Черв`ячна передача

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.

скачати

ВСТУП

1.КІНЕМАТІЧЕСКІЙ І СИЛОВИЙ РОЗРАХУНОК

1 2.1 Вибір електродвигуна

2.2 Розрахунок частоти обертання валу електродвигуна

2.3 Кінематичні розрахунки

3 ВИБІР МАТЕРІАЛУ І РЕЖИМУ ТЕРМІЧНОЇ ОБРОБКИ

3.1 Вибір матеріалу і режиму термічної обробки для черв'яка

3.2 Вибір матеріалу для черв'ячних коліс

4 РОЗРАХУНОК ВСТАНОВЛЕНИХ НАПРУЖЕНЬ

4.1 Розрахунок допустимих контактних напружень

4.2 Розрахунок допустимих напружень згину

5 проектування черв'ячних ПЕРЕДАЧІ

5.1 Визначення міжосьової відстані

5.2 Підбір основних параметрів передачі

5.3 Фактичне передавальне число

5.4 Геометричні розміри черв'яка і колеса

.5 П.Д. передачі

5.6 Сили в зачепленні

5.7 Перевірочний розрахунок черв'ячної передачі на контактну міцність

5.8 Перевірочний розрахунок черв'ячної передачі на згинальну міцність

5.9 Тепловий розрахунок

6 МАСТИЛА

7 КОНСТРУЮВАННЯ валів редукторів

7.1 Вихідні дані для розрахунку

7.2 Наближений розрахунок швидкохідного валу

7.3 Наближений розрахунок тихохідного валу

8 ПІДБІР І розрахунку підшипників

8.1 Швидкохідний вал

8.2 Тихохідний вал

ЛІТЕРАТУРА


ВСТУП

Черв'ячна передача відноситься до передач зачепленням з перехресними осями валів.
Основні переваги черв'ячних передач: можливість отримання великих передавальних чисел в одній парі, плавність зачеплення, можливість самогальмування. Недоліки: порівняно низький ККД, підвищений знос і схильність до заїдання, необхідність застосування для коліс дорогих антифрикційних матеріалів.
Черв'ячні передачі дорожче і складніше зубчастих, тому їх застосовують, як правило, при необхідності передачі руху між перехресними валами, а також там, де необхідно велике передавальне відношення.
Критерієм працездатності черв'ячних передач є поверхнева міцність зубів, що забезпечує їх зносостійкість і відсутність викришування і заїдання, а також згинальна міцність. При дії в черв'ячної зачепленні короткочасних перевантажень проводиться перевірка зубів черв'ячного колеса на згин по максимальному навантаженні.
Для тіла черв'яка здійснюється перевірочний розрахунок на жорсткість, а також проводиться тепловий розрахунок.
Проектування здійснюється в два етапи: проектувальний - з умов контактної витривалості визначаються основні розміри передачі та перевірочний - при відомих параметрах передачі в умовах її роботи визначаються контактні і згинні напруги і порівнюються з допускаються по витривалості матеріалу.
Визначаються сили, навантажувальне підшипники і проводиться підбір підшипників по вантажопідйомності.

1. Кінематичні та силові РОЗРАХУНОК

1.1 Вибір електродвигуна

1.1.1 Для вибору електродвигуна визначаються необхідна його потужність і частота обертання.

Згідно з вихідними даними на проектування, необхідну потужність для виконання технологічного процесу можна знайти з формули:
Р вих = F t ∙ V, (2.1)
де Р вих - потужність на вихідному валу приводу, Вт;
F t - тягове зусилля, Н;
V - швидкість руху робочого органу, м / с;
Р вих = 1,5 кВт.

1.1.2 Визначення загального К.П.Д. приводу

Тоді відповідно до кінематичної ланцюжком передачі потужності загальний К.П.Д. всього приводу розраховується за формулою:
η заг = η 1 × η 2 × η 3 × η 4 (2.2)
Звідси
η заг = 0,8 × 0,95 × 0,98 × 0,99 = 0,74.
Таким чином, із розрахунку загальної К.П.Д. стало видно, що в процесі роботи приводу тільки 74% потужності від двигуна буде надходити до барабана лебідки.
Визначимо необхідну потужність двигуна для нормальної роботи лебідки:
, (2.3)
кВт.
Приймаються двигун потужністю 2,2 кВт.

1.2 Розрахунок частоти обертання валу електродвигуна

Оскільки на даному етапі ще невідомі передавальні числа передач приводу і не відома частота обертання валу двигуна, виникає можливість розрахувати бажану частоту обертання валу електродвигуна.
Для цього проведені наступні розрахунки.

