Параметры привода

Параметры привода

1. Кинематический расчет привода

1.1 Расчёт привода на долговечность

вал подшипник двигатель привод

L_h=365∙L_r∙t_c∙L_c=365∙5∙8∙1=14600 ч

L_r - срок службы привода, лет - 4 года

t_c - продолжительность смены - 8 часов

L_c - число смен - 1 смена

1.2 Выбор мощности двигателя

Мощность на выходе привода:

P_выхода=2∙T∙v/D=2∙2,6∙0,14/0,600=1,21 кВт

КПД привода:

h_{м(муфты)}=0,98 - КПД муфты

h_{зп(черв.пер)}=0,75 - КПД червячной закрытой передачи

h_{оп(зуб.пер)}=0,96 - КПД открытой цилиндрической передачи

h_{п(подшип).}=0,99 - КПД подшипников

h=h_м∙h_зп∙h_оп∙h²_п=0,98∙0,75∙0,96∙0,99³=0,68

Требуемая мощность двигателя:

P_двиг=P_выхода/h=1,21/0,68=1,77 кВт

Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью P_ном=2,2 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

Таблица 1Характеристика двигателей

1.3 Выбор передаточных отношений привода

Частота вращения поворотной колонны крана (выхода)

n_выхода=v∙60∙1000/(D∙p)=0,14∙60∙1000/(600∙p)=4,45 об/мин

Находим передаточное число привода u для каждого варианта:

u=n_ном/n_вых=n_ном/4,45

Производим разбивку передаточного числа привода u, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным: u_зп=31,5.

u_оп=u/u_зп

Таблица 2. Значение передаточных чисел для 4 вариантов

Анализ таблицы:

Первый (u=640,4; n_ном=2850 об/мин) и второй (u=320,2; n_ном=1435 об/мин) варианты затрудняют реализацию принятой схемы двухступенчатого привода посредством червячного редуктора и зубчатой цилиндрической передачи из-за большого передаточного числа u всего привода.

В третьем варианте (u=213,5; n_ном=950 об/мин) передаточное число открытой цилиндрической передачи u_оп получилось больше допускаемого.

Из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее четвертый (u=157,3; n_ном=700 об/мин.)

1.4 Определение чисел оборотов валов

вал двигателя n_{номинал}=700 об/мин

быстроходный вал редуктора n₁=n_{номинал}=700 об/мин

тихоходный вал редуктора n₂=n₁/u_зп=700/31,5=22,2 об/мин

вал рабочей машины n_выхода=n₂/u_оп=22,2/5=4,45 об/мин

1.5 Определение мощностей

вал двигателя P_дв=2,2 кВт

быстроходный вал редуктора P₁= P_дв∙h_м∙h_п=2,2∙0,98∙0,99=2,13 кВт

тихоходный вал редуктора P₂= P₁∙h_зп∙h_п=2,13∙0,75∙0,99=1,58 кВт

вал рабочей машины P_вых=P₂∙h_оп=1,58∙0,96=1,51 кВт

1.6 Определение угловых скоростей

вал двигателя w_ном=p∙n_{номинал}/30=73,3 с^-1

быстроходный вал редуктора w₁=w_ном=73,3 с^-1

тихоходный вал редуктора w₂=w₁/u_зп=73,3/31,5=2,32 с^-1

вал рабочей машины w_рм=w₂/u_оп=2,32/5=0,464 с^-1

1.7 Определение вращающих моментов

вал двигателя T_двиг=P_дв∙10³/w_ном=2,2∙10³/73,3=30 Н∙м

быстроходный вал редуктора Т₁= T_двиг∙η_м∙η_п=30∙0.98∙0.99=29,1 Н∙м

тихоходный вал редуктора T₂=Т₁∙η_зп∙η_п∙u_зп=29,1∙0,75∙0,99∙31,5=680,6 Н∙м

вал рабочей машины T_вых=Т₂∙η_оп∙η_п∙u_оп=680,6∙0,99∙0,96∙5=3234,2 Н∙м

Таблица 3. Силовые и кинематические параметры привода

2. Расчет закрытой передачи

2.1 Выбор материала зубчатого колеса и червяка

Червяк

По таблице 3.2 [1] для червяка выбираем материал: Сталь 45, термообработка - улучшение+ТВЧ, твердость 269..302 HB, допускаемые напряжения σ_В=780 Н/мм²; σ_Т=540 Н/мм² σ_-1=335 Н/мм²

Червячное колесо

скорость скольжения:

V_C=(4.3∙w₂∙ u_зп∙³ÖT₂)/10³=(4.3∙2,32∙31,5∙³Ö680,6)/10³=2,76 м/с

где T₂ - вращающий момент на тихоходном валу

ω₂ - угловая скорость тихоходного вала.

