Номер схемы……………………………….….……...1
Вид колес………………….……………...прямозубый
Мощность на ведущем валу……………….….2,2 кВт
Частота вращения ведущего вала……..1425 об/мин

ведомого вала ………360 об/мин

Вид нагрузки………….………………….реверсивная

Смазка зацепления………………………….картерная

Срок службы …………………………...…24000 часов

Характер нагружения…..……вибрационная нагрузка

2 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Учитывая исходные данные, по табл. П1 [1, стр. 390] выбираем двигатель асинхронной серии 4А ( по ГОСТ 19523-81) , мощности P = 2,2кВт , n1 = 1425 об/мин. Условные обозначения 90L4/95 .По табл. П2 [1, стр. 391] определяем диаметр выходного вала для выбранного электродвигателя dэ = 24 мм

3. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ
Передаточное число привода находится по формуле

U12=n1/n2 =1425/360 = 4 (3.1)

n1 - частота вращения на ведущем валу, (об./мин.)

n2 - частота вращения на ведомом валу, (об./мин.)

n1 = 1425 об/мин

n2 =360 об/мин

Замечание: передаточное число до стандартного значения не доопределяется

Крутящий момент на валу находится по следующей формуле

Т=9,55Ч106ЧРh/n , (3.2)

где :

Р - мощность электродвигателя, (кВт)

h-КПД

n -частота вращения вaлa, (об/мин)

КПД привода принемаем за единицу h=1

Определяем крутящий момент на ведущем валу

T1 = 9,55Ч106Ч2,2/1425 = 14735,65 НЧмм

Рассчитываем крутящий момент на ведомом валу

T2 = T1ЧU12 =14735,65 Ч 4 = 58942,6 НЧмм

4. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА
4.2 Расчет зубчатых колес редуктора

4.2.1 Выбор материалов и их характеристики.

Принимаем согласно рекомендациям табл. 2,6 - 2,8 [З] марку материалов и их термообработку. Выписываем механические характеристики из табл. 2.8 [3].

Материал детали :

шестерня сталь 45

колесо сталь 45

Вид термообработки:

шестерня улучшение

колесо улучшение

Твердость:

шестерня HB 300

колесо HB 240

Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость:

шестерня NHO1=1,7Ч107

колесо NHO2=1,3Ч107

Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость:

шестерня Nfo1=4Ч106

колесо Nfo2=4Ч106

Допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов:

шестерня sHO1=580 н/мм2

колесо sHO2=514 н/мм2

Допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе циклов:

шестерня sfo1=294 н/мм2

колесо sfo2=256 н/мм2

4.2.2 Расчет допускаемых напряжений для выбранных материалов

По рекомендациям табл. 2,9 [3] для прямозубых передач определяем допускаемые напряжения:

а) Допускаемое контактное напряжение

[sH] = sHOЧКн (4.2.1)

sHO - допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов (см. п. 3.2)

Кн- коэффициент долговечности принимаем = 1

Nнo- базовое число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость

NHe-эквивалентное число циклов, определяется по формуле

Nнe = Nfe = 60ЧhЧn (4.2.2)

Подставим в формулы численные значения данных

Шестерня

Nнe1 = Nfе =60Ч24Ч103Ч1425 = 2052000000

(4.2.3)

КHL1 = 1

[sH1] = sHO1ЧКH1=580Чl = 580 н/ мм2

Колесо

NHE = NFE = 60Ч24Ч103Ч360 = 518400000

(4.2.4)

КHL2 = 1

[sH2] = sHO2 Ч Кн2=514 Ч l = 514 н/ мм2

б) Допускаемое напряжение при изгибе

[sF] = sFOЧKF (3.3.4)

sFO - допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе цик-лов (см. п. 3.2)

KF - коэффициент долговечности, принимается = 1

NFO - базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость

NFE - эквивалентное число циклов определено выше по формуле (4.2.2)

Подставим в формулы численные значения данных

Шестерня

NFE1 = NHE1 = 2052000000

(4.2.5)

