Проверка: ?Y=0; -RCX-Ft2+RDX+FX= 0 H ;-54,101 -5180+3694 +1431 = 0 H
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных
сечениях 1..4:
MY1= 0 H*м
MY2=-FX*lОП= -152,438 H*м
MY3=-FX*(lОП+lT/2)+RCX*lT/2=-1431 *(0,077+0,138/2)+54 * 0,138/2= -254,933
H*м
MY4= 0 H*м
строим эпюру крутящих моментов MK=MZ=Ft2*d2/2= 5180*0,32 /2= 828,820 H*м
Определяем суммарные радиальные реакции :
RC=? R2CX+R2CY =? 542+69972 = 6997,609 H
RD=? R2DX+R2DY =? 36942+61572 = 7181,083 H
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:
M2=? M2X2+M2Y2 =? 2902+1522 = 327,826 H*м
M3=? M2X3+M2Y3 =? 4252+2552 = 495,494 H*м
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ.
Быстроходный вал :
Принимаем радиально-упорные шарикоподшипники, средней серии, тип 6309.
Схема установки: в распор.
Размеры:
Диаметр внутреннего кольца d= 45 мм.
Диаметр наружного кольца
D= 100 мм.
Ширина подшипника В= 25 мм.
Грузоподъёмность:
Сr= 50,5 кН.
С0r= 41 кН.
Тихоходный вал:
Принимаем шарикоподшипники осболегкой серии, тип 113.
Схема установки: с фиксирующей опорой.
Размеры:
Диаметр внутреннего кольца d= 65 мм.
Диаметр наружного кольца
D= 100 мм.
Ширина подшипника Т= 18 мм.
Грузоподъёмность:
Сr= 30,7 кН, С0r= 19,6 кН.
КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ПРИВОДА.
Конструирование редуктора.
Модуль зацепления m= 10,00 мм.
1. Конструирование колеса цилиндрической передачи.
Червячное колесо в целях экономии цветных металлов с венцом из бронзы.
Соединение венца с чугунным центром выполняем бандажированием, посадкой с
натягом Н7/s6.
Размеры обода.
Делительный диаметр d2= 320 мм.
Диаметр наибольший dам2= 340 мм.
Ширина венца колеса b= 63
Диаметр наименьший dв=0,9*d2-2,5*m=0,9*320-2,5*10 = 263,0 мм.
Толщина венца S=2,2m+0,05b2=2,2*10+0,05*63= 25,15 мм.
Из ряда Ra40 принимаем S= 25 мм.
S0= 30 мм
h= 6,3 мм
t= 5,04 мм
При наибольшем диаметре колеса менее 500 мм его изготавливаем цельным
Ширина b2= 63 мм.
Размеры ступицы.
Диаметр внутренний d=d3= 75 мм.
Диаметр наружный dст=1,55d= 117 мм.
Толщина ?ст=0,3d= 23 мм.
Длина Lст=(1...1,5)d= 98 мм.
Размеры диска.
Толщина C=0,5(S+?ст) =0,5(25+23) = 24 мм. >0,25b2
Радиусы закруглений R = 6 мм.
Уклон ?= 7 °
Диаметр отверстий d0=(dв-2S0-dст)/4=(263-2*25-23)/4= 23 мм.
Так как расчётный диаметр меньше 25мм, выполняем диск без отверстий . мм.
Конструирование червячного вала.
Червяк выполняем заодно с валом.
Основные элементы корпуса.
Толщина стенки корпуса ?=2*4?0,2Тт ?6; ?= 7,2 мм.
Принимаем ?= 8 мм.
Толщина крышки ?1=0,9? ?6; ?= 6,48 мм.
Принимаем ?1= 7 мм.
Толщина фланца корпуса b=1,5?= 12 мм.
Толщина фланца крышки корпуса b1=1,5?1= 10,5 мм.
Толщина нижнего пояса корпуса p=2,35?= 19 мм.
Толщина ребер основания корпуса m=(0,85...1)?= 8 мм.
