2.1 Ожидаемая скорость скольжения в зацеплении

Исходные данные: производство – среднесерийное; срок службы – t=8000 ч; n = 24 об/мин.

V = 0,45 10 n U = 0,45 10 24 18 = 1,8 м/с.

2 .2 Определение допускаемых напряжений

По табл. 2.10 [1, c. 36] примем материал для венца червячного колеса бронзу марки БрА9ЖЗЛ, отливка в кокиль = 195 Н/мм ; = 490 Н/мм . Материал червяка – сталь марки 40Х, закалка витков архимедова червяка с нагревом ТВЧ, поверхностная твердость 48…53 HRC. Для материалов группы 2 при закаленных витках червяка (H > 45HRC) исходное допускаемое напряжение [ ] = 300 Н/мм .

Допускаемое контактное напряжение:

[ ] = [ ] – 25 V = 300 – 25 1,8 = 255 Н/мм

Общее число циклов нагружения:

N = 60 n t (1 0,7+0,6 0,3) = 60 24 8000 (0,7+0,04) = 0,85 10

Коэффициент долговечности:

K = = = = 0,79

Исходное допускаемое напряжение изгиба для материала группы 2 венца червячного колеса:

[ ] = 0,25 + 0,08 = 0,25 195+0,08 490 = 87,95 Н/мм

Допускаемое напряжение изгиба:

[ ] = K [ ] = 0,79 87,95 = 69,48 Н/мм

3. Расчет червячной передачи

3.1 Межосевое расстояние червячной передачи

a 610 = 610 = 610 0,245 = 149,45 мм

(К – коэффициент нагрузки; при неравномерной 1,2…1,3)

Округяем до стандартного числа: a = 150 мм.

3 .2 Подбор основных параметров передачи

Число витков Z червяка назначают в зависимости от передаточного числа U : U… от 8 до 14 от 14 до 30 от 30

Z … 4 2 1

Принимаем Z = 2. Число зубьев колеса: Z = Z U = 2 18 = 36

Фактическое передаточное число: U = Z /Z = 36/2 = 18

Предварительные значения:

Модуль передачи:

m = (1,4…1,7) a /Z =(1,4…1,7) 150/36 = 5,83…7.08 мм

Принимаем стандартное значение модуля (см. табл. 2.11 [1, с. 38]) m =6,3 мм

Коэффициент диаметра червяка:

q = 2a /m – Z = 2 150/6,3 – 36 = 11,62

Принимаем стандартное значение (см. табл. 2.11 [1, с. 38]) q = 12,5

Коэффициент смещения:

x = a /m – 0,5 (Z + q) = 150/6,3 – 0,5 (36+12,5) = – 0,44, что удовлетворяет требованию: -1 x1

4.3 Геометрические размеры червяка и колеса

Диаметр делительный червяка:

d = qm = 12,5 6,3 = 78,75 мм

Диаметр начальный червяка:

d = m (q+ 2x) = 6,3 (12,5 – 2 0,44) = 73,2 мм

Диаметр окружности вершин витков:

d = d + 2m = 78,75 + 2 6,3 = 91,35 мм

Диаметр окружности впадин:

d = d – 2,4m = 78,75 – 2,4 6,3 = 63,63 мм

Длина нарезанной части червяка:

b = (10 + 5,5|x| + Z ) m = (10 + 5,5|-0,44| + 2) 6,3 = 90,85 мм

Округляя до стандартного значения (см. табл. 19.1 [1, с. 481]), принимаем b = 90 мм

Диаметр делительный колеса:

d = Z m = 36 6,3 = 226,8 мм

Диаметр окружности вершин зубьев:

d = d + 2m (1 + x) = 226,8 + 2 6,3 (1 – 0,44) = 233,86 мм

Диаметр окружности впадин:

d = d – 2m (1,2 – x) = 226,8 – 26,3 [1,2 – (-0,44)] = 206,14 мм

Диаметр колеса наибольший:

d d + 6m/(Z + 2) = 233,86 + 6 6,3/(2+2) = 243,3 мм

Округлим до стандартного числа d = 240 мм

Ширина венца:

b = a = 0,355 150 = 53,25 мм

( = 0,355, при Z = 1 или 2)

Примем стандартное число b = 53 мм.

3.4 Проверочный расчет передачи на контактную прочность.

Действительное значение окружной скорости на начальном диаметре червяка:

V = n m (q+ 2x)/60000 = 3,14 432 6,3 11,62/60000 = 1,66 м/с

Угол подъема линии витка червяка на начальном цилиндре:

= arctg [Z /(q + 2x)] = arctg 0,172 = 9 45

Скорость скольжения в зацеплении:

V = V /cos = 1,66/0,987 = 1,68 м/с

Уточним значение допускаемого контактного напряжения:

[ ] = [ ] – 25 V = 300 – 25 1,68 = 258 Н/мм

Окружная скорость (м/с) на колесе:

V = d n /60000 = 3,14 226,8 24/60000 = 0,258 м/с

Коэффициент нагрузки К = 1 при V 3 м/с

Тогда расчетное контактное напряжение:

= = 220 Н/мм , что находится в допустимом диапазоне ( = (0,8…1,1) [ ])

4 .5 Коэффициент полезного действия

1) Для одноступенчатых редукторов КПД редуктора равен КПД передачи.

