Редуктор

ИгорьDetails.dwg

Радиусы скруглений 0.5 мм max.
Термообработка - витки калить HRC 45 50.
остальных +t 2 по ГОСТ 25670-83.
Неуказанные прдельные отклонения размеров: отверстий +t
Число витков червяка
Делительный угол подъема
Наравление линии витка
Радиусы скруглений 1.6 мм max.
Размеры для справок.
Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Межосевое расстояние
После затяжки выступающую часть спилить и раскернить
отв. М8 сверлить и нарезать после напрессовки венца
ПРОБКИ К МАСЛОСПУСКНЫМ ОТВЕРСТИЯМ М1:1
ЖЕЗЛОВЫЙ МАСЛОУКАЗАТЕЛЬ М1:1
МАСЛОУКАЗАТЕЛЬ С ТРУБКОЙ ИЗ ОРГСТЕКЛА M1:1
ОТДУШИНЫ С СЕТКОЙ М1:1
ПРОБКА ОТДУШИНА М1:1
СМОТРОВЫЕ ОКНА С ОТДУШИНАМИ M1:1

ИгорьReduktor.dwg

ПРОБКИ К МАСЛОСПУСКНЫМ ОТВЕРСТИЯМ М1:1
ЖЕЗЛОВЫЙ МАСЛОУКАЗАТЕЛЬ М1:1
МАСЛОУКАЗАТЕЛЬ С ТРУБКОЙ ИЗ ОРГСТЕКЛА M1:1
ОТДУШИНЫ С СЕТКОЙ М1:1
ПРОБКА ОТДУШИНА М1:1
СМОТРОВЫЕ ОКНА С ОТДУШИНАМИ M1:1
конический однорядный
средней широкой серии : 7608
радиальный однорядный

PZ.doc

Спроектировать привод в состав входят следующие передачи:
- червячная передача;
– шарико-винтовая передача.
Мощность на выходном валу Р = 55 кВт.
Скорость выходного вала V=0.008мс
Частота вращения выходного вала n = 6858 об.мин.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
Расчёт 1-й червячной передачи
Предварительный расчёт валов
Конструктивные размеры шестерен и колес
Проверка прочности шпоночных соединений
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Расчёт реакций в опорах
Проверка долговечности подшипников
Уточнённый расчёт валов
Тепловой расчёт редуктора
Технология сборки редуктора
Список использованной литературы
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ
По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:
- для закрытой червячной передачи: 1 = 085
Общий КПД привода будет:
= 1 x x n x подш.2 x муфты
= 085 x 0992 x 098 = 0816
где подш. = 099 - КПД одного подшипника.
муфты = 098 - КПД муфты.
Угловая скорость на выходном валу будет:
вых. = x nвых. 30 = 3.14 x 6858 30 = 7182 радс
Требуемая мощность двигателя будет:
Pтреб. = Pвых. = 55 0816 = 674 кВт
В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 132M6 (исполнение IM1081) с синхронной частотой вращения 1000 обмин с параметрами: Pдвиг.=75 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг.=960 обмин угловая скорость двиг. = x nдвиг. 30 = 314 x 960 30 = 100531 радс.
Oбщее передаточное отношение:
U = вход. вых. = 100531 7182 = 13998
Руководствуясь таблицами 1.2[2] и 1.3[2] для передач выбрали следующие передаточные числа:
Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу :
n1 = nдвиг. = 960 об.мин.
= двиг. = 100531 радc.
0 14 = 68571 об.мин.
0531 14 = 7181 радc.
Вращающие моменты на валах будут:
T1 = Pтреб. x подш. 1 =
4 x 106 x 099 100531 = 66373556 Нxмм
T2 = T1 x U1 x 1 x подш. =
373556 x 14 x 085 x 099 = 781946864 Нxмм
РАСЧЁТ 1-Й ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Число витков червяка z1 принимаем в зависимости от передаточного числа: при U=14 принимаем z1=4 (см. с.55[1]). Число зубьев червячного колеса:
z2 = z1 x U = 4 x 14 = 56
Принимаем стандартное значение z2 = 56
При этом фактическое передаточное число Uф = z2 z1 = 56 4 = 14
Отличие от заданного:
(Uф - U) x 100 U = (14 - 14) x 100 14 = 0%
По ГОСТ 2144-76 допустимо отклонение = 4%.
Выбираем материал червяка и венца червячного колеса.
Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой менее HRC 45 и последующим шлифованием.