По таблице 3.5 выбираем материал БрА9ЖЗЛ, способ отливки - в кокиль,

σ_В=500 Н/мм²; σ_T=230 Н/мм²;

2.2 Определение допускаемых напряжений

допускаемые контактные напряжения [σ]_Н

[σ]_Н=250-25∙V_C=250-25∙2,76=181 Н/мм²

допускаемые изгибные напряжения [σ]_F

N=573ω₂L_h=573·2,32·14600=19,4·10⁶ - число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы

K_FL - коэффициент долговечности при расчете на изгиб

Допускаемое изгибное напряжение так как передача реверсивная

[σ]_F=0,16∙σ_В∙K_FL=0,16·500·0,610=48,8 Н/мм²

Таблица 4. Механические характеристики материалов передачи

2.3 Проектный расчет закрытой передачи

Межосевое расстояние

a_w=61∙³ÖТ₂∙10³/[σ]_Н²=61∙³Ö680,6·10³/181²=167 мм

Выбираем стандартное число по таблице 13.15 a_w=160 мм.

Число витков червяка z₁.

Т.к. передаточное число u_зп=31,5, то выбираем z₁=1 виток.

Число зубьев червячного колеса

z₂=z₁∙u_зп=1∙31,5=31,5.

Принимаем z₂=31

Модуль зацепления

m=(1,5.. 1,7)∙a_w/z₂=(1,5.. 1,7)∙160/31=7.74..8.77 мм

принимаем m=8 мм

Коэффициент диаметра червяка

q=(0,212.. 0,25)∙z₂=(0,212.. 0,25)∙31=6,57.. 7,75

Выбираем из стандартного ряда q=8

Коэффициент смещения инструмента x:

x=(a_w/m) - 0.5 (q+z₂)=(160/8) - 0,5 (8+31)=0,5

Фактическое передаточное число u_ф:

u_ф=z₂/z₁=31/1=31; Du=|u_ф-u|/u·100%=|31-31,5|/31,5·100%=1,58%<4%

Фактическое значение межосевого расстояния a_w:

a_w=0.5m (q+z₂+2x)=0,5∙8∙(8+31+2∙0,55)=160 мм

Основные геометрические размеры передачи

Основные размеры червяка:

делительный диаметр d₁=qm=8∙8=64 мм

начальный диаметр d_w1=m (q+2x)=8∙(8-2∙0,5)=56 мм

диаметр вершин витков d_a1=d₁+2m=64+2∙8=80 мм

диаметр впадин витков d_f1=d₁-2.4m=80-2,4∙8=60,8 мм

делительный угол подъема линии витков

g=arctg (m/q)=arctg (1/10)=5°42¢

длина нарезаемой части червяка

b₁=(10+5,5|x|+z₁)∙m+С=(10+5,5∙0,75+1)∙8-29,67=91,33 мм

где С= - (70+60x) m/z₂=(70+60·0,75)·8/31=29,67

по таблице 13,15 [1] выбираем b₁=95 мм

Основные размеры венца червячного колеса

делительный диаметр d₂=d_w2=mz₂=8∙31=248 мм

диаметр вершин зубьев d_a2=d₂+2m (1+x)=248+2∙8∙(1+0,75)=276 мм

наибольший диаметр колеса

d_am2£d_a2+6∙m/(z₁+2)=276+6∙8/(1+2)=292 мм;

принимаем d_ам=290 мм

диаметр впадин зубьев d_f2=d₂-2m (1.2-x)=248-2∙8∙(1,2-0,75)=240,8 мм

ширина венца b₂=0,355∙a_w=0,355∙170=60,35 мм

по таблице 13,15 выбираем b₂=63 мм

радиусы закруглений зубьев R_a=0,5d₁-m=0,5∙80-8=32 мм

R_f=0.5d₁+1.2m=0,5∙80+1,2∙8=49,6 мм

Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2δ

Sinδ=b₂/(d_a1-0.5m)=63/(98-0.5∙8)=0,670

δ=84º10’

2.4 Проверочный расчет закрытой передачи

Коэффициент полезного действия червячной передачи

где γ - делительный угол подъема линии витков червяка γ=5º42’