2) Для червячных передач:

= tg /tg( +),

где – КПД редуктора; – приведенный угол трения.

– находим из табл. 2.12 [1, с. 40]

При скорости скольжения V = 1,68 м/с; = 2 42 , тогда:

= tg 9 45 /tg 12 27 = 0,1718/0,2208 = 0,778

3 .6 Силы в зацеплении

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:

F = F = 2T /d = 2 795,83 10 /226,8 = 7018 H

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

F = F = 2T /(d U ) = 2 795,83 10 /(73,2 180,778) = 1553 H

Радиальная сила:

F = F tg /cos = 7018 tg 20 /cos 9 45 = 7018 0,364/0,987 = 2588 H ( = 20 – стандартныйуголпрофилязуба)

3.7 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки К = 1,0 (V < 3 м/с)

Эквивалентное число зубьев червячного колеса:

Z = Z /cos = 36/cos 9 45 = 36/0,987= 37,4

По табл. 2.13 [1, с. 41] коэффициент Y = 1,6

Расчетное напряжение изгиба:

= = = 23,5 Н/мм , что значит меньше допускаемого [ ] = 69,48 Н/мм

3 .8 Тепловой расчет передачи

Мощность на червяке:

P = 0,1T n / = 0,1 795,83 24/0,778 = 2455 Вт

Поверхность охлаждения корпуса (см. табл. 2.14 [1, с. 42]) принимаем А=0,47 м (в зависимости от a )

Коэффициент теплоотдачи K = 13…18 Вт/(м С) (для чугунных корпусов при естественном охлаждении)

Температура нагрева масла (корпуса) без искусственного охлаждения равна:

t = (1 – ) P /[K A (1 + )] + 20 = (1 – 0,778) 2455/[(13…18) 0,47 (1 + 0,3)] + 20 = 89…70 C( = 0,3 – коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму)

[t] = 95…110 C – максимальная допустимая температура нагрева масла

t [t] , т.е. температура нагрева масла без искусственного охлаждения не превышает максимально допустимой температуры.

3.9 Определение размеров отдельных участков валов для построения компоновочной схемы

Применяем конические роликовые подшипники.

Предварительные значения диаметров (мм) концевых участков стальных валов червячных редукторов определяются следующим образом:

Для входного вала червячного редуктора (рис. 3.1, а):

d = 8 (Т – вращающий момент на входном валу, Т =55,3 Нм)

d = 8 = 8 3,81 = 30,48 мм

после округления принимаем d = 30 мм

Диаметры других участков:

d d + 2t (t ), d d + 3r, d d

Высоту t (t ) заплечика при цилиндрической и конической форме конца вала и координату r фаски подшипника принимаем в зависимости от диаметра посадочной поверхности по табл. 3.1 [1, с. 47].

d = d + 2t = 30 + 2 3,5 = 37 мм. Принимаем d = 40 мм

d = d + 3r = 40 + 3 2,5 = 47,5 мм. Округляем до d = 48 мм

Размеры других участков входного вала с цилиндрическим концом:

Длина посадочного конца: = 1,5d = 1,5 30 = 45 мм

Длина промежуточного участка: = 2d = 2 40 = 80 мм

Рис. 4.1

Для выходного вала червячного редуктора (рис. 3.1, б)

d = 6 (T – вращающий момент на выходном валу, T = 795,83 Нм)

d = 6 = 55,6 мм

после округления принимаем d = 56 мм

Диаметры других участков вала:

d = d + 2t = 56 + 2 2,5 = 61 мм. Принимаем d = 60 мм

d = d + 3r = 60 + 3 3,5 = 70,5 мм. Округляем до d = 71 мм

Диаметр d принимаем равным d , т.е. d = 71 мм

Размеры других участков выходного вала с коническим концом:

Длина посадочного конца: = 1,5d = 1,5 56 = 84 мм

Длина цилиндрического участка конического конца: 0,15d = 0,15 56 = 8 мм

Наружную резьбу конических концов валов принимают:

d = 0,9 [d– 0,1 ( )] = 0,9 (56 – 0,1 84) = 42,8 мм

Ближайшее стандартное значение d : М39 3

Длину резьбы в зависимости от d принимаем: = 0,8 d [1, с. 55]

= 0,8 39 = 31,2 мм

Округляя, получим = 30 мм

Длина промежуточного участка = 1,2d = 1,2 60 = 72 мм

Длина ступицы колеса = d = 71 мм

4 . Расчет компенсирующей муфты

Назначение приводных муфт – передача вращающего момента между валами, являющимися продолжением один другого. С помощью муфт соединяют соосные валы и другие детали. Подбор муфты на приводной вал ведётся по крутящему моменту, который она должна передавать.

4 .1 Определяем расчетный момент муфты

Усилие, с которым муфта действует на вал определяется по формуле:

Т = К Т

где Т – номинальный момент на муфте, Т = Т = 795,83 Нм.

К – коэффициент режима работы. Принимаем К = 1,3 (т. к. режим работы реверсивный, с легкими толчками, поломка муфты не вызывает аварию машины)

Т = 1,3 795,83 = 1034,6 Н м

4 .2 Выбор муфты

Муфта выбирается по каталогу так, чтобы соблюдалось условие:

Т Т = 1034,6 Нм

По ГОСТ 2092–61 выбираем цепную муфту (МЦ), имеющую Т =1200Н м, диаметр отверстия под вал d = 56 мм, длину ступицы звездочки = 57 мм, наружный диаметр D = 210 мм, шаг цепи р = 38,1 мм, число зубьев звездочки Z = 12. Ранее рассчитанную длину посадочного конца = 84 мм изменяем на = 57 мм. Шлицы z d D-8 5665.

