124163 (689879), страница 3

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 3)

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивания масла [1, формула 4.14]

Уточняем вращающий момент на валу червяка

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

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки [1,формула 4.26]

В этой формуле коэффициент деформации червяка при q =10 и Z₁ =4 [1,табл. 4.6]

При незначительных колебаниях нагрузки вспомогательный коэффициент Х=0,6

Коэффициент нагрузки

5.5 Проверочный расчет

Проверяем фактическое контактное напряжение

МПа < [G_H] = 173МПа.

Проверяем прочность зубьев червячного колеса на изгиб.

Эквивалентное число зубьев.

Коэффициент формы зуба [1, табл. 4.5] Y_F = 2,19

Напряжение изгиба

Па = 16,2 МПа

2. Определяем основное допускаемое напряжение изгиба для реверсивной работы: , где -коэффициент долговечности, принимаем по его минимальному значению =0,543/1,с.67/;

Таким образом, =98*0,543=53,21МПа. Прочность обеспечена, т. к. < .

Определяем окружные F_t, осевые F_a и радиальные F_r силы в зацеплении соответственно на червяке и на колесе по формулам:

Все вычисленные параметры заносим в табл.6.

Таблица 6

Параметры червячной передачи

6 Расчет ведомого вала редуктора

6.1 Исходные данные

Исходные данные выбираем из табл.3,5,6 с округлением до целых чисел:

Н;

Н;

Н;

F_В3=490Н – нагрузка от цепи на вал под углом 45°;

Т₃=495,3Н;

d=160мм;

b=32мм.

По кинематической схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора.

Рис.4 Схема усилий, действующих на валы червячного редуктора

6.2 Выбор материала вала

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 45, для которой [1, табл.8.4] σ_в = 890 Н/мм². Определяем пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба и кручения

; ;

; Н/мм²;

; Н/мм².

6.3 Определение размеров вала

Определяем диаметр выходного конца вала под ступицей звездочки из расчёта на чистое кручение

(6.1)

где [τ_к]=(20…30)Мпа [1,c.161]

Принимаем [τ_к]=25Мпа.

Диаметр выходного конца

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d₁ =50мм.

Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.5)

Рис.5 Приближенная конструкция ведомого вала

Диаметры подшипниковых шеек d₂ =d₁+2t=50+2х2,8=55,6мм

Принимаем d₂ =60мм

Диаметр под ступицу червячного колеса d₃= d₂ +3,2r=60+3,2х3=69,6мм

Принимаем d₃ =71мм

Диаметр буртика

d₅= d₃ +3,2r=71+9,6=80мм

l₁ =(1,0…1,5)d₁ =1,2х50=60мм

l₂≈1,25d₂ =1,25х60=75мм

l₃ =(0,8..1)хd_am=170мм

Предварительно выбираем подшипник 7512 ГОСТ333-79 с внутренним диаметром 60мм, наружным 110мм, шириной 20мм. l₄ =22мм.

6.4 Расчет ведомого вала на изгиб с кручением

Для построения эпюр с учетом рис.5 определяем расстояния прилагаемых сил (рис.6).

a=b=l₃/2=85мм;

с=l₁/2+l₂-10=95мм;

d=160мм.

Рис.6 Компоновочный эскиз вала

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Силу давления цепной передачи на вал F_В раскладываем на составляющие в осях х и у:

F_Вх= F_Вy= F_Вcos45°=346,5Н.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Изгибающий момент от осевой силы Fа будет: m_а=[Fad/2]: m_а=2615·16010^-3/2; m_а=209Нм.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1m_Ау=0

-R_By·(a+b)+F_r·a+ m_а-F_Ву(a+b+c)=0

R_By=(-F_Ву(a+b+c)+F_r·а+ m_а)/ (a+b);

R_By= (-346,5·0,265+2252·0,085+209)/ 0,17;

R_By==436,5Н

2m_Ву=0

R_Аy·(a+b)-F_r·b- m_а+F_Ву(a+b+c)=0

R_Аy==(-F_Ву·c-+F_r·b+ m_а)/ (a+b);

R_Аy =(-346,5·0,095+2252·0,085+209)/ 0,17;

R_Аy =2162Н

Проверка: F_Ку=0

R_Аy -F_r+ R_By -F_Ву =2162-2252+436,5-346,5=0

Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1у=0;

М_2у=-R_Аy·а;

М_2у=-2162·0,085;

М_2у =-184Нм;

М_2’у= М_2у -m_а (справа);

М_2’у=-184-209;

М_2’у =-293Нм;

М_3у=F_Ву·с;

М_3у=346,5·0,095=33Нм;

М_4у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм (рис.7)

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1m_Ах=0;

-F_Вх·(a+b+с)-R_Вх·(a+b)+ F_t·a=0;

