Двухступенчатый червячный редуктор

Содержание

Введение

Техническая характеристика

. Выбор электродвигателя

. Исходные данные

. Быстроходная ступень - червячная передача с цилиндрическим червяком

. Тихоходная ступень - цилиндрическая передача с зацеплением М.Л. Новикова

. Открытая зубчатая передача - цилиндрическая косозубая с эвольвентным зацеплением

. Эскизная компоновка

. Расчет быстроходного вала

. Выбор шпонок

. Выбор посадки под колесо тихоходного вала

. Проверка вала на выносливость для опасного сечения

. Долговечность опор

Смазка зубчатых колес и подшипников

Литература

Введение

Данный червячно-цилиндрический двухступенчатый редуктор запроектирован согласно заданию № 6 курсового проекта как редуктор общего назначения и предназначен для передачи мощности от двигателя к исполнительному механизму со снижением угловой скорости и соответствующим увеличением вращающего момента ведомого вала в сравнении с ведущим.

Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены следующие элементы передачи: зубчатые колеса, валы, подшипники, устройства для обеспечения нормального смазывания зубчатых пар и подшипников.

Согласно заданию редуктор запроектирован в горизонтальном исполнении, с верхним расположением червяка.

Техническая характеристика

. Передаваемая мощность, кВт       - 7,5

2. Число ступеней                           - 2

3. Межосевое расстояние, мм:

первой ступени - 180

второй ступени - 218

4. Передаточное число, общее       - 22,4

первой ступени - 11,2

второй ступени - 2

5. Нормальный модуль зацепления, мм :

первой ступени   - 6,3

второй ступени   - 3

6. Вид зацепления - червячное и круговинтовое :

червячная передача с цилиндрическим червяком в первой ступени

круговинтовое (Новикова) во второй ступени

7. Круговая скорость зубчатого зацепления, м/с:

первой ступени   - 4

второй ступени   - 0,64

8. Степени точности изготовления зубчатого зацепления  - 9

9. Твердость поверхностей, НВ:

зубцов шестерни (червяка):

первой ступени   - 230

второй ступени   - 230

зубцов колеса:

первой ступени   - 110

второй ступени   - 200

10. Номера использованных подшипников: для валов:

быстроходного   - 207, 236207

промежуточного - 46312

тихоходного       - 46314

11. Коэффициент полезного действия редуктора      - 0,75

12. Масса редуктора, кг                           - 391

Рис. 1 Кинематическая схема привода

редуктор двигатель вал сечение

Привод с червячно-цилиндрическим редуктором

. Выбор электродвигателя

Задано: момент вращения трубы TВ = 24 кН·м, частота ее вращения nВ = 2 мин-1.

Мощность на выходном валу

Коэффициент полезного действия:

= 0,98·0,85·0,98·0,96·0,993·0,76=0,722

где  - соответственно КПД муфты, первой и второй ступеней редуктора, открытой зубчатой передачи, 3 пар подшипников качения, опор вращения трубы:

принимаем  [1, табл. П.1].

Расчетная мощность электродвигателя:

 = 5,024/0,722 = 6,96 кВт

Возможная частота вращения электродвигателя:

где  - передаточное число открытой передачи,  - рекомендуемые диапазоны передаточных чисел червячного редуктора;

принимаем

Выбираем [1, табл.П.2] электродвигатель 4А132М6Y3 с параметрами: мощность , частота вращения , кратность пускового момента 2 , диаметр вала

2. Исходные данные

Передаточное отношение привода:

= 970/2 = 475

Передаточное число редуктора

=475/20=23,75

Расчетные передаточные числа ступеней редуктора:

= 2

=23,75/2 =11,875

Окончательно 11,2 ,       [3,c. 171]

 = 475/(11,2·2) =21,2

Мощность, частота вращения и крутящий момент на валах привода:

-        первый вал

=Pд·h1= 7,5 кВт           n1 =nд = 970 мин -1=9550·P1/n1 = 9550·7,35/970 = 72,36 Н·м