KFL1 = 1

[sF1] = sFO1ЧKFL1 = 294Ч1 = 294 н/мм2

Колесо

NFE2 = NHE2 = 518400000

(4.2.6)

KFL2 = 1

[sF2] = sFO2ЧKFL2 = 256Ч1 = 256 н/мм2

Расчетное допускаемое контактное напряжение для передачи

[sH] = min([sH1],[sH2]) (4.2.7)

[sH1] -допускаемое контактное напряжение для шестерни (см. выше)

[sH2]-допускаемое контактное напряжение для колеса (см. выше)

Численный расчет допустимого контактного напряжения:

[бн] = [sH2]=514 н/мм2

4.2.3 Определение геометрических параметров зубчатой передачи

а) Межосевое расстояние

Ориентировочное значение межосевого расстояния аw , согласно рекомендациям табл. 2.9 [3] определяется следующей формулой

(4.2.8)

КA - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (см. ниже)

U12 - передаточное число (см. п. 3)

Т1 - крутящий момент на ведущем валу (см, п. 3)

Кнв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. ниже)

yBA -коэффициент относительной ширины колеса (см. ниже)

[sH] - расчетное допускаемое контактное напряжение для передачи (см. п. 4.2.2)

Замечание: в скобках знак "+" - соответствует колесам внешнего зацепления, "-'' колесам внутреннего зацепления, в данном задании рассматривается случай внешнего зацепления зубчатых колес, поэтому формуле (4.2.8) соответствует знак «+».

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент относительной ширины колес yBA , определяем согласно рекомендациям табл. 2,24 [3] для прямозубых передач: yBA = 0,2-0,6 выбераем 0,4

Коэффициент yBD вычисляем по формуле

yBD = yBAЧ(1+U12)/2 (4.2.9)

yBD = 0,4Ч(1+4)/2 = 1

Коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес

КA - определяем из таблицы 2.10 [3]

Вид колес цилиндрический прямозубый

Материал шестерни и колеса сталь 45

Коэффициенты К = 49,5 (н/мм2)

ZM = 274 (н/мм2)

КHB - определяем из таблицы 2.11 [3]

Твердость <350 НВ

Расположение шестерни - несимметрично относительно опор

КH =1,07 - коэффициент учитывающий расположение нагрузки по ширине венца

KF = 1,15

Произведем ориентировочный расчет межосевого расстояния

(4.2.10)

Округляем значение Aw до ближайшего значения из ряда R 40 (см. табл. 2.5 [3]):

Aw = 100 мм

б) Значение модуля

Определяем значение модуля m = mn из соотношения

m = (0,01 - 0,03) Ч Aw (4.2.11)

Рассчитываем

m = 0,02Ч100 мм

Значения модуля лежат в диапазоне от 1,0 мм до 3,0 мм. Выбираемые в соответствии со стандартом, одно из значений таблицы 2.22 [З]

mn = 2,0 мм

в) Ширина венца колеса и шестерни

Определяем рабочую ширину венца колеса:

b2 = yBAЧAw (4.2.12)

Рассчитываем

b2 = yBAЧAw = 0,4Ч100 = 40 мм

Выбираем рабочую ширину венца колеса из ряд предпочтительных линейных размеров

b2 = 40 мм

Рабочая ширина шестерни определяется соотношением

b1 = b2 + (2 - 5) = 40+5 = 45 мм (4.2.13)

В соответствии со стандартами числовых значений таблицы 2.5 [З], выбираем из полученного диапазона следующее значение для рабочей ши-рины шестерни

b1 = 45 мм

г) Число зубьев шестерни и колеса

Aw = mnЧ(Z1+Z2) / (2Чcos(b)) (4.2.14)

ZS = Z1+Z2 = 2Aw . cosb / mn

Замечание: для цилиндрической прямозубой передачи b принимаем за 0о

Вычислим ZS (сумарное число зубьев)

ZS = AwЧ2Чcos(b)/mn = 100Ч2Ч1 / 2 = 100 (4.2.15)