Предварительно примем скорость скольжения V=4331мc. Тогда по таблицам 4.8 и 4.9[1] выбираем для венца червячного колеса БрА10Ж4Н4Л (отливка в кокиль).
В этом случае по табл. 4.8 и 4.9 основное допускаемое контактное напряжение:
где [H] = 17318 МПа - по табл. 4.9[1] KHL - коэффициент долговечности при числе циклов нагружения больше базового что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимаем по его минимальному значению KHL = 067.
Допустимое контактное напряжение:
[H] = 17318 x 067 = 116031 МПа.
Расчетное допускаемое напряжение изгиба:
[-1F] = [-1F]' x KFL
где [-1F]' = 81 МПа - основное допускаемое напряжение изгиба для реверсивной работы по табл. 4.8[1] KFL - коэффициент долговечности при числе циклов нагружения больше базового что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимаем по его минимальному значению KFL = 0543.
Допустимое напряжение изгиба:
[-1F] = 81 x 0543 = 43983 МПа.
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=10 и коэффициент нагрузки K=12.
Вращающий момент на колесе:
T(кол.) = T(черв.) x U x передачи x подш. = 66373556 x 14 x 085 x 099 = 781946864 Нxмм.
Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности [см. формулу(4.9[1])]:
a = (z2 q + 1) x ((170 x q (z2 x [H]))2 x T(кол.) x K)13 =
(56 10 + 1) x ((170 x 10 (56 x 116031))2 x 781946864 x 12)13 =
Округлим: a = 264 мм.
m = 2 x a (Z2 + q) = 2 x 264 (56 + 10) = 8 мм.
Принимаем по ГОСТ 2144-76 (табл. 4.1 и 4.2) стандартные значения m=8 мм и q=10 а также z1=4 и z2=56.
Тогда пересчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям m q и Z2:
a = m x (z2 + q) 2 = 8 x (56 + 10) 2 = 264 мм.
Основные размеры червяка:
делительный диаметр червяка:
диаметр вершин витков червяка:
диаметр впадин витков червяка:
df1 = d1 - 2.4 x m = 80 - 2.4 x 8 = 608 мм.
длина нарезанной части шлифованного червяка (см. формулу 4.7[1]):
принимаем b1 = 166 мм.
делительный угол по табл. 4.3[1]: при z1=4 и q=10 угол =218o.
Основные размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр червячного колеса:
диаметр вершин зубьев червячного колеса:
диаметр впадин червячного колеса:
наибольший диаметр червячного колеса:
принимаем: daM2 = 472 мм.
ширина венца червячного колеса (см. формулу 4.12[1]):
b2 = 0.67 x da1 = 0.67 x 96 = 6432 мм.
принимаем: b2 = 64 мм.
Окружная скорость червяка:
V = x d1 x n(шест.) 60 = 3.142 x 80 x 10-3 x 960 60 = 4021 мc.
Скорость скольжения:
Vs = V Cos() = 4021 cos(218o) = 4331 мc.
Уточняем КПД редуктора (cм. формулу 4.14[1]).
По табл. 4.4[1] при скорости Vs=4331 мc при шлифованном червяке приведённый угол трения ' = 125o. КПД редуктора с учетом потерь в опорах потерь на разбрызгивание и перемешивание масла:
= (0.95 0.96) x tg() tg( + ') = 0.95 x tg(218o) tg(218o + 125o) = 89299%.
По табл. 4.7[1] выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv=11.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки (cм. формулу 4.26[1]):
K = 1 + (z2 )3 x (1 - ).
В этой формуле: коэффициент деформации червяка =70 - по табл. 4.6[1]. При постоянной нагрузке вспомогательный коэффициент =1 (см. c.65[1]). Тогда:
K = 1 + (56 70)3 x (1 - 1) = 1.
Коэффициент нагрузки:
K = K x Kv = 1 x 11 = 11.
Проверяем контактное напряжение (см. формулу 4.23[1]):
H = 170 x q x (T(кол.) x K x (z2 q + 1)3 a3)12 z2 =
H = 11129 МПа = [h] = 116031 МПа.
Проверяем прочность зуба на изгиб.
Эквивалентное число зубьев:
Zv = z2 cos3() = 56 cos3(218o) = 69962.
Коэффициент формы зуба по табл. 4.5[1] Yf=211.
F = 1.2 x T(кол.) x K x YF (z2 x b2 x m2) =
2 x 781946864 x 11 x 211 (56 x 64 x 82) =
95 МПа = [-1F] = 43983 МПа.