φ - угол трения, определяется в зависимости от фактической

скорости скольжения V_c=u_ф∙w₂∙d₁/(2cos∙10³)=31·2,32·80/(2cos (5°42’)·10³)=2,89 м/с

по таблице 4.9 [1] принимаем φ=1º50'

Контактные напряжения зубьев

F_t2=2∙T₂∙10³/d₂=2∙680.6∙10³/248=5488.7 Н

K=1, т.к. V₂=w₂∙d₂/2000=2,89∙170/2000=0,24<3 м/с

s_н=340Ö F_t2∙k/d₁∙d₂=340Ö 5488.7∙1/80∙248=178.8 Н/мм²

 - недогруз допустим

Коэффициент формы зуба

Y_F2=1,77 т.к. z_v2=z₂/cos³g=31/cos³5°42'=31,57

Напряжение изгиба зубьев колеса s_F

s_F=0.7×Y_F2×F_t2×k/b₂×m=0,7·1,77·5488.7·1/(63·8)=13,49 Н/мм²<[s_F] - любой недогруз допускается

Таблица 5. Параметры червячной передачи

3. Расчет открытой передачи привода

3.1 Выбор материала открытой передачи

Выбираем материал:

Для шестерни: Сталь 45

HB=235..262; σ_В=780 Н/мм²; σ_Т=540 Н/мм² σ_-1=335 Н/мм²

термообработка улучшение; HB_ср=248.5

Для колеса: Сталь 45

HB=179..207; σ_В=600 Н/мм²; σ_Т=320 Н/мм² σ_-1=260 Н/мм²

термообработка нормализация; HB_ср=193

Допускаемые контактные напряжения

а) коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N₁=573ωL_h=573∙2.32∙14600=19∙10⁶

N_H01 из таблицы 3.3 [1] N_H01=16.5∙10⁶

Т.к. N_H01 меньше N₁ то принимаем K_HL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

N₂=573ωL_h=573∙0.464∙14600=3∙10⁶

N_H02 из таблицы 3.3 [1] N_H02=10∙10⁶

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]_H01=1.8HB_ср+67=513.4

б) колесо [σ]_H02=1.8HB_ср+67=414.4

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]_H1=K_HL1[σ]_H01=513.4

б) колесо [σ]_H2=K_HL2[σ]_H02=414.4·1.2=497.3

выбираем [σ]_H=[σ]_H2=497.3 Н/мм²

Допускаемые напряжения изгиба

а) коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N₁=573ωL_h=573∙2.32∙14600=19∙10⁶

N_F0=4∙10⁶

Т.к. N_F0 меньше N₁ то принимаем K_FL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N₂=573ωL_h=573∙0.464∙14600=3∙10⁶

N_F0=4∙10⁶

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]_F01=1.03HB_ср=255.95 Н/мм²

б) колесо [σ]_F02=1.03HB_ср=198.8 Н/мм²

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]_F1=K_FL1[σ]_F01=255.95 Н/мм²

б) колесо [σ]_F2=K_FL2[σ]_F02=198.8·1.05=208.8 Н/мм²

выбираем [σ]_F=[σ]_F2=208.8 Н/мм²

Таблица 6. Механические характеристики материалов передачи

3.2 Проектный расчет открытой передачи

Межосевое расстояние

Выбираем стандартное число по таблице 13.15 [1] a_w=410.

Делительный диаметр колеса

Ширина венца колеса

b₂=ψ_aa_w=0.2∙410=82 мм

Модуль зацепления

мм

принимаем m=4 мм

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

;

Основные геометрические размеры передачи

Основные размеры шестерни:

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев d_a1=d₁+2m=136+2∙4=144 мм

диаметр впадин зубьев d_f1=d₁-2.4m=136-2.4∙4=126,4 мм

ширина венца b₁=b₂+4=82+4=86 мм

по таблице 13.15 [1] выбираем b₁=86 мм

Основные размеры колеса

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев d_a2=d₂+2m=684+2∙4=692 мм

диаметр впадин зубьев d_f2=d₂-2.4m=684-2.4∙4=674.4 мм

ширина венца b₂=ψ_aa_w=0.20∙410=82 мм

по таблице 13.15 [1] выбираем b₂=70 мм

3.3 Проверочный расчет открытой передачи

Межосевое расстояние a_w=(d₁+d₂)/2=(136+684)/2=410 мм

Контактные напряжения зубьев

 Н/мм²

K=436 - вспомогательный коэффициент

F_t3=2∙T₄∙10³/d₂=2∙3234.2∙10³/684=9456.7 Н

_Hα=1 - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями

_Hv=1.1 - коэффициент динамической нагрузки

Напряжение изгиба зубьев колеса s_F

а) колесо

 Н/мм²

Y_F2=3.61 - коэффициент формы зуба колеса

Y_β=1 - коэффициент учитывающий наклон зуба

K_Fα=1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_Fβ=1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