4.3 Расчет силы, с которой муфта воздействует на вал

Силу по рекомендации [1, с. 348] принимаем в долях от F – окружной силы на делительном диаметре звездочки: F = 0,25F

F = 2Т/d

где Т – крутящий момент на валу (Т = Т = 795,83 Н м), d – диаметр делительной окружности звездочки. Для цепных муфт:

d = = = 0,1472 м

F = 2 795,83/0,1472 = 10813 Н

F = 0,25 10813 = 2703 Н

5. Расчет клиноременной передачи

Ременные передачи относят к фрикционным (исключая зубчато-ременные, относящиеся к передачам зацеплением) передачам с использованием гибкой связи (ремня) между их ведущим и ведомым звеньями-шкивами. Возможны передачи и с несколькими ведомыми шкивами. Ременные передачи, как правило, применяют для передачи вращательного движения (с одновременным изменением его скорости и вращающего момента) на сравнительно большие (до 16 м и более) расстояния между параллельными валами, вращающимися в одну сторону. Такие передачи называют «открытыми». Основное применение получили «открытые» ременные передачи, так как использование всех других видов связано с повышенным износом и низкой долговечностью ремней, обусловленных их дополнительным изгибом и скручиванием на шкивах и дополнительных роликах, трением одной ветви ремня о другую в перекрестной передаче. Кроме того, «неоткрытые» ременные передачи сложны в монтаже, так как из-за поперечного смещения ремня, возникающего в процессе их эксплуатации, они нуждаются в экспериментальной проверке взаимного положения шкивов.

Клиноременные передачи рассчитывают в соответствии с требованиями ГОСТ 1284.3-96 (для ремней нормального сечения).

Исходные данные:

Мощность на ведущем шкиве: P = 3 кВт

Частота вращения: n = 950 об/мин

Передаточное число: 2,2

Характер нагрузки – легкие толчки.

5.1 Выбор типа нормального сечения клинового ремня

Размер сечения выбираем по рекомендациям [2, с. 151 – 152] в зависимости от крутящего момента Т = 9550 Р /n = 9550 3/950 = 30,2 Нм

Тип сечения О А Б В

Крутящий момент, Т (Н м) до 30 15–60 45–150 120–600

Минимальный диаметр, d (мм) 60 90 125 200

Принимаем клиновый ремень нормального сечения типа А

5.2 Назначим расчетный диаметр малого шкива

Минимальный диаметр малого шкива в зависимости от типа сечения

d =90 мм

Диаметры шкивов по ГОСТ 20889–75 – ГОСТ 20897–75

Следует применять шкивы с большим, чем d диаметром. Принимаем d = 100 мм.

5.3 Определяем расчетный диаметр большого шкива

d = (1 – ) d U

где – коэффициент скольжения, его величина зависит от нагрузки, поэтому в ременной передачи передаточное отношение не является строго постоянным.

При нормальных рабочих нагрузках 0,01…0,2. Принимаем = 0,02

d = (1 – 0,02) 100 2,2 = 215,6 мм

Полученный диаметр шкива округляем до ближайшего стандартного по ГОСТ 20889–75 – ГОСТ 20897–75

Принимаем d = 224 мм. Уточняем передаточное число:

U = d /(1 – ) d = 224/(1 – 0,02) 100 = 2,28

5.4 Определяем межосевое расстояние передачи

Минимальное межосевое расстояние:

a = 0,55 (d + d ) + h

где h – высота профиля ремня. Для сечения типа А имеем h = 8 мм (ГОСТ 1284.3 – 80)

тогда a = 0,55 (100 + 224) + 8 = 186,2 мм

Для увеличения долговечности ремней принимаем a > a . По рекомендациям [2, с. 153] руководствуемся следующими данными:

U1 2 3 4 5 6 – 9

a/d 1,5 1,2 1,0 0,95 0,9 0,85

a = 1,0 224 = 224 мм

5 .5 Определяем длину ремня

Длина ремня рассчитывается по формуле:

L = 2a + + = 2 224 + + = 973,84 мм

Длина ремня должна удовлетворять условию:

L L = , где V – скорость ремня, равная окружной скорости малого шкива:

V = d n /(60 1000) = 3,14 100 950/60 1000 = 4,97 м/с

L = = (249…166) мм, т.е. условие L L выполняется.

Значит, ремень будет иметь достаточную долговечность.

Полученную длину L = 973,84 мм округляем до стандартного значения по ГОСТ 1284–80.

Принимаем L = 1000 мм, что находится в рекомендуемом стандартном диапазоне для ремня типа А.

5 .6 Уточняем межосевое расстояние передачи

a = 0,25 [L – + ]

где = 0,5 (d + d ) = 0,5 3,14 (100 + 224) = 509 мм

= 0,25 (d – d ) = 0,25 (224 – 100) = 3844 мм

a = 0,25 [1000 – 509 + ] = 237,4 мм

По рекомендации [2, с. 153] угол обхвата на малом шкиве равен:

= 180 – = 180 – = 150

= 150 > [ ] = 120 , следовательно, угол охвата на малом шкиве имеет достаточную величину.

