4101)1,3 1,0 = 14126 Н.

Требуемая грузоподъемность подшипника:

Стр = Р(573 L/106)0,3 =

=14126(573 1,32 30000/106)0,3 = 33,9 кH < C = 57,9 кН Условие Стр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

больше ресурса работы привода, равного 30000 часов.

Лист

Расчетно-пояснительная записка

10 Конструктивная компоновка привода

10.1Конструирование червячного колеса

Конструктивные размеры колеса Диаметр ступицы:

dст = 1,6d3 = 1,6·70 =112 мм.

Длина ступицы:

lст = (1÷1,5)d3 = (1÷1,5)70 = 70÷105 мм,

принимаем lст = 70 мм Толщина обода:

S = 0,05d2 = 0,05·200 = 10 мм

S0 = 1,2S = 1,2·10 = 12 мм

Толщина диска:

С= 0,25b = 0,25·44 = 11 мм

10.2Конструирование валов

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Червяк выполняется заодно с валом.

Размеры червяка: dа1 = 60 мм, b1 = 60 мм.

Лист

Расчетно-пояснительная записка

10.3 Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ

23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для червячного колеса Н7/r6.

10.4 Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипни-

ковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются стальные уплотнительные шайбы толщиной 0,3…0,5

мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается во втулку или буртик вала, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.

10.5 Конструирование корпуса редуктора /2/

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

= 0,04ат + 2 = 0,04·125 + 1 = 6,0 мм принимаем = 8 мм Толщина фланцев

b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

- фундаментных

d1 = 0,036aт + 12 = 0,036·125 + 12 = 16,5 мм принимаем болты М16;

Лист

Расчетно-пояснительная записка

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

d2 = 0,75d1 = 0,75·16 = 12 мм принимаем болты М12; - соединяющих крышку с корпусом

d3 = 0,6d1 = 0,6·16 = 10 мм принимаем болты М10.

10.6 Конструирование элементов открытых передач

Ведущий шкив.

Диаметр шкива d1 = 100 мм

Диаметр шкива конструктивный de1 = d1 + 2t = 100 + 2∙3,3 = 106,6 мм Ширина шкива B = (z – 1)p + 2f = (1 – 1)15 + 2∙10.0 = 20 мм Толщина обода δ = (1,1…1,3)е = (1,1…1,3)12 = 13,2…15,6 мм принимаем δ=15 мм Толщина диска С = (1,2…1,3)δ = (1,2…1,3)15 = 18…19,5 мм принимаем С = 18 мм.

Диаметр ступицы внутренний d = dдв = 22 мм

Диаметр ступицы наружный dст = 1,6d = 1,6∙22 = 35,2 мм принимаем dст = 35 мм

Длина ступицы lст = lдв = 50 мм.

Ведомый шкив.

Диаметр шкива d1 = 224 мм

Диаметр шкива конструктивный de1 = d1 + 2t = 224 + 2∙3,3 = 230,6 мм Диаметр ступицы внутренний d = d1 = 32 мм

Диаметр ступицы наружный dст = 1,6d = 1,6∙32 = 51 мм принимаем dст = 50 мм

Длина ступицы lст = l1 = 40 мм.

Лист

Расчетно-пояснительная записка

10.7 Выбор муфты

Для передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на вал тяговой звездочки выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-82 с допускаемым передаваемым моментом [T] = 800 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой Тр = kТ1 = 1,5·437 = 797 Н·м < [T]

где k = 1,5 – коэффициент режима нагрузки.

Условие выполняется

10.8Смазывание.

Смазка червячного зацепления Смазка червячного зацепления осуществляется за счет разбрызгивания

масла брызговиками установленными на червячном валу. Объем мас-

ляной ванны

V = (0,5 0,8)N = (0,5 0,8)0,83 0,8 л

Рекомендуемое сорт масла при v = 1,58 м/с и контактном напряжении

σН=248 МПа → масло индустриальное И-Т-Д-460

Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшип-

ников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипни-

ковых узлов – смазочным материалом УТ-1.

Лист

Расчетно-пояснительная записка

11 Проверочные расчеты

11.1 Проверочный расчет шпонок

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ

23360-78.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

где h – высота шпонки; t1 – глубина паза;

l – длина шпонки

b – ширина шпонки.

Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала: 10×8×32.

Материал шкива – чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 50 МПа. σсм = 2·15,6·103/32(8-5,0)(32-10) = 18,1 МПа.

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 20×12×63. Материал ступицы – чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 50 МПа.

σсм = 2·437·103/70(12-7,5)(63-20) = 75,8 МПа условие σсм < [σ]см не выполняется, в этом случае ставим две шпонки, каждая из которых будет передавать 0,5 момента

σсм = 2·437·103/2·70(12-7,5)(63-20) = 39,2 МПа Шпонка на выходном конце вала: 16×10×70. Материал полумуфты – чугун,

допускаемое напряжение смятия [σ]см = 50 МПа.

σсм = 2·437·103/55(10-6,0)(70-16) = 89,7 МПа

Лист

Расчетно-пояснительная записка

условие σсм < [σ]см не выполняется, в этом случае ставим две шпонки, каждая из которых будет передавать 0,5 момента

σсм = 2·437·103/2∙55(10-6,0)(70-16) = 44,9 МПа Во всех случаях условие σсм < [σ]см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.

11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.

Сила приходящаяся на один винт

Fв = 0,5DY = 0,5∙1735 = 868 H

Принимаем коэффициент затяжки Кз = 1,5 – постоянная нагрузка, коэффици-

ент основной нагрузки х=0,3 – для соединения чугунных деталей без про-

кладки.

Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел проч-

ности σв = 500 МПа, предел текучести σт = 300 МПа; допускаемое напряже-

ние:

[σ] = 0,25σт = 0,25∙300 = 75 МПа.

Расчетная сила затяжки винтов

Fp = [Kз(1 – х) + х]Fв = [1,5(1 – 0,3) + 0,3]868 = 1171 H

Определяем площадь опасного сечения винта

А = πdp2/4 = π(d2 – 0,94p)2/4 = π(12 – 0,94∙1,75)2/4 = 84 мм2

Эквивалентное напряжение

σэкв = 1,3Fp/A = 1,3∙1171/84= 18,1 МПа < [σ] = 75 МПа

Лист

Расчетно-пояснительная записка

11.3Уточненный расчет валов

Быстроходный вал

Быстроходный вал Рассмотрим сечение, проходящее под червяком. Концентрация

напряжений обусловлена нарезкой витков червяка.

Материал вала сталь 45, улучшенная: В = 780 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

-при изгибе -1 0,43 В = 0,43 780 = 335 МПа;

-при кручении -1 0,58 -1 = 0,58 335 = 195 МПа.

Суммарный изгибающий момент Ми = (174,72 + 44,92)0,5 = 180 Н·м

Осевой момент сопротивления

W = πdf13/32 = π383/32 = 5,39·103 мм3

Полярный момент сопротивления

Wp = 2W = 2·5,39·103 = 10,8 мм Амплитуда нормальных напряжений

σv = Mи/W =180,0·103/5,39·103 = 33,5 МПа Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

v = m = T2/2Wp = 15,6·103/10,8·103 = 1,9 МПа

Коэффициенты:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям sσ = σ-1/(kσσv/ σ) = 335/(1,65·33,5/0,87) = 5,3

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = -1/(k v/ + m) = 195/(2,55·1,9/0.76 + 0,1·1,9) = 29,7

Лист

Расчетно-пояснительная записка