Проектирование редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Кинематический и силовой расчеты привода

1.1 Определение КПД кинематических цепей в приводе и выбор электродвигателя

1.2 Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами

1.3 Определение мощностей, угловых скоростей и вращающих моментов на валах привода

2. Проектировочные расчеты передач

2.1 Расчет клиноременной передачи

2.2 Расчет конической зубчатой передачи

2.3 Расчет зубчатой прямозубой цилиндрической передачи

3. Проектировочные (ориентировочные) расчеты валов I, II и III

4. Выбор способа и типа смазки подшипников и передач

5. Первая эскизная компоновка редуктора

6. Проектировочные (приближенные) расчеты валов

7. Подбор подшипников

8. Расчеты шпоночных соединений

9. Проверочные (уточненные) расчеты валов на сопротивление усталости

10. Задание характера сопряжений деталей в редукторе

Список использованной литературы

1. Кинематический и силовой расчеты привода

1.1 Определение КПД кинематических цепей в приводе и выбор электродвигателя

КПД кинематической цепи привода

_I-III = _РЕМ • _КОНИЧ • _ЦИЛ • _3ПК = 0,95 • 0,90 • 0,96 • 0,993 = 0,796,

_I-II = _РЕМ • _КОНИЧ • _2ПК = 0,95 • 0,90 • 0,992 = 0,838,

где _РЕМ - КПД ременной передачи; [1.с.19];

_КОНИЧ -КПД конической передачи; [2.с.23];

_ЦИЛ - КПД цилиндрической закрытой передачи; [1.с.19];

_ПК - КПД подшипников качения с одного вала;

Требуемая мощность двигателя

Выбираем асинхронный короткозамкнутый трехфазный электродвигатель закрытый обдуваемый единой серии 4А мощностью N_ДВ = 15 кВт и синхронной частотой вращения nДВ ГОСТ = 3000 об/мин. Двигатель 4А 160S2 У 3 по ГОСТ 19523-81. Асинхронная частота вращения вала двигателя n_ДВ = 2920 об/мин. Угловая скорость вращения вала двигателя

_ДВ = n_ДВ/9,55 = 305,76 рад/сек.

1.2 Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами

Требуемое общее передаточное отношение передач, через которые передается поток мощности на вал II и вал III:

i _{треб 2-7} == = 9,555.

Фактическое значение общего передаточного отношения передач

i_{факт 2-7} = i_2-3 • i_4-5 • i_6-7 = 6 · 1,6 · 1 = 9,6;

где i_2-3 - передаточное отношение ременной передачи;

i_4-5 - передаточное отношение конической передачи по ГОСТ 2144-76,[3.с.7-9]

i_6-7 - передаточное отношение цилиндрической закрытой передачи; (т.к. щвых 1= щвых 2,то равно 1)

Отклонение фактического передаточного отношения от требуемого

Дi = • 100% == 0,47% (что приемлемо).

1.3 Определение мощностей, угловых скоростей и вращающих моментов на валах привода

Мощности на элементах привода:

N₂ = N_ДВ = 14208 Вт;

N₃ = N₂ • _РЕМ = 14208 • 0,95 = 13498 Вт;

N₄ = N₃ • _ПК = 13498 • 0,99 = 13363 Вт;

N₅ = N₄ • _КОНИЧ = 13363 • 0,9 = 12026 Вт;

N_{вых 1} = 5800 Вт;

N₆= (N₅ ? N_{вых 1}) • _ПК = (12026 ? 5800) · 0,99 = 6164 Вт;

N₇ = N₆ • _ЦИЛ = 6164 • 0,96 = 5917 Вт;

N_{вых 2} = N₇ • _ПК = 5917 • 0,99 = 5857 Вт.

Угловые скорости и частоты вращения элементов привода:

= = 305,76 рад/сек;

n2 = nДВ = • 9,55 = 2920 об/мин;

===== 50,96 рад/сек;

nI =• 9,55 = 486,67 об/мин;

===== 31,85 рад/сек;

n_II =• 9,55 = 304,17 об/мин;

= = 31,85 рад/сек;

n_III = • 9,55 = 304,17 об/мин.

Вращающие моменты на элементах привода:

Т₂ = Т_ДВ = N_ДВ /щ_ДВ = 14208/305,76 = 46,468 Н•м;

Т₃ = N₃/щ₃ = 13498/50,96 = 264,874 Н•м;

Т₄ = N₄/щ₄ = 13363/50,96 = 262,225 Н•м;

Т₅ = N₅/щ₅ = 12026/31,85 = 377,584 Н•м;

Т_вых1 = N_вых1/щ_вых1 = 5800/31,85 = 182,104 Н·м;

Т₆ = N₆ / щ₆ = 6164/31,85 = 193,532 Н•м;

Т₇ = N₇/щ₇ = 5917/31,85 = 185,777 Н•м;

Т_вых2 = 183,893 Н•м.

Результаты расчетов сведем в таблицу 1

Таблица 1

Номер вала	Мощность, Вт	Угловая скорость, рад/сек	Вращающий момент, Н•м	Частота вращения, об/мин
Вал двигателя	NДВ = N2= 14208	щДВ= 305,76 щ2= 305,76	ТДВ = 46,468 Т2 = 46,468	nДВ = 2920 n2 = 2920
I вал	N3 = 13498 N4 = 13363	щ3= 50,96 щ4= 50,96	Т 3 = 264,874 Т 4 = 262,225	n3 = 486,67 n4 = 486,67
II вал	N5 = 12026 N6 = 6164 Nвых 1=5800	щ5= 31,85 щ6= 31,85 щвых 1=31,85	Т 5 = 377,584 Т 6 = 193,532 Твых 1=182,104	n5 = 304,17 n6 = 304,17 nвых 1=304,17
III вал	N7 = 5917 Nвых 2= 5857	щ7= щвых 2 = 31,85	Т 7 =185,777 Твых 2 = 183,893	n7 = nIII = 304,17

2. Проектировочные расчеты передач

2.1 Расчет клиноременной передачи

Исходные данные:

- мощность на меньшем шкиве N₂ = 14208 Вт;

- угловая скорость меньшего шкива щ₂ = 74рад/с;

- передаточное отношение ременной передачи i_2-3 = 6;

- работа передачи двухсменная;

- режим работы средний (умеренные колебания нагрузки, кратковременные нагрузки до 150% от номинальной).