-        второй вал

= Pl·h2= 7,35·0,85 = 6,2475 кВт,      n2 = nl/ ul = 970/11,2 = 86,6 мин -1= 9550·P2/n2 = 9550·6,2475/86,6 = 688,96 Н·м

-        третий вал

= P2×h3 = 6,2475·0,98 = 6,12 кВт, n3 = n2/ u2 = 86,36/2 = 43,3 мин-1= 9550·P3/n3 = 9550·6,12/433, = 1349,79 Н·м

-        четвертый вал

= P3×h4 = 6,12·0,96 = 5,88 кВт, n4= n3/ u3= 63,3/20 =2,1 мин-1=9550·P4/n4 = 9550·5,88/2,1=25937,2 Н·м

Число циклов действия первой ступени нагрузки

=60×n1×D1×Lh=60·970·0,003·25000= 0,44·107<1·107      [4,с.56]

где D1×= 0,003 - относительная продолжительность действия этой ступени;= 25000 ч. - срок службы привода.

При N1<1×107, ТН1=Т1, ТН2=Т2, ТН3=Т3, ТН4=Т4, таким образом, номинальные моменты:н1=72,36 Н·м, Tн2=688,96 Н·м, Tн3=1349,79 Н·м, Tн4=25937,2 Н·м.

3. Быстроходная ступень -червячная передача с цилиндрическим червяком

Задано: крутящий момент на валу червяка Тн1=72,36 Н·м, колеса Тн2=688,96 Н·м, частота вращения червяка n1=970 мин-1, вала колеса n2=86,6 мин-1, передаточное число u1=11,2, срок службы Lh=25000 ч, кратность пускового момента электродвигателя , нагрузка постоянная.

Скорость скольжения:

Выбор материалов [4, с. 233]:

Эквивалентное число циклов перемены напряжений

Допускаемые контактные напряжения

При скорости скольжения Vs=4 м/с  [4, табл.10.11].

Допускаемые напряжение изгиба при расчете зубьев колеса [4, с.235]

принимаем NFE = 25·107 [4,с.235].

Приведенный модуль упругости:

Число заходов червяка:= 4 из условия 80 ≥ z2 ≥ 28

Тогда число зубьев колеса:

= z1·u1 = 4·11,2 = 44,8

принимаем z2 = 45

Фактическое передаточное число:

ф = z2/z1 = 45/4 = 11,25

Коэффициент диаметра червяка:

= (0,22…0,40) ·z2 = (0,22…0,40)·45 = 9,9…18

принимаем q = 12,5 [4, табл. 10.1].

Межосевое расстояние:

принимаем aw = 180 мм [4, стр. 224].

Модуль

,

принимаем m = 6,3 мм [4, табл. 10.1].

Коэффициент смещения:

Основные размеры, мм:

червяка

1 = m·q = 6,3·12,5 = 78,75 мм

da1 = d1+2·m = 78,75+2·6,3 = 91,35 мм

df1 = d1-2,4·m = 78,75-2,4·6,3 = 63,6 мм= 104,26 мм при z1 = 4 [4, с. 225]

принимаем b1 = 105 мм [4, табл. 12.1, Ra40]

колеса

2 = m·z2 = 6,3·45 = 283,5 мм

da2 = d2+2·m·(1+x) = 283,5+2·6,3·(1-0,179) = 293,8 мм

df2 = d2-2·m·(1,2-x) = 283,5-2,4·6,3 (1,2+0,179)= 266,12 мм≤ da2+6·m/(z1+2) = 293,8+6·6,3/(4+2) = 300,1

b2 = 0,67·da1=0,67·91,35=61,2 мм при z1 = 4 [4, с. 225]

принимаем dam2 = 300; b2 = 60 мм [4, табл. 12.1, Ra40].

Угол подъема винтовой линии червяка:

Скорости:

окружная червяка       

окружная колеса         

скольжения                           

принимаем [4, табл. 10.3] степень точности K=7.

Коэффициент перекрытия:

Проверка прочности по контактным напряжениям:

коэффициент концентрации нагрузки;

КV - коэффициент динамической нагрузки;

половина угла обхвата червяка;

профильный угол ().