Определим Z1 и Z2 из соотношения U12=Z2/Z1

cos(b)=0

Z2 = U12Ч Z1 =>U12= Z2/Z1 = 80/20 = 4

Zl = 20 - число зубьев шестерни

Z2 = 80 - число зубьев колеса

д) Делительные диаметры колеса и шестерни

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формулам: [1, стр. 37]

d1 = Z1Чmn/cos(b) (4.2.16)

d2 = Z2Чmn/cos(b) (4.2.17)

d1 = 20Ч2/1 = 40 мм

d2 = 80Ч2/1 = 160 мм

Осуществим проверку правильности полученных результатов

Aw = (d1 +d2)/2 (4.2.18)

Aw = (40+160)/2 = 100 мм

Точность произведенных вычислений не превысила допустимую , данные, полученные в ходе расчета являются верными.

Основные параметры цилиндрических зубчатых передач, выполненных без смещения

Диаметр вершин зубьев

шестерни dA1=d1+2Чmn =40+2Ч2 = 44мм (4.2.19)

колеса dA2=d2+2Чmn =160+2Ч2 = 164 мм (4.2.20)

Диаметр впадин зубьев

шестерни dF1=d1 -2,5Чmn =40-2,5Ч2 = 35 мм (4.2.21)

колеса :dF2=d2 -2,5Чmn =160-2,5Ч2 = 155 мм (4.2.22)

е)Степень точности передачи

определяем окружную скорость колес по формуле

V = pЧdlЧnl/60Ч103 (4.2.23)

V = 3,14Ч37,14Ч1425/60Ч103 = 2,985 м/с

Согласно табл. 2.21 [З] выбираем требуемую точности передачи

степень точности передачи Ст-9

4.3 Проверочный расчет спроектированной передачи

а) Расчет на контактную выносливость

Выполним проверочный расчет спроектированной передачи: sH Ј [sH], согласно рекомендациям табл. 2.9 [З]

Для цилиндрических передач

(н/мм2) (4.3.1)

ZH -коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев (см.ниже)

ZM -вспомогательный коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (см. п. 4)

ZE - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (см.ниже)

WHT - удельная расчетная окружная сила (см.ниже)

U12 - передаточное число (см. п, 3)

dl - делительный диаметр шестерни (см, п, 4)

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент ZH определим из таблицы 2.15 [3], угол наклона линии зуба b=0o

ZH = 1,76

Коэффициент Ze определим из таблицы 2.17 [3]

ZE = 0,90

Коэффициент ZМ определим из таблицы 2.9 [3]

ZМ=274

1.Коэффициент торцового перекрытия

Ea = [1,88 - 3,2 Ч(1/Z1 ± 1/Z2)] cos(b)= [1,88 - 3,2 Ч(1/20+1/80)]/1 = 1,68 (4.3.2)

2.Коэффициент осевого перекрытия

Eв = b2Чsin(b)/(mn) = 40Ч0/2 = 0 (4.3.3)

Определим удельную расчетную окружную силу WHT : [3, табл. 2.8 , стр 20]

WHT = 2ЧT1ЧKHa ЧKHв.KHV /(d1 Чbw) =2·14740·1,12·1,12·1,2/(40·40) = 27,728 H/мм (4.3.4)

Т1 - крутящий момент на ведущем валу (см. п. 3)

KHб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см.ниже)

KHв - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см.ниже )

KHV - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. п. 4)

d1 - делительный диаметр шестерни (см. п. 4)

bw - рабочая ширина венца колеса (см. п. 4 )

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент KHб определим из таблицы 2.19[3]:

Окружная скорость = 2,985 м/с

Степень точности = 9

Коэффициенты KHA=1,16

KHB=1,04

Коэффициент Кнv определим из таблицы 2.20 [З]

Твердость поверхности зубьев < 350 HB

Колеса цилиндрические

Коэффициенты KHV=1,2

KFV=1,5

По формуле (4.3.1) рассчитываем

Проверяем условие sH < [s'H]

Заключение: расчетное контактное напряжение не превзошло значения допустимого контактного напряжения. Выбор материалов и проведенный расчет были сделаны правильно.