1) Выбираем профиль ремня " Б " [4.с.7]

y0= 4,0 мм; b0 = 17 мм; h = 10,5 мм; bР = 14 мм; А = 138 ммІ;

Данные для расчета параметров ремня определяем по формуле

Т ₂ = = 46,468 Н•м;

2) Выбираем расчетный диаметр меньшего шкива

d₂ = 125 мм ? d_2min = 125 мм;

3) Определяем диаметр большего шкива

d₃ = d₂ • i_2-3 • (1 ? ) = 125 • 6 • (1 ? 0,01) = 742,5 мм,

где - коэффициент относительного проскальзывания.

Принимаем d3ГОСТ = 750 мм; [4.с.9]

4) Проверяем отклонение передаточного отношения от заданного

iфакт = = = 6,06/.

1% < [i] = 3%.

5) Назначаем межосевое расстояние а

аmax= 2 • (d2+d3) = 2 • (125+750) = 1750 мм;

аmin= 0,55 • (d2+d3) + h = 0,55 • (125+750)+10,5 = 491,75 мм;

Принимаем а = 1500мм.

6) Определяем длину ремня

Принимаем LГОСТ = 4500мм. [4.с.10]

7) Уточняем межосевое расстояние

8) Определяем угол обхвата на меньшем шкиве

9) Косвенно проверяем долговечность ремня (сопротивление усталости при изгибе) по частоте пробега точки ремня по меньшему шкиву:

[6.с.284]

где

V = щ2 • d2 /2 = 305,76 • 0,125/2 = 19,1 м/с

- окружная скорость ремня.

Долговечность ремня обеспечивается.

10) Определяем мощность, передаваемую одним ремнем из условия тяговой способности при n2 = 2920 об/мин; d2 = 125мм; I > 3; N0 = 3,36 кВт/шт [здесь и далее 4.с.11]

11) Определяем число ремней из условия тяговой способности (прочности сцепления ремня со шкивом)



где - коэффициент динамичности нагрузки;

- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня

- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую способность;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями в комплекте.

12) Ориентировочная долговечность ремня

Lh = Lh ср• К 1 • К 2 = 2000 • 1 • 0,75 = 1500 часов;

где Lh ср- ресурс наработки при среднем режиме нагружения ремня;

К 1 - коэффициент режима нагружения;

К2 - коэффициент климатических условий. К 2 = 0,75 для зон с холодным климатом.

13) Нагрузка на валы передачи

где -угол обхвата малого шкива, град.

А- площадь сечения ремня, мм 2;

- напряжение от предварительного натяжения ремня.

2.2 Расчет конической зубчатой передачи

редуктор кинематика подшипник кпд

Исходные данные:

i4-5 = 1,6 - передаточное отношение; [3.с.7-9]

щ4 = 50,96 рад/сек - угловая скорость вращения меньшего колеса;

n4 = 486,67 об/мин - число оборотов меньшего колеса;

Т 4 = 262,225 Н•м - вращающий момент на меньшем колесе;

N4 = 2116 Вт - мощность на валу меньшего колеса;

щ5 = 31,85 рад/сек - угловая скорость вращения большего колеса;

n5 = 304,17 об/мин - число оборотов большего колеса;

Т 5 = 377,584 Н•м - вращающий момент на валу колеса;

N5 = 12026 Вт - мощность на валу колеса;

- межосевой угол передачи ?w = 90_;

- угол наклона линии зуба в = 0_;

- коэффициенты смещения исходного контура Х 4 = Х 5 = 0;

Требуемый ресурс передачи 30000 часов;

Режим нагружения постоянный;

Производство единичное;

1) Задаем материал и твердости рабочих поверхностей зубьев:

- материал шестерни и колеса сталь 45, термообработка улучшение. Средняя твердость рабочих поверхностей шестерни H4 = 285 HB, колеса H5 = 248 HB; (здесь и далее [5])

2) Определяем допускаемые контактные напряжения, не вызывающие опасной контактной усталости материалов колес

где уHlimB - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев, МПа;

ZN - коэффициент долговечности;

[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности;

ZR - коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;

Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости колес;

Zx - коэффициент, учитывающий размеры зубчатых колес;

уHlimB4 = 2 • H4 + 70 = 2 • 285 + 70 = 640МПа;

уHlimB5 = 2 • H5 + 70 = 2 ? 248 + 70 = 566 МПа;

[SH]4,5 = 1,1 При проектировочном расчете

ZR • Zv • Zx = 0,9;

где NHlimB - базовое число циклов напряжений;

NHE - эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений;

qH - показатель степени кривой контактной усталости;

NHlimB4 = 30 • H42,4 = 30 • 2852,4 = 23,4 • 106 циклов;

NHlimB5 = 30 • H52,4 = 30 • 2482,4 = 16,7 • 106 циклов;

NHE = 60 • Lh • n • j • мH,

где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот колеса;

мн - коэффициент, учитывающий форму циклограммы нагружения.

При постоянном режиме нагружения мн = 1.

NHE4 = 60Lh • n4 • j4 • мн = 60 • 30000 • 486,67 •1 •1 = 876 • 106 циклов;

NHE5 = 60Lh • n5 • j5 • мн = 60 • 30000 • 304,17 • 1 • 1 = 547 • 106 циклов;

так как NHE4,5 > NHlimB4,5 то qH = 20;

Расчетное допускаемое напряжение [уH]Р = 389 МПа.

3) Определяем внешнее конусное расстояние из условия сопротивления контактной усталости активных поверхностей зубьев

где Кbe - коэффициент ширины зубчатого венца относительного внешнего конусного расстояния;

Кbe= bW / Re;

принимаем Кbe = 0,3;

КHв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Определяем коэффициент ширины венца эквивалентного цилиндрического колеса шbdн по формуле

шbdн = Кbe· i4-5/(2 ? Кbe) = 0,3 · 1,6/(2 ? 0,3) = 0,28.

По таблице 3.1 [ 5 ] определяем значение коэффициента КHв = 1,06.

Итак

4) Выбираем число зубьев колес:

Z5 = Z4 ? i4-5 < 80;

где шbm - коэффициент ширины зубчатого венца относительно модуля,

принимаем шbm = 9,5

д4 - угол делительного конуса шестерни

д4 = 90^_ - д5 = 90^_ - 58^_ = 32,0^_;

где

д5 = arctg i4-5 = arctg 1,6 = 58,0^_;

Z5 = 35 · 1,6 = 56, принимаем Z5 = 56.

5) Определяем внешний делительный модуль

me' = 2 · Re · sinд4 / Z4 = 2 · 173,6 · 0,53 / 36 = 5,11 мм,

По ГОСТ 9563 - 80 принимаем me = 5,5 мм.