5.7 Допускаемая мощность, которую может передать один ремень в заданных условиях эксплуатации

[P] = (P C C + P ) C, где

P – номинальная мощность, которую передает ремень в определенных условиях (при = 180 ; U = 1; V = 10 м/с; длина L ; спокойная нагрузка).

С – коэффициент, учитывающий влияние на долговечность длины ремня в зависимости от отношения данной длины ремня к исходной L .

C – коэффициент, учитывающий влияние на тяговую способность угла обхвата.

C – коэффициент, учитывающий режим работы передачи.

P – поправка, учитывающая уменьшение влияния на долговечность изгиба ремня на большем шкиве с увеличением передаточного отношения.

Она рассчитывается по формуле:

P = 10 Т n,

где Т – поправка к моменту на быстроходном валу в зависимости от передаточного отношения (табл. 8.8 [2, c. 158])

при U = 2,28 и типе ремня А имеем Т = 1,1 Н м

По табл. 6.3 [3, с. 39] определяем номинальную мощность P . Для ремня сечением типа А при n = 950 об/мин и d = 100 мм, P = 0,95 кВт

По рекомендациям [2, с. 156] C = 0,92 при = 150

С определяем по табл. 8.7 [2, с. 158]

Для ремня типа А имеем L = 1700 мм, тогда L/ L = 1000/1700 = 0,59 значит С = 0,89

Коэффициент C принимаем по табл. 6.7 [3, с. 41]. При заданном характере нагрузки принимаем C = 0,95.

Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнем:

[P] = (0,95 0,92 0,89 + 10 1,1 950) 0,95 = 0,84 кВт

5.8 Необходимое число ремней с учетом неравномерности распределения нагрузки между ремнями

Z =

где Р = Р – заданное значение передаваемой мощности, Р = 3 кВт

С – коэффициент числа ремней. Принимаем С = 0,95 [2, с. 156]

Должно выполняться условие: Z Z =6 (8)

Z = = 3,75

Принимаем Z = 4, что меньше Z = 6

Следовательно, передача будет иметь допустимое число ремней.

5.9 Сила предварительного натяжения одного ремня

F = + q V

где q – масса 1 м длины ремня, q = 0,105 для сечения типа А (табл. 8.1 [2, с. 151])

F = + 0,105 4,97 = 137 Н

5 .10 Нагрузка на валы передачи

F = 2F Zsin( /2) = 2 137 4 sin(150 /2) = 1059 Н

Угол между силой и линией центров передачи:

= arctg[ ] ctg = arctg[ ] ctg = 11

Если < 20 , то можно принимать, что F направлена по линии центров передачи.

5.11 Проверяем частоту пробегов ремней на шкивах

n = V/L [n ] = 10c , (L = 1000 мм = 1 м)

n = 4,87/1 = 4,97с < 10c

5.12 Размеры шкивов клиноременных передач регламентированы ГОСТ 20889–80 – 20897–80, размеры профиля канавок – ГОСТ 20898–80.

Материалы и способ изготовления шкивов зависят от окружной скорости ремня V.

Т.к. имеем V = 4,97 м/с < V = 30 м/с применяем литые шкивы из чугуна СЧ15. У шкивов клиноременных передач (рис. 5.1) рабочей поверхностью являются боковые стороны клиновых канавок, число и размеры которых зависят от выбранного расчетом сечения ремней (табл. 4.10 [1, с. 115])

Рис. 6.1

Для сечения А принимаем:

= 11 мм; b = 3,3 мм; h = 8,7 мм; e = 15 мм; f = 10 мм; = 1,2h = 10,44 мм; С = 1,25 = 13,05 мм; d = 1,65d; = (1,2…1,5) d

Ширина шкива М = (z – 1) е + 2f = (4 – 1) 15 + 2 10 = 65 мм, где z – число клиновых ремней

Для обеспечения правильного контакта ремня со шкивом угол канавки выбирают в зависимости от диаметра шкива.

По ГОСТ 1284–68 принимаем: для малого шкива = 34 ; для большого шкива = 38.

6. Конструирование червячного редуктора

6.1 Соединение с натягом

Исходные данные:

Производство – среднесерийное; длина ступицы колеса = 71 мм; Т = 795,83 Н м = 795,83 10 Н мм – вращающий момент на выходном валу редуктора; модуль зацепления m = 6,3 мм; ширина венца b= 53 мм.

Для передачи вращающего момента Т = 795,83 Н м червячного колеса на вал применим соединение с натягом

По рекомендациям [1, с. 85,95] получим следующие размеры конструктивных элементов червячного колеса (мм):

= (1,0…1,2) d. Принимаем = d = 71 мм

d = 1,6d = 1,6 71 = 114 мм. Принимаем d = 115 мм

S = 2m + 0,05b = 2 6,3 + 0,05 53 = 16 мм

S = 1,25S = 1,25 16 = 20 мм

d d b S S 71 115 71 53 16 20

Примем в качестве материала вала сталь марки 45 ( = 650 Н/мм ; Е = 2,1 10 Н/мм ; =0,3). Материал центра колеса сталь марки 45 ( = 540Н/мм ) (табл. 12.8 [1, с. 273]).