1.2.1 Визначення частоти обертання вихідного валу приводу

Згідно з вихідними даними кутова швидкість вихідного валу розраховується за формулою:
, (2.4)
де ω - кутова швидкість, с -1;
D б - діаметр барабана, м;
v - швидкість руху робочого органу, м / с.
Тоді,
, С -1.
Знайдемо частоту обертання, знаючи кутову швидкість за формулою:
об / хв. (2.5)

1.2.2 Визначення бажаного передавального числа приводу

З аналізу кінематичної схеми приводу електролебідки видно, що загальне передавальне число його (u заг) утворюється за рахунок передавального числа редуктора черв'ячної передачі.
= 16 ... 50
Приймаються u чп = 50. Взаємозв'язок між частотами обертання валу електродвигуна n дв й вихідного вала n з визначається залежністю:
n дв = n з u заг, (2.6)
тоді бажана частота обертання вала електродвигуна складе:
n дв = 38,2 × 50 = 1910 об / хв.
Згідно з наявною номенклатурі двигунів найбільш близьким до бажаної частоті обертання є двигун з синхронною частотою обертання, рівній 1500 об / хв. З урахуванням вищевикладеного, остаточно приймаємо двигун марки: 90L4/1395. серії АИР, який володіє наступними характеристиками:
Р дв = 2,2 кВт;
n дв = 1500 об / хв.

1.3 Кінематичні розрахунки

Загальне передавальне число:
u заг = n дв / = 1500/38, 2 = 39,3.
Визначимо всі кінематичні характеристики проектованого приводу, які знадобляться в подальшому для детального опрацювання передачі. Визначення частоти і швидкостей обертання. Частоти обертання всіх валів легко розрахувати, починаючи, від вибраної частоти обертання вала електродвигуна з урахуванням того, що частота обертання кожного наступного валу визначається через частоту обертання попереднього по формулі (2.7) з урахуванням передавального числа:
, (2.7)
де n (i +1) - частота обертання i +1 валу, об / хв;
u i - (i +1) - передавальне відношення між i і i +1 валами.
об / хв,
об / хв.
Моменти на валах редуктора:
Т 1 = 9,55 × 10 3 (Р / n е) = 9,55 × 10 3 × (2,2 / 1500) = 14,0 Н × м
Т 2 = Т 1 × u = 14,0 × 39,3 = 550 Н × м.

2 ВИБІР МАТЕРІАЛУ І РЕЖИМУ ТЕРМІЧНОЇ ОБРОБКИ

Необхідно пам'ятати, що при роботі черв'ячної передачі в контакті витків черв'яка і зубів черв'ячних коліс присутнє тертя ковзання. Тому для зниження сил тертя і підвищення К.П.Д. передачі черв'як виготовляють зі сталі, а черв'ячне колесо з бронзи, латуні, сірого чавуну.

2.1 Вибір матеріалу і режиму термічної обробки для черв'яка.

При виборі конкретного матеріалу і режиму термічної обробки для черв'яка необхідно враховувати вартість і дефіцитність матеріалу. Матеріалом для черв'яка є конструкційні якісні середньовуглецеві або низьколеговані сталі: сталь 35, сталь 40, сталь 45, 40Х, 40ХМ.
Вибираємо сталь 40ХН, твердістю HRC50-56 σ т = 750 МПа, поліпшення і гарт струмами високої частоти.

2.2 Вибір матеріалу для черв'ячних коліс

Основним критерієм для вибору матеріалу черв'ячних коліс є швидкість ковзання витків черв'яка по зубам черв'ячного колеса. Швидкість ковзання орієнтовно може бути розрахована за формулою (3.14).
V s = 0,45 × 10 -3 × n 2 × u × ; (3.1)
де V s - швидкість ковзання, м / с;
n 2 - частота обертання вала черв'ячного колеса;
u - передавальне число черв'ячної передачі;
Т 2 - крутний момент на валу черв'ячного колеса. 992,6
V s = 0,45 × 10 -3 × 38,2 × 50 × = 7,0 м / с.
Приймаємо: бронзу БрО10Ф1, спосіб виливки відцентрове лиття, σ в = 215 МПа, σ т = 135 МПа.