 по [4, табл. 10.6] при z1 = 4; q = 12,5;= 1,1 при K = 7 и VS = 4 м/с; α = 20º. [4, табл. 10.7]

Силы в зацеплении, Н:

Проверка прочности на изгиб

- коэффициент формы зубьев колеса;

= 1,45 при  [4, табл. 10.8]

КПД передачи:

φ = 1,72 при VS = 4 м/с по [3, с.178 табл. 9.3] при Н = 230 НВ.

4. Тихоходная ступень - цилиндрическая передача
с зацеплением М.Л. Новикова

Задано: крутящие моменты на валу шестерни TH2 = 688,96 H×м, колеса TH3 = 1349,79 H×м, частота вращения вала шестерни n2=86,6 мин -1, передаточное число u2=2, срок службы Lh= 25000 ч , кратность пускового момента электродвигателя l = 2

Выбор материалов [4, табл.9.13]:

Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

для шестерни

для колеса

при изгибе зубьев:

для шестерни

для колеса

Базовое число циклов:

     [4, рис. 9,9]

                             [4, с. 194]

Допускаемые контактные напряжения

где    GH0 - длительный предел контактной выносливости,- коэффициент безопасности, [3, табл. 8,9]- коэффициент долговечности: [4, с.133]

для шестерни

для колеса

Допускаемые напряжения изгиба

где GFО - длительный предел выносливости при изгибе;- коэффициент безопасности; [3, табл. 8,9]- коэффициент влияния двухстороннего

приложения нагрузки; [3, табл. 8,9]- коэффициент долговечности:

для шестерни

для колеса

Диаметр делительной окружности шестерни

  мм,

где z3 - число зубьев шестерни, Kb - коэффициент, учитывающий контактирование зубьев; - целая часть коэффициента перекрытия; b - угол наклона зубьев.

Принимаем z3= 38, b = 14° , Kb= 0,14 , e¢b= 1 при eb = 1,3 [3, c. 168…170].

Модули

нормальный        m¢=d¢3/z3 = 107,3/78 = 2,82 мм

принимаем [3, табл. 8.1] m = 3 мм.

торцевой    m t=m/cosb=3/ cos14=3,092 мм

Число зубьев колеса

4¢=z3·u2=38·2=76

принимаем z4 = 76 .

Фактическое передаточное число

2ф=z4/z3. = 76/32 = 2

Угол наклона зубьев:

             .

Основные размеры, мм:

колеса

4=mt×z4=3,092 ·76=228 мм;

da4=d4+1,8×m=228+1,8·3=233,4 мм;=d4-2,1×m=228-2,1·3=221,7 мм;¢4=bW=p×m×eb/sinb=3,14·3·1,3/sin14°=50,6;

принимаем b4 = 50 мм [4, табл. 12.1, Ra40],

шестерни

3=mt×z3=3,092·38=114 мм;

da3=d3+1,8×m=114+1,8·3=119,4 мм;=d3-2,1×m=114-2,1·3=107,7 мм;¢3=b4+(0,4…1,5)×m=50+(0,4…1,5)·9=51,2…54,5

принимаем b3 = 56 мм [4, табл. 12.1, Ra40],

Межосевое расстояние

=0,5×(d3+d4)=0,5·(114+228)=171мм.

Окружная скорость

=p×d3×n2/(60×103)=3,14·114·86,6/(60·103)=0,52 м/с

принимаем степень точности K= 9 [4, табл. 9.10].

Силы в зацеплении, Н

где an=27° - угол зацепления.

Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

,

где ZМ , Zb , ZK - соответственно коэффициенты, учитывающие материал колес, площадь контакта и длину линии контакта; KHV - коэффициент динамической нагрузки; KHa - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между головкой и ножкой зуба; Кe - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по площадкам контакта.

Принимаем для стальных колес ZМ= 275 МПа, Zb=0,275+0,01×(b-8°)= =0,275+0,01·(18-8)=0,335 , ZK=0,8 для дозаполюсной передачи; KHV= 1,06

[3, табл. 8.3] , KHa=1+(0,63×)/z3=1+(2×)/38=1,017 ,

Ke=2×e¢b+De/(2×e¢b)=2×1+0,3/(2×1)= 2,15 [3,с.170 ].