6) Уточняем внешнее конусное расстояние

Re = me · Z4 / 2 · sinд4 = 5,5 · 35 / 2 · 0,53 = 181,6 мм.

7) Определяем рабочую ширину зубчатого венца передачи

bw' = Re · Кbe = 181,6 · 0,3 = 54,48 мм,

принимаем bw = 56 мм.

8) Определяем внешние делительные диаметры

de4 = me · Z4 = 5,5 · 35 = 192,5 мм;

de5 = me · Z5 = 5,5 · 56 = 308 мм.

9) Определяем среднее конусное расстояние

R = Re ? 0,5 · bw = 181,6 ? 0,5 · 56 = 153,6 мм.

10) Определяем средние делительные диаметры колес

d4 = m · Z4 = 4,65 · 35 = 162,75 мм,

d5 = m · Z5 = 4,65 · 56 = 260,4 мм,

где m - средний делительный модуль зубьев

m = me · R / Re = 5,5 · 153,6 / 181,6 = 4,65 мм.

11) Определяем приближенное значение коэффициента перекрытия

еб = 1,88 ? 3,2·(1/Zн4 + 1/Zн5) = 1,88 ? 3,2·(1/41,3 + 1/105,7) = 1,77;

где Zн - число зубьев эквивалентного цилиндрического колеса

Zн4 = Z4 / cos д4 = 35 / 0,848 = 41,3;

Zн5 = Z5 / cos д5 = 56 / 0,530 = 105,7;

12) Определяем окружную скорость колес на среднем делительном диаметре

V = р · d4· n4 / 60000 = 3,14 · 162,75 · 486,67 / 60000 = 4,1 м/с.

13) Принимаем 8 степень точности передачи (хотя передача тихоходная)

14) Определяем силы в зацеплении прямозубой конической передачи

- окружная сила на среднем диаметре шестерни

Ft = 2 T4 / d4 = 2 · 262225 / 162,75 = 3222 Н;

- радиальная сила на шестерне

Fr4 = Ft · tgб · cos д4 = 3222 · 0,364 · 0,848 = 994 Н;

-осевая сила на шестерне

Fa4 = Ft · tgб · sin д4 = 3222 · 0,364 · 0,53 = 622 Н;

- радиальная сила на колесе

Fr5 = Fa4 = 622 Н.

Проверочный расчет на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев

15) Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления

где ZE - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес. Для стальных колес ZE = 190;

ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления; ZH = 2,5;

Zе - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

где еб - коэффициент торцового перекрытия;

Кн - коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям;

KH = KA ·KHV ·KHв ·KHб = 1 · 1,26 · 1,12 ? 1 = 1,42;

где

КА - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (за пределами зацепления); Принимаем КA = 1;

КНV - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении;

где WHV - удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

где дH - коэффициент, учитывающий влияние твердости поверхностей зубьев. Для прямозубых передач при H4,5 < 350НВ - дН = 0,06;

g0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса. При m = 5,5 мм и степени точности 8 - g0 = 6,1;

КНв = 1,12;

Кнб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями вследствие погрешности изготовления - КНб = 1.

Итак, подставляем численные значения:

16) Уточненное значение расчетного допускаемого контактного напряжения



17) Сопротивление зубьев контактной усталости обеспечивается, так как

уH = 308,7 мПа < [уH]рут = 389 мПа.

Проверочный расчет на сопротивление усталости зубьев при изгибе

18) Напряжения изгиба в опасных сечениях на переходных поверхностях зубьев шестерни и колеса

где b - ширина венца зубчатого колеса, b = bw = 56 мм;

YF - коэффициент, учитывающий влияние формы зуба,

YF4 =3,74; YF5 = 3,64; [5,c.l6]

Yв- коэффициент, учитывающий влияние наклона зубьев.

Для прямозубых передач Yв = l;

Yе - коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев,

Yе = l;

KF - коэффициент нагрузки при расчете на изгиб;

КF = KA· KFV · KFв · KFб = 1 · 1,74 · 1,12 · 1 = 1,94;

где КA - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (за пределами зацепления), КА = 1;

KFV - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при расчете на изгиб;

KFв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

KFб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями вследствие погрешности изготовления; KFб = 1;

При шbd = 0,3 Н 4,5 < 350НВ KFв = 1,12;

где WFV - удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

g0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса. При степени точности 8 g0 = 6,1;

19) Допускаемое напряжение изгиба, не вызывающее усталостной поломки зуба

[уF] = у0FlimB ? YN ? YR ? YX ? YA ? YZ ? Yg ? Yd/[SF],

где у0FlimB - базовый предел изгибной выносливости, МПа;

YN - коэффициент долговечности при изгибе;

[SF]4 = [SF]4 = 1,7 - минимальный коэффициент запаса прочности;

YR - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности;

YX - коэффициент, учитывающий влияние размеров зубчатого колеса;

YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

YZ - коэффициент, учитывающий влияние способа получения заготовки зубчатого колеса;

Yg - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев;

Yd - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения переходной поверхности;

у0FlimB4 = 1,75 · H4 = 1,75 · 285 = 500 мПа;

у0FlimB5 = 1,75 · H5 = 1,75 · 248 = 434 мПа;

qF = 6, для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью;

NFlimB4 = NFlimB5 = 4 · 106 циклов для стальных зубчатых колес;

NFE4 = NHE4 = 876 · 10б циклов и NFE5 = NHE5 = 547 · 106 циклов при постоянном режиме нагружения, т.к. мF = мH = 1;

т. к. NFE4,5 > NFlimB4,5 принимаем YN4,5 = 1;

YR = 1; для неполированных зубьев;

YX4 = 1,05 ? 0,000125 · d4 = 1,05 ? 0,000125 · 162,75 = 1,029;

YX5 =1,05 ? 0,000125 · d5 = 1,05 ? 0,000125 · 260,4 = 1,018;

YA = 1 при одностороннем приложении нагрузки;

Yz = 1 для поковок;

Yg4 = Yg5 = 1 при шлифуемой переходной поверхности;

Yd4 = Yd5 = 1 т.к. переходная поверхность не подвергается деформационному упрочнению;

[уF]4 = 500 · 1 · 1 · 1,029 · 1 · 1 · 1 · 1/1,7 = 303 мПа;

[уF]5 = 434 · 1 · 1 · 1,018 · 1 · 1 · 1 · 1/1,7 = 260 мПа;

18) Проверка на сопротивление усталости зубьев при изгибе

уF4 = 89,3 мПа < [уF]4 = 303 мПа;

уF5 = 86,9 мПа < [уF]5 = 260 мПа;

Сопротивление зубьев усталостному изгибу обеспечивается.