3 РОЗРАХУНОК ВСТАНОВЛЕНИХ НАПРУЖЕНЬ

У даному розділі здійснюється розрахунок допустимих напружень матеріалу черв'яка і черв'ячного колеса. У поняття допустимих напружень вкладається наступні сенс: якщо в працюючій передачі в черв'ячної зачепленні виникають напруги менше допустимих, то вона буде працювати весь встановлений період служби, в іншому випадку перевищення напруг в робочій передачу вище допустимих викличе або істотне скорочення терміну служби, або її аварійну поломку . Аналіз роботи закритих черв'ячних передач показує, що найбільш навантаженими є поверхні зубів у місці їхнього зіткнення підставами ніжок зубів. Тому всі закриті передачі перевіряються за умовою не перевищення допустимих контактних напружень [σ] н і допустимих згинальних напружень [σ] F

3.1 Розрахунок допустимих контактних напружень

Умовний межа контактно-ізносной витривалості [σ] але, що відноситься до умовної базі Ν але = 10 × 10 6 цикл.
Розрахунок допустимих контактних напружень роблять за формулою (4.1).
[Σ] н = C v [σ] але K Н1, (4.1)
де [σ] н - допустимі контактні напруги МПа;
C v - коефіцієнт інтенсивності зносу зубів, що залежить від швидкості ковзання;
[Σ] але = (0,75 ... 0,9) σ в - умовна границя контактно-ізноской витривалості;
До Н1 - коефіцієнт довговічності, що враховує термін служби передачі.
Так як швидкість ковзання Vs = 7 м / c, то C v = 0,83
Коефіцієнт довговічності розрахуємо за формулою (3.16)
До Н1 = , (4.2)
де N але 10 × 10 6 цикл, умовна база контактно-втомного випробування матеріалів черв'ячного колеса.
Ν н - число циклів контактної напруги зубів черв'ячного колеса визначається за формулою (4.3).
N н = L h × 60-n 2 × K pe в, (4.3)
де L h - моторесурс (чистий час роботи);
n 2 - частота обертання вала черв'ячного колеса, об / хв;
До рев - коефіцієнт реверсивності;
До рев = 0,5 - при реверсивному режимі (зуби черв'ячного колеса працюють обома сторонами).
Моторесурс розраховують за формулою (3.18):
L h = L ч × 365 × До рік × 24 × К добу × ПВ, (4.4)
де L рік - кількість років роботи приводу;
L рік = 5 років;
K рік = - Коефіцієнт річного використання;
K добу = - Коефіцієнт добового використання;
ПВ = - Коефіцієнт тривалості включення протягом години. З вихідних даних маємо:
K рік = 0,6
K добу = 0,29.
Звідси по формулі (4.4) знаходимо моторесурс:
L h = 5 × 365 × 0,6 × 24 × 0,29 × 0,5 = 3811 год.
Розрахуємо по формулі (4.3) N н - число циклів контактної напруги зубів черв'ячного колеса.
N н = 3811 × 60 × 40,2 × 0,5 = 4595583,6 цикл ≈ 4,6 × 10 6
Знайдемо по формулі (4.2) коефіцієнт довговічності:
До Н1 = ;
[Σ] Н0 = 0,9 × 215 = 194 МПа;
[Σ] н = 0,83 × 194 × 1,1 = 177 МПа.

3.2 Розрахунок допустимих напружень згину

Допустимі напруги вигину обчислюють для матеріалу зубів черв'ячного колеса:
[Σ] F = [σ] F 0 K FL, (4.5)
Коефіцієнт довговічності:
K FL = (4.6)
Тут N FL = 25 × 10 7, тоді K FL = 0,815, а [σ] F = 0,815 × 0,22 × 215 = 38,5 МПа.

4 проектування черв'ячних ПЕРЕДАЧІ

4.1 Визначення міжосьової відстані

Міжосьова відстань розраховується за формулою (5.1)
а ω ≥ 610 , (5.1)
де а ω - міжосьова відстань, мм;
Т 2 - крутний момент на валу черв'ячного колеса, Н ∙ м;
Т 2 - 550 Н ∙ м;
[Σ] але - допустиме контактне напруження черв'ячної передачі;
[Σ] але = 177 МПа.
а ω ≥ 610 ≥ 158,5 мм
Округлюємо до стандартного. Приймаються а ω = 160мм.

4.2 Підбір основних параметрів передачі

Число витків черв'яка вибирається з урахуванням передавального числа передачі.
Кількість зубів черв'ячного колеса знаходиться зі співвідношення:
z 2 = z 1 × u, (5.2)
де z 1 - число витків черв'яка, z 1 = 1;
u - передавальне відношення;
z 2 = 1 × 39,3 = 39,3.
Приймаються z 2 = 40.
Попередні значення:
модуля передачі ..................................... m = (1,4 ... 1,7) a ω / z 2;
коефіцієнта діаметра черв'яка ........... q = 2a ω / m - z 2.
Прийнято: m = 6,8; q = 7,1.
Коефіцієнт зміщення інструменту, знаходиться з формули (5.3).
(5.3)
тоді
.
За розрахунком коефіцієнт зміщення інструмента виходить | x | ≤ 1, тому значення a ω, m, q і z 2 не змінюємо.

