Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора - уменьшение частоты вращения и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указанию конкретного назначения. Редуктор классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтально, вертикально); особенностям кинематической схемы (развернутая, соостная и т.д.).

Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже - сварными стальными.

При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.

Максимальное передаточное число одноступенчатого червячного редуктора по ГОСТ 2185-66 umax = 80. Высота одноступенчатого редуктора с таким или близким к нему передаточным числом больше, чем двухступенчатого с тем же значением u. Поэтому практически редукторы с передаточными числами, близкими к максимальным, применяют редко, ограничиваясь u ? 63.

Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редуктора всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вала приводимой в движение машины и т.д.).

В одноступенчатом червячном редукторе используется червячная передача, состоящая из червяка и червячного колеса. Червячное колесо устанавливается на тихоходном валу, а вал-червяк является быстроходным валом. В качестве опор валов используются как правило, подшипники качения. Установка передачи в отдельном корпусе гарантирует точность сборки, лучшую смазку, более высокий КПД, меньший износ, а так же защиту от попадания в нее пыли и грязи.

Сборку редуктора производят в следующем порядке:

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным чертежом (или чертежом общего вида).

Начинают сборку с того, что на быстроходный вал одевают маслоотражательные кольца и подшипники качения, предварительно нагрев их в масле до 80…100С.

Собранный быстроходный вал-червяк укладывают в основании корпуса. В начале сборки тихоходного вала закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала. Затем надевают распорную втулку и устанавливают подшипники качения. Вал укладывают в основание корпуса и надевают крышку редуктора, для центровки ее устанавливают с помощью двух конических штифтов и затягивают болты. Сопрягаемые поверхности корпуса и крышки редуктора предварительно смазывают спиртовым лаком.

Далее в сквозные крышки подшипников вставляют манжеты. Глухие и сквозные привёртные крышки подшипников вместе с набором прокладок устанавливают на торцах корпуса при помощи болтов.

Перед началом работы в редуктор заливают масло выше уровня нормы на 5…15 мм.

Перед эксплуатацией редуктор должен быть обкатан по условиям завода-изготовителя.

Разборку редуктора производят так же, как и сборку, но в обратной оследовательности.

2. Выбор двигателя и кинематический расчёт привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Определяем требуемую мощность рабочей машины:

Ррм = Fv,

где F - тяговое усилие цепи, кН;

v - линейная скорость грузовой цепи, м/с.

Ррм = 40,5 = 2,0 кВт.

Определим общий КПД привода

= зпопм2пкпс,

где зп - КПД закрытой передачи; оп - КПД открытой передачи; м - КПД муфты; пк - КПД одной пары подшипников качения; пс - КПД одной пары подшипников скольжения (на приводном валу рабочей машины).

= 0,80,920,980,9920,985 = 0,696.

Определяем требуемую мощность двигателя:

Рдв.треб = Ррм/ = 2,0/0,696 = 2,87 кВт.

По [1, таблица К9] выбираем двигатель 4АМ100S4У3 с номинальной мощностью Рном=3кВт и номинальной частотой вращения nном = 1435 об/мин.

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины:

nрм = 601000v/(D?),

где v - линейная скорость грузовой цепи, м/с;

D - диаметр звездочки, мм.

nрм = 6010000,5/(3303,14) = 29,0 об/мин.

Определяем передаточное число привода:

u = nном/nрм = 1435/29,0 = 49,56.

Определим передаточное число открытой передачи, принимая передаточное число редуктора uзп = 20:

uоп = u/uзп = 49,56/20 = 2,48.

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

В соответствии с заданной последовательностью соединения элементов привода по кинематической смене используем следующие формулы для вычисления мощности, частоты вращения, угловой скорости и вращающих моментов на валах привода:

Вал двигателя:

nдв = nном = 1435 об/мин;

дв = nдв/30 = 3,141435/30 = 150,2 рад/с;

Pдв = 2,87 кВт;

Тдв = Рдв/дв = 2,871000/150,2 = 19,1 Нм.

