. Определение допускаемых напряжений
Определяю скорость скольжения:
.
(Из параграфа 2.2 расчет передач) принимаем Vs >=2…5 м/с II безоловянные бронзы и латуни, принимаемые при скорости
Суммарное время работы:
Суммарное число циклов перемены напряжений:
Червяк. Сталь 18 ХГТ цементированная и закаленная до НRC (56…63). Витки шлифованные и
полированные. Профиль ZK.
Червячное колесо. Размеры червячной пары зависят от значения
допускаемого напряжения [у]H для
материала червячного колеса.
Допускаемые напряжения для расчета на прочность рабочих
поверхностей:
Материал 2 группы. Бронза Бр АЖ 9-4. Отливка в землю
ув = 400 (МПа); ут = 200 (МПа);
Т.к. для изготовления зубчатого венца подходят оба материала, то
выбираем более дешевый, а именно Бр АЖ 9-4.
Принимаю червяк с числом заходов Z1 = 1, и
червячное колесо с числом зубьев Z2 = 38.
.
Определяю исходные допускаемые напряжения для расчёта зубьев
червячного колеса на прочность рабочих поверхностей, предел изгибной
выносливости материала зубьев и коэффициент безопасности:
уFо = 0,44∙ут+0,14∙ув = 0,44∙200+0,14∙400
= 144 (МПа);
NFE= КFE∙ N∑=0,1∙34200000=3420000
;
Определяю максимальные допускаемые напряжения:
[у]F max = 0,8∙ут
= 0,8∙200 = 160 (МПа).
.
Коэффициенты нагрузки
Определяю ориентировочное значение коэффициента нагрузки:
kI = kvI∙kвI;
kIv = 1;
kвI = 0,5∙(kво+1) = 0,5∙(1,1+1)=1,05;
kI = 1∙1,05 = 1,05.
. Определение расчётных параметров червячной
передачи
Предварительное значение межосевого расстояния:
При постоянном коэффициенте нагрузки KЯ=1,0 Кhg=1;
Тне=КнgЧT2;
Khg=Khe=;
KЯ=0,5 (K0Я +1)=0,5
(1,05+1)=1,025;
Безоловянные бронзы (материал II)
При Кhe при
решение нагружения I равен 0,8
Принимаю а’w = 160 (мм).
Определяю осевой модуль:
Принимаю модуль m = 6,3
(мм).
Коэффициент диаметра червяка:
;
Принимаю q = 12,5.
Коэффициент смещения червяка:
;
.
Определяю углы подъёма витка червяка.
Делительный угол подъёма витка:
.
. Проверочный расчёт червячной передачи на прочность
Коэффициент концентрации нагрузки:
;
где И - коэффициент деформации червяка;
Х - коэффициент, учитывающий влияние режима работы передачи на
приработку зубьев червячного колеса и витков червяка.
для 5-го режима нагружения.
Коэффициент нагрузки:
k = kv∙kв = 1∙1,007
= 1,007.
Скорость скольжения в зацеплении:
Допускаемое напряжение:
Расчётное напряжение:
,08 (МПа) < 223,6 (МПа).
Расчётное напряжение на рабочих поверхностях зубьев не превышает
допускаемого, следовательно, ранее установленные параметры можно принять за
окончательные.
Коэффициент полезного действия:
при
Уточняю значение мощности на валу червяка:
Определяю силы в зацеплении червячной пары.
Окружная сила на колесе и осевая сила на червяке:
Окружная сила на червяке и осевая сила на колесе:
Радиальная сила:
Fr = Ft2∙tgб = 6584∙tg20 = 2396 (Н).
Напряжение изгиба в зубьях червячного колеса:
где УF= 1,45 - коэффициент, учитывающий форму зубьев
червячных колёс.
,85 (МПа) < 71,75 (МПа).
Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку.
Пиковое контактное напряжение на рабочих поверхностях зубьев:
,13 (МПа) < 400 (МПа).
Пиковое напряжение изгиба зубьев червячного колеса:
Проверка редуктора на нагрев.
Температура нагрева, установленного на металлической раме
редуктора при естественном охлаждении:
;
где to - температура окружающего воздуха (20оС);
кт - коэффициент теплоотдачи, кт = 10;
А - площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора (м2);
А = 20∙а1,7 = 20∙0,161,7=0,88 (м2).
.
,6 (оС) < 90 (оС) = [t]раб
Так как температура нагрева редуктора при естественном охлаждении
не превышает допустимую, то искусственного охлаждения на редуктор не требуется.