Используем методику подбора посадок с натягом в разд. 5.3 [1, с. 126].

6 .1.1 Среднее контактное давление

Соединение колеса с валом будем осуществлять нагревом колеса

p =

где К – коэффициент запаса сцепления. На конце вала установлена муфта зн. К = 3

= = d = 71 мм

f – коэффициент сцепления (трения) принимаем по табл. 5.3 [1, с. 127], f=0,14

p = = 30,3 Н/мм

6 .1.2 Деформация деталей

= 10 pd(C /E + C /E ), где С , С – коэффициенты жесткости.

С = ; С =

где = = 0,3 – коэффициент Пуассона (для стали = 0,3)

Е = Е – модуль упругости (для стали Е = 2,1 10 Н/мм)

d – диаметр соединения, d = 71 мм

d – диаметр отверстия пустотелого вала. Будем считать вал сплошным, зн. d = 0

d – условный наружный диаметр ступицы колеса, d = d = 115 мм

С = = 0,7; С = = 2,53

= 10 30,3 71 [0,7/(2,1 10 ) + 2,53/(2,1 10 )] = 32,9 мкм

6 .1.3 Поправка обмятие микронеровностей

U = 5,5 (Ra + Ra )

где Ra и Ra – средние арифметические отклонения профиля поверхностей

В соответствии с табл. 16.2 [1, с. 372] принимаем Ra = 0,8 мкм, Ra = 1,6 мкм тогда поправка:

U = 5,5 (0,8 + 1,6) = 13,2 мкм

6 .1.4 Минимальный необходимый натяг

[N] = + U +

– поправка на температурную деформацию. Принимаем = 0

[N] = 32,9 + 13,2 + 0 = 46,1 мкм

6.1.5 Максимальный допустимый натяг, допускаемый прочностью деталей

[N] = [ ] + U

где [ ] = [p] /p, (мкм) – максимальная деформация, допускаемая прочностью деталей

где [p] , (Н/мм ) – максимальное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали, меньшее из двух (т.е. [p] определяют по менее прочной детали)

для сплошного вала (d = 0): [p] = 650 Н/мм (для вала принята сталь марки 45; = 650 Н/мм)

для колеса: [p] = 0,5 [1 – (d/d ) ] (по рекомендации [1, c. 128])

[p] = 0,5 540 [1 – (71/115) ] = 167,4 Н/мм

Следовательно [p] = 167,4 Н/мм , и максимально допустимая деформация деталей:

[ ] = [p] /p = 167,4 32,9/30,3 = 182 мкм

[N] = 182 + 13,2 = 195,2 мкм

6.1.6 Выбор посадки

По значениям [N] и [N] выбираем из табл. 5.5 [1, с. 129] одну из посадок, удовлетворяющих условиям:

N [N] и N [N]

Выбираем посадку Н7/t6 (N > [N] 52 мкм > 46,1 мкм; N < [N] 87 мкм < 195 мкм)

6.1.7 Температура нагрева охватывающей детали, т.е. колеса, С

t = 20 +

где Z – зазор, для удобства сборки принимают в зависимости от диаметра d вала. По рекомендации [1, с. 130] принимаем Z = 10 мкм

– коэффициент линейного расширения. Для стали = 12 10 1/С

t = 20 + = 134 С

Чтобы не происходило структурных изменений в материале температура нагрева для стали не должна превышать t < [t] = 230…240 С

134 С < 230 С, что является допустимым

Окончательно для соединения червячного колеса с валом диаметром 71 мм выбираем посадку H7/t6; способ сборки – нагрев колеса до температуры 134 С.

6 .2 Расчет шпоночных соединений

Для передачи вращающего момента Т = 55,3 10 Н мм со шкива на вал червяка применим шпоночное соединение (рис. 6.1).

По табл. 19.11 [1, с. 488] для диаметра вала 30 мм: b = 8,0 мм; h = 7 мм; глубина паза вала t = 4 мм. Длина шпонки = 32 мм, рабочая длина шпонки = – b = 32 – 8 = 24 мм.

Рис. 7.1

Расчетные напряжения смятия:

= = = 51 Н/мм

< [ ] = 90 Н/мм (для чугунной ступицы шкива)

Для расчета шпоночного соединения на коническом конце вала червячного колеса найдем диаметр в среднем сечении участка длиной = 57 мм:

d = d – 0,05 = 56 – 0,05 57 = 53,15 мм

Выбираем шпонку призматическую (табл. 19.11 [1, с. 488]): b = 16 мм; h=10 мм; t = 6,0 мм; t = 4,3 мм. Длина шпонки = 55 мм. Рабочая длина = =55 мм (принимаем шпонку с плоскими торцами)

Расчетные напряжение смятия при передаче вращающего момента Т =795,83 Н м:

= = = 136 Н/мм

что допустимо при установке стальной полумуфты ([ ] = 140 Н/мм ).

6 .3 Определение реакций опор

Силы в зацеплении:

F = F = 1553 H; F = F = 7018 H; F = 2588 H

Сила, действующая на входной конец вала червяка, определена из расчета ременной передачи и составляет F = 1059 H

Силу, действующую на выходной конец вала червячного колеса, примем в соответствии с рекомендациями ГОСТ Р 50891–96

F = 125 = 125 = 3526 Н.

