Р = (1,0·1·1541)1,5·1 = 1849,2 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573L/10⁶)^0,333 =

= 1849,2(57350,816000/10⁶)^0,333 = 11,7 кH < C= 29,1 кН

Условие С_тр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(29,110³ /1849,2)³/60602 = 267891 часов,

больше ресурса работы привода, равного 16000 часов.

9.2. Тихоходный вал

Эквивалентная нагрузка

Осевые составляющие реакций опор:

S_C = 0,83eC = 0,830,35·6708 = 1949 H,

S_D = 0,83eD = 0,830,355968 = 1734 H.

Результирующие осевые нагрузки:

F_aC = S_C =1949 H,

F_aD = S_C + F_a =1949+900 = 2849 H.

Проверяем подшипник C.

Отношение F_a/F_r= 1949/6708 = 0,29 < e, следовательно Х=1,0; Y=0.

Р = (1,01,06708+0)1,51,0 =1062 Н.

Проверяем подшипник D.

Отношение F_a/F_r= 2849/5968 = 0,48 > e, следовательно Х=0,4; Y=1,6

Р = (1,00,45968+1,6∙2849)1,51,0 =10418 Н.

Требуемая грузоподъемность подшипника:

С_тр = Р(573L/10⁶)^0,3 =

=10418(5733,1516000/10⁶)^0,3 = 29,1 кH < C = 52,9 кН

Условие С_тр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(52,910³ /10418)^3,333/6037,6 = 99207 часов,

больше ресурса работы привода, равного 16000 часов.

10. Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование червячного колеса

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,6d₃ = 1,6·70 = 112 мм.

Длина ступицы:

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

принимаем l_ст = 70 мм

Толщина обода:

S =2,2m+0,05b₂ =2,2·5+0,05·36 = 13 мм

S₀ = 1,2S = 1,2·13 = 16 мм

Толщина диска:

С = 0,25b₂ = 0,25·36 = 9 мм

10.2. Конструирование валов

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

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 5 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Червяк выполняется заодно с валом.

Размеры червяка: d_а1 = 50 мм, b₁ = 60 мм.

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 подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются мазеудерживающие кольца шириной 10…12 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в мазеудерживающее кольцо, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника. Верхняя опора – плавающая.

10.5. Конструирование корпуса редуктора 2

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

 = 0,04а_w + 2 = 0,04·100 + 2 = 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 = 0,036a_w + 12 = 0,036·100 + 12 = 15,6 мм

принимаем болты М16;

- 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 = 63 мм

Диаметр шкива конструктивный

d_e1 = d₁ – 2t = 63 – 2∙1,0 = 61,0 мм

Ширина шкива

B = (z – 1)p + 2f = (6– 1)2,4+ 2∙3,5= 19 мм

Толщина обода

δ = 1,6h = 1,6∙2,35 = 3,76 мм

принимаем δ= 4 мм

Толщина отверстия диска

С = (1,2…1,3)δ = (1,2…1,3)4 = 4,8…5,2 мм

принимаем С = 5 мм.

Диаметр ступицы внутренний

d = d_дв = 21 мм

Диаметр ступицы наружный

d_ст = 1,6d = 1,6∙21 = 33,6 мм

принимаем d_ст = 35 мм

Длина ступицы

l_ст = l_дв = 60 мм.

Ведомый шкив.

Диаметр шкива

d₂ = 140 мм

Диаметр шкива конструктивный

d_e1 = d₁ – 2t = 140 – 2∙1,0 = 138 мм

Диаметр ступицы внутренний

d = d₁ = 25 мм

Диаметр ступицы наружный

d_ст = 1,6d = 1,6∙25 = 40 мм

принимаем d_ст = 40 мм

Длина ступицы

l_ст = l₁ = 40 мм.
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] = 500 Н·м.

---

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₃ = 1,5·231,7 = 348 Н·м < [T]

где k = 1,5 – коэффициент режима нагрузки.

Условие выполняется

10.8. Смазывание

Смазка червячного зацепления

Смазка червячного зацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла брызговиками установленными на червячном валу. Объем масляной ванны

V = (0,40,8)N = (0,4 0,8)0,917 = 0,37…0,74 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 1,33 м/с и контактном напряжении σ_Н=217,5 МПа   =25·10^-6 м²/с

По этой величине выбираем масло индустриальное И-Т-Д-460

Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1.

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: 8×7×32.

Материал шкива – чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 80 МПа.

σ_см = 2·18∙10³/25(7-4,0)(32-8) = 20 МПа

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 18×11×56. Материал ступицы – чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 80 МПа.

σ_см = 2·231,7·10³/70(11-7,0)(56-18) = 44 МПа

Шпонка на выходном конце вала: 14×9×36. Материал полумуфты – сталь, допускаемое напряжение смятия [σ]_см =160 МПа.