4.3 Фактичне передавальне число

Фактичне передавальне число з урахуванням знайдених значень чисел зубів визначається за формулою (5.4).
, (5.4)
Тоді
.

4.4 Геометричні розміри черв'яка і колеса

4.4.1 Основні розміри черв'яка

Ділильний діаметр, розміри в мм:
d 1 = mq, (5.5)
d 1 = 6,8 × 7,1 = 50 мм.
Діаметр вершини витків:
d a 1 = d 1 + 2m, (5.6)
d a 1 = 50 +2 × 6,8 = 64 мм.
Діаметр западини:
d f 1 = di-2, 4m, (5.7)
d f 1 = 50 - 2,4 × 6,8 = 34 мм
Ділильний кут підйому витків черв'яка:
, (5.8)
тоді
.
Довжина нарізається частини черв'яка приймаємо:
b 1 = (10 +5,5 | х | + z 1) m, (5.9)
b 1 = (10 +5,5 × 0,02 +1) 6,8 = 75 мм.

4.4.2 Основні розміри черв'ячного колеса

Ділильний і початковий діаметри:
d 2 = m × z 2, (5.10)
d 2 = 6,8 × 40 = 270 мм.
Діаметр вершини зубів:
d a 2 = d 2 + 2m (l + x), (5.11)
d a 2 = 270 + 2 × 6,8 (1 +0,02) = 284 мм.
Діаметр западин:
d s 2 = d 2-2m (1,2 - х); (5.12)
d s 2 = 270 - 2 × 6,8 (1,2-0,02) = 254 мм.
Ширина вінця:
b 2 ≤ 0,5 × d al, (5.13)
тоді,
b 2 = 0,5 × 64 = 32 мм.

4.5 К.П.Д. передачі

Коефіцієнт корисної дії знаходиться за формулою (5.22).
, (5.14)
де ρ '- приведений кут тертя з урахуванням втрат потужності в зачепленні, опорах і на перемішування масла р' = 1,2 °.
.

4.6 Сили в зачепленні

Внаслідок того, що осі черв'яка і черв'ячного колеса перехрещуються, і що передача в цілому знаходиться в силовому рівновазі, легко встановити залежності для визначення сил в зачепленні.
Окружна сила на колесі дорівнює осьової силі на черв'яка:
F t 2 = F a 1 = , (5.15)
де Т 2 - крутний момент, Н × м.;
d 2 - ділильний діаметр черв'ячного колеса, м.
F t 2 = F a 1 = Н.
Окружна сила на черв'яка, в зачепленні дорівнює осьової силі на колесі:

F t 1 = F a 2 = , (5.16)
F t 1 = F a 2 = Н.
Радіальні сили:
F r1 = F r2 = F t2 × tgα / cosγ, (5.17)
де α = 20 ° - стандартний кут зачеплення.
F rl = F r2 = 4075 × tg20 ° / cos8, 0 ° = 1500 Η.

4.7 Перевірочний розрахунок черв'ячної передачі на контактну міцність

Остаточно перевірити правильність розмірів у практикуючої передачі по контактним напруженням, які не повинні перевищувати допустимого значення, визначеного у п.4.1.
Швидкість ковзання витків черв'яка по зубам черв'ячного колеса:
, (5.18)
де v 1 - окружна швидкість на черв'яка, м / с;
v 1 = πd 1 × n 1 / 60000; (5.19)
де n 1 - частота обертання черв'яка;
d 1 - ділильний діаметр черв'яка, м;
v 1 = 3,93 м / с,
тоді,
м / с.
Розрахункове контактне напруження знаходять з:
≤ [σ] н, (5.20)
де d 2 - ділильний діаметр колеса, м;
Т 2 - крутний момент, Н × м.
k β - коефіцієнт концентрації навантаження по довжині розраховується за формулою:
, (5.21)
де θ - коефіцієнт деформації черв'яка приймають по табл. 6.2 [9, с. 74],
θ = 154;
x - допоміжний коефіцієнт, що залежить від характеру зміни навантаження, х = 0,3.
.
k v - коефіцієнт динаміки, k v = 1.
Тоді за формулою 5.20
= 150 МПа.
З розрахунку слід: σ н ≤ ​​[σ] н,
150 <177

4.8 Перевірочний розрахунок черв'ячної передачі на згинальну міцність

Даний розрахунок дозволяє перевірити правильність розмірів розрахованої передачі з точки зору її нормальної роботи за напруги згибу, які не повинні перевищувати допустимих значення.
Розрахункове напруження згину розраховується за формулою
≤ [σ] F, (5.22)
де m - модуль, м;
Y F - коефіцієнт форми зуба, визначається з урахуванням еквівалентного числа зубів.
Y F = 1,71,
= 20,8 МПа.
З розрахунку випливає, що 20,8 ≤ 38,5.