Условие прочности выполнено.
Силы действующие на червяк и червячное колесо:
окружная сила на червячном колесе равная осевой силе на чевяке:
окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе:
радиальные силы на колесе и червяке:
Fr1 = Fr2 = Ft2 x tg(20o) = 3490834 x tg(20o) = 127056 H.
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ
Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Диаметр вала при допускаемом напряжении [к] = 16 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:
dв >= (16 x Tк ( x [к]))13
В е д у щ и й в а л.
dв = (16 x 66373556 (3142 x 16))13 = 27645 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 36 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.
Под 3-й элемент (червяк) выбираем диаметр вала: 50 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40 мм.
В ы х о д н о й в а л.
dв = (16 x 781946864 (3142 x 16))13 = 62904 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 75 мм.
Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 80 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 75 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 70 мм.
Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРЕН И КОЛЁС
Ч е р в я ч н о е к о л е с о 1 - й п е р е д а ч и.
Диаметр ступицы: dступ = (15 18) x dвала = 15 x 80 = 120 мм.
Длина ступицы: Lступ = (12 17) x dвала = 12 x 80 = 96 мм = 64 мм.Толщина обода напрессовываемой (рабочей) части червячного колеса:
= 2 x mn + 005 x b2 = 2 x 8 + 005 x 64 = 192 мм = 19 мм.
где mn = 8 мм - модуль зацепления b2 = 64 мм - ширина зубчатого венца червячного колеса.
Толщина обода центральной части червячного колеса:
о = 125 x = 125 x 19 = 2375 мм = 24 мм.
Толщина диска: С = (12 13) x o = 12 x 19 = 228 мм = 23 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = df2 - 2 x (o + ) = 4288 - 2 x (19 + 24) = 3428 мм = 342 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 05 x (Doбода + dступ.) = 05 x (342 + 120) = 231 мм
где Doбода = 342 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ. - 30) 4 = (342 + 120 - 30) 4 = 108 мм = 48 мм.
Параметры для стопорных винтов: Dвинт = (12 14) x m = 13 x 8 = 104 мм.
Подбираем стандартный болт M12.
ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА
Для редукторов толщину стенки корпуса отвечающую требованиям технологии литья необходимой прочности и жёсткости корпуса вычисляют по формуле:
= 1.3 x (T(тихоходная ступень))14 = 1.3 x 78194714 = 6874 мм
Так как должно быть >= 8 мм принимаем = 8 мм.
В местах расположения обработанных платиков приливов бобышек во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:
= 1.5 x = 1.5 x 8 = 12 мм
Плоскости стенок встречающиеся под прямым углом сопрягают радиусом
r = 0.5 x = 0.5 x 8 = 4 мм. Плоскости стенок встречающиеся под тупым углом сопрягают радиусом R = 1.5 x = 1.5 x 8 = 12 мм.
Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна 08 x = 08 x 8 = 64 мм.
Учитывая неточности литья размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2 4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.
Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков высота h которых принимается h = (04 05) x . Принимаем h = 05 x 8 = 4 мм.
Толщина стенки крышки корпуса 3 = 09 x = 09 x 6874 = 6187 мм. Округляя получим
Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:
d = 125 x (T(тихоходная ступень))13 = 125 x 78194713 = 11516 мм
Принимаем d = 12 мм.
Диаметр штифтов dшт = (07 08) x d = 07 x 12 = 84 мм. Принимаем dшт = 9 мм.
Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):
dф = 1.25 x d = 1.25 x 12 = 15 мм. Принимаем dф = 16 мм.
Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:
h0 = 25 x d = 25 x 16 = 40 мм.
РАСЧЁТ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ
Силы действующие на вал и углы контактов элементов передач:
Fz3 = Fa3 = -3490834 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:
Rx2 = ((-Fa3 * cos(Alfa3) * d1[1-й передачи] 2) - Fx2 * L3) (L2 + L3)
= ((-(-3490834) * cos(90) * 80 2) - (-1659339) * 250) (250 + 250)
Ry2 = ((-Fa3 * sin(Alfa3) * d1[1-й передачи] 2) - Fy3 * L3) (L2 + L3)
= ((-(-3490834) * sin(90) * 80 2) - (-127056) * 250) (250 + 250)
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:
= (-82967) - (-1659339)
= (-914547) - (-127056)
Суммарные реакции опор:
Fz2 = Fa2 = 1659339 H
Rx1 = ((-Fa2 * cos(Alfa2) * d2[1-й передачи] 2) - Fx2 * L2) (L1 + L2)
= ((-1659339 * cos(0) * 448 2) - 3490834 * 75) (75 + 75)
Ry1 = (-Fy2 * L2) (L1 + L2)
= (-127056 * 75) (75 + 75)
= (-(-4223363)) - 3490834
= (-(-63528)) - 127056
ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ
Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7608 средней широкой серии со следующими параметрами:
d = 40 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 90 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 90 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 675 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Отношение Fa Co = 3490834 67500 = 0052; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 03. Здесь Fa = -3490834 Н - осевая сила действующая на вал.