Быстроходный вал:

n1 = nдв = 1435 об/мин;

1 = дв = 150,2 рад/с;

Р1 = Рдвмпк = 2,870,980,99 = 2,79 кВт;

Т1 = Тдвмпк = 19,10,980,99 = 18,6 Нм.

Тихоходный вал:

n2 = n1/uзп = 1435/20 = 71,75 об/мин;

2 = 1/uзп = 150,2/20 = 7,51 рад/с;

Р2 = Р1зппк = 2,790,80,99 = 2,21 кВт;

Т2 = Т1uзпзппк = 18,6200,80,99 = 294 Нм.

Вал приводной рабочей машины:

nрм = n2/uоп = 71,75/2,48 = 28,95 об/мин;

рм = 2/uоп = 7,51/2,48 = 3,03 рад/с;

Ррм = Р2оппс = 2,210,920,985 = 2,0 кВт;

Трм = Т2uопоппс = 2942,480,920,985 = 660 Нм.

Таблица 1 - Силовые и кинематические параметры привода

3. Расчет червячной передачи

3.1 Выбор материала червячного колеса

Определим скорость скольжения:

4,37,5120(294)1/3/1000 = 4,29 м/с.

По [1, таблица 3.5] выбираем из группы I материал БрО10Ф1, полученный способом литья в кокиль, в = 275 Н/мм2, т = 200 Н/мм2.

3.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

Допускаемые напряжения для червячного колеса определяем по формулам из [1, таблица 3.6].

Наработка за весь срок службы:

N = 5732Lh = 5737,5120000 = 86064600.

Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:

KHL = (107/N)1/8 = (107/86064600)1/8 = 0,76.

Определяем допускаемые контактные напряжения:

[]Н = 0,9KHLCvв = 0,90,761275 = 189,1 Н/мм2,

где Cv - коэффициент, учитывающий износ материала [1, С.55].

Так как червяк располагается в масляной ванне, то полученное значение допускаемого напряжения не изменяем, т.е. []Н = 189,1 Н/мм2.

Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:

KFL = (106/N)1/9 = (106/86064600)1/9 = 0,61.

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

[]F = (0,08в + 0,25т)KFL = (0,08275 + 0,25200)0,61 = 43,9 Н/мм2.

3.3 Проектный расчёт червячной передачи

Определяем межосевое расстояние:

aw = 61(Т2103/[]2Н)1/3 = 61(294103/189,12)1/3 = 123,11 мм.

Полученное значение округляем до ближайшего большего стандартного значения межосевого расстояния для червячной передачи aw = 125 мм.

Число витков червяка z1 = 2. Число зубьев колеса z2 = z1u = 220 = 40. Округляем до целого числа z2 = 40.

Определим модуль зацепления

m = (1,5…1,7)aw/z2 = (1,5…1,7)125/40 = 4,69…5,31 мм,

округляем в большую сторону до стандартного значения m = 5 мм.

Определяем коэффициент диаметра червяка:

q = (0,212…0,25)z2 = (0,212…0,25)40 = 8,48…10,00;

округляем в большую сторону до стандартного значения q = 10.

Коэффициент смещения инструмента

х = (aw/m) - 0,5(q + z2) = 0,00.

Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение от заданного:

uф = z2/z1 = 40/2 = 20,00;

(|20,00 - 20|/20)100% = 0,00 < 4%.

Определим фактическое значение межосевого расстояния

aw = 0,5m(q + z2 + 2x) = 0,55(10 + 40 + 20,00) = 125,00 мм.

Вычисляем основные геометрические размеры червяка:

делительный диаметр

d1 = qm = 105 = 50,0 мм;

начальный диаметр

dw1 = m(q + 2x) = 5(10 + 20,00) = 50,0 мм;

диаметр вершин витков

da1 = d1 + 2m = 50,0 + 25 = 60,0 мм;

диаметр впадин витков

df1 = d1 - 2,4m = 50,0 - 2,45 = 38,0 мм;

делительный угол подъема линии витков

= arctg(z1/q) = arctg(2/10) = 11,31;

длина нарезаемой части червяка

b1 = (10 + 5,5|x| + z1)m + C = (10 + 5,5|0,00| + 2)5 + 0 = 60,0 мм,

округляем до значения из ряда нормальных размеров b1 = 60 мм.

