ПОЗНАВАТЕЛЬНОЕ

Оси и плоскости тела человека - Тело человека состоит из определенных топографических частей и участков, в которых расположены органы, мышцы, сосуды, нервы и т.д.

Отёска стен и прирубка косяков - Когда на доме не достаёт окон и дверей, красивое высокое крыльцо ещё только в воображении, приходится подниматься с улицы в дом по трапу.

Дифференциальные уравнения второго порядка (модель рынка с прогнозируемыми ценами) - В простых моделях рынка спрос и предложение обычно полагают зависящими только от текущей цены на товар.

Коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям

Полярный момент сопротивления сечения вала

(мм³)

где d_f – диаметр впадин червяка: d_f = d – 2,4m = 16 - 2,4 × 1,6 = 12,16 (мм³)

Амплитуды напряжений цикла

(МПа) (МПа)

Коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям

;

Расчётный коэффициент запаса прочности в опасном сечении

³1,3

Вал имеет достаточный запас прочности, но необходимо провести расчёт жёсткости вала.

8.1.2. Проверочный расчёт тихоходного вала

Опасное сечение под колесом.

Выбираем материал вала – сталь 45, термообработка – нормализация; s_-1 = 250 МПа, t_-1 = 150 МПа, табл. 10.2 [1]

К_s = 1,9 для шпоночного паза, табл. 10.6 [1];

К_t = 1,7 для шпоночного паза, табл. 10.6 [1];

K_d = 0,85 при диаметре вала d = 40 мм, табл. 10.3 [1];

K_F =1 при Ra = 0,8…3,2 мкм, табл. 10.3 [1];

K_v = 1,0 при данной термообработке, табл. 10.5 [1].

Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

(МПа) (МПа)

Осевой момент сопротивления сечения вала

(мм³)

Полярный момент сопротивления сечения вала

(мм³)

где: b – ширина шпоночного паза, b = 12 мм;

t₁ – глубина шпоночного паза, t₁ = 5 мм.

Амплитуды напряжений цикла

(МПа) (МПа)

Коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям

;

Расчётный коэффициент запаса прочности в опасном сечении

Вал имеет достаточный запас прочности

9. ВЫБОР И РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ

Поскольку со стороны червячного зацепления на опоры действуют значительные осевые и радиальные нагрузки, то для установки валов выбираем роликовые регулируемые радиально-упорные подшипники. Схема установки опор тихоходного вала «враспор». Роликовые радиально-упорные подшипники быстроходного вала устанавливаем в стакан, они работают как один двухрядный подшипник и воспринимают все осевые нагрузки, вторую опору делаем плавающей из шарикового радиального подшипника.

9.1. Расчёт подшипников быстроходного вала

Выполняем расчёт подшипников на долговечность. Предварительно выбираем подшипники 36202 Сr = 8,1 кН;

Rа = 629,54 Н; Rb = 1521,1 Н; е = 0,28; Fа = 63,63 Н, Y = 2,16

n = 621,62 мин^-1. Осевую нагрузку воспринимает двухрядный подшипник В

Сr = 1,625 × 8,1 = 13,16 кН

Находим грузоподъёмность двухрядного подшипника.

. Эквивалентные радиальные динамические нагрузки

Реа = (VXFr +YFa)КбКт = (1· 0,4 · 1521,1+2,16 · 740) 1,25 · 1 = 2758,55 Н

где V – коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V = 1;

Fr – радиальная нагрузка на подшипник;

Fa – осевая нагрузка на подшипники;

Кб – коэффициент безопасности. Кб = 1,25;

Кт – температурный коэффициент. При температуре ниже 100 °С,

Кт = 1.

Базовая долговечность предварительно выбранного подшипника

(млн. об.) или в часах

где р = 3,33 для роликовых подшипников

(ч)

Данные подшипники обладают значительным ресурсом.

9.2. Расчёт подшипников тихоходного вала

Предварительно выбираем подшипники 7206 Сr = 31 кН;

Rа = 1247,26 Н; Rb = 1761,14 Н; е = 0,31; Fа = 96,57 Н, Y= 1,94

n = 20 мин^-1

9.2.1. Осевые составляющие от радиальных нагрузок

S₁ = 0,83 · 0,31 · 1247,26 = 320,91 H

S₂ = 0,83 · 0,31 · 1761,14 = 453,14 H

Осевые силы, нагружающие подшипники

S₁ < S₂ Fa > S₂ – S₁

Fa₁ = S₁ = 320,91 Н; Fa₂ = Fa₁ + Fa = 320,91 + 96,57 = 417,48 Н

Fа₁/VFr₁ = 320,91/1247,26 = 0,25 , значит Х= 1, Y = 0

Fа₂/VFr₂ = 417,48/1761,14 = 0,23 , значит Х= 1, Y = 0

9.2.2. Эквивалентные радиальные динамические нагрузки

Реа = (VXFr +YFa)КбКт = (1· 1 · 1761,14) 1,25 · 1 = 2201,42 Н

Более нагружена опора В

9.2.3. Базовая долговечность предварительно выбранного подшипника

(млн. об.) или в часах

где р = 3,33 для роликовых подшипников

9.2.4. (ч) что вполне достаточно

10. РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

В индивидуальном и мелкосерийном производстве используют главным образом призматические шпонки. Длину шпонки выбирают из стандартного ряда так, чтобы она была меньше длины ступицы насаживаемой детали на 5…10 мм. Сечение шпонки выбирается по диаметру вала.