В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S определяемые по формулам:
S2 = 0.83 x e x Pr2 = 0.83 x 03 x 902827 = 224804 H.
Тогда осевые силы действующие на подшипники установленные враспор будут равны (см. стр. 216[1]):
Pa1 = S2 + Fa = 224804 + 3490834 = 3715638 H.
Pa2 = -S2 = -224804 H;
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х x V x Pr1 + Y x Pa1) x Кб x Кт
где - Pr1 = 1234807 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 16 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение Pa1 (Pr1 тогда по табл. 9.18[1]: X = 04; Y = 203.
Тогда: Pэ = (04 x 1 x 1234807 + 203 x 3715638) x 16 x 1 = 12858669 H.
Расчётная долговечность млн. об. (формула 9.1[1]):
L = (C Рэ)3 = (90000 12858669)103 = 655876 млн. об.
Расчётная долговечность ч.:
Lh = L x 106 (60 x n1) = 655876 x 106 (60 x 960) = 11386736 ч
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника) установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]) здесь n1 = 960 обмин - частота вращения вала.
Рассмотрим подшипник второй опоры:
Отношение Pa (Pr2 тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 x 1 x 902827 + 0 x 224804) x 16 x 1 = 1444523 H.
L = (C Рэ)3 = (90000 1444523)103 = 958797356 млн. об.
Lh = L x 106 (60 x n1) = 958797356 x 106 (60 x 960) = 16645787431 ч
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 315 средней серии со следующими параметрами:
d = 75 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 160 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 112 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 725 кН - статическая грузоподъёмность.
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.
Рэ = (Х x V x Pr1 + Y x Pa) x Кб x Кт
где - Pr1 = 4270876 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 1659339 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 16 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение Fa Co = 1659339 72500 = 0023; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0209.
Отношение Fa (Pr1 тогда по табл. 9.18[1]: X = 056; Y = 2103.
Тогда: Pэ = (056 x 1 x 4270876 + 2103 x 1659339) x 16 x 1 = 9410598 H.
L = (C Рэ)3 = (112000 9410598)3 = 1685786 млн. об.
Lh = L x 106 (60 x n2) = 1685786 x 106 (60 x 68571) = 409742214 ч
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника) установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]) здесь n2 = 68571 обмин - частота вращения вала.
УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ
Р а с ч ё т 1 - г о в а л а.
Крутящий момент на валу Tкр. = 66373556 Hxмм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности b = 780 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
-1 = 058 x -1 = 058 x 3354 = 194532 МПа.
Диаметр вала в данном сечении D = 36 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
S = -1 ((k (t x )) x v + t x m) где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
v = m = max 2 = 05 x Tкр. Wк нетто = 05 x 66373556 8493523 = 3907 МПа
Wк нетто = x D3 16 - b x t1 x (D - t1)2 (2 x D) =
42 x 363 16 - 10 x 5 x (36 - 5)2 (2 x 36) = 8493523 мм3
где b=10 мм - ширина шпоночного паза; t1=5 мм - глубина шпоночного паза;
- t = 0.1 - см. стр. 166[1];
- = 0.97 - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности см. стр. 162[1].
- k = 17 - находим по таблице 8.5[1];
- = 077 - находим по таблице 8.8[1];
S = 194532 ((17 (077 x 097)) x 3907 + 01 x 3907) = 20955.
ГОСТ 16162-78 указывает на то чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия консольной нагрузки приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для редукторов должна быть 25 x Т12.