Таким образом,

Проверочный расчёт на выносливость по напряжениям изгиба

= (Ft×KFV ×KИ×y)/(2×m2×eb×YF)<=[GF]мин ,

где KFV - коэффициент динамической нагрузки; КН - коэффициент, учитывающий контактирование зубьев; y - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по площадкам контакта; YF - коэффициент формы зубьев.

Принимаем KFV = 1,11 [3, табл. 8.3], KH = 0,21 при b = 14 , y =0,12 при De=0,3 [3, рис. 8.55] , YF = 1,15 [3, c.170].

Таким образом:= (12080×1,11×0,12×019)/(2×32×1,3·1,15) = 113,6 Мпа < 262,8 МПа

Проверка прочности при перегрузке

Максимальные контактные напряжения, создаваемые наибольшим крутящим моментом:

,

где .

Для шестерни

колеса

Максимальные напряжения изгиба, создаваемые наибольшим крутящим моментом:

,

где .

Для шестерни  МПа

Для колеса  МПа

Что соответствует рекомендациям.

5. Открытая зубчатая передача - цилиндрическая косозубая с эвольвентным зацеплением

Задано: крутящие моменты на валу шестерни TH3 = 18286 H×м, колеса TH4 = 41218 H×м, частота вращения вала шестерни n3=5,8125 мин -1, передаточное число u3=2,325, срок службы Lh=25000 ч , кратность пускового момента электродвигателя l = 1,4

Выбор материалов [1, табл.9.13]:

Допускаемые контактные напряжения

для шестерни

для колеса

 [4, с.133], [3, табл. 8,9]

Допускаемые напряжения изгиба

для шестерни

для колеса

Модуль нормальный

=11,2 [4, с.184]; β=100; Z5=18; при ZV5=Z5/cos3β=18/cos310=18,8 и x=0 YF5=4,2 [4, рис9.5]; ψm=15 [4, табл 9.5]; KFβ=1,3 [4, рис 9.5] при ybd=0,4;

Принимаем конструктивно (для открытых зубчатых передач) m=4 мм.

Модуль торцевой:

Число зубьев

колеса z6= z5×u3=22·21,2=466,4

принимаем z6 =466.

Фактическое передаточное число

Ф = z6 / z5=466/22=21,18

Размеры, мм:

колеса        d6=mt×z6=4,056·466=1890;

= d6 + 2m=1890+2·4=1898;= d6 - 2,5m=1890-2,5·4=1880;¢6 = ym× m= 15·4=60

принимаем b6 =60 мм [4, табл. 12.1, Ra40];

шестерни d5=mt×z5= 4,056·22=89,2;

5 = d1 + 2m=89,2+2·4=97,2;

df5 = d5 - 2,5m=89,2-2,5·4=79,2;

b¢5 = ym× m +(5…10)=15× 4+(5…10)=65…70

принимаем b5 =70 мм [4, табл. 12.1, Ra40].

Межосевое расстояние

=0,5×(d5+d6)=0,5·(89,2+1890)=989,6 мм.

Окружная скорость

=p×d5×n3/(60×103)=3,14·89,2·43,3/(60·103)=0,2 м/с

принимаем степень точности K= 9 [4, табл. 9.10].

Коэффициенты перекрытия

eb= b6×sinb/ (p× m) =60×sin10/ (3,14× 4)=0,83

ea=[1,88-3,2(z5-1 +z6-1)]×cosb=[1,88-3,2(221 +466-1)]×cos10=1,7.

Силы в зацеплении, Н:

= 2×103 × TH3/d5 = 2×103 1349,79/89,2=30270 Н;= Ft×tgan/cosb =30270×tg20/cos10=11190 Н;

Fa = Ft×tgb=30270×tg10=5340 Н,

где an = 20° - угол зацепления в нормальном сечении.