б) Расчет на выносливость при изгибе

Выполним проверочный расчет по условиям: sF Ј [sF], согласно рекомендациям табл. 2.9 [3]

Для цилиндрических передач

sF = YF1ЧYBЧWFT/m < [sF] (4.3.5)

YF - коэффициент формы зуба (см.ниже)

YB - коэффициент учитывающий наклон зуба (см.ниже)

WFT - удельная расчетная окружная сила (см.ниже)

m - модуль зуба (см. п. 4)

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент YF определим по таблице 2.18 [3];

1. Эквивалентное число зубьев:

ZV = Z/cos3(b) (4.3.6)

ZV = 80/13 = 80 - для колеса

ZV = 20/13 = 20 - для шестерни

Шестерня

ZV = 20

YF = 4,08

Колесо

ZV = 80

YF = 3,61

Коэффициент YB определим из таблицы 2.16 [З]

Угол наклона зуба b = 0o

YB = 1

Определим удельную расчетную окружную силу WFT

WFT = 2ЧT1ЧKFбЧKFвЧKFV/d1Чbw = 2·14740·1·1,15·1,28/(40·44) = 21,649 Н/мм2 (4.3.7)

KFB - коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. выше п. 4)

KFV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см. п. 4)

По формуле (4.3.5) рассчитываем sF

Колесо

sF = 4,08·1·21,649 /2 = 50,283 H/мм2

Шестерня

sF = 3,61·1·21,649 /2 = 44,491 H/мм2

Заключение: результаты проверочного расчета на выносливость при изгибе зубьев колес не превзошли допустимых показателей напряжений при изгибе. Выбор материалов и проведенный расчет геометрических параметров произведен верно.

4.4 Расчет диаметров валов редуктора

Диаметр вала оцениваем исходя из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях:

(4.4.1)

T - крутящий момент, действующий в расчетном сечении вала (НЧмм)

[tk]--допускаемое напряжение при кручении для стальных валов согласно табл (3.1) [8]

[tk] = (10 - 15) Н/мм2

а) быстроходный вал

Шестерню выполняем заодно с валом

1) Диаметр d1 хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этом

Т = Т1 - крутящий момент на быстроходном валу (см. n. 3)

[tk]= 15 Н/мм2 (см. п. 3.1 [8])

d1=17

Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40

d2 = 17 мм

Так как диаметр d1 соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласоватьдиаметры вала электродвигателя dэ и d1. Вo избежание разработки "специальной" муфты, принимаем d1 = (0,8 - 1,2) Чdэ

Исполнение 90L4/95

Мощность 2,2 кВт

Асинхронная частота вращения 1425 об/мин

Диаметр хвостовика двигателя 24 мм

Окончательно диаметр хвостовика принимаем равным: d1 = 24 мм

Диаметр вала под подшипник

Принимаем d1п = 30 мм

диаметр буртика подшипника

d1бп = d1п+3.r = 36 мм

б) Тихоходный вал

1) Диаметр d2 хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этом

Т = Т2 - крутящий момент на тихоходном валу (см. n. 3)

[tk]= 15 Н/мм2 (см. п. 3.1 [8])

d2=26,984

Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40

d2 = 28 мм

Диаметр вала под подшипник

Принимаем d2п = 30 мм

диаметр буртика подшипника

d2бп = d1п+3.r = 36 мм

4) Диаметр посадочного места колеса

Принимаем dк= 36 мм

5)Диаметр буртика колеса

dбк = dk+3f = 39 мм

4.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

См. рис.10.18 и табл. 10.2 и 10.3 [1].

Толщина стенок корпуса

d і0,025·аw+1 = 0,025·100+1 = 3,5 мм

Принимаем d = 8 мм

Толщина стенок крышки

d1 і0,02·аw+1 = 0,02·100+1 = 3 мм

Принимаем d1 = 8 мм

Толщина фланцев

Верхнего пояса крышки и корпуса

b = b1 =1,5d = 1,5 · 8 = 12 мм

Нижнего пояса корпуса

p = 2,35 · 8 = 19 мм

Принимаем p = 20 мм

Диаметр фундаментных болтов

d1 = (0,03 - 0,036)aw +12 = 15 мм

Диаметр болтов для крепления крышки к корпусу

d2 = (0,5 - 0,6)d1 = 9 мм

4.6 Выбор подшипников и расчет их на долговечность

а) Предварительный выбор

По найденным выше диаметрам валов под подшипники подбираем по каталогу (см.[1])