6 .3.1 Расчет вала червяка

Примем предварительно подшипники роликовые конические 7208А (табл. 19.24 [1, с. 504]). Схема установки подшипников – враспор. Дл

я этих подшипников выписываем: d = 40 мм; D = 80 мм; Т = 20 мм; е = 0,37.

Рис. 7.2

Расстояние между заплечиками вала по компоновочной схеме: = 200 мм

Тогда расстояние между широкими торцами наружных колец подшипников:

= + 2Т = 200 + 2 20 = 240 мм

По рекомендации [1, с. 132] смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника:

a = 0,5 [T+ ] = 0,5 [20 + ] = 17,4 мм

6.3.2 Определяем реакции для вала червяка

Вал червяка вращается по ходу часовой стрелки (с правой нарезкой)

Рис. 7.3

Находим расстояние между точками приложения к подшипникам радиальных реакций на валу червяка:

= – 2a = 240 – 2 17,4 = 205 мм. Принимаем = 204 мм.

По результатам предыдущего расчета и по компоновочной схеме берем: =100 мм; =102 мм; =204 мм; d = 78,75 мм

Из условия равенства нулю моментов сил в опорах A и B (рис. 6.3) имеем:

в плоскости X0Z: R = R = F /2 = 1553/2 = 776,5

в плоскости Y0Z: = 0; – F + F + F d /2 – R = 0

R = = = 2129 Н

= 0; – F ( + ) + R – F ( – ) + F d/2 = 0

R = = = = 1518H

Проверка: = – F + R – F + R = –1059 + 1518–2588 + 2129 = 0 – реакции найдены правильно.

Суммарные реакции опор для расчета подшипников:

R = R = = = 1705 H

R = R = = = 2266 Н

6 .3.3 Расчет вала червячного колеса

Примем подшипники роликовые конические 7212А. Схема установки подшипников – враспор. Из табл. 19.24 [1, с. 504] выписываем:

d = 60 мм; D = 110 мм; T = 24 мм; e = 0,4 (рис. 6.2)

Расстояние между заплечиками вала по компоновочной схеме = 80 мм; между широкими торцами наружных колец подшипников = 80 + 2 24 = 128 мм

Смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника:

а = 0,5 [Т + ] = 0,5 [24 + ] = 23,3 мм

Отсюда расстояние между точками приложения к подшипникам радиальных реакций на валу червячного колеса (рис. 6.3):

= – 2а = 128 – 2 23,3 = 82 мм

По результатам предыдущего расчета и по компоновочной схеме берем: =120 мм; =41 мм; d = 226,8 мм

6.3.4 Определяем реакции для вала червячного колеса

Из условия равенства нулю моментов сил в опорах Д и Е имеем:

в плоскости X0Z: R = R = F /2 = 7018/2 = 3509 Н

в плоскости Y0Z: = 0; – F d /2 – F + R = 0

R = = = 3442 H

= 0; R + F ( – ) – F d/2 = 0

R = = = 854 H

Проверка: = R + F – R = 854 + 2588 – 3442 = 0 – реакции найдены правильно.

Суммарные реакции опор:

R = = = 3611 H

R = = = 4915 H

Направление консольной нагрузки F заранее не известно. Поэтому сначала найдем реакции опор от действия силы F :

= 0; – F + R = 0

R = F / = 3526 120/82 = 5160 H

= 0; – F ( + ) + R = 0

R = F ( + )/ = 3526 202/82 = 8686 H

Проверка: – F + R – R = –3526 + 8686 – 5160 = 0

Полные реакции опор для расчета подшипников, соответствующие наиболее опасному случаю нагружения, находим арифметическим суммированием результирующих от сил в зацеплении (R и R ) и реакций от консольной нагрузки (R и R соответственно):

R = R + R = 3611 + 8686 = 12297 Н

R = R + R = 4915 + 5160 = 10075 Н

7. Подбор подшипников

7.1 Подбор подшипников для вала червяка

Дано: n = 950 об/мин; U = 2,28; d = 40 мм; t = 8000 час; R = 1705 Н; R = 2266 Н

Вал нагружен осевой силой F = 7018 Н

Схема установки подшипников – враспор.

Возможны кратковременные перегрузки до 125% номинальной нагрузки. Условия эксплуатации подшипников – обычные. Ожидаемая температура работы t = 77…98 С

Предварительно назначены подшипники роликовые конические легкой серии 7208А. Из табл. 19.24 [1, с. 504] для этого подшипника выписываем: C =58300 Н; e = 0,37; Y = 1,6

Для определения осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала (рис. 6.3) к виду, представленному на рис. 7.1.