K_Fv=1.28 - коэффициент динамической нагрузки

б) шестерня

_F1=4,3 - коэффициент формы зуба колеса

Таблица 7. Параметры открытой передачи

4. Предварительный расчет валов

4.1 Выбор материала валов

Для валов выбираем материал: Сталь 45, термообработка - улучшение, твердость 235..262 HB, допускаемые напряжения

σ_В=780 Н/мм²; σ_Т=540 Н/мм² σ_-1=335 Н/мм²

для червяка [t]_к=10 Н/мм²

для вала колеса [t]_к=20 Н/мм²

4.2 Вал-червяк

-я ступень под муфту

Принимаем стандартный размер d₁=25 мм

-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d₂=d₁+2t=25+2∙2.2=29.4 мм

при t=2.2

стандартный размер d₂=30 мм

-я ступень под червяк

d₃=d₂+3.2r=30+3.2∙2=36.4 мм

при r=2

стандартный d₃=36 мм

-я ступень под подшипник

d₄=d₂=30 мм

4.3 Вал колеса

-я ступень под элемент открытой передачи

стандартный размер d₁=55 мм

-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d₂=d₁+2t=55+2∙3=61 мм

при t=3

стандартный размер d₂=60 мм

-я ступень под колесо

d₃=d₂+3.2r=60+3.2∙3=69.6 мм

стандартный d₃=70 мм

-я ступень под подшипник

d₄=d₂=60 мм

4.4 Подбор подшипников

Для быстроходного вала червяка выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии подшипник 7306А схема расположения враспор. (d=30; D=72; T=19; C_r=52,8 кН; C_0r=39,0 кН)

Для тихоходного вала колеса выбираем шариковые однорядные подшипники серии 7212А схема расположения враспор. (d=60; D=110; B=24; C_r=91,3 кН; C_0r=70 кН)

Таблица 8. Предварительные размеры валов

5. Подбор и расчет муфты

Выбираем муфту упругую со звездочкой.

T_Р=T∙K=29,1∙1.5=43,65

Выбираем муфту упругую со звездочкой. (ГОСТ 14084-93). Диаметр отверстия 25 мм. T=63 Н∙м

Радиальная сила, с которой муфта действует на вал:

где с_∆r=900 Н/мм из таблицы 10.28 [1] (d=20 мм)

6. Определение сил

6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

угол зацепления a=20º.

а) Окружная сила на колесе

б) Окружная сила на червяке

в) Радиальная сила на колесе

г) Радиальная сила на червяке

д) Осевая сила на колесе

е) Осевая сила на червяке

6.2 Консольные силы

а) Окружная сила на колесе

б) Окружная сила на шестерне

F_t3=F_t4=9456,7 Н

в) Радиальная сила на колесе

г) Радиальная сила на шестерне

F_r3=F_r4=3441,9 Н

7. Расчет валов

7.1 Расчетная схема быстроходного вала

. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;;

;;

б) проверка ;

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

M_C=0;

M_A=0;

M_D(лев)=R_AY∙l₁=1953,2·0,115=224,6 Нм

M_D(прав)=R_ВY∙l₁=44·0,115=5,06 Нм

M_В=0;

2. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;;

;;

б) проверка;

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

M_C=0;

M_A=-F_M∙l_М=-180·0,102=-18,36 Нм

M_D=-F_М∙(l_М+₁) - R_AX∙l₁=-180·(0,102+0,115) - 103,9·0,115=-51 Нм

M_В=0;

. Строим эпюру крутящих моментов

4. Суммарные радиальные реакции

5. Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

Проверка прочности валов

Сечение D

материал вала: Сталь 45 (σ_-1=335 Н/мм² τ_-1=194 Н/мм²) d_f1=60,8 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

K_σ и K_τ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

K_d - коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] выбираем K_σ=2.3 K_τ=1.8

по таблице 11.3 [1] выбираем K_d=0.81 для (K_σ)_D; K_d=0.70 для (K_τ)_D

K_F - коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] K_F=1.30

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

Сечение А

материал вала: Сталь 45 (σ_-1=335 Н/мм² τ_-1=194 Н/мм²) d=30 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