Основные геометрические размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр

d2 = dw2 = mz2 = 540 = 200,0 мм;

диаметр вершин зубьев

da2 = d2 + 2m(1 + x) = 200,0 + 25(1 + 0,00) = 210,0 мм;

наибольший диаметр колеса

daм2 ? da2 + 6m/(z1 + 2) = 210,0 + 65/(2 + 2) = 217,5 мм;

диаметр впадин зубьев

df2 = d2 - 2m(1,2 - x) = 200,0 - 25(1,2 - 0,00) = 188,0 мм;

ширина венца

b2 = 0,355aw = 0,355125,00 = 44,4 мм,

округляем до значения из ряда нормальных размеров b2 = 45 мм;

условный угол обхвата червяка венцом колеса

2 = 2arcsin(b2/(da1 - 0,5m)) = 2arcsin(45/(60,0 - 0,55)) = 103.

Определим силы в зацеплении

окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

Ft2 = Fa1 = 2000T2/d2 = 2000294/200,0 = 2940 Н;

окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

Ft1 = Fa2 = 2000T2/(uфd1) = 2000294/(20,0050,0) = 588 Н;

радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо

Fr = Ft2tg20 = 29400,364 = 1070 Н.

3.4 Проверочный расчёт червячной передачи

Фактическая скорость скольжения

vS = uф2d1/(2cos103) = 20,007,5150,0/(2cos11,31103) = 3,83 м/с.

Определим коэффициент полезного действия передачи

= tg/tg( + ) = tg11,31/tg(11,31 + 2) = 0,85,

где - угол трения, зависящий от фактической скорости скольжения, град [1, таблица 4.9].

Проверим контактные напряжения зубьев колеса

где K - коэффициент нагрузки;

[]Н - допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, уточненное по фактической скорости скольжения, Н/мм2 [1, таблица 3.6]

H = 340(29401/(50,0200,0))1/2 = 184,4 ? 198,6 Н/мм2.

Полученное значение контактного напряжения меньше допустимого на 7,2%, условие выполнено. Проверим напряжения изгиба зубьев колеса

F = 0,7YF2Ft2K/(b2m) ? []F,

где YF2 - коэффициент формы зуба колеса, который определяется по [1, таблица 4.10] в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:

zv2 = z2/cos3 = 40/cos311,31 = 42,

тогда напряжения изгиба равны

F = 0,71,5329401/(455) = 14,0 ? 43,9 Н/мм2,

условие выполнено.

3.5 Расчет червячной передачи на нагрев

Определяем площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора:

А 12,0aw1,7 = 12,00,1251,7 = 0,35 м2,

Где aw - межосевое расстояние червячной передачи, м.

Температура нагрева масла в масляной ванне редуктора:

где - КПД червячной передачи;

P1 - мощность на червяке, кВт;

KT - коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2С);

- коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса редуктора в металлическую раму;

t0 = 20 С - температура окружающего воздуха;

[t]раб = 95 С - максимально допустимая температура нагрева масла в масляной ванне редуктора, С.

tраб = 1000(1 - 0,85)2,79/(170,35(1 + 0,3)) = 75,8 С.

4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников

Быстроходный вал (вал-червяк):

d1 = (0,8…1,2)dдв = (0,8…1,2)28 = 22,4…33,6 мм,

где dдв - диаметр выходного конца вала ротора двигателя, мм.

Из полученного интервала принимаем стандартное значение d1 = 25 мм. Длина ступени под полумуфту:

l1 = (1,0…1,5)d1 = (1,0…1,5)25 = 25…37,5 мм,

принимаем l1 = 40 мм.