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм получим Мизг. = 25 x Tкр12 x l 2 = 25 x 6637355612 x 80 2 = 25763066 Нxмм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
S = -1 ((k ( x )) x v + x m) где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
v = Mизг. Wнетто = 25763066 3913081 = 6584 МПа
Wнетто = x D3 32 - b x t1 x (D - t1)2 (2 x D) =
42 x 363 32 - 10 x 5 x (36 - 5)2 (2 x 36) = 3913081 мм3
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
m = Fa ( x D2 4) = 0 (3142 x 362 4) = 0 МПа Fa = 0 МПа - продольная сила В сечении
- = 02 - см. стр. 164[1];
- = 0.97 - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности см. стр. 162[1];
- k = 18 - находим по таблице 8.5[1];
- = 088 - находим по таблице 8.8[1];
S = 3354 ((18 (088 x 097)) x 6584 + 02 x 0) = 24158.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = S x S (S2 + S2)12 = 24158 x 20955 (241582 + 209552)12 = 1583
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 25. Сечение проходит по прочности.
Червячный вал порверять на прочность не следует так как размеры его поперечных сечений принятые при конструировании после расчёта геометрических характеристик (d1=80мм da1=96мм df1=608мм) значительно превосходят те которые могли бы быть получены расчётом на кручение.
Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жёсткость).
Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка:
Jпр = ( x df14 64) x (0.375 + 0.625 x da1 df1) =
(3142 x 6084 64) x (0375 + 0625 x 96 608) = 913505094 мм4
(формула известна из курса 'Сопротивления материалов' и 'Детали машин')
f = l3(Fx2 + Fy2)12 (48 x E x Jпр) =
03(16593392 + 1270562)12 (48 x 21 x 105 x 913505094) = 002837046 мм
где F E=21 x 105 Нxмм2.
[f] = (0005 001) x m = 004 008 мм.
Таким образом жёсткость червяка обеспечена так как
Р а с ч ё т 2 - г о в а л а.
Крутящий момент на валу Tкр. = 781946864 Hxмм.
Диаметр вала в данном сечении D = 80 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 22 мм глубина шпоночной канавки t1 = 9 мм.
v = Mизг. Wнетто = 320315664 37789007 = 8476 МПа
Wнетто = x D3 32 - b x t1 x (D - t1)2 D =
42 x 803 32 - 22 x 9 x (80 - 9)2 80 = 37789007 мм3
где b=22 мм - ширина шпоночного паза; t1=9 мм - глубина шпоночного паза;
m = Fa ( x D2 4) = 1659339 (3142 x 802 4) = 033 МПа Fa = 1659339 МПа - продольная сила
- = 076 - находим по таблице 8.8[1];
S = 3354 ((18 (076 x 097)) x 8476 + 02 x 033) = 16155.
v = m = max 2 = 05 x Tкр. Wк нетто = 05 x 781946864 8805449 = 444 МПа
Wк нетто = x D3 16 - b x t1 x (D - t1)2 D =
42 x 803 16 - 22 x 9 x (80 - 9)2 80 = 8805449 мм3
- = 065 - находим по таблице 8.8[1];
S = 194532 ((17 (065 x 097)) x 444 + 01 x 444) = 15669.
S = S x S (S2 + S2)12 = 16155 x 15669 (161552 + 156692)12 = 11248
Диаметр вала в данном сечении D = 70 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
v = m = max 2 = 05 x Tкр. Wк нетто = 05 x 781946864 63162625 = 619 МПа
42 x 703 16 - 20 x 75 x (70 - 75)2 (2 x 70) = 63162625 мм3
где b=20 мм - ширина шпоночного паза; t1=75 мм - глубина шпоночного паза;
- = 07 - находим по таблице 8.8[1];
S = 194532 ((17 (07 x 097)) x 619 + 01 x 619) = 1207.
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм получим Мизг. = 25 x Tкр12 x l 2 = 25 x 78194686412 x 80 2 = 88427759 Нxмм.
v = Mизг. Wнетто = 88427759 29488678 = 2999 МПа
42 x 703 32 - 20 x 75 x (70 - 75)2 (2 x 70) = 29488678 мм3
m = Fa ( x D2 4) = 0 (3142 x 702 4) = 0 МПа Fa = 0 МПа - продольная сила В сечении
- = 082 - находим по таблице 8.8[1];
S = 3354 ((18 (082 x 097)) x 2999 + 02 x 0) = 4942.
S = S x S (S2 + S2)12 = 4942 x 1207 (49422 + 12072)12 = 11725
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ РЕДУКТОРА
Червячный редуктор в связи с невысоким КПД и большим выделением теплоты должен проверяться на нагрев.