K_σ и K_τ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

K_d - коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] (посадка с натягом) выбираем ;

K_F - коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] K_F=1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

7.2 Расчетная схема тихоходного вала

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;;

;;

б) Проверка ;

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

M_A=0;

M_B(лев)=-R_AY∙l₂=-2118,4·0,075=-158,9 Нм

M_D=0;

M_C=-F_r3∙l_ОП=-3441,9·0,075=-258,1 Нм

M_B(прав)=-F_r3∙(l_ОП+l₂)+R_CY∙l₂=-3441,9·(0,075+0,075)+3562,6·0,075=-249,1 Нм

2. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

; ;

; ;

б) проверка;

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

M_A=0;_B=R_AX∙l₂=1984·0,075=148,8 Нм_D=0;_C=F_t3∙l_ОП =9456,7·0,075=709,2 Нм

. Строим эпюру крутящих моментов

. Суммарные радиальные реакции

5. Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

Проверка прочности валов

Сечение C

материал вала: Сталь 45 (σ_-1=335 Н/мм² τ_-1=194 Н/мм²) d=60 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

K_σ и K_τ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

K_d - коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] (посадка с натягом) выбираем ;

K_F - коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] K_F=1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

Сечение B

материал вала: Сталь 45 (σ_-1=335 Н/мм² τ_-1=194 Н/мм²) d=70 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений

K_σ и K_τ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

K_d - коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по табл. 11.2 [1, c. 257] выбираем K_σ=1.7 K_τ=2

по табл. 11.3 [1, c. 258] выбираем K_d=0.75 для (K_σ)_D; K_d=0.67 для (K_τ)_D

K_F - коэффициент влияния шероховатости по табл. 11.4 [1, c. 258] K_F=1.30

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

8. Расчет подшипников

8.1 Быстроходный вал

Нагружение подшипников

F_a1+R_aВ-R_aА=0

R_aВ=R_sВ=R_B∙e∙0.83=445,8∙0.31∙0.83=114,7 Н

R_aА=F_a1+R_aВ=5488,7+114,7=5603,4

R_sA=R_A∙e∙0.83=1956,8∙0.31∙0.83=503,5 Н

б) Осевые составляющие R_sA=503,5 R_sB=114,7

в) Осевые нагрузки подшипников R_aA=5603,4 R_aB=114,7

г) Отношения R_aA/VR_A=5603,4/1956,8=2.86>e

R_aB/VR_B=114,7/445,8=0.257<e

Для A R_EA=(XVR_A+YR_aA) K_бK_Т=(0,4∙1∙1956,8+1.9∙5488,7)∙1.2∙1=13453,5

Для B R_EB=VR_BK_бK_Т=1∙637.7∙1.2∙1=765.24

К_б=1.2 по таблице 9.4 [1] (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)

Более нагруженный подшипник A

Грузоподъемность подшипника меньше требуемой.

Заменим подшипник на 1027306А (d=30 D=72 C_r=44600 Н e=0.83 Y=0,72)

Нагружение подшипников

F_a1+R_aВ-R_aА=0

R_aВ=R_sВ=R_B∙e∙0.83=445,8∙0.83∙0.83=307,1 Н

R_aА=F_a1+R_aВ=5488,7+307,1=5795,8

R_sA=R_A∙e∙0.83=1956,8∙0.83∙0.83=1348 Н

а) Коэффициент влияния осевого нагружения e=0.83

б) Осевые составляющие R_sA=1348 R_sB=307,1

в) Осевые нагрузки подшипников R_aA=5795,8 R_aB=307,1

г) Отношения R_aA/VR_A=5795,8/1956,8=2.96>e

R_aB/VR_B=307,1/445,8=0.68<e

Для A R_EA=(XVR_A+YR_aA) K_бK_Т=(0,4∙1∙1956,8+0,78∙5488,7)∙1.2∙1=6076,7

Для B R_EB=VR_BK_бK_Т=1∙637.7∙1.2∙1=765.24

К_б=1.2 по таблице 9.4 [1] (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)

