Червячный редуктор
Работа из раздела: «
Технология»
Исходные данные
Мощность на выходном валу P= 5 кВт
Частота вращения вала рабочей машины n= 30 об/мин
Срок службы привода Lг = 2 лет.
Допускаемое отклонение скорости ?= 4 %
Продолжительность смены tс= 8 часов.
Количество смен LС= 2
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА.
1. Определение мощности и частоты вращения двигателя.
Мощность на валу рабочей машины Ррм= 5,0 кВт.
Определим общий КПД привода: ?=?зп*?оп*?м*?2пк*?пс
По табл. 2.2 [1] принимаем следующие значения КПД механических передач.
КПД закрытой передачи ?зп= 0,97
КПД первой открытой передачи ?оп1= 0,965
КПД второй открытой передачи ?оп2= 0,955
КПД муфты ?м= 0,98
КПД подшипников качения ?пк= 0,995
КПД подшипников скольжения ?пс= 0,99
определим общий КПД привода
?=?з*?оп1*?пк2*?оп2*?пс=0,97*0,965*0,9552*0,995*0,99= 0,876
Определим требуемую мощность двигателя Рдв =Ррм/?= 5/0,876=5,708 кВт.
Выбираем по табл. К9 [1] номинальную мощность двигателя Рном= 7,5 кВт.
Выбираем электродвигатель с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500,
3000
|Тип двигателя |4AM160S8УЗ |4AM132M6УЗ |4AM132S4УЗ |4AM112M2УЗ |
|Номинальн. |730 |970 |1455 |2900 |
|частота | | | | |
|Диаметр вала |48 |38 |38 |32 |
2. Определение передаточного числа привода и его ступеней.
Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины
nрм=60*1000 v/(?D)= 60*1000 970/(?38)=30,0 об/мин.
Передаточное число привода u=nном/ nрм= (24,33 32,33 48,50
96,67(
Принимаем пределы передаточных чисел закрытой передачи uзп: 6,3( 60,0
Принимаем пределы передаточных чисел первой открытой передачи uоп1: 2,0(
5,0
Принимаем пределы передаточных чисел второй открытой передачи uоп2: 2( 7,1
Допустимые пределы привода ui: 25,2 (2130
Исходя из пределов передаточных чисел привода, выбираем тип двигателя:
4AM132M6УЗ
с номинальной частотой вращения nном= 970 мин-1 и диаметром вала dДВ= 38
мм.
Передаточное число привода u= 32,33
Задаемся передаточным числом редуктора uзп= 8
Задаемся передаточным числом первой открытой передачи uоп1= 2
Задаемся передаточным числом второй открытой передачи uоп2= 2
Фактическое передаточное число привода uф =uзп*uоп1*uоп2= 8*2*2= 32
Определим максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного
вала рабочей машины ?nрм=nрм ?/100=30*4/100= 1,2 об/мин.
Определим допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с
учётом отклонения [nрм]=nрм±?nрм= 30±1,2=28,8 (31,2 (об/мин.)
Определить фактическую частоту вращения приводного вала машины nф=nном/uф=
970/32= 30,3 об/мин.
3. Определение силовых и кинематических параметров привода.
Мощность двигателя Рдв = 5,708 кВт.
Мощность на быстроходном валу Рб=Рдв*?оп1*?пс= 5,708*0,965*0,99= 5,453
кВт.
Мощность на тихоходном валу Рт=Pб*?зп*?пк= 5,453*0,97*0,955=5,263 кВт.
Мощность на валу рабочей машины Ррм=Рт*?оп2*?пк= 5,263 *0,955*0,995 =
5,00 кВт.
Частота вращения вала электродвигателя nном= 970,00 об/мин.
Частота вращения быстроходного вала nб=nном/uоп1= 970/2=485,00 об/мин.
Частота вращения тихоходного вала nт=nб/uзп= 485/8=60,63 об/мин.
Частота вращения вала рабочей машины nрм=nт/uоп2= 60,63/2= 30,315 об/мин.
Угловая скорость вала электродвигателя ?ном=?*nном/30=?*970/30= 101,58
рад/с.
Угловая скорость быстроходного вала ?б=?ном/uоп1=101,58/2= 50,79 рад/с.
Угловая скорость тихоходного вала ?т=?п/uт=50,79/8= 6,35 рад/с.
Угловая скорость вала рабочей машины ?рм=?т/uор2= 3,18 рад/с.
Вращающий момент на валу электродвигателя Тдв=Рдв/?ном= 7500/101,58 =56,19
Н*м.
Вращающий момент на быстроходном валу Тб=Рб/?б= 5,453/50,79= 107,36 Н*м.