Толщина ребер крышки m1=(0,85...1)?1= 7 мм.
Диаметр болтов:
соединяющих основание корпуса с крышкой d=3?2Тт=3?2*828 = 12 мм.
у подшипников d1=(0,7...0,75)d= 10 мм.
фундаментных болтов dф=1,25d= 16 мм.
Размеры, определяющие положение болтов d2:
е=(1...1,2)d1= 11 мм.
q=0,5d2+d4=0,5*14+10= 17 мм.
Дополнительные элементы корпуса.
Гнездо под подшипник:
диаметр отверстия в гнезде под быстроходный вал Dп1= 100 мм.
диаметр отверстия в гнезде под тихоходный вал Dп2= 100 мм.
винты крепления крышки подшипника быстроходного вала М 12
винты крепления крышки подшипника тихоходного вала М 12
число винтов крышки подшипника быстроходного вала n1= 6
минимальное число винтов крышки подшипника тихоходного вала n2= 6
диаметр гнезда под подшипник быстроходного вала Dк1=D1+3= 154 мм.
диаметр гнезда под подшипник тихоходного вала Dк2=D2+3= 154 мм.
длина гнезда l=d+c2+Rб+(3...5) =10+12+8+(3...5)= 36 мм.
Радиус Rб= 11 мм.
Расстояние до стенки корпуса с2=Rб+2= 13 мм.
Размеры штифта по ГОСТ 3129-70 (табл10.5. [3]):
dш= 12 мм.
lш=b+b1+5=12+10,5+5= 30 мм.
Предусмотрим уклон днища 2° в сторону маслоспускного отверстия для
облегчения слива масла. Для заливки масла и осмотра в крышке корпуса
выполним окно, закрываемое крышкой.
10.4. Установка элементов передач на вал.
Для соединения вала с элементами открытой передачи используем шпоночное
соединение, при нереверсивной работе без толчков и ударов применяем посадку
Н7/k6.
Для установки полумуфты на вал назначаем посадку- Н7/k6.
При передаче вращающего момента шпоночным соединением для цилиндрических
колес назначаем посадку Н7/r6.
Посадка призматической шпонки по ГОСТ 23360-78 по ширине шпонки p9, по
ширине шпоночного паза P9.
Посадка подшипников на вал k6, поле допуска отверстия для наружного кольца
подшипников-Н7.
СМАЗЫВАНИЕ.
С целью защиты от коррозии и снижения коэффициента трения, уменьшения
износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения
шума и вибрации применяют смазывание зацеплений и подшипников.
а) Смазывание зацепления.
Применяем непрерывное смазывание жидким маслом окунанием.
В зависимости от контактного напряжения и окружной скорости выбираем по
табл. 10.29. [1] следующий сорт масла: И-Т-Д-100
Количество масла принимаем, из расчета 0,4...0,8 литра на 1кВт. Мощности,
равным 3,2 л.
б) Для контроля уровня масла, находящегося в редукторе, предусматриваем
оконный маслоуказатель.
в) Для слива масла, налитого в корпус редуктора, предусматриваем в корпусе
сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.
г) При длительной работе, в связи с нагревом масла и воздуха повышается
давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения
и стыки.
Чтобы избежать этого, предусматриваем отдушину, связывающую внутреннюю
полость редуктора с внешней средой.
ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЁТЫ.
Проверочный расчёт подшипников
Быстроходный вал.
Входные данные:
Угловая скорость вала ?= 50,79 с-1.
Осевая сила Fa= 5180,125 Н.
Реакции в подшипниках:
В правом R1= 1723,592 Н.
В левом R2= 1683,515 Н.
Характеристика подшипников:
Рядность подшипников в наиболее нагруженной опоре i= 1
Базовая грузоподъемность CR= 50500 Н.
Статическая грузоподъёмность C0r= 41000 Н.