Рис. 8.1

Получим: R = R = 1705 Н; R = R = 2266 Н; F = F = 7018 Н

Определяем осевые составляющие:

R = 0,83 e R = 0,83 0,37 1705 = 523,6 Н

R = 0,83 e R = 0,83 0,37 2266 = 695,9 Н

Так как R < R (523,6 < 695,9) и F > (R – R ), то в соответствии с табл. 6.2 [1, с. 136] находим осевые силы, нагружающие подшипники:

R = R = 523,6 Н; R = R + F = 523,6 + 7018 = 7541,6 Н

По табл. 6.1 [1, с. 134] определяем:

отношение R /(VR ) = 523,6/(1 1705) = 0,307, что меньше e = 0,37 и для опоры 1: X = 1; Y = 0

отношение R /(VR ) = 7541,6/(1 2266) = 3,33, что больше е = 0,37 и для опоры 2: X = 0,4; Y = 1,6

Эквивалентные динамические нагрузки при К = 1,2 (табл. 6.4 [1, с. 140]) и К = 1 (t< 100 С) (табл. 6.5 [1, с. 141])

R = VXR К К = 1 1 1705 1,21 = 2046 Н

R = (VXR + YR ) К К = (1 0,4 2266 + 1,6 7541,6) 1,21 = 15567,6 Н

Расчетный ресурс более нагруженного подшипника опоры 2:

L = a

где a = 0,6 при обычных условиях применения подшипников [1, с. 142]; p=10/3 = 3,33 (роликовой подшипник); n – частота вращения входного вала с учетом фактического значения передаточного числа ременной передачи:

n = n /U = 950/2,28 = 416,7 об/мин

L = 0,6 ( = 1949 час

Это намного меньше требуемого ресурса t = 8000 час, поэтому намеченный подшипник 7208А не подходит

Попробуем применить конический роликовый подшипник средней серии 7308А (С = 80900 Н; е = 0,35; Y = 1,7):

R = (VXR + YR ) К К = (1 0,4 2266 + 1,7 7541,6) 1,21 = 16472,5 Н

L = 0,6 ( ) = 4800 час

Этот расчетный ресурс также меньше требуемого (t = 8000 час)

Примем для дальнейших расчетов подшипники роликовые конические однорядные с большим узлом конусности 1027308А

Подшипники с большим углом конусности очень чувствительны к изменению осевого зазора. Поэтому рекомендуется устанавливать их рядом,

образуя из двух подшипников фиксирующую опору.

В соответствии с этим перейдем от схемы установки подшипников враспор к схеме с одной фиксирующей и другой плавающей опорами. В качестве фиксирующей выберем опору Б, так как с противоположной стороны на конце вала устанавливается шкив ременной передачи.

7 .1.1 Опора Б

Силы, нагружающие фиксирующую опору Б:

R = R = 2266 Н; R = F = 7018 Н

Для фиксирующей опоры, состоящей из 2-х подшипников, принимаем подшипник 1027308А. Для этого подшипника из табл. 19.25 [1, с. 505] выписываем: С = 69300 Н; е = 0,83. Для комплекта из двух подшипников С =1,714С = 1,714 69300 = 118780 Н

Отношение R /(VR ) = 7018/(1 2266) = 3,1, что больше е = 0,83. Коэффициент V = 1 – вращение внутреннего кольца относительно вектора R

По рекомендации [1, с. 139] коэффициенты радиальной X и осевой Y нагрузок для двухрядного конического роликового подшипника имеем:

X = 0,67; Y = 0,67ctg

где – угол контакта. = arctg (е/1,5) = arctg (0,83/1,5) = 28,96

Y = 0,67ctg28,96 = 1,21

Эквивалентная динамическая нагрузка при К = 1,2 и К =1:

R = (VXR + YR ) К К = (1 0,67 2266 + 1,21 7018) 1,21 = 12012 Н

Расчетный ресурс при а = 0,6 (коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации) и р = 3,33

L = a ( ) = 0,6 ( ) = 49450 час

Подшипник 1027308А пригоден, т. к. расчетный ресурс намного больше требуемого t = 8000 час. Основные размеры принятого подшипника:

d = 40 мм; D = 90 мм; T = 25,5 мм

7 .1.2 Опора А

Плавающая опора А нагружена силой R = R = 1705 Н

Для плавающей опоры червяка принимаем шариковый радиальный подшипник 208 из табл. 19.18 [1, с. 497] выписываем С = 32000 Н

Эквивалентная нагрузка при отсутствии осевой силы:

R = VR К К = 1 1705 1,2 1 = 2046 Н

Расчетный ресурс при a = 0,7 и р = 3 (шариковый подшипник)

L = 0,7 ( ) = 107111 час

Подшипник 208 пригоден. Основные размеры принятого подшипника: d = 40 мм; D = 80 мм; B = 18 мм (рис. 7.2)

Рис. 8.2

7.2 Подбор подшипников для вала червячного колеса

Дано: U = 18 (фактическое значение передаточного числа ременной и червячной передач); d = 60 мм; t = 8000 час

Радиальные реакции опор: R = 12297 Н; R = 10075 Н

Вал нагружен осевой силой F = 1553 Н. Схема установки подшипников – враспор. Возможны кратковременные перегрузки до 125% номинальной нагрузки. Условия эксплуатации подшипников – обычные. Ожидаемая температура работы t = 77…98 С

Предварительно назначены подшипники роликовые конические легкой серии 7212А. Из табл. 19.24 [1, с. 504] для этого подшипника выписываем: С = 91300 Н; е = 0,4; Y = 1,5

Для определения осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала к виду, представленному на рис. 7.1

Получим: R = R = 12297 Н; R = R = 10075 Н; F = F = 1553 Н

Определяем осевые составляющие:

R = 0,83еR = 0,83 0,4 12297 = 4083 Н

R = 0,83еR = 0,83 0,4 10075 = 3345 Н

Так как R > R и F > 0, то в соответствии с табл. 6.2 [1, с. 136] находим осевые силы, нагружающие подшипники:

R = R = 4083 Н; R = R + F = 4083 + 1553 = 5636 Н

отношение R /(VR ) = 4083/(1 12297) = 0,33, что меньше е = 0,4 и для опоры 1: X = 1; Y = 0

отношение R /(VR ) = 5636/(1 10075) = 0,559, что больше е = 0,4 и для опоры 2: X = 0,4; Y = 1,5

Эквивалентные динамические нагрузки при К = 1,2 и К = 1:

R = VXR К К = 1 1 12297 1,2 1 = 14756,4 Н

R = (VXR + YR ) К К = (1 0,4 10075 + 1,5 5636) 1,21 = 14981 Н

Расчетный ресурс более нагруженного подшипника опоры 2 при а = 0,6 (обычные условия применения); р = 10/3 = 3,33 (роликовый подшипник);

n = 416,7/U = 416,7/18 = 23,15 об/мин

L = a ( ) = 0,6 ( ) = 177106 час

Намеченный подшипник 7212А пригоден, так как расчетный ресурс больше требуемого (t = 8000 час)

Основные размеры подшипника: d = 60 мм; D = 110 мм; T = 24 мм (табл. 19.24 [1, с. 504])

7 .3 Выбор посадок колец подшипников

Внутренние кольца подшипников подвержены циркуляционному нагружению, наружные – местному.

Для фиксирующей опоры червяка:

R /С = 12012/118780 = 0,1

По табл. 6.6 [1, с. 144] выбираем поле допуска вала – m6.

Для плавающей опоры червяка:

R /С = 2046/32000 = 0,07

Выбираем поле допуска вала – к6.

Для подшипника выходного вала:

R /С = 14981/91300 = 0,164

Выбираем поле допуска вала – n6.

По табл. 6.7 [1, с. 145] поля допусков отверстий корпусных деталей под установку наружных колец подшипников – Н7.

7.4 Конструирование стакана и крышек подшипников

По рекомендации [1, с. 172 – 175] примем для фиксирующей опоры червяка конструкцию стакана по рис. 7.3

Рис. 8.3

Размеры конструктивных элементов стакана:

D = 90 мм; D = 105 мм; =7,5 мм; = 7,5 мм; = 9 мм; C = 8 мм; D =144 мм; t = 5 мм. Винт: d = М8; z = 4

Посадку стакана в корпус примем Н7/к6

Крышки подшипников привертные. В фиксирующей опоре червяка конструкцию крышки примем по рис. 7.4, а , а в плавающей опоре предварительно по рис. 7.4, б .

а) б) в)

Рис. 8.4

Крышки подшипников вала колеса примем по типу рис. 7.4, в , б . Размеры конструктивных элементов крышек подшипников (мм) для фиксирующей опоры червяка (1), плавающей опоры червяка (2), опор вала колеса (3):

Крышка опоры	D				Винт		C	D
					d	z
1 2 3	90 80 110	6 6 7	8 8 9	6 6 7	М8 М8 М10	4 4 6	15,5 8 10	144 115 155

8. Построение эпюр моментов и расчеты валов на прочность

При прочностных расчётах валы схематизируют балками, лежащими на шарнирных опорах и нагруженными усилиями, передающимися при номинальном режиме работы от всех расположенных на них деталях.

8 .1 Построение эпюр моментов

8 .1.1 Входной вал

Для построения эпюр определяем значения изгибающих моментов в характерных сечениях вала

Вертикальная плоскость (Y0Z):

Сечение А: М = 0

Сечение Б: М = 0

Сечение Г:

Эпюра М : Слева: М = R = 154,8 Нм

Справа: М = R – F = 435,5 Нм

Горизонтальная плоскость (X0Z):

Сечение А: М = F = 105,9 Нм

Сечение Б: М = 0

Сечение В: М = 0

Эпюра М : Сечение Г:

М = F ( + ) – R = 134,7 Нм

Эпюра M :

M = Т = 55,3 Н м

8 .1.2 Выходной вал

Вертикальная плоскость (Y0Z):

Сечение Д: М = 0

Сечение Е: М = 0

Эпюра М : Сечение В:

Слева: М = R = 34,2 Нм

Справа: М = R – F = –141,9 Нм

Горизонтальная плоскость (X0Z):

Сечение Д: М = 0

Сечение Е: М = 0

Эпюра М : Сечение В: М = R = 143,9 Нм

Эпюра М :

М = Т = 795,83 Н м

Нагружение F :

Сечение F: М = 0

Сечение Е: М = 0

Эпюра М : Сечение Д: М = F = 423, 12 Нм

Из сопоставления размеров валов и эпюр моментов следует, что наиболее нагруженным являются сечение Д выходного вала редуктора и сечение Г входного вала редуктора.

8.2 Расчет сечения Д на статическую прочность

Ранее в качестве материала выходного вала была принята сталь марки 45: =900Н/мм ; = 650 Н/мм ; = 410 Н/мм ; = 230 Н/мм ; = 390 Н/мм ; = 0,1 (табл. 12.8 [1, с. 273])

Суммарный изгибающий момент при коэффициенте перегрузки К = 2,6 (табл. 19.28 [1, с. 510]):

М = К = 2.6 = 1100 Нм

Моменты сопротивления сечения вала:

W = d /32 = 3,14 60 /32 = 21195 мм

W = 2W = 2

содержание   ..  378  379  380   ..