Вращающий момент на тихоходном валу Тт=Pт/?т= 5,263/6,35= 828,82 Н*м.
Вращающий момент на валу рабочей машины Трм=Pрм/?рм= 5000/3,18 = 1572,33
Н*м.
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ.
1. Выбор материала
Выбор материала для червяка.
Для червяка выбираем материал по табл. 3.2 [1] сталь 40Х
Термообработка - улучшение
Интервал твёрдости 260 - 280 НВ
Средняя твёрдость: 270 НВ
Предел прочности при растяжении ?В= 900 Н/мм2
Предел прочности при растяжении ?Т= 750 Н/мм2
Для червяка при скорость скольжения Vs= 4,3*?2*uзп*3?Т2/103 =
4,3*6,35*8*3?828,82/103 = 2,052 м/с
по табл.. 3.5 [1] принимаем бронзу БрА10Ж4Н4
Предел прочности при растяжении ?В= 650 Н/мм2
Предел прочности при растяжении ?Т= 460 Н/мм2
Срок службы привода: Lh=365*Lг*tc*Lc и из полученного результата вычитаем
25% на простои. Lh= 10000
Число циклов перемены напряжений за наработку N=573*?*Lh= 2,91E+08
Число циклов перемены напряжений соответствующие пределу выносливости
рассчитываем по табл. 3.3. [1] NH0= 6,80E+07
Определяем коэффициент долговечности КHL=6? NH0/N=6? 6,80E+07/2,91E+08 =
0,32
Коэффициент, учитывающий износ материала СV= 0,95
Определяем коэффициент долговечности КFL=9? 106/N= 9? 106/2,91E+08 = 0,54,
По табл. 3.5 [1] принимаем 2-ю группу материалов.
Для материала червячного колеса по табл., 3.6 определяем:
Допускаемые контактные напряжения–
Значение [?]H уменьшаем на 15% так как червяк расположен вне масляной
ванны.
при 2150°
Определяем скорость ремня v=?d1n1/(60*103) = ?*230*485/(60*103) = 11,67
м/с. <35 м/с.
Определяем частоту пробегов ремня U=v/l= 12/3768= 2,918 c-1 < 15 c-1
Определяем допускаемую мощность, передаваемую ремнем.
Поправочные коэффициенты:
коэффициент длительности работы Cp= 0,90
коэффициент угла обхвата C?= 0,97
коэффициент влияния отношения расчетной длинны к базовой Cl= 1,00
коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту C?= 1,00
коэффициент влияния диаметра меньшего шкива Cd= 1,20
коэффициент влияния натяжения от центробежной силы Cv= 1,00
Допускаемая приведенная мощность выбираем по табл. 5.5. [1] [P0]= 2,579
КВт.
Тогда [Pп]=[P0]CpC?ClC?CdCv=2,579 * 0,9*0,97*1*1*1,2*1 = 2,70 КВт.
Определим окружную силу, передаваемую ремнем Ft=Рном/v=7,5/11,67 = 642,67
H.
По табл. 5.1. [1] интерполируя, принимаем толщину ремня ?= 5,55 мм.
Определим ширину ремня b= Ft/?=642,67/4= 116 мм.
По стандартному ряду принимаем b= 100 мм.
По стандартному ряду принимаем ширину шкива B= 112 мм.
Определим площадь поперечного сечения ремня А=b?=100*4= 555 мм2.
По табл. 5.1. [1] интерполируя принимаем предварительное напряжение ?0= 2
H/мм2.
Определим силу предварительного натяжения ремня F0=A?0=555*2= 1110 Н.
Определяем силы натяжения ветвей :
F1=F0+Ft/2=1110+643/2= 1431,34 H.
Определим силу давления ремня на вал Fоп=2F0sin(?1/2) =2*1110*sin(20/2)=
2213,44 Н,
где ?1 – угол обхвата ремнем ведущего шкива.
2. Проверочный расчет.
Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей
ветви:
Находим напряжение растяжения: s1=F0/A+Ft/2A= 1110/555+643 /2*555= 2,58
Н/мм2.
Находим напряжение изгиба: ?и=Еи?/d1=90*4/320= 2,23 Н/мм2,
где модуль продольной упругости Еи= 90,00 Н/мм2.
Находим напряжение от центробежных сил: ?v=?v2*10-6=1100*11,672*10-6= 0,15
Н/мм2,
где плотность материала ремня ?= 1100,00 кг/м3.