1)Для тихоходного вала подшипники легкой серии :

обозначение 206

тип подшипника радиальный однорядный

грузоподъемность С=15300 Н

СO = 10200 Н

диаметр внутреннего кольца подшипника, d=30 мм

диаметр внешнего кольца подшипника, D=62 мм

ширина подшипника, Т =16 мм

2) Для быстроходного вала выбираем подшипники легкой серии :

обозначение 7206

тип подшипника радиальный однорядный

грузоподъемность С=29800Н

СO = 22300Н

диаметр внутреннего кольца подшипника, d=30 мм

диаметр внешнего кольца подшипника, D=62 мм

ширина подшипника, Т =16 мм

б)Построение эпюр моментов быстроходного вала

в)Построение эпюр моментов тихооходного вала

г) Расчет на долговечность (быстроходный вал)

1) Силы действующие в зацеплении (см. рис. 2)

Окружная составляющая

Ft = 2ЧT1 /d1 = 2Ч14740/40 = 736,783 Н (4.6.1)

T1 - крутящий момент на ведущем валу , (НЧмм)

d1 - делительный диаметр шестерни ,(мм)

Радиальная составляющая

Fr = FtЧ(tg(a) /cos(b)) =2,747Ч103 Н (4.6.2)

Ft - окружная сила (см. выше), (Н)

a - угол зацепления a = 20

b - угол наклона зубьев (см. п. 4)

Осевые составляющие

FA = Ft Чtg(b)= FA12 = FA21 = 0 Н (4.6.3)

Реакции в опорах:

в плоскости XZ

Rrx1 = Rx2 = Ft/2

в плоскости YZ

Рассчитаем

Rrx1 = Rx2 =1,228Ч103 /2=613,983 Н

Ry1 = Ry2= 1,374Ч103 Н

Определяем суммарные радиальные реакции

(4.6.6)

Pr1 = Pr2 =1,505Ч103 H

Осевые нагрузки для быстроходного вала :

S=0,83.e.Fr= 0,83Ч0,36Ч2,747Ч103 = 820,804 H (4.6.7)

В соответствии с таблицей 9.21 [2], осевые нагрузки:

FaI = S=820,804 H

FaII = S + Fa=820,804 +0 = 820,804 H

Эквивалентная нагрузка см. формулу (9.3) [1]

Рэ = V Ч Fr Ч Кб . Kt = 1Ч2,747Ч103 Ч1,2 . 1 = 3296 H (4.6.8)

V - коэффициент , при вращении внутреннего кольца

V = 1

Кб - коэффициент нагрузки см.[1, табл. 9.19]

Кб = 1,2

Kt - температурный коэффициент см.[1, табл. 9.20]

Kt=1

2) Расчет на долговечность

Расчетная долговечность, ч (см. формулу (9.1.) [1]):

Lh=106Ч(C/ Рэ)p /60Чn (4.6.9)

С - динамическая нагрузка по каталогу, (Н)

Рэ - эквивалентная нагрузка, (Н)

р - показатель степени, для роликоподшипников p = 3,33

n - частота вращения; об/мин

Рассчитываем роликоподшипник

Lh = 106Ч (29800/3296)3,33/60 Ч1425 = 1,788 .104 ч

Lh = 1,788 .104 > 24Ч103 (заданный срок службы)

Заключение: Выбранные подшипники обеспечивают требуемый запас долговечности и могут быть использованы в опорных узлах редуктора.