9. Определение геометрических размеров червячной передачи
Червяк.
Делительный диаметр:
d1 = m∙q = 6,3∙12,5
= 78,75 (мм).
Начальный диаметр:
dw1 = m∙(q+2x) =6,3∙(12,5+2*0,15) = 80,64 (мм).
Диаметр вершин витков:
da1 = d1+2m = 78,75+2∙6,3 = 91,35=91 (мм).
Диаметр впадин витков:
df1 = d1-2h*fm = 78,75-2∙1,2∙6,3 = 63,63 (мм).
Длина нарезной части червяка:
в = (11+0,06∙z2)∙m+3∙m = (11+0,06∙38)
6,3+3∙6,3 = 102,56 (мм).
Принимаем в = 120 (мм).
Червячное колесо.
Делительный и начальный диаметр:
d2 = dw2 = z2∙m = 38∙6,3 = 239,4 (мм).
Диаметр вершин зубьев:
da2 = d2+2∙(1+x)∙m = 239,4+2∙(1+0,15)∙6,3 = 253,89= 254 (мм).
Диаметр впадин зубьев:
df2 = d2 - (h*f+x)∙2m = 239,4 - (1,2+0,15)∙26,3 = 222,39 (мм).
Ширина венца
в2 ≤ 0,75∙da1 = 0,75∙91 = 68,25 (мм).
Принимаем в2=65 (мм).
. Определение диаметров валов
) Диаметр быстроходного вала принимаем
Принимаем d=28 мм
Для найденного диаметра вала выбираем значения:
- приблизительная высота буртика,
- максимальный радиус фаски подшипника,
- размер фасок вала.
Диаметр посадочной поверхности подшипника:
Принимаем
Диаметр буртика для упора подшипника:
, принимаем
2) Диаметр тихоходного вала:
Принимаем d=45 мм
Для найденного диаметра вала выбираем значения:
- приблизительная высота буртика,
- максимальный радиус фаски подшипника,
- размер фасок вала.
Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:
Принимаем
Диаметр буртика для упора подшипника:
Принимаем: .
.
Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности
. Для быстроходного вала редуктора выберем шариковые
радиально-упорные однорядные подшипники средней серии 36307.
Для него имеем:
- диаметр внутреннего кольца,
- диаметр наружного кольца,
- ширина подшипника,
- динамическая грузоподъёмность,
- статическая грузоподъёмность,
На подшипник действуют:
- осевая сила,
- радиальная сила.
Частота вращения:.
Требуемый ресурс работы:.
Найдём:
- коэффициент безопасности
- температурный коэффициент
- коэффициент вращения
Эквивалентная нагрузка:
Коэффициент осевого нагружения:.
Проверим условие:
Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x=0.45 и коэффициента осевой динамической нагрузки y=1,07.
Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:
Рассчитаем ресурс принятого подшипника:
Или
, что удовлетворяет требованиям.
. Для тихоходного вала редуктора выберем шариковые
радиально-упорные однорядные подшипники легкой серии.
Для него имеем:
- диаметр внутреннего кольца,
- диаметр наружного кольца,
- ширина подшипника,
- динамическая грузоподъёмность,
- статическая грузоподъёмность,
- предельная частота вращения при пластичной смазке.
На подшипник действуют:
- осевая сила,
- радиальная сила.
Частота вращения:.
Требуемый ресурс работы:.
Найдём:
- коэффициент безопасности
- температурный коэффициент
- коэффициент вращения
Эквивалентная нагрузка:
Коэффициент осевого нагружения:.
Проверим условие:
Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x=0.45 и коэффициента осевой динамической нагрузки y=1,07.
Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:
Рассчитаем ресурс принятого подшипника:
Или
, что удовлетворяет требованиям.
12.
Расчет приводного вала (наиболее нагруженного) вала на усталостную прочность и
выносливость
Действующие нагрузки:
Радиальная сила
Крутящий момент -
Момент на барабане
,,
Определим реакции опор в вертикальной плоскости.
. ,
.
. , ,
.
Выполним проверку: , ,
,
Следовательно вертикальные реакции найдены верно.
Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.
. , ,
,
получаем, что.
., ,
,
отсюда.
Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: , , , - верно.
Моменты в опасном сечении будут равны:
Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие, что
, где - расчётный коэффициент запаса прочности, и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям,
которые определим ниже.