Допускаемое напряжение растяжения:[?]р= 8,00 Н/мм2,
Прочность одного ремня по максимальным напряжениям
?max=?1+?и+?v=5,58+2,23+0,15=4,96 Н/мм2. <[?]р ,
где ?1 – напряжение растяжения.
РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.
1. Выбор материала.
1.1. Для шестерни.
Выбираем материал сталь 45
Термообработка: нормализация
Твёрдость: 170 217 HB
Принимаем твёрдость 193,5 HB
?В= 600 Н/мм2.
?Т= 340 Н/мм2.
1.2. Для колеса.
Выбираем материал сталь 45
Термообработка: нормализация
Твёрдость: 170 217 НВ
Принимаем твёрдость 193,5 НВ
?В= 600 Н/мм2.
?Т= 340 Н/мм2.
2. Срок службы привода.
Срок службы привода Lh= 10000 часов.
Число зацеплений зуба за 1 оборот с= 1
Число циклов перемены напряжений за наработку для шестерни
N=60*c*n*Lh=60*1*485*10000 = 291026700
Число циклов перемены напряжений за наработку для колеса N=60*c*n*Lh=60 * 1
* 485 * 10000 =36385500
Число циклов перемены напряжений принимаем по табл. 3.3. [1] NH0= 16500000
3. Расчет допустимых контактных и изгибных напряжений.
3.1. Для шестерни.
Определяем коэффициент долговечности КHL=6? NH0/N=6? 16500000 /36385500 =
1
Определяем коэффициент долговечности КFL=6? 4*106/N=6? 4*106/36385500 = 1
Принимаем коэффициент безопасности [ S]H= 1,1
Предел выносливости ?H0=1,8 НВ+67= 415,3 Н/мм2.
Допускаемые контактные напряжения [?]H1 =?H0*KHL=415,3*1 = 377,545 Н/мм2.
Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба выбираем ?F0= 199,305
Н/мм2.
Допускаемые изгибные напряжения [?]F1=КFL*?H0=1*199,305= 199,305 Н/мм2.
3.2. Для колеса.
Определяем коэффициент долговечности КHL=6? NH0/N=6? 16500000 /36385500 = 1
Определяем коэффициент долговечности КFL=6? 4*106/N=6? 4*106/36385500 = 1
Принимаем коэффициент безопасности [S]H= 1,1
Предел выносливости ?H0=1,8НВ+67= 415,3 Н/мм2.
Допускаемые контактные напряжения [?]H1 = ?H0*KHL= 377,545*1 = 377,545
Н/мм2.
Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба выбираем ?F0= 175,1 Н/мм2.
Допускаемые изгибные напряжения [?]F1=1* 175,1= 175,1 Н/мм2.
Так как НВ1ср-НВ2ср=20...50, то дальнейший расчёт ведём по меньшему
значению [ ?]H= 377,545 Н/мм2.
Расчёт введем по меньшему значению [?]F.
Принимаем [ ?]F= 175,1 Н/мм2.
Проектный расчет.
Вращающий момент на шестерне Т1= 828,82 Н*м.
Вращающий момент на колесе Т2= 1572,33 Н*м.
Передаточное число ступени u= 2,0
Вспомогательный коэффициент Ка= 49,5
Коэффициент ширины венца ?a=b2/aw=63 /315 = 0,25
Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, Для прирабатывающихся
зубьев КH?= 1
Определяем межосевое расстояние аw=Ka(u+1)3? Т2*103*КH?/(?au2[ ?]2H)
=49,5(2+1)3? Т2*103*1572,33 /(0,25*22*377,5452) = 330,57 мм.
Принимаем по ГОСТ 6636-69 аw= 315 мм.
Вспомогательный коэффициент Кm= 6,8 мм.
Делительный диаметр колеса d2=2*315*2/(2+1)= 420,0 мм.
Ширина венца колеса b2=0,25*315= 78,75 мм.
Принимаем из ряда Ra40 ширину венца колеса b2= 80 мм.
Определяем модуль зацепления m=2КmT2*103/(d2b2[?]F)
=2*6,8*829*103/(45*80*[?]F )= 3,635 мм.
Принимаем модуль зацепления m= 3,5 мм.
Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса z?=z1+z2 = 2aw/m =
60+120 = 2*315/3,5 = 180
Определяем число зубьев шестерни z1=z?/(1+u) =180/(1+2)= 60
Определяем число зубьев колеса z2=z?-z1=180-60= 120
Фактическое передаточное число uф=z2/z1=120/60= 2,000
Отклонение от заданного ?u=(|uф-u|/u)*100= 0,00 % <4%
Определяем фактическое межосевое расстояние аw=(z1+z2)m/2=(60+120)3,5/2=
315 мм.