4.9 Тепловий розрахунок

Черв'ячний редуктор у зв'язку з низьким значенням К.П.Д. і внаслідок цього високим виділенням тепла обов'язково перевіряють на нагрів.
Тепловий розрахунок передачі представлений в таблиці 5.9.
Таблиця 5.9
Найменування параметрів
Позначення
Розрахункові формули
Наведений кут тертя, °
φ '
φ '= 1,2 °
К.к.д. черв'ячної передачі
η
η = = 0,868
Потужність на черв'яка, кВт
Р
Р = 2,2 кВт
Кількість тепла, що виділяється в передачі, ккал / год
Q
Q = 860 (1 - η) Р = 250
Коефіцієнт тепловіддачі, ккал / м 2 год °
До Т
До Т = 11
Температура масла в редукторі, ° С
t 1
t 1 = 70 °
Температура навколишнього середовища, ° С
t 0
t 0 = 20 °
Поверхня охолодження, м 2
S
S = 0,196
Кількість отдаваемого тепла, ккал / год
Q 1
Q 1 = К Т (t 1 - t 0) S = 107,8
Умова достатності природного охолодження
-
Q ≤ Q ​​1; 250 ≥ 107,8
Як видно з розрахунку таблиці 5.9, потрібно штучне охолодження редуктора.

5. МАСТИЛА

Умови ефективної змащення черв'ячних передач: достатнє покриття робочих поверхонь зубів і підшипників масляним шаром, відвід такої кількості тепла, яке потрібно для запобігання надмірного нагріву, малий опір мастильної середовища.
Мастило передачі здійснюється зануренням. Спосіб - картерів непротічних. Сорт масла - Автотракторне АК-15 ГОСТ 1862-63.

6 КОНСТРУЮВАННЯ валів редукторів

6.1 Вихідні дані для розрахунку

Обертаючий момент на швидкохідному валу редуктора Т 1 = 14,0 Н × м, на тихохідному валу Т 2 = 550 Н × м. сили в черв'ячної зачепленні редуктора:
F t 1 = F a 2 = 700 Н;
F t 2 = F a 1 = 4075 Н;
F r 1 = F r 2 = 1500 Н;
Розміри черв'яка d 1 = 50 мм, d f 1 = 34 мм. Розміри черв'ячного колеса d 2 = 270 мм.
При розрахунку валів редуктора необхідно враховувати консольну навантаження і вважати її прикладеної в середині посадочної консольної частини валу.
На швидкохідному валу радіальну консольну навантаження визначаємо за формулою.
F к1 = 80 , (7.1)
F к1 = 80 = 300 Н.
На тихохідному валу радіальне навантаження визначаємо за формулою (7.2):
F к2 = 125 , (7.2)
F к2 = 125 = 2930 Н.

У відповідності з конструкцією редуктора заданого типу з ескізної компонування і орієнтовного розрахунку валів отримаємо необхідні відстані до опор валів та доданих навантажень.

6.2 Наближений розрахунок швидкохідного валу

Матеріал валу - сталь 40ХН, для якої межа витривалості після поліпшення:
σ -1 = 0,35 σ b + (70 ... 120), (7.3)
де σ b = 920 МПа,
σ -1 = 0,35 × 920 + 100 = 422 МПа.
Допускається напруга вигину при симетричному циклі напружень:
[Σ n] -1 = , (7.4)
де [n] = 1,7 - - дозволений коефіцієнт запасу міцності для небезпечного перерізу;
K σ = 2,0 - дозволений коефіцієнт концентрації напружень;
K pn = 1 - коефіцієнт режиму навантаження при розрахунку на згин.
[Σ n] -1 = = 124 МПа.

6.2.1 Скласти розрахункову схему (рисунок 7.1) швидкохідного валу у відповідності зі схемою дії сил і ескізної компонуванням.