Проверочный расчет зубьев на выносливость по контактным напряжениям

=

где ZH- коэффициент, учитывающий форму сопряжения поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

ZM- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес;e- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

KHn- коэффициент динамической нагрузки в зацеплении;

KHα- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Принимаем для некоррегированного зацепления ZH=1,77cosβ=1,77·cos10=1,74

для стальных колес ZM=275 МПа

для косозубых и шевронных передач

Ze=

Принимаем при окружной скорости V=0,2 м/с, степени точности K=9 и твердости зубьев H5=630 и H6=600

для косозубой передачи

KHν=1,02 [3,табл.8.3]

KHα= 1,13 [3,табл.8.7]

Таким образом,

Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе

,

где YF- коэффициент, учитывающий форму зуба,b- коэффициент, учитывающий наклон зубьев;e- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

KFb- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

KFn- коэффициент динамической нагрузки;a- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

Принимаем при коэффициенте смещения X=0

Zn5==22/cos3 100=22,3 YF5=4,9 Zn6==466/cos3 100=473 YF2=4,8

[4, рис. 9.6 ]; Yb=1- =1-10/140=0,93; Ye=1/0,95ea = 0,63.

При ybd=0,4 ; H5=630; H6=600; KFb=1,2 [4,рис. 9.5]

При степени точности K=9 и скорости V=0,2 м/с KFn=1,04 [3,табл. 8.3] ; KFa=1,35 [3,табл. 8.7]

Таким образом

для шестерни

для колеса

что соответствует рекомендациям.

Проверка прочности при перегрузке

Максимальные контактные напряжения, создаваемые наибольшим крутящим моментом:

,

где .

Для шестерни

колеса

Максимальные напряжения изгиба, создаваемые наибольшим крутящим моментом:

,

где .

Для шестерни

колеса

Что соответствует рекомендациям.

6. Эскизная компоновка

Конструктивные размеры

толщина стенки корпуса редуктора

=0,025·171+3=7,275мм

принимаем ;

расстояние от внутренней стенки корпуса до ступицы колеса (между колесами ступеней редуктора)

=(1…1,2)·8=8…9,6 мм

принимаем Δ=9 мм;

расстояние от корпуса до посадочного участка на хвостовике

где h=10 мм [1, табл. П.5];

расстояние от внутренней стенки корпуса до подшипника

;

диаметр фундаментных болтов:

принимаем  (M18);

диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку редуктора у бобышек,

принимаем  (M14);

длина гнезда под подшипник

принимаем 43 мм.

длина посадочного участка хвостовика вала

быстроходного lСТ=60 мм

тихоходного lСТ=70 мм

Диаметры быстроходного вала

При расчетном моменте  2Н·м

где к- коэффициент режима работы; к = 1 [4, табл. 15.2];

выбираем муфту МУВП с параметрами:

[Т]=130 Нм; d=28; L1=60 мм, R=40.

диаметр хвостовика

принимаем  по ГОСТ 6636-69 [4, табл.12.1, Ra 40];

под уплотнением 35 мм.

подшипником 35 мм.

Выбираем подшипник 46307-роликовый радиально-упорный средней серии: d=35 мм, D=80 мм, B=21 мм, d2наим=42 мм, С=32,8 кН, С0=24,7 кН [4, табл. 14.8].

Диаметры промежуточного вала

Под колесом

,

принимаем d6=67 мм [4, табл.12.1, Ra 40].

подшипником d’5=60 мм.

Выбираем подшипник 46312 роликовый радиально-упорный средней серии серии: d=60 мм, D=130 мм, B=31 мм, d2наим=72 мм, С=77,3 кН С0= 65,3 кН [4, табл. 14.8].

Диаметр под шестерней 72 мм.

При  - шестерню и вал изготавливаем совместно, как вал-шестерню.

Диаметры тихоходного вала

Диаметры под колесом

принимаем  [4, табл. 12.1,Ra 40];

подшипником d9=70 мм.

Выбираем подшипник 46314 - радиально-упорный конический средней серии: d=70 мм, D=150 мм, B=35 мм, d2наим=82 мм, С=98,1 кН, С0=85,3 кН [4, табл. 14.8].

под уплотнением d10=70 мм;         диаметр хвостовика d11=65 мм.