Размеры остальных ступеней:

d2 = d1 + 2t = 25 + 22,2 = 29,4 мм, принимаем d2 = 30 мм;

l2 1,5d2 = 1,530 = 45 мм, принимаем l2 = 45 мм;

d3 = d2 + 3,2r = 30 + 3,22 = 36,4 мм, принимаем d3 = 37 мм;

d4 = d2.

Тихоходный вал (вал колеса):

(294103/(0,235))1/3 = 34,76 мм, принимаем d1 = 35 мм;

l1 = (0,8…1,5)d1 = (0,8…1,5)35 = 28…52,5 мм, принимаем l1 = 50 мм;

d2 = d1 + 2t = 35 + 22,5 = 40 мм, принимаем d2 = 40 мм;

l2 1,25d2 = 1,2540 = 50 мм, принимаем l2 = 50 мм;

d3 = d2 + 3,2r = 40 + 3,22,5 = 48 мм, принимаем d3 = 48 мм;

d4 = d2;

d5 = d3 + 3f = 48 + 31,2 = 51,6 мм, принимаем d5 = 53 мм;

Предварительно назначаем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии:

для быстроходного вала: 7206A;

для тихоходного: 7208A.

5. Конструирование корпуса редуктора

Определим толщину стенки корпуса

= 1,2 Т1/4 = 1,2•(294)1/4 = 4,97 6 мм,

где Т = 294 Н•м - вращающий момент на тихоходном валу.

Принимаем = 6 мм.

Зазор между внутренними стенками корпуса и деталями

а = (L)1/3 + 3 = 2641/3 + 3 = 9 мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса b0 4a= 36 мм.

Диаметры приливов для подшипниковых гнезд:

вал 1:

для привертной крышки DП = Dф + 6 = 87 + 6 = 93 мм.

вал 2:

для закладной крышки D'П = 1,25D + 10 = 1,25•80 + 10 = 110 мм,

где D - диаметр отверстия под подшипник, Dф - диаметр фланца крышки подшипника.

Диаметры винтов привертных крышек подшипника: d1 = 6 мм;

Число винтов: z1 = 4.

Диаметр винтов крепления крышки к корпусу находим по формуле

d = 1,25(Т)1/3 = 1,25•(294)1/3 = 8,31 ? 10 мм,

где Т - момент на тихоходном валу редуктора. Принимаем d = 10 мм.

Размеры конструктивных элементов крепления крышки редуктора к корпусу (для болтов):

ширина фланца крышки корпуса K = 2,35d = 23,5 мм,

расстояние от торца фланца до центра болта С = 1,1d = 11,0 мм.

диаметр канавки под шайбочку D 2d = 20 мм.

высота прилива в корпусе h = 2,5d = 25 мм.

Для винтов: K1 = 2,1d = 21,0 мм, С1 = 1,05d = 10,5 мм.

Высоту прилива в крышке под стягивающий болт (винт) определяем графически, исходя из условия размещения головки болта (винта) на плоской опорной поверхности вне кольцевого прилива под подшипник большего диаметра. Диаметр штифта dшт = 0,75d = 8 мм.

Диаметр винта крепления редуктора к раме dф = 1,25d = 14 мм, количество винтов z = 4. Высота ниши h0= 2,5(dф + ) = 50 мм, длина опорной поверхности в месте крепления редуктора к раме l = 2,4dф + = 40 мм, высота прилива под винт h = 1,5dф = 21 мм, расстояние от боковой поверхности корпуса до центра винта с = 1,1dф = 15 мм.

Размеры проушины в виде ребра с отверстием: толщина ребра s = 2,5 = 15 мм, диаметр отверстия d = 3 = 18 мм, радиус проушины R = d. Размеры проушины, выполненной в виде сквозного отверстия в крышке: сечение (b b) отверстия b = 3 = 18 мм, радиус дуги из вершины крышки для определения границы отверстия а = 1,7 = 10 мм.

6. Проверочный расчет шпонок

6.1 Быстроходный вал

Шпонка под полумуфту призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 87, длина 32 мм, диаметр вала d = 25 мм.