Будуємо епюри згинальних моментів.
У вертикальній площині YOZ малюнок 7.1.
а) визначимо опорні реакції від дії сил F t 1:
R ay = R cy = = 350 Н.
б) перевіримо правильність визначення реакцій:
ΣY = - R ay + F t 1 - R cy = -350 + 700 - 350 = 0
Реакції визначені вірно.
в) будуємо епюру згинальних моментів, для цього визначимо їх значення в характерних перетинах вала:
- У перетині А М = 0;
- В перерізі B М = R ay × 125 × 10 -3 = 350 × 95 × 10 -3 = 43,8 Н × м;
- В перерізі С М = 0.
Отже, максимальний згинальний момент буде в перерізі В. Відкладаємо його на стислому волокні валу (рис. 7.1.г.).
У горизонтальній площині XOZ (рис. 7.1.д)
а) визначимо опорні реакції від дії сил F r 1, F a 1, F к1 з умови статики як сума моментів щодо лівої А і правої З опор.
ΣМ А = 0 - F r 1 × 125 - F a 1 × + R cx × 250 + F k 1 × 335 = 0
R cx = = 755,5 Н.
ΣМ С = 0 R АХ × 250 - F r 1 × 125 + F a 1 × 25 - F k 1 × 85 = 0
R АХ = = 444,5 Н.
б) перевіримо правильність визначення реакцій
ΣХ = R АХ - F r 1 + R cx - F k 1 = 444,5 - 1500 + 755,5 + 300 = 0,
тобто реакції визначені вірно.
в) будуємо епюру згинальних моментів визначаючи їх значення в характерних перетинах вала:
- У перетині А М = 0;
- В перерізі В діють згинальні моменти від реакцій R AX і F a 1, М = R AX × 125 × 10 -3 = 444,5 × 125 × 10 -3 = 55,6 Н × м; М = F a 1 × 25 × 10 -3 = 4075 × 25 × 10 -3 = 101,9 Н × м.
- В перерізі С М = F k 1 × 85 × 10 -3 = 300 × 85 × 10 -3 = 25,5 Н × м;
- В перерізі D М = 0.
У перерізі В напрямку згинаючих моментів збігаються за напрямком. Відкладаємо значення М вгору від осі, а потім з цієї ж точки відкладаємо М вгору, тобто
М = М + М = 55,6 +101,9 = 157,5 Н × м;
г) перевіримо правильність визначення моменту в перерізі В від сил
F k 1 і R cx:
М = R cx × 125 × 10 -3 + F k 1 × 210 × 10 -3 = 755,5 × 125 × 10 -3 + 300 × 210 × 10 -3 = 157,5 Н × м.
д) будуємо епюру крутних моментів (мал. 8.1.ж).
Передача його відбувається уздовж валу до середини черв'яка від середини маточини муфти Т 1 = 14,0 Н × м.

6.2.2 Визначимо найбільші напруження згину та кручення для небезпечних перерізів

Перетин В.
Сумарний згинальний момент в перерізі дорівнює:
М ізΣ = = 163,5 Н × м.
Напруження згину:
σ з = , (7.5)
де d f 1 - діаметр западин витка черв'яка, м.
σ з = = 42,4 МПа.
Напруження крутіння:
(7.6)
де Т 1 - крутний момент на валу, Н × м.
= 1,80 МПа.
Визначимо еквівалентний напруга з енергетичної теорії міцності і порівняємо його значення з припустимим:
σ екв = = 42,5 МПа,
що менше [σ n] -1 = 124 МПа.
Перетин С.
Згинальний момент у перерізі:
М виг = М ізх = 25,5 Н × м.
Напруга вигину визначається за формулою 8.5
σ з = = 4,1 МПа.
Напруга крутіння знаходиться за формулою 8.6.
= 1,1 МПа.
Еквівалентна напруга:
σ екв = = 4,52 МПа,
що набагато менше [σ n] -1 = 124 МПа.

6.3 Наближений розрахунок тихохідного валу

Приймемо матеріал для виготовлення вала - сталь 40ХН, для якої σ в = 920 МПа. Тоді допустима напруга вигину буде дорівнювати за формулою 7.4.
[Σ n] -1 = ,
[Σ n] -1 = 0,43 × σ b +100;
σ -1 = 0,43 × 920 +100 = 495,6 МПа;
[Σ n] -1 = = 146 МПа.

6.3.1 Складемо схему навантаження вала (рисунок 7.2) у відповідності зі схемою дії сил і ескізної компонування