Из конструктивных соображений принимаем aW2 =200 мм. Для передачи М. Л. Новикова пересчитываем:

диаметр делительной окружности шестерни тихоходной ступени

модули m и mt;

размеры колеса и шестерни;

окружную скорость в зацеплении;

силы в зацеплении;

диаметр делительной окружности шестерни конструктивно проймём равным d3=142 мм, тогда:

при m=3 и mt=3,092 z3= d3/ mt=142/3,092=47

4= z3·u2=46·2=94

Основные размеры, мм:

колеса

4=mt×z4=3,092 ·94=290,6 мм;

da4=d4+1,8×m=290,6+1,8·3=296 мм;=d4-2,1×m=290,6-2,1·3=284,3 мм;¢4=bW=p×m×eb/sinb=3,14·3·1,3/sin14°=50,6;

принимаем b4 = 50 мм [4, табл. 12.1, Ra40],

шестерни

3=mt×z3=3,092·47=146 мм;

da3=d3+1,8×m=146+1,8·3=154,4 мм;=d3-2,1×m=146-2,1·3=139,7 мм;¢3=b4+(0,4…1,5)×m=50+(0,4…1,5)·9=51,2…54,5

принимаем b3 = 56 мм [4, табл. 12.1, Ra40],

Межосевое расстояние

=0,5×(d3+d4)=0,5·(146+290,6)=218мм.

Окружная скорость

=p×d3×n2/(60×103)=3,14·146·86,6/(60·103)=0,66 м/с

принимаем степень точности K= 9 [4, табл. 9.10].

Силы в зацеплении, Н

где an=27° - угол зацепления.

Рис. 2 Эскизная компоновка редуктора

7. Расчет быстроходного вала

Силы в зацеплении и геометрические параметры передачи=1840 H              Fa1=4860 H         Fr1=1770 H=91 мм                l2=105,5 мм                   l1=154 мм            l0=123 мм

Определение реакций опор

Плоскость YOZ

ΣMA=0;

’B=1902.5 H.

ΣMВ=0;

’А=132.5 H.

Проверка:   R’A-Fr1+R’B=-132.51770+1902.5=0.

Условие выполнено.

Плоскость XOZ

ΣMA=0;

”B=282.3 H

ΣMB=0;

”A=1241.7 H

Проверка:   R’’A-Ft1 +R’’B+FM=1241.7-1840+282.3+316=0.

Условие выполнено.

Определим суммарные реакции и суммарные моменты:

Изгибающие моменты, Н мм; положительный тот момент, который растягивает нижние волокна балки.

Плоскость YOZ

Под червяком

Плоскость XOZ

Под червяком

Под муфтой изгибающий момент равен 0.

 - в опасном сечении под червяком

Приведенный момент

α=0,58 - коэффициент приведения [3, с. 19].

Рис. 3 Схема сил действующих на быстроходный вал
и эпюры изгибающих и крутящего моментов

8. Выбор шпонок

Параметры шпоночных соединений:

Расчет быстроходного вала

Принимаем призматические шпонки исполнения А со скруглёнными торцами.

Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78 [4,табл.5.7].

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

На хвостовике под муфтой

Проверка шпонки на смятие

;

 - допускаемое напряжение на смятие;= l-b = 56-8 = 48 мм - рабочая длина шпонки

Проверка шпонки на срез

;

 - допускаемое напряжение на срез.

Условия на смятие и срез выполняются.

9. Выбор посадки под шкив быстроходного вала

Посадки назначаем в соответствии с рекомендациями [2, с. 57 ,88, 275].

Посадка червячного колеса на промежуточном валу

Посадка зубчатого колеса на тихоходном валу .

Посадка полумуфты на быстроходный вал редуктора .

Внутренние кольца подшипников устанавливаем на вал с неподвижной посадкой, а наружные - по скользящей. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала . Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца по .

. Проверка вала на выносливость для опасного сечения

Исходные данные: материал сталь 45; =834 Н/мм2; =569 Н/мм2; =383 Н/мм2; =226 Н/мм2 [4, табл. 12,13].