Определяем напряжение смятия

где T - передаваемый момент, Н•м;

d - диаметр вала, мм;

lp - рабочая длина шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм;

t1 - глубина паза, мм.

см = 2•103•19/(25•24•(7 - 4)) = 21 МПа.

Полученное значение не превышает допустимого []см = 100 МПа.

6.2 Тихоходный вал

Шпонка под червячное колесо призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 149, длина 56 мм, диаметр вала d = 48 мм.

Определяем напряжение смятия

= 2•103•294/(48•42•(9 - 5,5)) = 83 МПа.

Полученное значение не превышает допустимого []см = 100 МПа.

Шпонка под звездочку призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 108, длина 40 мм, диаметр вала d = 35 мм.

Определяем напряжение смятия

= 2•103•294/(35•30•(8 - 5)) = 97 МПа.

Полученное значение не превышает допустимого []см = 100 МПа.

7. Проверочный расчет быстроходного вала

Силы, действующие на вал: FtС = 588 Н; FrС = 1070 Н; FaС = 2940 Н; Fм = 50•Т1/2 = 50•191/2 = 218 Н - консольная сила муфты.

Неизвестные реакции в подшипниках найдем, решая уравнения моментов относительно опор:

МВ(x) = 0;

МВ(x) = FaC•dC/2 - FrC•lBC + RDy•(lBC + lCD) = 0;

RDy = (- FaC•dC/2 + FrC•lBC)/(lBC + lCD) = (- 2940•0,050/2 + 1070•0,133)/(0,133 + 0,133) = 259 Н.

МВ(y) = 0;

МВ(y) = - Fм•lAB - FtC•lBC + RDx•(lBC + lCD) = 0;

RDx = (Fм•lAB + FtC•lBC)/(lBC + lCD) = (218•0,072 + 588•0,133)/(0,133 + 0,133) = 353 Н.

МD (x) = 0;

МD (x) = - RВy•(lBC + lCD) + FaC•dC/2 + FrС•lCD = 0;

RВy = (FaC•dC/2 + FrС•lCD)/(lBC + lCD) = (2940•0,050/2 + 1070•0,133)/(0,133 + 0,133) = 811 Н.

МD (y) = 0;

МD (y) = - Fм•( lАВ + lBC + lCD) - RВx•(lBC + lCD) + FtC•lCD = 0;

RВx = (- Fм•( lАВ + lBC + lCD) + FtC•lCD)/(lBC + lCD) = (- 218•(0,072 + 0,133 + 0,133) + 588•0,133)/(0,133 + 0,133) = 17 Н.

Построение эпюр:

Участок АВ: 0 ? z ? 0,072;

Mx(z) = 0; Mx(0) = 0 Н•м; Mx(0,072) = 0 Н•м.

My(z) = Fоп•z; My(0) = 0 Н•м; My(0,072) = 218•0,072 = -16 Н•м.

T = -19 Н•м на всем участке.

M(0) = (М2х + М2у)1/2.

M(0) = 0 Н•м; M(0,072) = (02 + -162)1/2 = 16 Н•м.

Участок ВС: 0 ? z ? 0,133;

Mx(z) = - RВy•z; Mx(0) = 0 Н•м; Mx(0,133) = - 811•0,133 = -108 Н•м.

My(z) = Fоп•(lAB + z) - RВх•z;

My(0) = 218•0,072 = -16 Н•м;

My(0,133) = 218•(0,072 + 0,133) - 17•0,133 = -47 Н•м.

T = -19 Н•м на всем участке.

M(0) = (02 + -162)1/2 = 16 Н•м; M(0,133) = (-1082 + -472)1/2 = 118 Н•м.

Участок CD: 0 ? z ? 0,133;

Mx(z) = - RВy•(lBC + z) + FaC•dC/2 + FrС•z;

Mx(0) = - 811•0,133 + 2940•0,050/2 = -34 Н•м;

Mx(0,133) = - 811•(0,133 + 0,133) + 2940•0,050/2 + 1070•0,133 = 0 Н•м.