Мощность (Вт) на червяке:
P = 0.1 x T(червяч. колесо) x n(червяч. колесо) = 0.1 x 781947 x 68573 085 = 6308333 Вт
Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения:
tраб. = (1 - ) x P (Kт x A x (1 + )) + 20o = (1 - 085) x 6308333 (15 x 073 x (1 + 03)) + 20o = 86473oC = [t]раб. = 95oC
где = 03 - коэффициент учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму; Kт = 15Вт(м2 [t]раб. = 95oC - минимально допустимая рабочая температура.
Температура лежит в пределах нормы.
Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 025 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V = 025 x 674 = 1685 дм3.
По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях H = 11129 МПа и скорости v = 4331 мс рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 x 10-6 мс2
Посадки элементов передач на валы - Н7р6 что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.
Посадки муфт на валы редуктора - Н8h8.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Остальные посадки назначаем пользуясь данными таблицы 8.11[1].
ТЕХНОЛОГИЯ СБОРКИ РЕДУКТОРА
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов валов.
На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Чернавский С.А. Боков К.Н. Чернин И.М. Ицкевич Г.М. Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение 1988 г. 416с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин' М.: Издательский центр 'Академия' 2003. 496 c.
Березовский Ю.Н. Чернилевский Д.В. Петров М.С. 'Детали машин' М.: Машиностроение 1983. 384 c.
Боков В.Н. Чернилевский Д.В. Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение 1983. 575 c.
Гузенков П.Г. 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа 1986. 360 с.
Детали машин: Атлас конструкций Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение 1979. 367 с.
Дружинин Н.С. Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов 1975. 542 с.
Кузьмин А.В. Чернин И.М. Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин' 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа 1986. 402 c.9. Куклин Н.Г. Куклина Г.С. 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа 1984. 310 c.
'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов 1978. 311 c.
Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение 1983.588 c.
'Подшипники качения': Справочник-каталог Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение 1984. 280 с.
'Проектирование механических передач' Под ред. С.А. Чернавского 5-е изд. М.: Машиностроение 1984. 558 c.
Расчет винтовой передачи
Если принять коэффициент трения в резьбе f=0.1 то: tgφ=0.1
Угол трения: φ=6 выбирается с учетом того что φ ≥ из интервала: 2–5
Угол подъема резьбы: =4
Внутренний диаметр:
Диаметр шариков: dш=(008–015) dш=6 мм
Шаг винта: p=dш+(1–5)мм =6+1=7 мм
Средний диаметр: dср= dвн+dш
Количество шариков:
Примем число витков в одной замкнутой рабочей цепочке: k=2
Удельная осевая нагрузка:
Коэффициент неровности: γ=08
Число замкнутых цепочек: U=5
Число шариков в одной замкнутой цепочке: zш=7
Нагрузка на один шарик: F1=
Рабочая высота профиля: h=05p
Полезное число витков должно быть меньше 10: z=5; =15 МПа

ИгорьDetails.frw

Радиусы скруглений 0.5 мм max.
Термообработка - витки калить HRC 45 50.
остальных +t 2 по ГОСТ 25670-83.
Неуказанные прдельные отклонения размеров: отверстий +t
Число витков червяка
Делительный угол подъема
Наравление линии витка
После затяжки выступающую часть спилить и раскернить
отв. М8 сверлить и нарезать после напрессовки венца
Радиусы скруглений 1.6 мм max.
Размеры для справок.
Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Межосевое расстояние
ПРОБКИ К МАСЛОСПУСКНЫМ ОТВЕРСТИЯМ М1:1
ЖЕЗЛОВЫЙ МАСЛОУКАЗАТЕЛЬ М1:1
МАСЛОУКАЗАТЕЛЬ С ТРУБКОЙ ИЗ ОРГСТЕКЛА M1:1
ОТДУШИНЫ С СЕТКОЙ М1:1
ПРОБКА ОТДУШИНА М1:1
СМОТРОВЫЕ ОКНА С ОТДУШИНАМИ M1:1

ИгорьReduktor.frw

конический однорядный
средней широкой серии : 7608
радиальный однорядный
ПРОБКИ К МАСЛОСПУСКНЫМ ОТВЕРСТИЯМ М1:1
ЖЕЗЛОВЫЙ МАСЛОУКАЗАТЕЛЬ М1:1
МАСЛОУКАЗАТЕЛЬ С ТРУБКОЙ ИЗ ОРГСТЕКЛА M1:1
ОТДУШИНЫ С СЕТКОЙ М1:1
ПРОБКА ОТДУШИНА М1:1
СМОТРОВЫЕ ОКНА С ОТДУШИНАМИ M1:1