Сечение под червяком: диаметр вала в этом сечении 64 мм. В сечении действует наибольший изгибающий момент  и крутящий момент .

Момент сопротивления сечения вала (нетто):

Амплитуда номинальных напряжений изгиба при симметричном цикле изменения напряжения изгиба

Коэффициент безопасности в сечении по изгибу

где эффективный коэффициент концентрации напряжений для вала в месте шпоночного паза [4, табл.12.5]; коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности - шлифование [4, табл.12.9]; масштабный фактор зависимости от диаметра вала [4, табл.12.2];  коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжений [4, рис.1.4, в]; постоянная составляющая цикла изменения напряжений.

Определяем коэффициент безопасности по кручению.

Полярный момент сопротивления по сечению:

При нереверсивном вращении вала напряжения кручения изменяются по пульсирующему циклу, поэтому переменные составляющие и постоянные составляющие

Коэффициент безопасности в сечении по кручению

где эффективный коэффициент концентрации напряжений для вала в месте шпоночного паза [4, табл.12.5]; коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности - шлифование [4, табл.12.9]; масштабный фактор зависимости от диаметра вала [4, табл.12.2];  коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжений [4, рис.1.4, в].

Общий коэффициент безопасности по усталостной прочности для сечения

Условие прочности  в сечении выполнено.

. Долговечность опор

При радиально-упорных подшипниках осевые составляющие S радиальных нагрузок RА и RВ стремятся раздвинуть кольца подшипников в осевом направлении. Этому препятствуют осевые реакции FА1 и FА2.=4860 H, при подшипнике 46307 α=260.=311,8 H                   RB=2272 H.и S2 зависят от типа подшипника и реакций опор R.

Две неизвестные реакции FA1 и FA2.

Пусть FА1=S1, тогда Н, сила определена верно т.к. FA24728 Н>S2=1108 Н.

Для опоры вала использован радиально-упорный шариковый подшипник 46307, имеющий размеры 35´80´21 мм, с параметрами С=32,8 кН. На него действует постоянная во времени радиальная нагрузка Fr=1770 H, и осевая нагрузка Fa=4860 H. Вал диаметром 35 мм имеет частоту вращения n=970 мин1.

Определяем величину эквивалентной динамической нагрузки

Срок службы подшипника Lh=2500 ч.

Требуемая динамическая грузоподъемность

где значения коэффициентов , kТ=1,05 [4.табл.14.18, 14.19];=1 - коэффициент вращения [4, с.348].

Здесь X=1 и Y=0, так как  [4,табл. 14.15].

=4,5 [4, табл. 14.13].

Для подшипника 46307 паспортная грузоподъемность составляет C=32,8 кН, а необходимая расчетная - CТР=8,9 кН. Следовательно, этот подшипник при изменении нагрузки во времени не будет иметь расчетную долговечность намного больше желаемой.

Динамическая грузоподъемность обеспечивается.

Расчетная долговечность, млн. об.

 млн. об.

Расчетная долговечность, ч.

 ч.

Где - частота вращения быстроходного вала.

12. Смазка зубчатых колес и подшипников

Смазывание зубчатого зацепления осуществляется окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, при котором зубчатое колесо погружено в масло на (0,5…5)∙m,

где m - модуль передачи

для червячной передачи уровень масла h:

мм,

соответственно минимальный и максимальный уровни масла. [3, с. 149].

Из [3, табл. 10.9] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях до 200 и окружной скорости 2…5 м/с рекомендуемая вязкость масла равна

∙10-8 м3/с. По [3, табл. 11.2] принимаем масло индустриальное И-30А.

Литература

1 Детали машин. Методические указания к курсовому проектированию «Металлургическое оборудование» /Сост. С.В. Погорелов - Запорожье: Изд-во ЗГИА, 2003.-71с.

Дунаев П.Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа 1985-416 с., ил.

Иванов М.Н. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1984-336с.

Детали машин в примерах и задачах. Ничипорчик С.Н., Корженцевский М.И., Калачёв В.Ф. и др. - М.: Высшая школа, 1981-432с.