2.3 Расчет зубчатой прямозубой цилиндрической передачи

Исходные данные:

Вращающий момент на первом колесе Т6 = 193,532 Н•м; Частота вращения первого колеса n6 = 304,17 об/мин;

Передаточное число зубчатой передачи u = 1;

Делительный угол наклона линии зуба в = 0 0;

Требуемый ресурс передачи 30000 часов;

Режим нагружения постоянный;

Производство единичное;

1) Материал и твердости рабочих поверхностей зубьев:

материал шестерни и колеса: сталь 45, термообработка "улучшение";

твердость шестерни Н 6 = 285НВ, колеса Н 7 = 248 НВ; [ 5 ]

2) Допускаемые контактные напряжения, не вызывающие опасной контактной усталости материалов колес

где уHlimB - базовый предел контактной выносливости материалов зубьев, МПа;

ZN - коэффициент долговечности;

ZR - коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости

сопряженных поверхностей зубьев;

Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости колес;

Zx - коэффициент, учитывающий размеры зубчатых колес;

При проектировочном расчете

ZR • Zv • Zx = 0,9;

уHlimB6 = 2 • H6 + 70 = 2 • 285 + 70 = 640МПа; [ 5 ]

уHlimB7 = 2 • H7 + 70 = 2 ? 248 + 70 = 566 МПа;

[SH] - минимальный коэффициент запаса прочности; [SH]6,7 = 1,1 [5, с.6]

где NHlimB - базовое число циклов напряжений;

NHE - эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений;

qH - показатель степени кривой контактной усталости;

NHlimB6 = 30 • H62,4 =30 • 2852,4 = 23,4 • 106 циклов;

NHlimB 7 = 30 • H72,4 =30 • 2482,4 = 16,7 • 106 циклов; [ 5 ]

NHE = 60 • Lh • n • j • мH,

где j - число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот колеса;

мн - коэффициент, учитывающий форму циклограммы нагружения.

NHE6 = 60Lh • n6 • j6 • мн = 60 • 30000 • 304,17 •1 •1 = 547 • 106 циклов;

NHE7 = 60Lh • n7 • j7 • мн = 60 • 30000 • 304,17 • 1 • 1 = 547 • 106 циклов;

так как NHE6,7 > NHlimB6,7 то qH = 20;

3) Ориентировочное значение межосевого расстояния передачи

где Ка - вспомогательный коэффициент, для прямозубых колес Ка = 450;

Кнв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

ш'bа - предварительное значение коэффициента ширины венца относительно межосевого расстояния;

где шbd' - предварительное значение коэффициента ширины венца относительно диаметра.

При несимметричном относительно опор расположении колес и Н 6,7 < 350НВ задаемся шbd' = 0,7, шbm' = 14; [ 5 ] тогда Кнв = 1,135;

4) Числа зубьев колес:

Проверка на отсутствие подрезания зубьев колес:

где X - коэффициент смещения исходного контура (принимаем Х 6,7 = 0; [5]);

бt - делительный угол профиля зубьев в торцовом сечении. При (в = 0, бt = б = 20°. Так как Z6,7 > Zmin, подрезания зубьев не будет.

5) Уточненное значение передаточного числа

Дu = 0.

6)Делительный нормальный модуль зубьев

где бtw - угол зацепления (при X6,7 = 0, бtw = бt).

7) Стандартный модуль зубьев m = 6 мм;

8) Межосевое расстояние передачи

В связи с геометрией редуктора принимаем межосевое расстояние aw = 160 мм. Назначаем Z1= 28 и Z2= 28

Делительный нормальный модуль зубьев

Уточняем межосевое расстояние при m = 6 мм.

9)Уточненное значение коэффициента ширины венца

принимаем 0,315 (ГОСТ)

10) Рабочая ширина венца зубчатой передачи

bw = aw · шbа = 168 · 0,315 = 52,92 мм.

принимаем 50 мм.

11) Геометрические и кинематические параметры шестерни и колеса:

- делительные диаметры

d6 = m · Z6 = 6 · 28 = 168 мм; d7 = 168 мм;

- начальные диаметры

dw7 = 168 мм.

- диаметры впадин

df6 = m(Z6?2,5) = 6 · (28 - 2,5) = 153 мм;

df7 = 153 мм;

- диаметры вершин

da6 = m(Z6+2) = 6 · (28+2) = 180 мм;

da7 = 180 мм;

- окружная скорость колес на начальных цилиндрах

12) Назначаем степень точности передачи - 8.

Проверочный расчет на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев

13) Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления

где ZE - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес. Для стальных колес ZE = 190; [ 5 ]

ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления; ZH = 2,5; [ 5 ]

Zе - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

где еб - коэффициент торцового перекрытия;

еб = [1,88 ? 3,2(1/Z6+1/Z7)] = [1,88 ? 3,2(1/28+1/28)] = 1,65;

Ft - окружная сила на делительном цилиндре в торцевом сечении, Н;

Кн - коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям;

Ft = 2000 · T6/d6 = 2000 · 193,532/168 = 2304 H;

KH = KA ? KHV ? KHв ? KHб;

где КА - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (за пределами зацепления); КA = 1; [ 5 ]

КНV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении;

КНв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

Кнб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями вследствие погрешности изготовления КНб = 1. [5, с.13] При

шbd = bw / d6 = 50/168 = 0,3, Н 6,7 < 350 НВ, КНв = 1,06; [5,с.10]

где WHV - удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

где дH - коэффициент, учитывающий влияние твердости поверхностей зубьев.

Для прямозубых передач при H6,7 < 350НВ дН = 0,06; [5, с.14]

g0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса. При m = 6 мм и степени точности 8 g0 = 6,1; [ 5 ]

KH = 1 · 1,27 · 1,06 · 1 = 1,34;

14) Уточненное значение расчетного допускаемого контактного напряжения

где ZR = 0,9 при Ra = 3,2;

ZV = 1 так как V6 = V7 < 5 м/с;

Zx = 1 при d7 < 700 мм;

15) Проверка сопротивления активных поверхностей зубьев контактной усталости

уН = 366,5 мПа < [уH]утР = 389 мПа,

Сопротивление зубьев контактной усталости обеспечено.