Будуємо епюри згинальних моментів.
У вертикальній площині YOZ (малюнок 7.2 в)
а) визначимо опорні реакції сил F t 2 і F k 2:
ΣМ k = 0 - F t2 × 70 + F k2 × 230 - R MY × 140 = 0;
R MY = = 2776 Н;
ΣМ M = 0 - R KY × 140 + F t2 × 70 + F k2 × 90 = 0;
R KY = = 3921 Н
б) перевіримо правильність визначення реакцій.
ΣY = R KY - F t2 - R MY + F k2 = 3921 - 4075 - 2776 + 2930 = 0,
тобто реакції визначені вірно за величиною і за напрямком.
в) будуємо епюру згинальних моментів (рисунок 7.2 г), визначаючи їх значення в характерних перетинах вала:
- В перерізі KM = 0;
- В перерізі LM = R KY × 70 × 10 -3 = 4089 × 70 × 10 -3 = 286,2 Н × м;
- В перерізі MM = F k 2 × 70 × 10 -3 = 2930 × 90 × 10 -3 = 263,7 Н × м;
- В перерізі NM = 0.
Відкладаємо знайдені значення моментів на стислому волокні валу. У горизонтальній площині XOZ (рисунок 7.2 д).
а) визначимо опорні реакції від дії сил F r 2 і F a 2
ΣМ k = 0 F r 2 × 70 - F a 2 × - R MX × 140 = 0;
R MX = = 75 Н;
ΣМ M = 0 - F r 2 × 50 - F a 2 × 120 + R KX × 100 = 0;
R Kx = = 1425 Н
б) перевіримо правильність визначення реакцій.
ΣX = - R KX + F r 2 - R MX = - 1425 + 1500 - 75 = 0,
тобто реакції визначені вірно.
в) будуємо епюри згинальних моментів (рисунок 7.2 е), визначаючи їх значення в характерних перетинах вала:
- В перерізі KM = 0;
- В перерізі LM = R KX × 70 × 10 -3 = 1425 × 70 × 10 -3 = 99,75 Н × м;
- В перерізі MM = 0.
Значення моментів від сили F а2 і R KX не збігаються за напрямком, тому відкладаємо значення моменту M вниз від осі, а значення моменту M вгору з цієї точки, тобто від значення M = 99,75 Н × м.
г) перевіримо правильність визначення моменту M від дії сил R М X.
M = R М X × 70 × 10 -3 = 5,25 Н × м.
д) будуємо епюру крутних моментів (рисунок 7.2 ж). Передача його відбувається уздовж валу до середини черв'ячного колеса:
Т 2 = 550 Н × м.

6.3.2 Обчислимо найбільша напруга вигину і кручення для небезпечних перерізів

Перетин L.
Сумарний згинальний момент
М ізΣ = = 303 Н × м.
Діаметр вала в небезпечному перерізі ослаблений шпонковим пазом. При відомих значеннях його розмірів осьовий момент опору W n і
полярний момент опору W k визначаємо відповідно до формул:
W n = 0,1 × d 3 - , (7.7)
W k = 0,2 × d 3 - , (7.8)
Для валу d = 48 мм, b = 14 мм, t = 5,5 мм.
Підставивши у формули (8.7) і (8.8) вихідні дані, отримуємо:
W n = 0,96 × 10 -5 м 3;
W k = 2,07 × 10 -5 м 3.
Визначимо напругу вигину:
σ n = = 31,6 МПа.

Напруга крутіння:
= 26,6 МПа.
Еквівалентна напруга:
σ екв = = 55,9 МПа.
що менше [σ n] -1 = 146 МПа.
Перетин М.
Згинальний момент у перерізі:
М виг = М з Y = 286,2 Н × м.
Напруга вигину:
σ з = = 68,0 МПа.
Напруга крутіння:
= 65,4 МПа.
Еквівалентна напруга:
σ екв = = 132,1 МПа,
що менше [σ n] -1 = 146 МПа.

7 ПІДБІР І РОЗРАХУНОК ПІДШИПНИКІВ

7.1 Швидкохідний вал

Частота обертання вала n 1 = 1500 об / хв d n = 40мм. Необхідна довговічність підшипників L n = 3811 год. Схема установки підшипників - в розпір. На опори вала діють сили
R Ay = 350 H;
R ax = 424 Н;
F a 1 = 4075 Н;
R Cy = 350 Н;
R Cx = 755,5 H.
Попередньо приймемо підшипники роликові конічні середньої серії 7308
С = 56,0 кН; ℓ = 0,35, у = 1,7. Для визначення осьових навантажень на опори обчислимо сумарні реакції опор і наведемо схему навантаження вала рис. 8.1
R a = = 550 Н;
R з = = 833 Н;
Стосовно до схеми отримаємо:
R z 1 = R A = 550 Η
R Z 2 = R C = 833 H
F a = F а l = 4075 Η