Найдём результирующий изгибающий момент, как.
Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45): - временное сопротивление (предел
прочности при растяжении); и - пределы выносливости гладких образцов
при симметричном цикле изгиба и кручении; - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла
напряжений.
Определим отношение следующих величин:
, ,
где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, - коэффициент влияния абсолютных размеров
поперечного сечения. Найдём значение коэффициента влияния шероховатости и коэффициент влияния поверхностного
упрочнения .
Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений и для данного сечения вала:
,
.
Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом
сечении:
,
.
Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала:
,
где - расчётный диаметр вала.
Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по
формулам:
,
.
Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
.
Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным
напряжениям определим следующие величины. Коэффициент
влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения . Среднее напряжение цикла. Вычислим коэффициент запаса
.
Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним
его с допускаемым: - условие выполняется.
. Расчет шпоночных соединений
Расчёт шпоночных соединений заключается в проверке условия
прочности материала шпонки на смятие.
. Шпонка на тихоходном валу для колеса.
- крутящий момент на валу, - диаметр вала,- ширина шпонки, - высота шпонки, - глубина паза вала, - глубина паза ступицы, - допускаемое напряжение на смятие, - предел текучести.
Определяем рабочую длину шпонки:
. Принимаем шпонку 16х10х50
Условие прочности:
. Шпонка на тихоходном валу для муфты.
- крутящий момент на валу, - диаметр вала,- ширина шпонки, - высота шпонки, - глубина паза вала, - глубина паза ступицы, - допускаемое напряжение на смятие, - предел текучести.
Определяем рабочую длину шпонки:
. Принимаем шпонку 12х8х45
Условие прочности:
14. Выбор муфт
Для передачи крутящего момента от вала
электродвигателя к быстроходному валу и предотвращения перекоса вала выбираем
муфту.
Для привода ленточного конвейера наиболее
подходит муфта упругая с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-82.
Муфта выбирается в зависимости от
крутящего момента на тихоходном валу редуктора.
Муфты с торообразной оболочкой обладают
большой крутильной, радиальной и угловой податливостью. Полумуфты устанавливают
как на цилиндрические, так и на конические концы валов.
Допустимые для данного вида муфт значения смещений каждого вида
(при условии, что смещения других видов близки к нулю): осевое мм, радиальное мм, угловое . Нагрузки, действующие на валы, могут быть определены по графикам
из литературы [1].
15.
Смазка червячной передачи и подшипников
Для смазывания передачи применена картерная система.
Определим окружную скорость вершин зубьев колеса:
- для тихоходной ступени, здесь - частота вращения червячного колеса, - диаметр окружности вершин червячного
колеса
Рассчитаем предельно допустимый уровень погружения зубчатого
колеса тихоходной ступени редуктора в масляную ванну: , здесь - диаметр окружностей вершин зубьев колеса быстроходной ступени.
Определим необходимый объём масла по формуле: , где - высота области заполнения маслом, и - соответственно длина и ширина масляной ванны.
Выберем марку масла И-Т-С-320 (ГОСТ 20799-88).
И - индустриальное,
Т - тяжелонагруженные узлы,
С - масло с антиокислителями, антикоррозионными и
противоизносными присадками.
Смазывание подшипников происходит тем же маслом за счёт
разбрызгивания. При сборке редуктора подшипники необходимо предварительно
промаслить.
Список
используемой литературы
1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, «Конструирование
узлов и деталей машин», Москва, «Высшая школа», 1985 год.
. Д.Н. Решетов, «Детали машин», Москва,
«Машиностроение», 1989 год.
. Р.И. Гжиров, «Краткий справочник конструктора»,
«Машиностроение», Ленинград, 1983 год.
. Атлас конструкций «Детали машин», Москва,
«Машиностроение», 1980 год.
. Л.Я. Перель, А.А. Филатов, справочник
«Подшипники качения», Москва, «Машиностроение», 1992 год.
. А.В. Буланже, Н.В. Палочкина, Л.Д. Часовников, методические
указания по расчёту зубчатых передач редукторов и коробок скоростей по курсу
«Детали машин», часть 1, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1980 год.
. В.Н. Иванов, В.С. Баринова, «Выбор и расчёты
подшипников качения», методические указания по курсовому проектированию,
Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1981 год.
. Е.А. Витушкина, В.И. Стрелов. Расчёт валов
редукторов. МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2005 год.
. Атлас «конструкций узлов и деталей машин»,
Москва, издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2007 год.