Проверочный расчет на сопротивление усталости зубьев при изгибе

16) Напряжения изгиба в опасных сечениях на переходных поверхностях зубьев шестерни и колеса

где b - ширина венца зубчатого колеса, b7 = b6 = bw = 50 мм;

YF - коэффициент, учитывающий влияние формы зуба,

YF6 = 3,81; YF7 = 3,81; [5,c.l6]

Yв- коэффициент, учитывающий влияние наклона зубьев.

Для прямозубых передач Yв = l; [ 5 ]

Yе - коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев,

Yе = l;

KF - коэффициент нагрузки при расчете на изгиб;

КF = KA? KFV? KFв? KFб

где КA - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (за пределами зацепления), КА = 1;

KFV - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при расчете на изгиб;

KFв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

KFб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями вследствие погрешности изготовления;

KFб = 1;

При шbd = 0,2 Н 6,7 < 350НВ KFв = 1,05; [ 5 ]

где WFV - удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

где дF - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи. Для прямозубых передач дF = 0,16; [5, с.16]

g0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса. При степени точности 8 g0 = 6,1;

KFV = 1+34,1 · 50/2304 · 1 = 1,74;

КF = 1 · 1,74 · 1,05 · 1 = 1,82;

уF6 = уF7 = 2304 · 1,82 · 3,81 · 1 · 1/50 · 6 = 53,3 мПа;

17) Допускаемое напряжение изгиба, не вызывающее усталостной поломки зуба

[уF] = у0FlimB · YN · YR · YX · YA · YZ · Yg · Yd/[SF],

где у0FlimB - базовый предел изгибной выносливости, МПа;

YN - коэффициент долговечности при изгибе;

[SF] - минимальный коэффициент запаса прочности;

YR - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности;

YX - коэффициент, учитывающий влияние размеров зубчатого колеса;

YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

YZ - коэффициент, учитывающий влияние способа получения заготовки зубчатого колеса;

Yg - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев;

Yd - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения переходной поверхности;

у0FlimB6 = 1,75 · H6 = 1,75 · 285 = 498,8 мПа;

у0FlimB7 = 1,75 · H7 = 1,75 · 248 = 434 мПа;

[SF]6,7 = 1,7; [2, с. 5]

qF6 = 6, для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью

NFlimB6 = NFlimB7 = 4 · 106 циклов - базовое число циклов для стальных колес;

NFE6 = NHE6 = 547 · 10б циклов и NFE7 = NHE7 = 547 · 106 циклов при постоянном режиме нагружения, т.к. мF = мH = 1; т. к. NFE6,7 > NFlimB6,7 принимаем YN6,7 = 1;

YR = 1; для неполированных зубьев;

YX6 = YX7 =1,05 ? 0,000125 · d6 = 1,05 ? 0,000125 · 168 = 1,029;

YA = 1 при одностороннем приложении нагрузки;

Yz = 1 для поковок;

Yg6 = Yg7 = 1 при шлифуемой переходной поверхности;

Yd6 = Yd7 = 1 т.к. переходная поверхность не подвергается деформационному упрочнению;

[уF]6 = 498 · 1 · 1 · 1,029 · 1 · 1 · 1 · 1/1,7 = 301 мПа;

[уF]7 = 434 · 1 · 1 · 1,029 · 1 · 1 · 1 · 1/1,7 = 262 мПа;

18) Проверка на сопротивление усталости зубьев при изгибе

уF6 = 53,3 мПа < [уF]6 = 301 мПа;

уF7 = 53,3 мПа < [уF]7 = 262 мПа;

Сопротивление зубьев усталостному изгибу обеспечивается.

3. Проектировочные (ориентировочные) расчеты валов I, II и III

Валы предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой "Улучшение" уВ = 880 МПа, [фкр]ст 45 = 130 МПа;

где [фкр]'ст 45II - допускаемое напряжение кручения вала, заниженное в 5 раз с учетом влияния изгибающих моментов.

Принимаем: для I вала dпод подшипниками = 45 мм;

dпод шкивом = 40 мм;

для II вала, учитывая расположение на нем зубчатого конического колеса и шестерни цилиндрической передачи

dпод подшипниками = 50 мм;

dпод колесами = 55 мм;

для III вала dпод подшипниками = 40 мм;

dпод колесом = 45 мм.

4. Выбор способа и типа смазки подшипников и передач

Окружная скорость конического колеса V5 = 4,2 м/c;

Т.к. V5 < 15м/с для смазки зубчатой передачи применяем картерную систему смазки (окунанием колеса в масло).

При скорости V = 4,2 м/с и контактных напряжениях 309 мПа рекомендуемая вязкость масла равна 28 · 10-6 м 2/с. Такой вязкостью обладает масло Индустриальное И - 30А. Объем масляной ванны в редукторе зависит от передаваемой мощности (от 0,5 до 0,8 литра на кВт передаваемой мощности).

В нашем случае это от 7,1 до 11,4 литра масла.

5. Первая эскизная компоновка редуктора

1) Толщина нижней части чугунного корпуса редуктора: [ 7, с.17 ]

д= 0,05 · Re + 3 = 0,05 · 181,6 + 3 = 12,08 мм;

Принимаем д = 14 мм.

Толщина стенки крышки корпуса:

д = 0,9 · д = 0,9 · 14 = 12,6 мм.

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора:

- по торцу колеса принимаем равным д = 12,6 мм;

- по радиусу

Д = 1,2 · д = 1,2 · 12,6 = 15 мм;

4) Диаметр фундаментных болтов:

d1 > 12+0,03 · Re = 12+0,03 · 181,6 = 17,4 мм;

принимаем d1ГОСТ= М 18.

5) Диаметр болтов, скрепляющих фланцы корпуса у подшипников:

d2 > 0,7 · d1 = 0,7 · 18 = 12,6 мм;

принимаем d2ГОСТ = М 14.

6) Диаметр болтов, скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки:

d3 > 0,5 · d1 = 0,5 · 18 = 9 мм;

принимаем d3ГОСТ = М 10.

7) Геометрические параметры чугунных фланцевых крышек:

- диаметр винта крышки - 8 мм;

- количество винтов крышки - 6 шт;

- толщина фланца крышки - 10 мм;

- ширина фланца крышки - 20 мм.