Коэффициент радиальной нагрузки X= 0,45
Отношение iRF/(C0R)= 0,12634451
Коэффициент осевой нагрузки Y= 1,13
Коэффициент влияния осевого нагружения е= 0,48 кН.
Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника RS1= 827,3 Н.
Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника RS2= 808,1 Н.
Осевая нагрузка подшипника RА1= 827,3 Н.
Осевая нагрузка подшипника RА2= 6007,4 Н.
Радиальная нагрузка подшипника Rr= 1723,6 Н.
Коэффициент безопасности Кб= 1,1
Температурный коэффициент К?= 1
Коэффициент вращения V= 1
Расчёт:
Отношение RA/(V*Rr)= 3,485
Эквивалентная динамическая нагрузка
RE=(XVRr+YRa)KбKт=(0,45*1*1723,6+1,13*6007,6)*1,1*1 = 8320,38
По ГОСТ 16162-85 для червячных редукторов принимаем Lh=5000 часов.
Для шариковых подшипников показатель степени: m=3
Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность
Crp=RE*m?573?Lh/106=8320,38*3?573*50,79*10000/106= 43763,37 Н.
Подшипник пригоден
Долговечность подшипника
L10h=106*(Cr/RE)m/(573?)=106*(43763,37/8320,38)3/(573*50,79)= 7682,7
часов.
Тихоходный вал.
Входные данные:
Угловая скорость вала ?= 6,35 с-1.
Осевая сила Fa= 2684 Н.
Реакции в подшипниках:
В правом R1= 7181,083 Н.
Влевом R2= 6997,609 Н.
Характеристика подшипников:
Рядность подшипников в наиболее нагруженной опоре i= 1
Базовая грузоподъемность CR= 30700 Н.
Статическая грузоподъёмность C0r= 19600 Н.
Коэффициент радиальной нагрузки X= 0,56
Отношение iRF/(C0R)= 0,13693878
Коэффициент осевой нагрузки Y= 1,286
Коэффициент влияния осевого нагружения е= 0,34 кН.
Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника RS1= 0 Н.
Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника RS2= 0 Н.
Осевая нагрузка подшипника RА1= 2684 Н.
Осевая нагрузка подшипника RА2= 2684 Н.
Радиальная нагрузка подшипника Rr= 7181,083 Н.
Коэффициент безопасности Кб= 1,1
Температурный коэффициент К?= 1
Коэффициент вращения V= 1
Расчёт:
Отношение RA/(V*Rr)= 0,37375978
Эквивалентная динамическая нагрузка
RE=(XVRr+YRa)KбKт=(0,45*1*7181,083+1,13*2684)*1,1*1 = 8220,33353
По ГОСТ 16162-85 для червячных редукторов принимаем Lh=5000 часов.
Для шариковых подшипников показатель степени: m=3
Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность
Crp=RE*m?573?Lh/106=RE*m?573*6,35*5000/106 = 21619,9933 Н.
Подшипник пригоден
Долговечность подшипника
L10h=106*(Cr/RE)m/(573?)=106*(21619,9933/8220,33353)3/(573*6,35)=
14315,8936 часов.
Проверочный расчёт шпонок.
Проверку шпонок ведём на смятие. Про допустимом напряжении [?]см= 150
Н/мм2.
Шпонка на выходном конце быстроходного вала .
Диаметр вала d= 38 мм.
Из конструктивной компоновки полная длинна шпонки l= 45 мм.
По табл. К42. [1] определяем:
ширина шпонки b= 10 мм.
высота шпонки h= 8 мм.
глубина паза вала t1= 5 мм.
Определяем рабочую длину шпонки lр=l-b= 35 мм.
Определяем площадь смятая Асм=(0,94*h-t1)*lp=(0,94*8-5)*45 = 88,2 мм2.
Окружная сила на быстроходном валу Ft= 2684,000 Н.
Расчётная прочность ?см=Ft/Aсм= 88,2 < 150 (Н/мм2)
Условие прочности ?см < [?]см выполнено.
Шпонка вала под колесо.