д) Расчет на долговечность (тихоходный вал)

Реакции в опорах

Ft = 2ЧT2 /d2 = 2.58942,6/160 = 736,783 Н

Т2 - крутящий момент на ведомом валу , (НЧмм)

d2 - делительный диаметр колеса ,(мм)

Радиальная составляющая

Fr = FtЧ(tg(a) /cos(b)) =2,747Ч103 Н

Ft - окружная сила (см. выше), (Н)

a - угол зацепления a = 20

b - угол наклона зубьев (см. п. 4)

Осевые составляющие

FA = Ft Чtg(b)= FA12 = FA21 = 0 Н

Реакции в опорах:

в плоскости XZ

Rrx1 = Rx2 = Ft/2

в плоскости YZ

Рассчитаем

Rrx1 = Rx2 =1,228Ч103 /2=613,983 Н

Ry1 = Ry2= 1,374Ч103 Н

Определяем суммарные радиальные реакции

Pr1 = Pr2 =1,505Ч103 H

Осевые нагрузки для тихоходного вала :

S=e.Fr= 0,36Ч2,747Ч103 = 988,92 H

В соответствии с таблицей 9.21 [2], осевые нагрузки:

FaI = S=988,92 H

FaII = S + Fa=988,92 +0 = 988,92 H

Эквивалентная нагрузка см. формулу (9.3) [1]

Рэ = V Ч Fr Ч Кб . Kt = 1Ч2,747Ч103 Ч1,2 . 1 = 3296 H

V - коэффициент , при вращении внутреннего кольца

V = 1

Кб - коэффициент нагрузки см.[1, табл. 9.19]

Кб = 1,2

Kt - температурный коэффициент см.[1, табл. 9.20]

Kt=1

2) Расчет на долговечность

Расчетная долговечность, ч (см. формулу (9.1.) [1]):

Lh=106Ч(C/ Рэ)p /60Чn (4.6.9)

С - динамическая нагрузка по каталогу, (Н)

Рэ - эквивалентная нагрузка, (Н)

р - показатель степени, для шарикоподшипников р = 3

n - частота вращения; об/мин

Рассчитываем

шарикоподшипник

Lh=106Ч(C/ Рэ)p /60Чn = 106Ч(15300/3296)3/60Ч360 =4,631.104 ч

Lh = 4,631.104 > 24Ч103 (заданный срок службы)

4.7 Проверка прочности шлицевых и шпоночных соединений

Шпонки призматические

Материал шпонки: сталь 45 чисто тянутая

Предел текучести материала шпонки sв >600 Н/мм2 см. параграф 8.4 [1]

Допускаемое напряжение смятия [s]см = 70 МПа

1) Ведомый вал

диаметр вала d2 = 28 мм

длина l = 32 мм

высота шпонки h = 7 мм

ширина шпонки b = 8 мм

глубина паза вала t1=4,0 мм

втулки t2=3,3 мм

Проверочный расчет на смятие

Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле (п. 3.3) [7]

sсмmax=2ЧT / dЧlЧ(h- t1) < [sсм] (4.7.1)

Т - передаваемый вращающий момент (см. п. 3) (НЧмм)

d - диаметр вала в месте установки шпонки (см. выше) (мм)

h - высота шпонки (см. выше) (мм)

b - ширина шпонки (см. выше); (мм)

l - длина шпонки (см. выше) (мм)

[sсм] - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице:

Рассчитываем по формуле (4.7.1):

sсмmax = 2.58940/28 . 32 . (7 - 4) = 43 МПа

3аключвние: проверочный расчет шпонки на смятие показал, что напряжение смятия не превосходит допустимого значения. Использование шпонок данного типа и с данными геометрическими параметрами вполне допустимо в рамках проектируемой передачи.

5.8 Проверка опасных сечений быстроходного вала 5hmhffyrw3ZY754FV7THH

Определение точек приложения радиальных нагрузок на валу (расстояний L1 и L2)

Определим расстояние от внутреннего кольца подшипника до точки приложения нагрузки

(см. формулу 9.11 [1])

Коэффициенты T,d,D,e, - размеры подшипника см. выше

а = 16.3

Расстояния L1 и L2 (определяем из первого этапа компоновки редуктора)

L1 = L2 = 61 мм

Материал вала

Сталь 45 . Термическая обработка - улучшение

Среднее значение sв = 780 Мпа

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

s-1 @ 0,43 *sв

s-1 = 0,43*780 = 335 Мпа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений t-1 = 0.58*s-1

t-1 = 0,58*335 = 193 Мпа

а)Сечение А-А

Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту расчитываем на кручение

Коэффициент запаса прочности (см. формулу 8.19 [1])