6. Проектировочные (приближенные) расчеты валов

ВАЛ І:

Ориентировочно назначаем:

a = 80 мм; b = 50 мм; с = 45 мм;

- радиальная нагрузка от шкива ременной передачи [ 6, c.18]

FB = 1947 H;

- окружная сила на шестерне

Ft4 = 3222 H;

- осевая сила на шестерне

Fa4 = 622 H;

- радиальная сила, раздвигающая шестерню и колесо

Fr4 = 994 H;

а) Горизонтальная плоскость:

- определение опорных реакций

?МАх = FB • a ? Fa4 • d4/2? RBx • b + Fr4 • (b+c) = 0;

отсюда

RBx = (Fr4(b+c)+FB • a ?Fa4 • d4/2) /b = (994• 95 + 1947• 80 ?622•81,4)/50 = 3991 H;

?МBх = FB• (a+b) + RAx • b - Fa4 • d4/2 + Fr4 • c = 0;

отсюда

RAx = [ ? FB• (a+b) + Fa4 • d4/2 - Fr4 • c]/b = [? 1947 • 130+ 622 • 81,4 ? 994 • 45] /50 = =?4944 H;

- построение эпюры изгибающих моментов

МАх = FB• a = 1947 • 0,08 = 156 H •м;

= RAx • b + FB• (a+b) = ?4944 • 0,05 +1947• 0,13 = 6 H •м;

= Fa4· d4/2 ? Fr4· c = 622 · 0,0814 ? 994 · 0,045 = 9 Н· м;

МCх = Fa4 • d4/2 = ?622 • 0,0814 = ?51 H •м;

а) Вертикальная плоскость:

- определение опорных реакций

?МАy = RBy • b - Ft4 • (b+c) = 0;

RBy = Ft4 • (b+c)/b = 3222 • 95/50 = 6122 H;

?МBy = RAy •b ? Ft4 • c = 0;

отсюда

RAY = Ft4 • c/b = 3222 • 45/50 = 2900 H;

- построение эпюры изгибающих моментов

МBy = Ft4 • c = 3222 • 0,045 = 145 H •м;

- построение эпюры эквивалентных моментов

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой "Улучшение". ув = 880 МПа. Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений:

Окончательно принимаем (учитывая ориентировочные расчеты валов на кручение, раздел 4):

dА = dB = dпод подшипниками = 40 мм;

dD = dпод шкивом = 36 мм;

dC = dпод шестерней = 35 мм.

ВАЛ ІІ:

Ориентировочно назначаем:

a = 45 мм. b = 100 мм. с = 50 мм.

- окружная сила на колесе

Ft5 = 3222 H;

- осевая сила на колесе

Fa5 = Fr4 = 994 H;

- радиальная сила на колесе

Fr5 = Fa4 = 622 H;

- окружная сила на шестерне

Ft6 = T6 / (d6/2) = 193532 / (168/2) = 2304 Н ;

- радиальная сила, раздвигающая шестерню 6 и колесо 7

Fr6 = Ft6 · tgб = 2304 · 0,364 = 838 H.

а) Горизонтальная плоскость:

- определение опорных реакций

?МАх = ? Fr5 • a + Fr6 • (a+b) ? RBX · (a+b+c) + Fa5 • d5/2 = 0;

отсюда

RBx = [ Fa5 • d5/2 ? Fr5 • a+ Fr6 • (a+b) ]/(a+b+c) =

=[994 · 130,2 - 622 · 45+838 • 145]/ 195 = 1143 H;

?МBх = - Fr6 • c + Fr5 · (b+c) - RAx · (a+b+c) + Fa5 • d5/2 = 0;

отсюда

RAx =[- Fr6 • c + Fr5 · (b+c)+ Fa5 • d5/2 ] / (a+b+c) =[- 838 · 50 + 622 · 150 +994 • 130,2]/195 = 927 H.

- построение эпюры изгибающих моментов

МDxлев = - RAx • a = - 927 • 0,045 = - 42 H•м;

МDxправ = RBx • (b+c) - Fr6 • b = 1143 • 0,15 - 838 • 0,1 = 88 H•м;

МCX = RBx • c = 1143 • 0,05 = 57 H•м;

а) Вертикальная плоскость:

- определение опорных реакций

?МАy = Ft6 • (a+b) - Ft5 • a - RBy • (a+b+c) = 0;

-отсюда

RBy = [Ft6 • (a+b) - Ft5 • a ]/(a+b+c) = (2304 • 145 - 3222 • 45)/195 = 970 Н;

?МBy = Ft5 • (b+c) - Ft6 • c - RAy • (a+b+c) = 0;

отсюда

RAy = [ Ft5 • (b+c) - Ft6 • c ]/(a+b+c) =

=[3222 • 150 - 2304 • 50 ]/(45+100+50) = 1888 H;

- построение эпюры изгибающих моментов

МDy = - RAy • a = - 1888 • 0,045 = - 85 H•м;

МCY = RBY • c = 970 • 0,05 = 48 H•м;

- построение эпюры эквивалентных моментов

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой "Улучшение".

ув = 880 МПа. Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений:



Окончательно принимаем (учитывая ориентировочные расчеты валов на кручение, раздел 4):

dА = dпод подшипниками = 40 мм;

dD = dпод колесом = 45 мм;

dС = dпод шестерней = 45 мм.

ВАЛ ІІІ:

Ориентировочно назначаем:

a = 145 мм; с = 50 мм;

- окружная сила на колесе

Ft7 = 2304 H;

- радиальная сила

Fr7 = Fr6 = 838 H.

а) Горизонтальная плоскость:

- определение опорных реакций

?МАх = ?Fr7 • a + RBx · (a+c) = 0;

отсюда

RBx = Fr7 • a / (a+c) = 838 •145 / (145+50) = 623H;

?МBх = Fr7 • c ? RAx • (a+c) = 0;

отсюда

RAx = Fr7 • c / (a+c) = 838 • 50 / (145+50) = 215 H;

- построение эпюры изгибающих моментов

МCx = ? RAx • a = ?215 • 0,145 = ? 31 H•м;

а) Вертикальная плоскость:

- определение опорных реакций

?МАy = RBy • (a+c) ? Ft7 • a = 0;

отсюда

RBy = Ft7 • a / (a+c) = 2304 • 145 / (145+50) = 1713 H;

?МBy = Ft7 • c ? RAy • (a+c) = 0;

отсюда

RAy = Ft7 • c / (a+c) = 2304 • 50 / (145+50) = 591 H;

- построение эпюры изгибающих моментов

МCy = RBy • c = 1713 • 0,05 = 86 H•м;

- построение эпюры эквивалентных моментов



Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой "Улучшение".