Выбранную шпонку проверяют на смятие по формуле

где: Т – крутящий момент на валу, Н ×мм;

d – диаметр вала, мм;

h – высота шпонки, мм;

t₁ – глубина паза вала, мм;

l_р – рабочая длина шпонки, мм; при скруглённых торцах шпонки l_р = l-b, где l – длина шпонки, b – ширина шпонки;

[s_см] – попускаемое напряжение смятия. При стальной ступице 100…120 МПа, при чугунной 50…60 МПа.

1. шпонка 4 х 4 х 28

МПа £ 100 МПа

2. шпонка 8 х 7 х 36

МПа £ 100 МПа

3. шпонка 12 х 8 х 45

МПа £ 100 МПа

Выбранные шпонки подходит.

11. РАСЧЁТ ЧЕРВЯКА НА ЖЁСТКОСТЬ

11.1. Для валов червяков максимальный прогиб

мм

где l – расстояние между опорами, l = 125 мм;

F_t и F_r – окружное и радиальное усилие на червяке, F_t = 96,57 Н,

F_r = 269,28 Н;

Е – модуль упругости материала вала. Для легированной стали

Е = 2,1 10⁵ МПа

I_пр – приведенный (с учётом витков) момент инерции сечения вала червяка, мм⁴;

11.2.

здесь d_f – диаметр впадин червяка, мм

d_f = d – 2,4m = 35 - 2,4 · 3,5 = 26,6 мм

d – делительный диаметр червяка, d = 16 мм;

d_a – диаметр вершин червяка, мм

d_a = d + 2m = 35 + 3,5· 2 = 42 мм

m – осевой модуль, m = 3,5 мм.

13.3. Допускаемое значение прогиба червяка

[Y] = (0,05…0,01) m = 3,5 · 0,01 = 0,035

12. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ РЕДУКТОРА

Цель теплового расчёта – проверка температуры масла t_м в редукторе, которая не должна превышать допускаемой [t]_м = 80…95 °С. Температура воздуха вне корпуса редуктора обычно t_в = 20 °С. Температура масла t_м в корпусе червячной передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле:

где Р₁ – мощность на червяке, Вт;

h - коэффициент полезного действия червячной пары;

K_t – коэффициент теплопередачи, 9…17 Вт/(м²град);

А – площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора. Ориентировочно А (м²) можно принять в зависимости от межосевого расстояния

Площадь поверхности охлаждения червячного редуктора

а, мм
А, м²	0,19	0,24	0,36	0,43	0,56	0.67	0,8	1,0

13. ВЫБОР МАСЛА

Смазывание червячных зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

Для редуктора общего назначения применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным методом – окунанием. Этот способ применяют для червячных передач допустимая скорость скольжения 10 м/с.

Выбор сорта масла зависит от расчётного контактного напряжения s_н и фактической скорости скольжения.

Контактное напряжение s_н = 188 МПа.

Скорости скольжения Vs = 2,39 м/с.

По табл. 10.29 [2] выбираем масло И-Т-Д- 100 ГОСТ 17479.4-87

индустриальное, для тяжело нагруженных узлов, с антиокислительными, антикоррозионными, противоизносными и противозадирными присадками, класса кинематической вязкости 90…100 сСт при 40 °С.

Объём заливаемого масла определяем из расчёта 0,5…1,0 литра на 1 кВт мощности. Vм = 1,0 л³.

Поскольку V_s ³ 1 м/c, то смазывание подшипников происходит за счёт масляного тумана. Для свободного проникновения масла полость подшипника должна быть открыта внутрь корпуса.

Для контроля уровня масла имеется маслоуказатель.

При работе червячной передачи масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей. Оно стареет, его свойства ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусмотрено сливное отверстие и сливная пробка.

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путём установки отдушины в крышке корпуса.

ЛИТЕРАТУРА

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 2008. 416 с.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Калининград: Янтарный сказ, 2004. 456 с.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя в 3-х томах. М.: Машиностроение, 2009.

4. Иванов М.Н. Детали машин. М.: Высшая школа, 2005, 408 с.

5. Детали машин: Атлас конструкций. М.: Машиностроение, 1992, 352 с.

6. Современное машиностроение. Атлас/ П.Н. Учаев. М.Курск: КурскГТУ, 2004, 458 с.