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2Т_т= 12 мм.

у подшипников d₁=(0,7...0,75)d= 10 мм.

фундаментных болтов d_ф=1,25d= 16 мм.

Размеры, определяющие положение болтов d₂:

е=(1...1,2)d₁= 11 мм.

q=0,5d₂+d₄= 17 мм.

Дополнительные элементы корпуса.

Гнездо под подшипник:

диаметр отверстия в гнезде под быстроходный вал D_п1= 100 мм.

диаметр отверстия в гнезде под тихоходный вал D_п2= 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 D_к1=D₁+3= 154 мм.

диаметр гнезда под подшипник тихоходного вала D_к2=D₂+3= 154 мм.

длина гнезда l=d+c₂+R_б+(3...5)= 36 мм.

Радиус R_б= 11 мм.

Расстояние до стенки корпуса с₂=R_б+2= 13 мм.

Размеры штифта по ГОСТ 3129-70 (табл10.5. [3]):

d_ш= 12 мм.

l_ш=b+b₁+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.

Влевом R₂= 1683,515 Н.

Характеристика подшипников:

Рядность подшипников в наиболее нагруженной опоре i= 1

Базовая грузоподъемность C_R= 50500 Н.

Статическая грузоподъёмность C_0r= 41000 Н.

Коэффициент радиальной нагрузки X= 0,45

Отношение iR_F/(C_0R)= 0,12634451

Коэффициент осевой нагрузки Y= 1,13

Коэффициент влияния осевого нагружения е= 0,48 кН.

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника R_S1= 827,3 Н.

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника R_S2= 808,1 Н.

Осевая нагрузка подшипника R_А1= 827,3 Н.

Осевая нагрузка подшипника R_А2= 6007,4 Н.

Радиальная нагрузка подшипника Rr= 1723,6 Н.

Коэффициент безопасности К_б= 1,1

Температурный коэффициент К= 1

Коэффициент вращения V= 1

Расчёт:

Отношение R_A/(V_*R_r)= 3,485

Эквивалентная динамическая нагрузка R_E=(XVR_r+YR_a)K_бK_т= 8320,38

По ГОСТ 16162-85 для червячных редукторов принимаем L_h=5000 часов.

Для шариковых подшипников показатель степени: m=3

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность

C_rp=R_E*^m573L_h/10⁶= 43763,37 Н.

Подшипник пригоден

Долговечность подшипника L_10h=10⁶_*(C_r/R_E)^m/(573)= 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 C_R= 30700 Н.

Статическая грузоподъёмность C_0r= 19600 Н.

Коэффициент радиальной нагрузки X= 0,56

Отношение iR_F/(C_0R)= 0,13693878

Коэффициент осевой нагрузки Y= 1,286

Коэффициент влияния осевого нагружения е= 0,34 кН.

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника R_S1= 0 Н.

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника R_S2= 0 Н.

Осевая нагрузка подшипника R_А1= 2684 Н.

Осевая нагрузка подшипника R_А2= 2684 Н.

Радиальная нагрузка подшипника Rr= 7181,083 Н.

Коэффициент безопасности К_б= 1,1

Температурный коэффициент К= 1

Коэффициент вращения V= 1

Расчёт:

Отношение R_A/(V_*R_r)= 0,37375978

Эквивалентная динамическая нагрузка R_E=(XVR_r+YR_a)KбKт= 8220,33353

По ГОСТ 16162-85 для червячных редукторов принимаем Lh=5000 часов.

Для шариковых подшипников показатель степени: m=3

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность C_rp=R_E*^m573L_h/10⁶= 21619,9933 Н.

Подшипник пригоден

Долговечность подшипника L_10h=10⁶_*(C_r/R_E)^m/(573)= 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 l_р=l-b= 35 мм.

Определяем площадь смятая А_см=(0,94_*h-t₁)_*l_p= 88,2 мм².