My(z) = Fоп•(lAB + lBC + z) - RBх•(lBC + z) + FtC•z;

My(0) = 218•(0,072 + 0,133) - 17•0,133 = -47 Н•м;

My(0,133) = 218•(0,072 + 0,133 + 0,133) - 17•(0,133 + 0,133) + 588•0,133 = 0 Н•м.

T = 0 Н•м на всем участке.

M(0) = (-342 + -472)1/2 = 58 Н•м; M(0,133) = 0 Н•м.

Проверим сечение В на запас прочности. Концентратор напряжений - переход с галтелью. Коэффициент запаса прочности:

где S - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

где -1 - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, МПа;

k - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

- масштабный фактор для нормальных напряжений;

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

a - амплитуда цикла нормальных напряжений равная суммарному напряжению изгиба и в рассматриваемом сечении;

- коэффициент, зависящий от марки стали;

m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений.

a = и = 103М/W,

где М - суммарный изгибающий момент в сечении, Н•м;

W - момент сопротивления сечения при изгибе, мм3.

W = d3/32 = 3,14•303/32 = 2649 мм3,

a = и = 103•16/2649 = 5,92 МПа,

m = 4Fa /(d2) = 4•2940/(3,14•302) = 4161 МПа.

S = 410/(1,9•5,92/(0,73•0,94) + 0,27•4161) = 2,36.

где -1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, МПа;

k - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

- масштабный фактор для касательных напряжений;

a - амплитуда цикла касательных напряжений;

- коэффициент, зависящий от марки стали;

m - среднее напряжение цикла касательных напряжений.

a = m = 0,5•103T/Wк,

где Т - крутящий момент в сечении, Н•м;

Wк - момент сопротивления сечения при кручении, мм3.

Wк = d3/16 = 3,14•303/16 = 5299 мм3,

a = m = 0,5•103•19/5299 = 1,79 МПа.

S = 240/(1,74•1,79/(0,73•0,94) + 0,1•1,79) = 50,79.

S = 2,36•50,79/(2,362 + 50,792)1/2 = 2,36.

Полученное значение находится в допускаемом интервале 1,5 - 2,5.

Проверим сечение С на запас прочности. Концентратор напряжений - переход с галтелью. Коэффициент запаса прочности:

где S - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

где -1 - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, МПа; k - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; - масштабный фактор для нормальных напряжений; - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; a - амплитуда цикла нормальных напряжений равная суммарному напряжению изгиба и в рассматриваемом сечении; - коэффициент, зависящий от марки стали; m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений.

a = и = 103М/W,

где М - суммарный изгибающий момент в сечении, Н•м;

W - момент сопротивления сечения при изгибе, мм3.

W = d3/32 = 3,14•363/32 = 4578 мм3,

a = и = 103•118/4578 = 25,77 МПа,

m = 4Fa /(d2) = 4•2940/(3,14•362) = 2890 МПа.

S = 410/(1,9•25,77/(0,73•0,94) + 0,27•2890) = 2,47.

где -1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, МПа; k - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений; - масштабный фактор для касательных напряжений; a - амплитуда цикла касательных напряжений; - коэффициент, зависящий от марки стали; m - среднее напряжение цикла касательных напряжений.

a = m = 0,5•103T/Wк,

где Т - крутящий момент в сечении, Н•м;

Wк - момент сопротивления сечения при кручении, мм3.

Wк = d3/16 = 3,14•363/16 = 9156 мм3,

a = m = 0,5•103•19/9156 = 1,04 МПа.

S = 240/(1,74•1,04/(0,73•0,94) + 0,1•1,04) = 87,76.

S = 2,47•87,76/(2,472 + 87,762)1/2 = 2,47.

Полученное значение находится в допускаемом интервале 1,5 - 2,5.

8. Подбор подшипников качения быстроходного вала

Силы, действующие на подшипники:

FrBmax = (R2Вx + R2Вy)1/2 = (172 + 8112)1/2 = 811 Н,

FrDmax = (R2Dx + R2Dy)1/2 = (3532 + 2592)1/2 = 438 Н,

Famax = 2940 Н.