Aмплитуда нормальных напряжений кручения

Wk - момент сопротивления кручению

b - ширина шпонки

t1 - глубина паза

Wk = 3,14*263/16-8*4*(26-4)2/2/26 = 3151 мм3

tu = tm = 41446/2/3151 = 6.6 МПа

Из таблиц 8.5 ; 8.8 [1]

kt = 1.68

et = 0.79

Для принятого материала вала yt = 0.1

S = St = 13.6

Такой большой запас прочности обьясняется необходимостью увеличения диаметра под стандартную муфту.

Заключение: прочность в сечении А-А обеспечена

б) Сечение B-B

Принимаем диаметр вала d @ df1 @32 мм

Коэффициент запаса прочности

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициенты :

yt =0.1; и ys =0.2 (см стр 163 и стр166 [1])

ks =1.78; kt = 1.67 (см. табл. 8.6 [1])

es = 0.90; et = 0.76 (см. табл. 8.8 [1])

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Мx=RxII*L2

Мx= 506,8*61 = 68076 Н*мм

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

Мy=RyII*L2

Мy= 331,4*61 = 30915 Н*мм

Суммарный изгибающий момент

Н*мм

Момент сопротивления кручению

W=3,14*323/32 = 3215 мм3

Aмплитуда нормальных напряжений изгиба

su = 23.2 МПа

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений

sm = 566,8/3,14/322*4 = 0.71 МПа

В дальнейших расчетах не учитываем (величина пренебрежимо мала)

Ss = 7.3

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Aмплитуда нормальных напряжений кручения

Wk - момент сопротивления кручению

Wk = 3,14*323/16 = 6430 мм3

tu = tm = 41446/2/6430 = 3.2 МПа

St = 28.5

S=7.0

Заключение: прочность в сечении В-В обеспечена

4.9 Проверка опасных сечений тихоходного вала

Определение точек приложения радиальных нагрузок на валу (расстояний L1 и L2)

Определим расстояние от внутреннего кольца подшипника до точки приложения нагрузки (см. формулу 9.11 [1])

Коэффициенты T,d,D,e, - размеры подшипника

а = 16.3 мм

Расстояния L1 и L2 (определяем из первого этапа компоновки редуктора)

L1 = L2 = 61 мм

Материал вала

Сталь 45 . Термическая обраьотка - нормализация

Среднее значение sв = 570 Мпа

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба s-1 @ 0.43 *sв

s-1 = 0,43 * 570 = 246 Мпа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений t-1 = 0.58*s-1

t-1 = 0,58*246 = 142 Мпа

а)Сечение С-С

Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту расчитываем на кручение

Коэффициент запаса прочности (см. формулу 8.19 [1])

Aмплитуда нормальных напряжений кручения

Wk - момент сопротивления кручению

b - ширина шпонки

t1 - глубина паза

Wk = 3,14*403/16-8*5*(40-5)2/2/40 = 11648 мм3

tu=tm=248676/2/11648 = 10.2

Из таблиц 8.5 ; 8.8 [1]

kt = 1.50

et = 0.73

Для принятого материала вала yt = 0.1

S = St = 6.4

Заключение: прочность в сечении С-С- обеспечена

б) Сечение D-D

Концентрация напряжений обусловлена наличием шлицевого соединения

Коэффициент запаса прочности

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициенты :

yt =0.1; и ys =0.2 (см стр 163 и стр166 [1])

ks =1.55; kt = 2.35 (см. табл. 8.6 [1])

es = 0.85; et = 0.73 (см. табл. 8.8 [1])

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Мx=RxII*L2

Мx=1116*61 = 68076 Н*мм

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

Мy=RyII*L2

Мy=331,4*61 = 30915 Н*мм

Суммарный изгибающий момент

Н*мм

Момент сопротивления кручению

W=3,14*523/32 = 13797 мм3

Aмплитуда нормальных напряжений изгиба

su = 74767/13797 = 5.4 МПа

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений

sm = 566,8/3,14/522*4 = 0.27 МПа

В дальнейших расчетах не учитываем (величина пренебрежимо мала)