ув = 880 МПа. Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений:

Окончательно принимаем (учитывая ориентировочные расчеты валов на кручение, раздел 4):

dА = dпод подшипниками = 35 мм;

dC = dпод колесом = 40 мм;

7. Подбор подшипников

Исходные данные для расчета подшипников на I вал:

Осевая сила FA4 = 622 H;

dподш = 30 мм;

nI = 486,67об/мин;

LTpe6 h = 30000 часов;

Предполагается установка конических подшипников № 7608А ГОСТ 27365-87:

С = 110000 Н, d = 40 мм; D = 90 мм; В =36,25 мм; б = 14_;

коэффициент осевого нагружения подшипника

e = 1,5 • tg б = 0,36; [6, с.354]

V - коэффициент вращения кольца подшипника;

при вращении внутреннего кольца относительно нагрузки V = 1;

Определяем внутренние осевые усилия:

SA = 0,83 • 0,36 • RA = 1713 H; SB = 0,83 • 0,36 • RB = 2184 H;

Определяем осевые нагрузки:

FA4 + SA = 622 + 1713 = 2335 H > SB то есть вал упрется в опору B, тогда

FaB = SA ? FA4 = 1713 ? 622 = 1091 H; FaA = SA = 1713 H;

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

FaB /V • RB = 1091/ 1 • 7308 = 0,15 < e тогда XB = 1; YB =0;

FaA /V • RA = 1713/ 1 • 5732 = 0,3 < e тогда XA = 1; YA = 0;

Большая эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник:

PA= (V·XA·RA+YA·FaA) = (1·1·5732+0·1713)·1,3·1·1 = 7452 H;

Pmax = PB = (1·1·7308+0·1091)·1,3·1·1 = 9500 H;

где Кб = 1,3 - коэффициент безопасности;

Kt = 1 - коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность;

КЕ = 1 - коэффициент эквивалентности нагрузки при постоянном режиме нагружения;

Долговечность более нагруженного подшипника

Lфакт = a23 • (C/Pmax)q ;

где а 23 = 0,7- коэффициент пересчета стендовой грузоподъемности к реальным условиям эксплуатации,

q - показатель кривой усталости, q = 3,3 для роликовых подшипников.

Lфакт = 0,7 • (110000 /9500)3,3 = 2266 млн. об.,

Долговечность предложенного подшипника в часах

Lhфакт = Lфакт • 106 / 60 • nI = 2266 • 106 / 60 • 486,67 = 77602 часов > Lhтреб = 30000 часов,

долговечность подшипника обеспечивается.

Исходные данные для расчета подшипников на II вал

Fa5 = 994 H; dподш = 40 мм; nII = 304,17 об/мин;

Предполагается установка конических роликовых подшипников

7208A ГОСТ 27365 - 87; d = 40 мм; D = 80 мм; б = 16^_;

C = 58300 H;

коэффициент осевого нагружения подшипника

e = 1,5 • tg б = 0,43; [6, с.354]

V=1 - коэффициент при вращении внутреннего кольца относительно нагрузки;

Определяем внутренние осевые усилия:

SA = 0,83 • 0,43 • RA = 751 H; SB = 0,83 • 0,43 • RB = 535 H;

Определяем осевые нагрузки:

Fa5 + SA = 994 + 751 = 1745 H > SB то есть вал упрется в опору B, тогда

FaB = Fa5 + SA = 994 + 751 = 1745 H; FaA = S*A = SA = 751 H;

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника: при этом FaB /V • RB = 1745 / 1 • 1499 = 1,16 > e

тогда XB = 0,4; YB = 0,63/0,43 = 1,47;

Большая эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник:

Pmax=PB= (V• XB ·RB+YB·FaB) • Кб • Kt • КЕ = (1·0,4·1499+1,47·1745)• 1,3 • 1 • 1 = 4114 H;

где Кб = 1,3 - коэффициент безопасности;

Kt = 1 - коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность;

КЕ = 1 - коэффициент эквивалентности нагрузки при постоянном режиме нагружения;

Долговечность более нагруженного подшипника

Lфакт = a23 • (C/Pmax)q = 0,7 • (58300 / 4114)3,3 = 4412 млн.об;

Долговечность предложенного подшипника в часах

Lhфакт = Lфакт • 106 / 60 • nII = 4412 • 106 / 60 • 304,17 = 241750 часов > Lhтреб = 30000 часов,

долговечность подшипника обеспечивается.

Исходные данные для расчета подшипников на III вал

Радиальные реакции опор

dподш = 35 мм; nIII = 304,17 об/мин;

Предполагается установка радиальных шариковых подшипников

207 ГОСТ 8338 - 75;

d = 35 мм; D = 72 мм; C = 25500 H;

Большая эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник:

Pmax = PB = V • RB • Кб • Kt • КЕ = 1 • 1827 • 1,3 • 1 • 1 = 2369 H;

Долговечность более нагруженного подшипника

Lфакт = a23 • (C/Pmax)q = 0,7 • (25500 / 2369)3 = 873 млн.об;

Долговечность предложенного подшипника в часах

Lhфакт = Lфакт • 106 / 60 • nIII = 873 • 106 / 60 • 304,17 = 47835 часов > Lhтреб = 30000 часов,

долговечность подшипника обеспечивается.

8. Расчеты шпоночных соединений

На I вал (под шкивом и под шестерней конической)

dD,С = 34(С=36) мм; T3 = 264874 H • мм;

Предполагается установка шпонки 10x8x40 ГОСТ 23360-78 [6, с.128]

b = 10 мм - ширина шпонки;

L Р = L ? b = 40 ? 10 = 30 мм - рабочая длина шпонки;

h = 8 мм - высота шпонки; t1 = 4 мм - глубина шпоночного паза;

усм = 2 • Т 3 / dD • L Р • (h - t1) = 2 • 264874 / 34 • 30 • 4 = 129,8 МПа < [усм] = 150 МПа;

где усм, [усм] - фактические и допускаемые напряжения смятия, МПа;

фср = 2 • T3 / dD • L Р • b = 2 • 264874 / 34 • 30 • 8 = 64,9 МПа < [фср] = 100 МПа;

где фср, [фср] - фактические и допускаемые напряжения среза, МПа.

Прочность шпонки обеспечивается.

На II вал (под колесом и под шестерней)

dС,D = 45 мм; T5 = 377584 H • мм;

Предполагается установка шпонки 14x9x40 ГОСТ 23360-78

b = 14 мм - ширина шпонки;

L Р = L - b = 40 ? 14 = 26 мм - рабочая длина шпонки;

h = 9 мм - высота шпонки; t1 = 4,5 мм - глубина шпоночного паза;

усм = 2 • Т 5 / dC,D • L Р • (h - t1) = 2 • 377584 / 45 • 26 • 4,5 = 143,4 МПа < [усм] = 150 МПа;

где усм, [усм] - фактические и допускаемые напряжения смятия, МПа;

фср = 2 • T5 / dC,D • L Р • b = 2 • 377584 / 45 • 26 • 14 = 45.1 МПа < [фср] = 100 МПа;

где фср, [фср] - фактические и допускаемые напряжения среза, МПа.