Для типового режима нагружения 1 коэффициент эквивалентности KE = 0,8. Тогда эквивалентные нагрузки равны:

FrВ = KEFrВmax = 0,8•811 = 649 Н,

FrD = KEFrDmax = 0,8•438 = 350 Н,

FaВ = KEFamax = 0,8•2940 = 2352 Н.

Для принятых подшипников находим: Cr = 38 кH, C0r = 25,5 кН, X = 0,4, Y = 1,6, e = 0,37.

Минимально необходимые осевые силы для нормальной работы роликовых подшипников:

FaBmin = 0,83eFrB = 0,83•0,37•649 = 649 H,

FaDmin = 0,83eFrD = 0,83•0,37•350 = 108 H.

Определим осевые нагрузки, действующие на подшипники:

FaB = FaDmin + Fa = 108 + 2352 = 2460 H,

FaD = FaDmin = 108 H.

Отношение FaВ/(VFrВ) = 2460/(1•649) = 3,79, что больше e. Окончательно принимаем X = 0,4, Y = 1,6.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка (для опоры В):

PrВ = (VXFrВ + YFaВ)KбKТ,

где Kб - коэффициент безопасности;

KТ - температурный коэффициент.

PrВ = (1•0,4•649 + 1,6•2460) •0,8•1 = 3356 Н.

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a1 = 1, a23 = 0,7 (обычные условия применения), k = 3,33 (роликовый подшипник):

L10ah = a1a23(Cr /PrВ)k 106/(60n) = 1•0,7•(38000/3356)3,33•106/(60•1435) = 26292 ч,

L10ah > Lh.

Расчетная динамическая грузоподъемность (для опоры B):

Сrр = PrВ(573Lh/106)1/3 = 3356(573150,2020000/106)1/3,33 = 31444 Н,

Crp < Cr.

Подшипник пригоден.

9. Подбор и проверочный расчет муфты

Для соединения быстроходного вала с валом электродвигателя принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту. Определяем расчетный момент:

Мрасч = K•ТБ = 1,3•19,1 = 24,83 Н•м,

где K - коэффициент режима работы и характера нагрузки,

ТБ - вращающий момент на быстроходном валу, Н•м.

По ГОСТ 21424-75 выбираем муфту с ближайшим большим передаваемым моментом. Размеры муфты: диаметр расположения пальцев D1 = 90 мм, длина муфты L = 105 мм, диаметр пальца dп = 14 мм, длина пальца lп = 64 мм, количество пальцев z = 4, длина резиновой втулки lр.в. = 28 мм.

Проверим пальцы муфты на изгиб:

= 90 Н/мм2,

и = 24,83•64•103/(0,1•143•90•4) = 16,09 Н/мм2,

Проверим резиновые втулки на смятие:

= 2 Н/мм2,

см = 2•24,83•103/(90•4•14•28) = 0,35 Н/мм2,

Условия выполнены, прочность муфты обеспечена.

10. Выбор смазочных материалов

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм.

Принимаем масло индустриальное для гидравлических систем без присадок И - Г - А - 46 ГОСТ 17479.4 - 87.

Определим количество масла:

V = (0,4…0,8)•Рвых = (0,4…0,8)•2,2 = 0,88…1,76 л.

Примем V = 0,9 л.

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку Литол - 24 по ГОСТ 21150 - 75. Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

11. Список использованной литературы

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. - М.: Высш. Шк., 1991. - 432 с.: ил.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. 5-е изд. М.: Высш. шк. 1998 - 447 с.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. В трех томах. Москва: Машиностроение, 2001 - 920 с.

4. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., Житков В.К. Детали машин: Учебник для техникумов - М.:Илекса, 1999.- 392 с.:ил.

5. Устюгов И.И. Детали машин: Учеб. Пособие для учащихся техникумов.-М.:Высш. школа, 1981.- 399 с., ил.