Определяем основные геометрические параметры колеса:
делительный диаметр d2=mz=3,5*120 = 420,0 мм.
диаметр вершин зубьев da2=d2+2m=420+2*3,5 = 427,0 мм.
диаметр впадин зубьев da2=d2-2,4m=420-2,4*3,5 = 411,6 мм.
ширина венца b2=?aaw=0,25*315 = 78,75 мм.
Принимаем из ряда Ra40 ширину венца колеса b2= 80 мм.
Определяем основные геометрические параметры шестерни:
делительный диаметр d1=mz1=3,5*60= 210,0 мм.
диаметр вершин зубьев da1=d1+2m= 210+2*3,5= 217,0 мм.
диаметр впадин зубьев da1=d1-2,4m=210-2,4*3,5 = 201,6 мм.
ширина венца b1=b2+(2...4)= 80+(2...4)= 83 мм.
Принимаем из ряда Ra40 ширину венца шестерни b1= 85 мм.
3.3 Проверочные расчеты.
Проверяем межосевое расстояние а?=(d1+d2)/2=(210+420)/2= 315 мм.
Проверить пригодность заготовок колёс.
Условие пригодности заготовок колёс: DЗАГ?DПРЕД и SЗАГ?SПРЕД
Диаметр заготовки шестерни DЗАГ= da1+6= 217+6= 223,00 мм.
Размер заготовки колеса закрытой передачи SЗАГ=b2+4=437 +4= 431,00 мм.
При не выполнении неравенства изменить материал колёс или вид термической
обработки.
Проверяем контактные напряжения ?H [1].
Вспомогательный коэффициент К = 310
Окружная сила в зацеплении Ft=2T2103/d2=2*829*1572*210*103/d2= 7487,286 Н.
Определяем окружную скорость v=?2d2/(2*103) =6,15*420/(2*103)= 1,33 м/с,
где ?2 – угловая скорость тихоходного вала,
d2 – делительный диаметр зубчатого колеса.
Выбираем по табл. 4.2. [1] степень точности передачи равную 9
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колёс КH?= 1
Принимаем по табл. 4.3. [1] КHv= 1,05
Тогда ?H=(K/aw)? T2(uф+1)3 KH?KH?KHv/(u2 b2) =(310/315)? 829(32+1)3
1*1*1,05/(u2 b2)= 367,30 377,545
Условие прочности выполняется. Недогруз передачи в пределах допустимой
нормы 2,71%
Проверка напряжений изгиба зубьев .
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колёс КF?= 1
Коэффициент динамической нагрузки, по табл. 4.3. [1] принимаем КFv= 1,13
Коэффициенты формы зуба. Определяются по табл. 4.7. [1] в зависимости от
эквивалентного числа зубьев.
Для прямозубых колёс:
шестерни zv1=z1= 60,00
колеса zv2=z2= 120,00
Коэффициент формы зуба шестерни YF1= 3,62
Коэффициент формы зуба колеса YF2= 3,6
Коэффициент наклона зуба Y?= 1,00
Определяем напряжения изгиба зубьев ?F=YF2*Y?*KF?*KF?*KFv*Ft/(b2*m)
=3,6*1*1*1,05*1,13*7487/(79*3,5)= 108,78
Условие прочности выполняется: ?F ? [ ?]F. Недогруз составляет 37,88 %
Определим силы в зацеплении.
Окружная:
Ft1=Ft2=2*T2*103/d2=2*828*103/420= 7487,286 H.
Радиальные и осевые:
Fr1=Fr2=Ft2*tg?/Cos?=7487,286*tg20/Cos?= 2725,149 H.
Fa1=Fa2=Ft1*Tg?=7487,286*Tg?= 0,000 H.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ ПОДШИПНИКОВ.
1. Силы в зацеплении передачи из проектного расчета передачи.
Окружная:
Ft1= 2684,000 H
Ft2= 5180,125 H
Радиальная:
Fr1=Fr2= 1885,411 H
Осевая:
Fa1=Ft2= 5180,125 H
Fa2=Ft1= 2684,000 H
Усилие от открытой передачи:
На быстроходном валу Fоп1= 1431,340 H
На тихоходном валу Fоп2= 7967,803 H
Fx1 =Fоп*Cosq= 1431,340 H
Fx2=Ft= 7487,286 H
Fy1=Fоп*Sinq= 0,000 H
Fy2=Fr= 2725,149
Fz1= 0,000 H
Fz2=Fa= 0,000 H
Быстроходный вал:
Из проектного расчета передачи и из эскизной компоновки определяем :
Делительный диаметр червяка d1= 0,088 м
расстояние между опорами lb= 0,305 м
расстояние между точками приложения консольной силы и смежной опоры lоп=
0,077 м
Вертикальная плоскость.
