Содержание

Двиг 3

черв 3

1.1 Проверочный расчёт по контактным напряжениям 7

1.2 Проверка зубьев передачи на изгиб 7

2 Расчёт 2-й клиноременной передачи 10

3 Предварительный расчёт валов 16

3.1 Ведущий вал. 16

3.2 2-й вал. 16

3.3 Выходной вал. 17

4 Конструктивные размеры шестерен и колёс 19

4.1 Червячное колесо 1-й передачи 19

4.2 Ведущий шкив 2-й ременной передачи 19

4.3 Ведомый шкив 2-й ременной передачи 20

5 Выбор муфты на входном валу привода 21

6 Проверка прочности шпоночных соединений 24

6.1 Червячное колесо 1-й червячной передачи 24

6.2 Ведущий шкив 2-й клиноременной передачи 24

6.3 Ведомый шкив 2-й клиноременной передачи 25

7 Конструктивные размеры корпуса редуктора 28

8 Расчёт реакций в опорах 30

8.1 1-й вал 30

8.2 2-й вал 30

8.3 3-й вал 31

9 Построение эпюр моментов на валах 32

9.1 Расчёт моментов 1-го вала 32

9.2 Эпюры моментов 1-го вала 33

9.3 Расчёт моментов 2-го вала 34

9.4 Эпюры моментов 2-го вала 35

9.5 Расчёт моментов 3-го вала 36

9.6 Эпюры моментов 3-го вала 37

10 Проверка долговечности подшипников 38

10.1 1-й вал 38

10.2 2-й вал 39

10.3 3-й вал 40

11 Уточненный расчёт валов 43

11.1 Расчёт 1-го вала 43

11.2 Расчёт 2-го вала 46

12 Тепловой расчёт редуктора 50

13 Выбор сорта масла 51

14 Выбор посадок 52

15 Технология сборки редуктора 53

16 Заключение 54

17 Список использованной литературы 55

Двиг

 = ₁·₂·_подш.³·_муфты¹

 = 0,85 · 0,96 · 0,99³· 0,98¹= 0,776

_вых.=

_вых.= = 8,378 рад/с

P_треб.=

P_вых.= = 5,928 кВт

n_двиг.=n_{двиг.синх.}-

n_двиг.= 3000 - = 2925 об/мин,

_двиг.=

_двиг.= = 306,305 рад/с.

u_общ.=

u_общ.= = 36,561

u₁= 11,2

u₂= 3,2

P₁= P_двиг.·_подш.·_{(муфты 1)}= 7,5 · 10³· 0,99 · 0,98 = 7276,5 Вт

P₂= P₁·₁·_подш.= 7276,5 · 0,85 · 0,99 = 6123,175 Вт

P₃= P₂·₂·_подш.= 6123,175 · 0,96 · 0,99 = 5819,465 Вт

T₁= = = 23755,734 Н·мм

T₂= = = 223890,27 Н·мм

T₃= = = 680878,086 Н·мм

черв

z₂ = z₁ · u₁ = 4 · 11,2 = 44,8

u_ф= = = 11,5

· 100% = · 100% = 2,6786%

БрО10Ф1

[_H] = [_H]' · K_HL

где [_H]' = 135 МПа - по табл. 4.8[1], K_HL- коэффициент долговечности.

K_HL= ,

где N_HO=

N_H= 60 ·n₂·t_

здесь:

- n₂= 261,16 об/мин. - частота вращения червячного колеса;

- t_- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

t_ = 365 · L_г · C · t_c · k_г · k_с

- L_г=8 г. - срок службы передачи;

- С=2 - количество смен;

- t_c=8 ч. - продолжительность смены;

- k_г=0,7 - коэффициент годового использования.

- k_с=0,9 - коэффициент суточного использования.

t_= 365 · 8 · 2 · 8 · 0,7 · 0,9 = 29433,6 ч.

N_H= 60 · 261,16 · 29433,6 = 461212738,56

К_HL= = 0,619

Допустимое контактное напряжение:

[_H] = 135 · 0,619 = 83,565 МПа.