Более нагруженный подшипник A

Подшипник подходит

8.2 Тихоходный вал

Нагружение подшипников

F_a-R_aС+R_aА=0

R_aA=R_sA=R_A∙e∙0.83=2902,4∙0.35∙0.83=843,1 Н

R_aС=F_a+R_aA=727,5+843,1=1570,6 H

R_sС=R_С∙e∙0.83=16684,2∙0.35∙0.83=4846,7 Н

а) Коэффициент влияния осевого нагружения e=0.35

б) Осевые составляющие R_sA=843,1 R_sС=4846,7

в) Осевые нагрузки подшипников R_aA=843,1 R_aС=1570,6

г) Отношения R_aA/VR_A=843,1/2902,4=0.29<e

R_aС/VR_С=1570,6/16684,2=0.094<e

Для A R_EA=VR_AK_бK_Т=1∙2902.4∙1.2∙1=3482.9

Для С R_EС=VR_СK_бK_Т=1∙16684.2∙1.2∙1=20021

К_б=1.2 по таблице 9.4 [1] (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)

Более нагруженный подшипник B

Подшипник подходит

9. Расчет шпонок

.1 Соединение колеса и вала

Шпонка 20x12x70 (ГОСТ 23360-78) d=70 мм

l_р=l-b=70-20=50 мм

F_t=5488.7 Н

9.2 Соединение шестерни открытой передачи и вала

Шпонка 16x10x70 (ГОСТ 23360-78) d=55 мм

l_р=l-b=70-16=64 мм

F_t=9456.7 Н

9.3 Соединение полумуфты и вала

Шпонка 8x7x32 (ГОСТ 23360-78) d=25 мм

l_р=l-b=32-8=24 мм

F_t=180 Н

10. Тепловой расчет

Температура в редукторе

t_в - температура воздуха вне корпуса - 20º С

P₁ - мощность на быстроходном валу - 2000 Вт

η - к.п.д. редуктора - 0.83

K_t - коэффициент теплоотдачи - 10Вт/(м²*град)

A - площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора по таблице 11.6 [1] A ≈ 0.5 м²

11. Смазывание

Для смазывания зубчатого зацепления применим способ непрерывного смазывания жидким маслом окунанием.

В редукторе будем использовать масло И-Т-Д-100 ГОСТ 17479.4-87 для s_Н<200Мпа и окружной скорости до 5 м/с табл. 10.29 [2].

Для контроля уровня масла применим трубчатый маслоуказатель, так как он удобен для обзора.

Для слива загрязненного масла предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой М16´1,5.

Для осмотра зацепления и заливки масла в крышке корпуса выполним одно окно. Окно закроем крышкой с отдушиной. Отдушина необходима для соединения внутреннего объема редуктора с внешней атмосферой.

12. Технический уровень редуктора

Объективной мерой затраченных средств является масса редуктора m, кг, в которой практически интегрирован весь процесс его проектирования. Поэтому за критерий технического уровня можно принять относительную массу, т.е. отношение массы редуктора вращающему моменту на его тихоходном валу. Этот критерий характеризует расход материалов на передачу момента и легок для сравнения.

Масса редуктора

m = φρd₁0,785d₂²∙10^-9 = 7∙7300∙64∙0,785∙248²∙10^-9 =157,9 кг

где φ = 7 - коэффициент заполнения редуктора по графику 12.3 в зависимости от делительного диаметра колеса d₂

d₁ - делительный диаметр червяка.

ρ = 7300 кг/м³ - плотность чугуна.

Критерий технического уровня редуктора

Определение критерия дает возможность оценить место спроектированного редуктора в сравнении со стандартными и решить вопрос о целесообразности его изготовления. При этом надо учесть ограниченность возможностей индивидуального производства для получения высоких критериев технического уровня редуктора.

γ = m/T₂ =157,9/680,6 = 0,23

При γ > 0,2 технический уровень редуктора считается низким, а редуктор морально устаревшим.

Для того чтобы критерий технического уровня редуктора стал в пределах нормы, необходимо снизить массу редуктора, за счет подбора материала изготовления корпуса редуктора. Снижение массы редуктора будет достигнуто за счет использования в качестве материала для изготовления его корпуса дюралюминия, т.к. плотность этого материала намного ниже плотности чугуна, при этом прочность дюралюминия ни сколько не уступает прочности чугуна.

Тогда, масса редуктора:

m = φρd₁0,785d₂²∙10^-9 = 7∙2500∙64∙0,785∙248²∙10^-9 =54 кг

где φ = 7 - коэффициент заполнения редуктора по графику 12.3 в зависимости от делительного диаметра колеса d₂

d₁ - делительный диаметр червяка.

ρ = 2500 кг/м³ - плотность дюралюминия.

Критерий технического уровня: γ = m/T₂ =54/680,6 = 0,08

Список литературы

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Калининград, 1999