а) определяем опорные реакции:
?M3=0; -RAY*0,305 +5180*0,088 /2-1185*0,305/2=0; RAY=(5180*0,088 /2-1185 *
0,305/2 ) / 0,305 = -263,345 H
-RAY*lБ+Fa1*d1/2-Fr1*lБ/2=0; RAY=(Fa1*d1/2-Fr1*lБ/2)/lБ= -263,345 H
?M1=0; -RBY*lБ+Fa1*d1/2+Fr1*lБ/2=0; RBY=(Fa1*d1/2+Fr1*lБ/2)/lБ= 1622,066 H
-RBY*0,305 +5180*0,088 /2-1185*0,305/2=0; RBY=(5180*0,088 /2-1185 * 0,305/2
) / 0,305 = 1622,066 H
Проверка: ?Y=0; RBY-Fr1-RAY= 0 H ; 1622,066 -1885-263,345= 0 H
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных
сечениях 1..3:
Mx1= 0 H*м
Слева Mx2=-RAY*lБ/2= 40,160 H*м
Справа Mx2=RBY*lБ/2= 247,365 H*м
Mx3= 0 H*м
Горизонтальная плоскость.
а) определяем опорные реакции:
?M3=0; -RAX*Б+Ft1*lБ/2+FM*lM=0; RAX=(2684*0,305/2+FM*lM)/lБ= 1703,355 H
SM1=0; -RBX*lБ-Ft1*lБ/2+Fоп1*(lБ+lM)=0;RBX=(-
2684*0,305/2+Fоп1*(0,305+lоп1))/lБ=450,695H
Проверка: ?Y=0; RAX-Ft1-RAX+FM= 0 H
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных
сечениях 1..4:
MY1= 0 H*м
MY2=-RAX*lБ/2= -1703,355*0,305/2=-259,762 H*м
MY3=-Fоп*lоп= -110,213 H*м
MY4= 0 H*м
Строим эпюру крутящих моментов MK=MZ=Ft1*d1/2=2684*0,088/2= 107,360 H*м
Определяем суммарные радиальные реакции :
RA=? R2AX+R2AY =? 17032+2632 = 1723,592 H
RB=?16222+4502 = 1683,515 H
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:
M2=? M2X2+M2Y2 =? 2602+402= 262,848 H*м
M3=MY3= 110,213 H*м
Тихоходный вал.
Из проектного расчета передачи и из эскизной компоновки определяем :
Делительный диаметр червячного колеса d2= 0,32 м
расстояние между опорами lT= 0,138 м
расстояние между точками приложения консольной силы и смежной опоры
lОП= 0,1065 м
Вертикальная плоскость.
а) определяем опорные реакции:
?M4=0; -RCY*lT-FZ*dоп1/2-Fr2*lT/2+FY*(lОП+lТ)+Fa2*d2/2=0;
RСY=(Fa2*d2/2-Fr2*lT/2+FY*(lОП+lT)-FZ*dоп1/2)/lT=(2684*0,32/2-
5180*0,138/2+2725* (0,077+0,138)-FZ*dоп1/2)/lT= 6997,4 H
?M2=0; -RDY*lT-FZ*dоп1/2+Fr2*lT/2+FY*lОП+Fa2*d2/2=0;
RDY=(Fa2*d2/2+Fr2*lT/2+FY*lОП-FZ*dоп1/2)/lT=(2684*0,32/2-5180*0,138/2+2725*
(0,077+0,138)-FZ*dоп1/2)/lT = 6157,7 H
Проверка: ?Y=0; RCY-FY-Fr2+RDY= 0 H ; 6997,4-2725-6157+1885= 0 H
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных
сечениях 1..3:
Mx1=FZ*dоп1/2=0*dоп1/2= 0,000 H*м
Mx2=FY*lОП+FZ*dоп1/2=2725* 0,077+0*dоп1/2= 290,228 H*м
Справа MX3=RDY*lT/2=6158* 0,138/2= 424,881 H*м
Слева Mx3=FY(lОП+lT/2)-RCY*lT/2+FZ*dоп1/2= 2725(0,077+lT/2)-
7000*0,138/2+0*dоп1/2= -4,557 H*м
Mx4= 0 H*м
Горизонтальная плоскость.