Из проектного расчета вала принимаем диаметр вала под зубчатым колесом d=
75 мм.
Из конструктивной компоновки полная длинна шпонки l= 120 мм.
По табл. К42. [1] определяем:
ширина шпонки b= 20 мм.
высота шпонки h= 12 мм.
глубина паза вала t1= 7,5 мм.
Определяем рабочую длину шпонки lр=l-b= 100 мм.
Определяем площадь смятая Асм=(0,94*h-t1)*lp=(0,94*12-7,5)*100 = 378 мм2.
Окружная сила на колесе Ft= 7487,3 Н.
Расчётная прочность ?см=Ft/Aсм= 19,81 < 150 (Н/мм2)
Условие прочности ?см < [?]см выполнено.
Шпонка на выходном конце тихоходного вала .
Из проектного расчета вала принимаем диаметр выходного конца вала d= 60
мм.
Из конструктивной компоновки полная длинна шпонки l= 71 мм.
По табл. К42. [1] определяем:
ширина шпонки b= 16 мм.
высота шпонки h= 10 мм.
глубина паза вала t1= 6 мм.
Определяем рабочую длину шпонки lр=l-b= 55 мм.
Определяем площадь смятая Асм=(0,94*h-t1)*lp=(0,94*10-6)*55 = 187 мм2.
Окружная сила на тихоходном валу Ft= 5180,1 Н.
Расчётная прочность ?см=Ft/Aсм= 27,701 < 150 (Н/мм2)
Условие прочности ?см < [?]см выполнено.
Уточненный расчет валов [3].
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному
циклу, а касательные от кручения по отнулевому. Расчет производим для
предположительно опасных сечений каждого из валов.
Быстроходный вал.
Проедал выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел на растяжение ?B= 900,00 H/мм2.
?-1=0,43?в=0,43*900 = 387,00 H/мм2.
Проедал выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
?-1=0,58?-1=0,58*387 = 224,46 H/мм2.
Сечение А-А.
Это сечение под элементом открытой передачи рассчитываем на кручение.
Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
Диаметр выходного конца вала d = 38 мм.
Для этого находим:
среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=?d3/16-bt1(d-t1)2/2d= ?383/16-
20*6(38-224)2/2*38 = 10057,64 мм3
амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T1/2Wк нетто=107/2*10057,64 =
5,34 H/мм2.
принимаем по табл. 8.5. , 8.8 , эффективный коэффициент концентрации
касательных напряжений k?= 1,9
интерполируя, масштабный фактор для касательных напряжений ??= 0,738
коэффициент ??= 0,1
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95
Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v/(??*?)+??*?m) =224/(1,9 *
5,34/(0,738*?)+0,1*224)= 14,96
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям .
Для этого находим:
момент консольной нагрузки М= Fоп*lоп= Fоп*0,067= 110213 H*мм.
среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=?d3/32-bt1(d-t1)2/2d= 4670,60
мм3.
амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T1/2Wк нетто=107/2*4670,60 = 22,99
H/мм2.
принимаем по табл. 8.5. , 8.8, эффективный коэффициент концентрации
касательных напряжений k?= 1,9
интерполируя, масштабный фактор для нормальных напряжений ??= 0,856
коэффициент ??= 0,2
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95
Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v/(??*?)+??*?m) =?-
1/(1,9*?v/(0,856*?) +0,2*23)= 6,637
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
s=s?*s?*/?s2?+s2?=6,637 *15 */6,6372+152= 6,067
Сечение Б-Б.
Это сечение под подшипником. Концентрация напряжений вызывает посадка
подшипника с гарантированным натягом.
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
Диаметр вала под подшипник d= 45 мм.
Отношение D/d= 1,24
Выбираем радиус галтели r= 1,00 мм.
Отношение r/d= 0,02
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
Для этого находим:
Изгибающий момент M=Fвl3= 110213 H*мм.