Прочность шпонки обеспечивается.

На III вал (под колесом)

dC = 40 мм; T7 = 185777 H • мм;

Предполагается установка шпонки 12x8x28 ГОСТ 23360-78

b = 12 мм - ширина шпонки;

L Р = L - b = 28 ? 12 = 16 мм - рабочая длина шпонки;

h = 8 мм - высота шпонки; t1 = 4 мм - глубина шпоночного паза;

усм = 2 • Т 7 / dC • L Р • (h - t1) = 2 • 185777 / 40 • 16 • 4 = 145,1 МПа < [усм] = 150 МПа;

где усм, [усм] - фактические и допускаемые напряжения смятия, МПа;

фср = 2 • T7 / dC • L Р • b = 2 • 185777 / 40 • 16 • 12 = 48,4 МПа < [фср] = 100 МПа;

где фср, [фср] - фактические и допускаемые напряжения среза, МПа.

Прочность шпонки обеспечивается.

9. Проверочные (уточненные) расчеты валов на сопротивление усталости

Напряжения в сечениях вала изменяются:

а) напряжения изгиба по III циклу;

б) напряжения кручения по II циклу, так как предполагаются частые пуски и остановы редуктора.

Коэффициент запаса прочности:

-коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям,

где у-1 = 250 МПа - предел выносливости материала по изгибу при симметричном цикле,

Ку = 1,75 - коэффициент концентрации напряжений при изгибе;

еу = 0,85 - масштабный фактор;

в = 1 - коэффициент поверхностного упрочнения;

уИ - напряжение изгиба в сечении, МПа;

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям,

где ф-1 =200 МПа - предел выносливости материала при кручении при симметричном цикле,

Кф = 1,5 - коэффициент концентрации напряжений при кручении;

еф = 0,8 - масштабный фактор;

в = 1 - коэффициент поверхностного упрочнения;

шф = 0,05 - коэффициент асимметрии цикла при кручении;

фKP - напряжение кручения в сечении, МПа;

фKP = TКР / Wс ;

где Wс - полярный момент сопротивления сечения кручению, мм 3;

при наличии шпоночного паза в сечении

Wс = 0,2 • d3 - b • t • (d -t)2 / 2 • d;

где d - диаметр вала; t - глубина шпоночного паза; b - ширина шпоночного паза;

где M?ИС - суммарный изгибающий момент в сечении, H • мм;

W - осевой момент сопротивления изгибу, ммі;

при наличии шпоночного паза в сечении

W = 0,1 • d3 - b • t • (d -t)2 / 2 • d;

ВАЛ I: Сечение D, концентратор - шпоночный паз;

S = Sф так как уИ = 0;

фKP = 264864/[0,2 • 343 ? 10 • 4 • (34 ? 4)2/2 • 34] = 36,1 МПа;

Sф = 200 / 36,1 • 0,96 = 5,7 > 1,8;

Сопротивление усталости сечения D выполняется.

ВАЛ II: Сечение C, концентратор - шпоночный паз:



W = 0,1 • 453 ? 14 • 4,5 • (45 ? 4,5)2 / 2 • 45 = 7964 мм 3;

уИ = 74520 / 7964 = 9,3 МПа;

Sу = 125 / 9,3 = 13,4;

Wс = 0,2 • 453 ? 14 • 4,5 • (45 ? 4,5)2 / 2 • 45 = 17077 мм 3;

фKP = 193532 / 17077 = 11,3 МПа; Sф = 200 / 11,3 • 0,96 = 18,4;

Сопротивление усталости сечения В выполняется.

ВАЛ III: Сечение C, концентратор - шпоночный паз:

W = 0,1 • 403 ? 12 • 4 • (40 ? 4)2 / 2 • 40 = 5622 мм 3;

уИ = 91420 / 5622 = 16,3 МПа;

Sу = 125 / 16,3 = 7,6;

Wс = 0,2 • 403 ? 12 • 4 • (40 ? 4)2 / 2 • 40 = 12022 мм 3;

фKP = 185777 / 12022 = 15,4 МПа;

Sф = 200 / 15,4 • 0,96 = 13,5;

Сопротивление усталости сечения C выполняется.

10. Задание характера сопряжений деталей в редукторе

Таблица 11.1 Характер сопряжения деталей для вала III

	отклонения	зазоры	натяги
	отверстия	вала
	max	min	max	min	max	min	max	min
Колесо - вал	_50 Н 7/к 6	25	0	18	2	23	0	18	0
Подшипник -вал	_45 L0/js6	0	-10	15	2	0	0	25	2
Кольцо распорное - вал	_45 F8/k6	53	20	15	2	51	5	0	0
Корпус -крышка подшипника	_85H7/dll	30	0	-100	-290	320	100	0	0
Корпус - кольцо распорное	_85H7/dll	30	0	-100	-290	320	100	0	0
Корпус -подшипник	_85 H7/10	30	0	0	-13	43	0	0	0
Вал - шпонка	10N9/h9	0	-36	0	-36	36	0	36	0
Колесо - шпонка	10Js9/h9	18	-18	0	-36	54	0	18	0

Список использованной литературы

1. Варианты заданий для проектирования приводов в курсе "Детали машин": Методические указания / Сост. А.С. Сулейманов, Д.Ф. Хитин - Уфа: Изд-во УГНТУ, 1998.- 29 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие. Часть 2 /А.В. Кузьмин и др.- Минск: Высш. шк., 1982.- 334 с.

3. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - 8-е изд., перераб. и доп. М.: Издательский центр "Академия", 2004. - 496 с.

4. Ременные передачи: Методические указания / Сост. А.А. Комлев, О.Г. Полканова, А.С. Сулейманов. - Уфа: Изд-во УГНТУ, 1998. - 14 с.

5. Расчет зубчатых передач на прочность: Учебно-методическое пособие / Сост. А.С. Сулейманов, Э.А. Щеглов. - Уфа: Изд-во УГНТУ, 2004. - 31 с.

6. Решетов Д.Н. Детали машин. - М., Машиностроение, 1986. - 496 с.

7. Пример выполнения расчетной части проекта привода. Учебно-методическое пособие / Сост. А.С. Сулейманов - Уфа: Изд-во УГНТУ, 2002.-30 с.

Размещено на Allbest.ru

...