а) определяем опорные реакции:
?M4=0; RCX*lT+Ft2*lT/2-FX*(lОП+lT)=0;RCX=(-Ft2*lT/2+FX*(lОП+lT))/lT=(-
5180*0,077/2+1431*(0,077+0,138))/ 0,138= -54,101 H
?M2=0; RDX*lT-Ft2*lT/2-FX*lОП=0;
RВX=(Ft2*lT/2+FX*lОП)/lT=(5180*0,138/2+1431 *0,077)/ 0,138 = 3694,684 H
Проверка: ?Y=0; -RCX-Ft2+RDX+FX= 0 H ;-54,101 -5180+3694 +1431 = 0 H
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных
сечениях 1..4:
MY1= 0 H*м
MY2=-FX*lОП= -152,438 H*м
MY3=-FX*(lОП+lT/2)+RCX*lT/2=-1431 *(0,077+0,138/2)+54 * 0,138/2= -254,933
H*м
MY4= 0 H*м
строим эпюру крутящих моментов MK=MZ=Ft2*d2/2= 5180*0,32 /2= 828,820 H*м
Определяем суммарные радиальные реакции :
RC=? R2CX+R2CY =? 542+69972 = 6997,609 H
RD=? R2DX+R2DY =? 36942+61572 = 7181,083 H
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:
M2=? M2X2+M2Y2 =? 2902+1522 = 327,826 H*м
M3=? M2X3+M2Y3 =? 4252+2552 = 495,494 H*м
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ.
Быстроходный вал :
Принимаем радиально-упорные шарикоподшипники, средней серии, тип 6309.
Схема установки: в распор.
Размеры:
Диаметр внутреннего кольца d= 45 мм.
Диаметр наружного кольца
D= 100 мм.
Ширина подшипника В= 25 мм.
Грузоподъёмность:
Сr= 50,5 кН.
С0r= 41 кН.
Тихоходный вал:
Принимаем шарикоподшипники осболегкой серии, тип 113.
Схема установки: с фиксирующей опорой.
Размеры:
Диаметр внутреннего кольца d= 65 мм.
Диаметр наружного кольца
D= 100 мм.
Ширина подшипника Т= 18 мм.
Грузоподъёмность:
Сr= 30,7 кН, С0r= 19,6 кН.
КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ПРИВОДА.
Конструирование редуктора.
Модуль зацепления m= 10,00 мм.
1. Конструирование колеса цилиндрической передачи.
Червячное колесо в целях экономии цветных металлов с венцом из бронзы.
Соединение венца с чугунным центром выполняем бандажированием, посадкой с
натягом Н7/s6.
Размеры обода.
Делительный диаметр d2= 320 мм.
Диаметр наибольший dам2= 340 мм.
Ширина венца колеса b= 63
Диаметр наименьший dв=0,9*d2-2,5*m=0,9*320-2,5*10 = 263,0 мм.
Толщина венца S=2,2m+0,05b2=2,2*10+0,05*63= 25,15 мм.
Из ряда Ra40 принимаем S= 25 мм.
S0= 30 мм
h= 6,3 мм
t= 5,04 мм
При наибольшем диаметре колеса менее 500 мм его изготавливаем цельным
Ширина b2= 63 мм.
Размеры ступицы.
Диаметр внутренний d=d3= 75 мм.
Диаметр наружный dст=1,55d= 117 мм.
Толщина ?ст=0,3d= 23 мм.
Длина Lст=(1...1,5)d= 98 мм.
Размеры диска.
Толщина C=0,5(S+?ст) =0,5(25+23) = 24 мм. >0,25b2
Радиусы закруглений R = 6 мм.
Уклон ?= 7 °
Диаметр отверстий d0=(dв-2S0-dст)/4=(263-2*25-23)/4= 23 мм.
Так как расчётный диаметр меньше 25мм, выполняем диск без отверстий . мм.
Конструирование червячного вала.
Червяк выполняем заодно с валом.
Основные элементы корпуса.
Толщина стенки корпуса ?=2*4?0,2Тт ?6; ?= 7,2 мм.
Принимаем ?= 8 мм.
Толщина крышки ?1=0,9? ?6; ?= 6,48 мм.
Принимаем ?1= 7 мм.
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?2Тт=3?2*828 = 12 мм.
у подшипников d1=(0,7...0,75)d= 10 мм.
фундаментных болтов dф=1,25d= 16 мм.
Размеры, определяющие положение болтов d2:
е=(1...1,2)d1= 11 мм.
q=0,5d2+d4=0,5*14+10= 17 мм.
Дополнительные элементы корпуса.
Гнездо под подшипник:
диаметр отверстия в гнезде под быстроходный вал Dп1= 100 мм.
диаметр отверстия в гнезде под тихоходный вал Dп2= 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 Dк1=D1+3= 154 мм.