Окружная сила на быстроходном валу F_t= 2684,000 Н.

Расчётная прочность _см=F_t/A_см= 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 l_р=l-b= 100 мм.

Определяем площадь смятая А_см=(0,94_*h-t₁)_*l_p= 378 мм².

Окружная сила на колесе F_t= 7487,3 Н.

Расчётная прочность _см=F_t/A_см= 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 l_р=l-b= 55 мм.

Определяем площадь смятая А_см=(0,94_*h-t₁)_*l_p= 187 мм².

Окружная сила на тихоходном валу F_t= 5180,1 Н.

Расчётная прочность _см=F_t/A_см= 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= 387,00 H/мм².

Проедал 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= 38 мм.

Для этого находим:

среднее напряжение отнулевого цикла W_{к нетто}=d³/16-bt₁(d-t₁)²/2d= 10057,64 мм³

амплитуда отнулевого цикла _v=_m=_max/2=T₁/2W_{к нетто}= 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)= 14,96

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям .

Для этого находим:

момент консольной нагрузки М= F_оп*l_оп= 110213 H_*мм.

среднее напряжение отнулевого цикла W_{к нетто}=d³/32-bt₁(d-t₁)²/2d= 4670,60 мм³.

амплитуда отнулевого цикла _v=_m=_max/2=T₁/2W_{к нетто}= 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)= 6,637

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

s=s_*s_*/s²_+s²_= 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=F_вl₃= 110213 H_*мм.

осевой момент сопротивления W=d³/32= 8946,18 мм³

полярный момент W_p=2W= 17892,36 мм³

амплитуда и среднее напряжение цикла костыльных напряжений

_v=_m=_max/2=T₁/2W_p= 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)= 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_= 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 W_{к нетто}=d³/16-bt₁(d-t₁)²/2d= 40078,70 мм³

амплитуда отнулевого цикла _v=_m=_max/2=T₂/2W_{к 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)= 7,087

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям .

Для этого находим:

момент консольной нагрузки М= F_оп*l_оп= 848571 H_*мм.

среднее напряжение отнулевого цикла W_{к нетто}=d³/32-bt₁(d-t₁)²/2d= 18872,95 мм³.

амплитуда отнулевого цикла _v=_m=_max/2=T₂/2W_{к нетто}= 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)= 3,226

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

s=s_*s_*/s²_+s²_= 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=F_вl₃= 614 H_*мм.

осевой момент сопротивления W=d³/32= 26961,25 мм³

полярный момент W_p=2W= 53922,50 мм³

амплитуда и среднее напряжение цикла костыльных напряжений

_v=_m=_max/2=T₁/2W_p= 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)= 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_= 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 W_{к нетто}=d³/16-bt₁(d-t₁)²/2d= 78278,71 мм³

амплитуда отнулевого цикла _v=_m=_max/2=T₂/2W_{к нетто}= 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)= 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 W_{к нетто}=d³/32-bt₁(d-t₁)²/2d= 36861,23 мм³.

амплитуда отнулевого цикла _v=_m=_max/2=T₂/2W_{к нетто}= 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)= 6,005

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В-В

s=s_*s_*/s²_+s²_= 5,463

Расчет на жесткость вала червяка.

Проверим стрелу прогиба для червяка. Для этого определим приведенный момент инерции поперечного сечения.

J_пр=d⁴_f1/64_*(0,375+0,625_*d_a1/d_f1)= 719814,2752 мм⁴

Стрела прогиба f=l³_1* F²_t1+F²_r1/(48EJ_пр)= 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 t_в= 20 ° С

Коэффициент теплопередачи К_t= 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 t_м=t_в+Р_1*(1-)/(K_t*A)= 74,3 ° С

Температура масла не превышает допустимой [t]_м=80...95° С.

Z

X

Y

Рис.1 Эпюра моментов на быстроходном валу

Z

Рис.2 Эпюра моментов на тихоходном валу

Y

X