-346,5·(0,085+0,085+0,095)-R_Вх·(0,085+0,085)+6196·0,085=0;

R_Вх=434,8/0,17; R_Вх=2558Н

2m_Вх=0;

R_Ах·(a+b)-F_t·b-F_Вх·с= 0;

R_Ах=(61910,085+346,50,095)/0,17;

R_Ах=3286,5Н

Проверка m_Кх=0;

R_Ах- F_t +F_Вх+R_Вх=2558-6191+346,5-3286,5=0

Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1х=0; М_2х= -R_Ах·а;

М_2х=-3286,5·0,085;

М_2х=-279Нм; М_3х=-F_Вх ·с;

М_3х=-346,5·0,095;

М_3х=-33Нм, М_4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х.

Крутящий момент

Т_I-I=0; Т_II-II=T₁=F_t·d/2;

Т_II-II=619116010^-3/2; Т_II-II=495Нм.

Рис.7 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала.

6.5 Расчет коэффициента запаса прочности

В соответствии с рис.7 наиболее опасным является сечение 2-2, в котором имеются концентраторы напряжений от посадки червячного колеса с натягом, шпоночного паза и возникают наибольшие моменты.

Исходные данные для расчета:

М_2’у=293Нм;

М_2х=279Нм;

Т_2-2=495Нм;

d=71мм;

в=20мм – ширина шпонки,

t=7,5мм – глубина шпоночного паза.

При расчете принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения – по отнулевому циклу.

Определяем результирующий изгибающий момент:

Нм.

Определяем напряжения изгиба:

σ_и=М_и/W;

где W – момент сопротивлению изгибу. По [1,табл.22.1]:

мм³

σ_и=404000/30880=13Н/мм².

При симметричном цикле его амплитуда равна: σ_а= σ_и =95Н/мм².

Определяем напряжения кручения: τ_к=Т_2-2/W_к; где W_к – момент сопротивлению крученю. По [1,табл.22.1]:

мм³

τ_к=495000/65025=7,6Н/мм².

При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла равна:

τ_а= τ_к /2=7,6/2=3,8 Н/мм².

Согласно примечанию к табл. 0.2 [3] в расчет принимаем концентрацию напряжений от посадки зубчатого колеса, для которой по табл.0.5 [3] (интерполируя) К_σ/К_ν=3,9; К_τ/К_d=2,8. По табл. 0.3…0.4 [3]: К_F=1,0 – для шлифованной посадочной поверхности; К_ν=1,0 – поверхность вала не упрочняется. Определяем коэффициенты концентрации напряжении вала:

(К_σ)_D=( К_σ/К_ν+ К_F-1)/ К_ν=(3,9+1-1)/1=3,9;

(К_τ)_D=( К_τ/К_ν+ К_F-1)/ К_ν=(2,8+1-1)/1=2,8.

Определяем пределы выносливости вала:

(σ_-1)_D=σ_-1/(К_σ)_D=383/3,9=98,2 Н/мм²;

(τ_-1)_D=τ_-1/(К_τ)_D=222/2,8=79,3 Н/мм².

Определяем коэффициенты запаса прочности:

s_σ=(σ_-1)_D/ σ_а=98,2/13=7,5;

s_τ=(τ_-1)_D/ τ_а=79,3/3,8=20,8.

Определяем расчетный коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Сопротивление усталости вала в сечении 3-3 обеспечивается.

7 Расчет ведущего вала редуктора-червяка

7.1 Исходные данные

Исходные данные выбираем из табл.3,5,6 с округлением до целых чисел:

Н;

Н;

Н;

Н;

Т₂=116,3Н;

d=83,33мм;

b=40мм.

Схема усилий приведена на рис.4.

7.2 Определение диаметров вала

Ведущий вал – червяк (см.рис.8)

Рис.8 Эскиз червяка

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении (согласно табл. 7.1 [2]):

По ГОСТ принимаем d₁ =25мм

Диаметры подшипниковых шеек d₂ =d₁+2t=25+2х2,2=29,9мм

Принимаем d₂ =30мм d₃≤d_f1=47,88

Принимаем d₃ =40мм

l₁ =(1,2…1,5)d₁ =1,4x25=35мм

l₂≈1,5d₂ =1,5x30=45мм

l₃ =(0,8…1)хd_am=170мм

l₄ – определим после выбора подшипника

7.3 Эскизная компоновка ведущего вала

Назначаем предварительно подшипники шариковые радиально-упорные однорядные средней серии по мм подшипник №36307, у которого D_п=80мм; В_п=21мм [1,c.394, табл.П3].

Выполняем эскизную компоновку вала редуктора. Необходимо определить длину вала L и расстояния от середины подшипников до точек приложения нагрузок a, b и с (рис.6).

Принимаем

Характеристики

Список файлов курсовой работы