диаметр гнезда под подшипник тихоходного вала Dк2=D2+3= 154 мм.
длина гнезда l=d+c2+Rб+(3...5) =10+12+8+(3...5)= 36 мм.
Радиус Rб= 11 мм.
Расстояние до стенки корпуса с2=Rб+2= 13 мм.
Размеры штифта по ГОСТ 3129-70 (табл10.5. [3]):
dш= 12 мм.
lш=b+b1+5=12+10,5+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.
В левом R2= 1683,515 Н.
Характеристика подшипников:
Рядность подшипников в наиболее нагруженной опоре i= 1
Базовая грузоподъемность CR= 50500 Н.
Статическая грузоподъёмность C0r= 41000 Н.
Коэффициент радиальной нагрузки X= 0,45
Отношение iRF/(C0R)= 0,12634451
Коэффициент осевой нагрузки Y= 1,13
Коэффициент влияния осевого нагружения е= 0,48 кН.
Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника RS1= 827,3 Н.
Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника RS2= 808,1 Н.
Осевая нагрузка подшипника RА1= 827,3 Н.
Осевая нагрузка подшипника RА2= 6007,4 Н.
Радиальная нагрузка подшипника Rr= 1723,6 Н.
Коэффициент безопасности Кб= 1,1
Температурный коэффициент К?= 1
Коэффициент вращения V= 1
Расчёт:
Отношение RA/(V*Rr)= 3,485
Эквивалентная динамическая нагрузка
RE=(XVRr+YRa)KбKт=(0,45*1*1723,6+1,13*6007,6)*1,1*1 = 8320,38
По ГОСТ 16162-85 для червячных редукторов принимаем Lh=5000 часов.
Для шариковых подшипников показатель степени: m=3
Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность
Crp=RE*m?573?Lh/106=8320,38*3?573*50,79*10000/106= 43763,37 Н.
Подшипник пригоден
Долговечность подшипника
L10h=106*(Cr/RE)m/(573?)=106*(43763,37/8320,38)3/(573*50,79)= 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 CR= 30700 Н.
Статическая грузоподъёмность C0r= 19600 Н.
Коэффициент радиальной нагрузки X= 0,56
Отношение iRF/(C0R)= 0,13693878
Коэффициент осевой нагрузки Y= 1,286
Коэффициент влияния осевого нагружения е= 0,34 кН.
Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника RS1= 0 Н.
Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника RS2= 0 Н.
Осевая нагрузка подшипника RА1= 2684 Н.
Осевая нагрузка подшипника RА2= 2684 Н.
Радиальная нагрузка подшипника Rr= 7181,083 Н.
Коэффициент безопасности Кб= 1,1
Температурный коэффициент К?= 1
Коэффициент вращения V= 1
Расчёт:
Отношение RA/(V*Rr)= 0,37375978
Эквивалентная динамическая нагрузка
RE=(XVRr+YRa)KбKт=(0,45*1*7181,083+1,13*2684)*1,1*1 = 8220,33353
По ГОСТ 16162-85 для червячных редукторов принимаем Lh=5000 часов.
Для шариковых подшипников показатель степени: m=3
Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность
Crp=RE*m?573?Lh/106=RE*m?573*6,35*5000/106 = 21619,9933 Н.
Подшипник пригоден
Долговечность подшипника
L10h=106*(Cr/RE)m/(573?)=106*(21619,9933/8220,33353)3/(573*6,35)=
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 lр=l-b= 35 мм.
Определяем площадь смятая Асм=(0,94*h-t1)*lp=(0,94*8-5)*45 = 88,2 мм2.
Окружная сила на быстроходном валу Ft= 2684,000 Н.
Расчётная прочность ?см=Ft/Aсм= 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 lр=l-b= 100 мм.
Определяем площадь смятая Асм=(0,94*h-t1)*lp=(0,94*12-7,5)*100 = 378 мм2.
Окружная сила на колесе Ft= 7487,3 Н.
Расчётная прочность ?см=Ft/Aсм= 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 lр=l-b= 55 мм.
Определяем площадь смятая Асм=(0,94*h-t1)*lp=(0,94*10-6)*55 = 187 мм2.
Окружная сила на тихоходном валу Ft= 5180,1 Н.
Расчётная прочность ?см=Ft/Aсм= 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=0,43*900 = 387,00 H/мм2.
Проедал выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
?-1=0,58?-1=0,58*387 = 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 Wк нетто=?d3/16-bt1(d-t1)2/2d= ?383/16-
20*6(38-224)2/2*38 = 10057,64 мм3
амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T1/2Wк нетто=107/2*10057,64 =
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) =224/(1,9 *
5,34/(0,738*?)+0,1*224)= 14,96
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям .
Для этого находим:
момент консольной нагрузки М= Fоп*lоп= Fоп*0,067= 110213 H*мм.
среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=?d3/32-bt1(d-t1)2/2d= 4670,60
мм3.
амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T1/2Wк нетто=107/2*4670,60 = 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) =?-
1/(1,9*?v/(0,856*?) +0,2*23)= 6,637
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
s=s?*s?*/?s2?+s2?=6,637 *15 */6,6372+152= 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=Fвl3= 110213 H*мм.
осевой момент сопротивления W=?d3/32=?453/32= 8946,18 мм3
полярный момент Wp=2W= 17892,36 мм3
амплитуда и среднее напряжение цикла костыльных напряжений
?v=?m=?max/2=T1/2Wp= 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) =?-1/(1,9*?v
/(0,715 *0,95)+0,1*?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?=16,8 *0,735*/?16,82+0,7352= 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 Wк нетто=?d3/16-bt1(d-t1)2/2d=?d3/16-
b*224(60-224)2/2*60 = 40078,70 мм3
амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T2/2Wк 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) =224/(1,9*?v
/(0,675*0,95)+0,1*?m)= 7,087
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям .
Для этого находим:
момент консольной нагрузки М= Fоп*lоп= 848571 H*мм.
среднее напряжение отнулевого цикла Wк нетто=?d3/32-bt1(d-t1)2/2d=
18872,95 мм3.
амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T2/2Wк нетто=T2/2*18872,95 = 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) =?-1/(1,9*?v
/(0,79*0,95)+0,2*?m)= 3,226
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
s=s?*s?*/?s2?+s2?=0,79*1,9*/?0,792+1,92= 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=Fвl3= 614 H*мм.
осевой момент сопротивления W=?d3/32=?*653/32= 26961,25 мм3
полярный момент Wp=2W= 53922,50 мм3
амплитуда и среднее напряжение цикла костыльных напряжений
?v=?m=?max/2=T1/2Wp=T1/2*53922,50 = 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) =7,69/(1,67*7,69
/(0,6625*0,95)+0,1*?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?=10077,947 *10,601*/?10077,947 2+10,6012= 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 Wк нетто=?d3/16-bt1(d-t1)2/2d=?753/16-
b*5,29(75-5,29)2/2*75 = 78278,71 мм3
амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T2/2Wк нетто=T2/2*78278,71 = 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) =?-1/(1,9*?v
/(0,64*0,95)+0,1*?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 Wк нетто=?d3/32-bt1(d-t1)2/2d=?753/32-
b5,29(d-5,29)2/2*75 = 36861,23 мм3.
амплитуда отнулевого цикла ?v=?m=?max/2=T2/2Wк нетто=T2/2*36861,23 = 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) =?-1/(1,9*
22,5/(0,75*0,95)+0,1*?m)= 6,005
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В-В
s=s?*s?*/?s2?+s2?=6,005*13*/?6,0052+132= 5,463
Расчет на жесткость вала червяка.
Проверим стрелу прогиба для червяка. Для этого определим приведенный момент
инерции поперечного сечения.
Jпр=?d4f1/64*(0,375+0,625*da1/df1) =?754/64*(0,375+0,625*70/75)=
719814,2752 мм4
Стрела прогиба f=l31*? F2t1+F2r1/(48EJпр) =l31*? 51802+38402/(48EJпр)=
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 tв= 20 ° С
Коэффициент теплопередачи Кt= 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
tм=tв+Р1*(1-?)/(Kt*A) =20+5,453*(1-0,876)/(15*0,67) = 74,3 ° С,
где tв – температура воздуха,
Р1 – мощность на быстроходном валу,
? - КПД редуктора,
Kt – коэффициент теплоотдачи,
A – площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора.
Температура масла не превышает допустимой [t]м=80...95° С.
-----------------------
Z
X
Y
RAY
1
RBY
3
4
RAX
2
FX1
RBX
B
A
Fr
Ft
Fa
LБ/2
LБ/2
lоп
MZ
(H*м)
MY
(H*м)
MX
(H*м)
Рис.1 Эпюра моментов на быстроходном валу
Z
Рис.2 Эпюра моментов на тихоходном валу
RDY
4
lоп
lТ/2
lТ/2
Fa
Ft
Fr
D
C
RCX
FX2
3
RDX
1
2
RCY
MX
(H*м)
MY
(H*м)
MZ
(H*м)
FY2
Y
X
40
247
-110
-260
107
290
425
-4,56
-152
-255
828