Ss = 23

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Aмплитуда нормальных напряжений кручения

Wk - момент сопротивления кручению

Wk = 3,14*523/16 = 27594 мм3

tu = tm = 248676/2/27594 = 4.3 МПа

St = 14.8

S=12.4

Заключение: прочность в сечении D-D обеспечена

5 Расчет муфты (определение диаметра срезаемого штифта)
Материал штифта: сталь 45, закаленная до HRC 38 - 43

Диаметр срезного штифта см.формулу 11.3 [1]

где :

Тm - максимальный момент

R - расстояние от осивала до оси штифта

tср -предел прочности на срез для материала штифта

tср = 400 Мпа см. параграф 11.2 [1]

Tm = 1,05kTном = 1,05*2,5*248676 = 626664 Нмм

k=2,5 см. табл. 11.3 [1]

Принимаем R = 65 мм

Округляем значение d вверх до стандартного значения по ГОСТ 3128 - 70

d = 4 мм

6 Выбор сорта масла
Смазывание шевронного зацепления производится окунанием шевронного колеса в масло заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колес.

По табл. 10.18[1] устанавливаем вязкость масла:

Контактные напряжения,sH: до 550 МПа

окружная скорость V: до 1.5 м/с

вязкость масла: 34Ч10-6 м2/с

Согласно табл. 10.10 [1] осуществляем выбор масла:

Вязкость масла: 34Ч10-6 м2/с

Сорт масла: индустриальное.

Марка: И-40А.

Камеры подшипников заполнять пластичным смазочным материалом УТ-1, натриевой основы(см, табл. 9.14 [1])

7 ДОПУСКИ И ПОСАДКИ
Сопрягаемые детали
Посадка
Предельные отклонения
Предельные размеры, мм
Схемы посадок
Наиб. наим. натяги зазоры, мкм
Подшипник
Качения - вал
+
-

Подшипник
Качения - корпус
+
-

Крышка подшипника - корпус

+
-

Подшипник качения - вал
+
-

Подшипник качения - корпус
+
-

8 СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

Курсовое проектирование деталей машин. С.А. Чернавский, К. Н. Боков; И. М. Чернин и др. М.: машиностроение, 1987.

Проектирование механических передач /Под ред. С. А. Чернавского 5-е изд.: Машиностроение; 1984, 558 с.

Методические указания к практическим и лабораторным занятиям по курсам "Основы конструирования " и "Основы инженерного проектирования". Механические передачи. С. ф. Мороз, Н. А. Аксенова, В. В. Баранов и др., М.: Изд-во МЭИ, 1987.

Методические указания к курсовому проектированию по курсам "Основы конструирования", "Конструирование машин", "Инженерное про-ектирование". Ю. И. Сазонов. М.: Изд-во МЭИ, 1991.

Общетехнический справочник /Под ред. Е. А, Скороходова - 2-е изд., перераб., и доп. - М.: Машиностроение. 1982.415 с.

Оформление расчетно-пояснительной записки (РПЗ) к курсовому проекту и типового расчета (ТР). А. Г. Фролов - М.: Изд-во МЭИ,1989.

Методические указания к практическим и лабораторным занятиям по курсу "Основы конструирования". Соединения /Под ред. С. Ф. Мороз -М.: Изд-во МЭИ, 1981.

Машиностроительное черчение /Под ред. Г. П. Вяткина - 2-е изд., перераб, и доп. - М,: Машиностроение, 1985.368 с.

"Конструирование узлов и деталей машин", П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов, М.: Высшая школа, 1985.

"Детали машин", П. Г. Гузенков, 3-е изд., перераб. и доп. -М.: Высш. Школа, 1982ю-351 с., ил.

"Детали машин" атлас конструкций 1, 2 части; /Под. Ред. Д.Н. Решетова, 5-е изд., перераб. и доп. -М.: Машиностроение, 1992 г.