Расчетное допускаемое напряжение изгиба:

[_-1F] = [_-1F]' · K_FL

где [_-1F]' = 30 МПа - основное допускаемое напряжение изгиба для реверсивной работы по табл. 4.8[1],K_FL- коэффициент долговечности.

K_FL= , (3.9)

где N_FO= 10⁶- базовое число циклов нагружения;

N_F = 60 · n₂ · t_ (3.10)

здесь:

- n₂= 261,16 об/мин. - частота вращения червячного колеса;

- t_- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.:

t_ = 365 · L_г · C · t_c · k_г · k_с (3.11)

- L_г=8 г. - срок службы передачи;

- С=2 - количество смен;

- t_c=8 ч. - продолжительность смены;

- k_г=0,7 - коэффициент годового использования.

- k_с=0,9 - коэффициент суточного использования.

t_ = 365 · 8 · 2 · 8 · 0,7 · 0,9 = 29433,6 ч.

Тогда:

N_F = 60 · 261,16 · 29433,6 = 461212738,56

В итоге получаем:

К_FL= = 0,506

Допустимое напряжение изгиба:

[_-1F] = 30 · 0,543 = 16,29 МПа.

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=10, и коэффициент нагрузки K=1,2.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности [см. формулу(4.9[1])]:

a_ = (3.12)

a_ = = 209,751 мм. (3.13)

Округлим: a_= 210 мм.

Модуль:

m = = = 7,5 мм. (3.14)

Принимаем по ГОСТ 2144-76 (табл. 4.1 и 4.2) стандартные значения m=8 мм и q=10, а также z₁=4 и z₂=46.

Тогда пересчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям m, q и z₂:

a_= = = 224 мм. (3.15)

Основные размеры червяка:

делительный диаметр червяка:

d₁= q · m = 10 · 8 = 80 мм; (3.16)

диаметр вершин витков червяка:

d_a1= d₁+ 2 · m = 80 + 2 · 8 = 96 мм; (3.17)

диаметр впадин витков червяка:

d_f1= d₁- 2.4 · m = 80 - 2.4 · 8 = 60,8 мм. (3.18)

длина нарезанной части шлифованного червяка (см. формулу 4.7[1]):

b₁ >= (12.5 + 0.09 · z₂) · m + 25 = (12.5 + 0.09 · 46) · 8 + 25 = 158,12 мм; (3.19)

принимаем b₁= 159 мм.

делительный угол по табл. 4.3[1]: приz₁=4 иq=10 угол=21,8^o.

Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр червячного колеса:

d₂=z₂·m= 46 · 8 = 368 мм; (3.20)

диаметр вершин зубьев червячного колеса:

d_a2= d₂+ 2 · m = 368 + 2 · 8 = 384 мм; (3.21)

диаметр впадин червячного колеса:

d_f2= d₂- 2.4 · m = 368 - 2.4 · 8 = 348,8 мм; (3.22)

наибольший диаметр червячного колеса:

d_aM2d_a2+ = = 392 мм; (3.23)

принимаем: d_aM2= 392 мм.

ширина венца червячного колеса (см. формулу 4.12[1]):

b₂0.67 · d_a1= 0.67 · 96 = 64,32 мм. (3.24)

принимаем: b₂= 64 мм.

Окружная скорость червяка:

V = = = 12,252 м/c. (3.25)

Скорость скольжения:

V_s= = = 13,196 м/c. (3.26)

Уточняем КПД редуктора (cм. формулу 4.14[1]).

По табл. 4.4[1] при скорости V_s=13,196 м/c при шлифованном червяке приведённый угол трения' = 1^o. КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла:

 = (0.95 ... 0.96) · = (3.27)

 = 0.95 · = 90,392%.

По табл. 4.7[1] выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности K_v=1,2.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки (cм. формулу 4.26[1]):

K_= 1 + · (1 -). (3.28)

В этой формуле: коэффициент деформации червяка =70 - по табл. 4.6[1]. При постоянной нагрузке вспомогательный коэффициент=1 (см. c.65[1]). Тогда:

K_= 1 + · (1 - 1) = 1. (3.29)

Коэффициент нагрузки:

K = K_ · K_v = 1 · 1,2 = 1,2. (3.30)