σ_см = 2·231,7·10³/50(9-5,5)(36-14) = 120,3 МПа

Во всех случаях условие σ_см < [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

F_в = 0,5СХ = 0,5∙6854,7 =3427,4 H

Принимаем коэффициент затяжки К_з = 1,5 – постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 – для соединения чугунных деталей без прокладки.

---

Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности σ_в = 500 МПа, предел текучести σ_т = 300 МПа; допускаемое напряжение:

[σ] = 0,25σ_т = 0,25∙300 = 75 МПа.

Расчетная сила затяжки винтов

F_p = [K_з(1 – х) + х]F_в = [1,5(1 – 0,3) + 0,3]3427,4 =4627 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

σ_экв = 1,3F_p/A = 1,3∙4627/84= 71,6 МПа < [σ] =100 МПа

11.3. Уточненный расчет валов

Быстроходный вал

Быстроходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под местом крепления червяка. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45, улучшенная: _В = 780 МПа

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: М_и = М_х = 34,3 Н·м

Осевой момент сопротивления

W = πd³/32 = π30³/32 = 2,65·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·2,65·10³ = 5,30·10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений

σ_v = M_и/W = 34,3·10³/2,65·10³ = 12,9 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₂/2W_p = 18·10³/2·5,30·10³ = 1,7 МПа

Коэффициенты:

k_σ/_σ = 3,3; k_/_ = 0,6 k_σ/_σ + 0,4 = 0,6·3,3 + 0,4 = 2,4

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_σ = σ_-1/(k_σσ_v/_σ) = 335/3,3·14,5 = 7,0

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s_ = _-1/(k__v/_ + _ _m) = 195/(2,40·1,9 + 0,1·1,9) = 41,1

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_σs_/(s_σ² + s_²)^0,5 = 7,0·41,1/(7,0² + 41,1²)^0,5 = 6,9 > [s] = 1,5

Тихоходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой С. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45, улучшенная: _В = 930 МПа

Пределы выносливости:

при изгибе _-1  0,43_В = 0,43930 = 400 МПа;

при кручении _-1  0,58_-1 = 0,58400 = 232 МПа.

Суммарный изгибающий момент

М_и

---

= 494,7 Н·м.

Осевой момент сопротивления

W = πd³/32 = π50³/32 = 12.3·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·12,3·10³ =24,6 мм

Амплитуда нормальных напряжений

σ_v = M_и/W = 494,7·10³/12,3·10³ = 40,3 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

_v = _m = T₂/2W_p =231,7·10³/2·24,6·10³ = 4,7 МПа

Коэффициенты:

k_σ/_σ = 3,8; k_/_ = 0,6 k_σ/_σ + 0,4 = 0,6·3,8 + 0,4 = 2,7

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_σ = σ_-1/(k_σσ_v/_σ) = 400/3,8·52,8 = 2,0

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s_ = _-1/(k__v/_ + _ _m) = 232/(2,70·6,5 + 0,1·6,5) =12,7

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_σs_/(s_σ² + s_²)^0,5 = 2,00·12,7/(2,00² +12,7²)^0,5 = 1,97 > [s] = 1,5

11.4. Тепловой расчет редуктора

Температура масла в корпусе редуктора:

= 95 С,

где t_в = 18 С – температура окружающего воздуха;

K_t = 17 Вт/м²К – коэффициент теплопередачи;

А = 0,24 м² – площадь поверхности охлаждения

t_м = 18 + 0,91710³(1 – 0,78)/170,24 = 54 С.

Условие t_м < [t_м] выполняется.

Таблица 11

Результаты проверочных расчётов

Детали		Напряжения, Н/мм2		Детали		Коэффициент запаса прочности
		Расчётное σ	Допуска-емое [σ]			Расчётный s		Допуска-еный [s]
Шпонки	Быстро-ходный вал	20	80	Валы (опасные сечения)	Быстро-ходный	7,0	6,9	1,5
						41,1
	Тихо-ходный вал	44	80		Тихо-ходный	2,0	1,97	1,5
		120,3	160			12,7
Стяжные винты		71,6	100	Температура масла
				Рабочая tм, 0С		Допускаемая [t]м, 0С
				54		95

---

Смотрите также файлы

• 1 Стартап жобаа аржыны Мемлекеттік олдаулардан Инвестор тарту арылы.docx

• Внутренняя политики Михаила Федоровича Романова.docx

• Отчет по лабораторной работе 5.docx

• Архитектурностроительный.docx

• Поэтому стендовым испытаниям должны подвергаться лишь те узлы, механизмы и системы, к которым предъявляются высокие требования надежности, а затраты на испытание экономически обоснованы.docx