осевой момент сопротивления W=?d3/32=?453/32= 8946,18 мм3
полярный момент Wp=2W= 17892,36 мм3
амплитуда и среднее напряжение цикла костыльных напряжений
?v=?m=?max/2=T1/2Wp= 3,00 H/мм2.
принимаем по табл. 8.5. , 8.8 , эффективный коэффициент концентрации
касательных напряжений k?= 1,9
масштабный фактор для касательных напряжений ??= 0,715
коэффициент ??= 0,1
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95
Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m) =?-1/(1,9*?v
/(0,715 *0,95)+0,1*?m)= 25,825
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям .
Для этого находим:
амплитуда нормальных напряжений ?v=?m=?max/2=М/2W= 6,16 H/мм2.
принимаем по табл. 8.5. , 8.8, эффективный коэффициент концентрации
касательных напряжений k?= 2,8
масштабный фактор для касательных напряжений ??= 0,835
коэффициент ??= 0,2
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95
Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m)= 16,844
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б
s=s?*s?*/?s2?+s2?=16,8 *0,735*/?16,82+0,7352= 14,108
Тихоходный вал.
Проедал выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел на растяжение ?B= 900 H/мм2.
?-1=0,43?в= 387 H/мм2.
Предал выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
?-1=0,58?-1= 224,46 H/мм2.
Сечение А-А.
Это сечение под элементом открытой передачи рассчитываем на кручение.
Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
Диаметр выходного конца вала d= 60 мм.
Для этого находим:
среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=?d3/16-bt1(d-t1)2/2d=?d3/16-
b*224(60-224)2/2*60 = 40078,70 мм3
амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T2/2Wк нетто= 10,34 H/мм2.
принимаем по табл. 8.5. , 8.8 , эффективный коэффициент концентрации
касательных напряжений k?= 1,9
интерполируя, масштабный фактор для касательных напряжений ??= 0,675
коэффициент ??= 0,1
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95
Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m) =224/(1,9*?v
/(0,675*0,95)+0,1*?m)= 7,087
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям .
Для этого находим:
момент консольной нагрузки М= Fоп*lоп= 848571 H*мм.
среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=?d3/32-bt1(d-t1)2/2d=
18872,95 мм3.
амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T2/2Wк нетто=T2/2*18872,95 = 43,92
H/мм2.
принимаем по табл. 8.5. , 8.8, эффективный коэффициент концентрации
касательных напряжений k?= 1,9
интерполируя, масштабный фактор для нормальных напряжений ??= 0,79
коэффициент ??= 0,2
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95
Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m) =?-1/(1,9*?v
/(0,79*0,95)+0,2*?m)= 3,226
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
s=s?*s?*/?s2?+s2?=0,79*1,9*/?0,792+1,92= 2,936
Сечение Б-Б.
Это сечение под подшипником. Концентрация напряжений вызывает посадка
подшипника с гарантированным натягом.
Диаметр вала под подшипник d= 65 мм.
Отношение D/d= 1,15
Выбираем радиус галтели r= 1,50 мм.
Отношение r/d= 0,02
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
Для этого находим:
Изгибающий момент M=Fвl3= 614 H*мм.
осевой момент сопротивления W=?d3/32=?*653/32= 26961,25 мм3
полярный момент Wp=2W= 53922,50 мм3
амплитуда и среднее напряжение цикла костыльных напряжений
?v=?m=?max/2=T1/2Wp=T1/2*53922,50 = 7,69 H/мм2.
принимаем по табл. 8.5. , 8.8 , эффективный коэффициент концентрации
касательных напряжений k?= 1,67
масштабный фактор для касательных напряжений ??= 0,6625
коэффициент ??= 0,1
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95
Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m) =7,69/(1,67*7,69
/(0,6625*0,95)+0,1*?m = 10,601
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям .
Для этого находим:
амплитуда нормальных напряжений ?v=?m=?max/2=М/2W= 0,01 H/мм2.