Малюнок 8.1 - Схема навантаження швидкохідного валу
Визначимо осьові складові за формулою:
R s = 0,83 × ℓ × R я
R S 1 = 0,83 × ℓ × R Z 1 = 0,83 × 0,35 × 550 = 160 Η
R S 2 = 0,83 × ℓ × R Z 2 = 0,83 × 0,35 × 833 = 242 Η
так як R S 1 <R S 2 і F a> R S 2 - R S 1 = 242 - 160 = 82 H,
то осьові сили, навантажувальне підшипники:
R a1 = R S1 = 160 Η,
R a2 = R a1 + F a = 160 + 4075 = 4235 Η.
Порівняємо ставлення з коефіцієнтом ℓ і остаточно приймемо значення коефіцієнтів x та у.
При = = 0,29 <ℓ = 0,35,
x = 1; y = 0.
При = = 5,1> ℓ = 0,35,
x = 0,35; y = 1,7.
Обчислимо еквівалентну динамічне навантаження:
R Ε = (v · ΧR я + yR a) · Κ Β · Κ T, (8.2.)
де σ = 1 - коефіцієнт обертання, при обертанні внутрішнього кільця підшипника;
До Б = 1,1 - коефіцієнт безпеки
звідси,
R E 1 = vXR z 1 × До Б × К т = 1 × 1 × 550 × 1,1 × 1 = 605 Н,
R Е2 = (vΧR я 2 + YR a 2) × К Б × К т = (1 × 0,35 × 833 × +1,7 4235) × 1,1 × 1 = 8240 Н = 8,24 кН.
Визначимо розрахункову довговічність підшипника при:
L ioh = , (8,3)
де ω - кутова швидкість, с -1.
L ioh = = 6540 год,
що більше необхідної довговічності
L h = 3811 год.
Визначимо динамічну вантажопідйомність:
З гр = R Е × , (8.4)
тоді З гр = 8,24 × = 47,6 кН,
що менше З z = 56 кН.
підшипник 7211 придатний.

7.2 Тихохідний вал

Частота обертання вала, n 2 = 95,5 об / хв, кутова швидкість ω 2 = 10 с -1, d n = 35 мм. Схема установки підшипників - в розпір. На опори вала діють сили:
R ky = 3921 Η;
R my = 2776 H;
R kx = 1425 Η;
R mx = 75 Η;
F a 2 = 700 Η.
Визначимо сумарну реакцію опор:
R x = = 4170 Н;
R m = = 2777Н;
Попередньо приймемо підшипники роликові конічної серії 7207.
Для нього випишемо: C Z = 32,5 кH, ℓ = 0,37, у = 1,62.
Для визначення осьових навантажень на опори наведемо схему навантаження вала рис.8.2 до виду представленому на ріс.6.4 [8, с.102]

Малюнок 8.2 - Схема навантаження тихохідного валу
Стосовно до схеми отримаємо:
R Z 1 = R m = 2777 Н;
R Z 2 = R x = 4170 Η;
F a = F a 2 = 700 Η.
Визначимо осьові складові за формулою 8.1
R S 1 = 0,83 × ℓ × R Z 1 = 0,83 × 0,37 × 2777 = 853 Η
R S 2 = 0,83 × ℓ × R Z 2 = 0,83 × 0,37 × 4170 = 1280 Η
так як R S 1 <R S 2 і F a> R S 2 - R S 1 = 1280 - 853 = 427 H,
то осьові сили, навантажувальне підшипники:
R a1 = R S1 = 853 Η,
R a2 = R a1 + F a = 853 +700 = 1553 Η.
Порівняємо ставлення з коефіцієнтом ℓ і остаточно приймемо значення коефіцієнтів x та у.
При = = 0,307 <ℓ = 0,37,
x = 1; y = 0.
При = = 0,37 <ℓ = 0,37,
x = 1; y = 0.
Обчислимо еквівалентну динамічне навантаження за формулою (9.2.):
R Ε 1 = v · x × R Z 1 × Κ Β · Κ T = 1 × 1 × 2777 × 1,1 × 1 = 3055 Н,
R Ε 2 = v · x × R Z 2 × Κ Β · Κ T = 1 × 1 × 4170 × 1,1 × 1 = 4587 Н = 4,59 кН,
Визначимо розрахункову довговічність підшипників у опорі 2 за формулою (8.3):
L ioh = = 385420час,
Що більше необхідної довговічності
L h = 3810,6 год.
Визначимо динамічну вантажопідйомність за формулою (8.4):
З гр = 4,59 × = 8,8 кН,
що менше З z = 35,2,
підшипник 7207 придатний.

ЛІТЕРАТУРА
1 Каталог електродвигунів постійного струму серії 2П. - М., 1991 .- 250 с.
2 Дунаєв П.Ф. Деталі машин. Курсове проектування. - М., 1990. - 462 с.
3 Іванов М.І. Деталі машин. - М., 1991. - 532 с.
Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Диплом
95.1кб. | скачати

Схожі роботи:
Черв`ячна передача 2
Безхребетні черв`яки
Стрічкові черв`яки
Черв`ячний редуктор
Технологічний розрахунок черв`яка
Розрахунок черв`ячної передачі
Розрахунок черв`ячного редуктора
Черв`ячний одноступінчатий редуктор
Тип плоскі черв`яки
© Усі права захищені
написати до нас