принимаем по табл. 8.5. , 8.8, эффективный коэффициент концентрации
касательных напряжений k?= 2,68
масштабный фактор для касательных напряжений ??= 0,775
коэффициент ??= 0,2
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95
Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m)= 10077,947
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б
s=s?*s?*/?s2?+s2?=10077,947 *10,601*/?10077,947 2+10,6012= 10,601
Сечение В-В.
Это сечение под зубчатым колесом. Концентрация напряжений обусловлена
наличием шпоночной канавки.
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
Для этого находим:
Диаметр выходного конца вала d= 75 мм.
среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=?d3/16-bt1(d-t1)2/2d=?753/16-
b*5,29(75-5,29)2/2*75 = 78278,71 мм3
амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T2/2Wк нетто=T2/2*78278,71 = 5,29
H/мм2.
принимаем по табл. 8.5. , 8.8 , эффективный коэффициент концентрации
касательных напряжений k?= 1,9
интерполируя, масштабный фактор для касательных напряжений ??= 0,64
коэффициент ??= 0,1
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95
Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m) =?-1/(1,9*?v
/(0,64*0,95)+0,1*?m)= 13,157
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям .
Для этого находим:
Суммарный изгибающий момент берем из эпюр M= 495494 H*мм.
среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=?d3/32-bt1(d-t1)2/2d=?753/32-
b5,29(d-5,29)2/2*75 = 36861,23 мм3.
амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T2/2Wк нетто=T2/2*36861,23 = 22,48
H/мм2.
принимаем по табл. 8.5. , 8.8, эффективный коэффициент концентрации
касательных напряжений k?= 1,9
интерполируя, масштабный фактор для нормальных напряжений ??= 0,75
коэффициент ??= 0,2
коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности ?= 0,95
Коэффициент запаса прочности s?=?-1/(k?*?v /(??*?)+??*?m) =?-1/(1,9*
22,5/(0,75*0,95)+0,1*?m)= 6,005
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В-В
s=s?*s?*/?s2?+s2?=6,005*13*/?6,0052+132= 5,463
Расчет на жесткость вала червяка.
Проверим стрелу прогиба для червяка. Для этого определим приведенный момент
инерции поперечного сечения.
Jпр=?d4f1/64*(0,375+0,625*da1/df1) =?754/64*(0,375+0,625*70/75)=
719814,2752 мм4
Стрела прогиба f=l31*? F2t1+F2r1/(48EJпр) =l31*? 51802+38402/(48EJпр)=
1,37879E-07 мм.
Допускаемый прогиб [f]=(0,005...0,01)m= 0,05 0,1
Жесткость обеспечена, так как f<[f].
Тепловой расчет редуктора.
Температура воздуха tв= 20 ° С
Коэффициент теплопередачи Кt= 15 Вт/(м2*град)
Определяем по табл. 11.6 [1] площадь поверхности охлаждения в зависимости
от межосевого расстояния А = 0,67 мм2
Температура масла без искусственного охлаждения при непрерывной работе
tм=tв+Р1*(1-?)/(Kt*A) =20+5,453*(1-0,876)/(15*0,67) = 74,3 ° С,
где tв – температура воздуха,
Р1 – мощность на быстроходном валу,
? - КПД редуктора,
Kt – коэффициент теплоотдачи,
A – площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора.
Температура масла не превышает допустимой [t]м=80...95° С.
-----------------------
Z
X
Y
RAY
1
RBY
3
4
RAX
2
FX1
RBX
B
A
Fr
Ft
Fa
LБ/2
LБ/2
lоп
MZ
(H*м)
MY
(H*м)
MX
(H*м)
Рис.1 Эпюра моментов на быстроходном валу
Z
Рис.2 Эпюра моментов на тихоходном валу
RDY
4
lоп
lТ/2
lТ/2
Fa
Ft
Fr
D
C
RCX
FX2
3
RDX
1
2
RCY
MX
(H*м)
MY
(H*м)
MZ
(H*м)
FY2
Y
X
40
247
-110
-260
107
290
425
-4,56
-152
-255
828
Страницы: 1, 2, 3
|