Редуктор зубчатый прямозубый

СОДЕРЖАНИЕ: Передаточное число привода редуктора зубчатого. Расчет диаметров валов и зубчатых колес редуктора. Проверка прочности шлицевых и шпоночных соединений. Выбор подшипников и расчет их на долговечность. Расчет муфты (определение диаметра срезаемого штифта).

РЕДУКТОР ЗУБЧАТЫЙ ПРЯМОЗУБЫЙ

Оглавление

1 Задание на курсовой проект

2 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

3 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ

4 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

4.1 Структурная схема редуктора.

4.2 Расчет зубчатых колес редуктора

4.3 Проверочный расчет спроектированной передачи

4.4 Расчет диаметров валов редуктора.

4.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

4.6 Выбор подшипников и расчет их на долговечность.

4.7 Проверка прочности шлицевых и шпоночных соединений

4.8 Проверка опасных сечений быстроходного вала

4.9 Проверка опасных сечений тихоходного вала

5 Расчет муфты (определение диаметра срезаемого штифта)

6 Выбор сорта масла.

7 ДОПУСКИ И ПОСАДКИ

8 СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1 Задание на курсовой проект

1 2 3 4 5

1-электродввигатель

2-упругая втулочно-пальцевая муфта

3-передача

4-комбинированая муфта

5-исполнительный механизм

Задание: для приведенной выше схемы выполнить проект передачи, входящей в него.

Исходные данные:

1.1 Номер варианта……………………………….…….29

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 ПЕРЕДАЧ И

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=9,55Ч10⁶ ЧРh/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 = 9,55Ч10⁶ Ч2,2/1425 = 14735,65 НЧмм

Рассчитываем крутящий момент на ведомом валу

T₂ = T₁ ЧU₁₂ =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 N_HO1 =1,7Ч10⁷

колесо N_HO2 =1,3Ч10⁷

Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость:

шестерня N_fo1 =4Ч10⁶

колесо N_fo2 =4Ч10⁶

Допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов:

шестерня s_HO1= 580 н/мм²

колесо s_HO2 =514 н/мм²

Допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе циклов:

шестерня s_fo1 =294 н/мм²

колесо s_fo2 =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

[s_H ] = s_HO ЧКн (4.2.1)

s_HO - 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 =60Ч24Ч10³ Ч1425 = 2052000000

(4.2.3)

К_HL1 = 1

[s_H1 ] = s_HO1 ЧК_H1 =580Чl = 580 н/ мм²

Колесо

N_HE = N_FE = 60Ч24Ч10³ Ч360 = 518400000

(4.2.4)

К_HL2 = 1

[s_H2 ] = s_HO2 Ч Кн₂ =514 Ч l = 514 н/ мм²

б) Допускаемое напряжение при изгибе

[s_F ] = s_FO ЧK_F (3.3.4)

s_FO - допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе циклов (см. п. 3.2)

K_F - коэффициент долговечности, принимается = 1

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

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

Подставим в формулы численные значения данных

Шестерня

N_FE1 = N_HE1 = 2052000000

(4.2.5)

K_FL1 = 1

[s_F1 ] = s_FO1 ЧK_FL1 = 294Ч1 = 294 н/мм ²

Колесо

N_FE2 = N_HE2 = 518400000

(4.2.6)

K_FL2 = 1

[s_F2 ] = s_FO2 ЧK_FL2 = 256Ч1 = 256 н/мм²

Расчетное допускаемое контактное напр яжение для пер едачи

[s_H ] = min([s_H1 ],[s_H2 ]) (4.2.7)

[s_H1 ] -допускаемое контактное напряжение для шестерни (см. выше)

[s_H2 ]- допускаемое контактное напряжение для колеса (см. выше)

Численный расчет допустимого контактного напряжения:

[бн] = [s_H2 ]=514 н/мм²

4.2.3 Определение геометрических параметров зубчатой передачи

а) Межосевое расстояние

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

(4.2.8)

К_A - 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)

y_BA -коэффициент относительной ширины колеса (см. ниже)

[s_H ] - 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 y_BA , определяем согласно рекомендациям табл. 2,24 [3] для прямозубых передач: y_BA = 0,2-0,6 выбераем 0,4

Коэффициент y_BD вычисляем по формуле

y_BD = y_BA Ч(1+U₁₂ )/2 (4.2.9)

y_BD = 0,4Ч(1+4)/2 = 1

Коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес

К_A - определяем из таблицы 2.10 [3]

Вид колес цилиндрический прямозубый

Материал шестерни и колеса сталь 45

Коэффициенты К_a = 49,5 (н/мм² )

Z_M = 274 (н/мм² )

К_HB - определяем из таблицы 2.11 [3]

Твердость 350 НВ

Расположение шестерни - несимметрично относительно опор

К_H _b =1,07 – коэффициент учитывающий расположение нагрузки по ширине венца

K_F _b = 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 = m_n 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]

m_n = 2,0 мм

в) Ширина венца колеса и шестерни

Определяем рабочую ширину венца колеса:

b₂ = y_BA ЧAw (4.2.12)

Рассчитываем

b₂ = y_BA ЧAw = 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 ширины шестерни

b₁ = 45 мм

г) Число зубьев шестерни и колеса

Aw = m_n Ч(Z₁ +Z₂ ) / (2Чcos(b)) (4.2.14)

Z_S = Z₁ +Z₂ = 2Aw ^. cosb / m_n

Замечание: для цилиндрической прямозубой передачи b принимаем за 0^о

Вычислим Z_S (сумарное число зубьев)

Z_S = AwЧ2Чcos(b)/m_n = 100Ч2Ч1 / 2 = 100 (4.2.15)

Определим Z₁ и Z₂ из соотношения U₁₂ =Z₂ /Z₁

cos(b)=0

Z₂ = U₁₂ Ч Z₁ =U₁₂ = Z₂ /Z₁ = 80/20 = 4

Z_l = 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 = Z₁ Чm_n /cos(b) (4.2.16)

d₂ = Z₂ Чm_n /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 d_A1 =d₁ +2Чm_n =40+2Ч2 = 44мм (4.2.19)

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

Диаметр впадин зубьев

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

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

е)Степень точности передачи

определяем окружную скорость колес по формуле

V = pЧd_l Чn_l /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: s_H Ј [s_H ], согласно рекомендациям табл. 2.9 [З]

Для цилиндрических передач

(н/мм² ) (4.3.1)

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

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

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

W_HT - удельная расчетная окружная сила (см.ниже)

U₁₂ - передаточное число (см. п, 3)

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

Зададимся недостающими коэффициентами:

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

Z_H = 1,76

Коэффициент Ze определим из таблицы 2.17 [3]

Z_E = 0,90

Коэффициент Z_М определим из таблицы 2.9 [3]

Z_М =274

1.Коэффициент торцового перекрытия

E_a = [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

E_в = b₂ Чsin(b)/(m_n ) = 40Ч0/2 = 0 (4.3.3)

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

W_HT = 2ЧT₁ ЧK_H _a ЧK_Hв ^. K_HV /(d₁ Чb_w ) =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)

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

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

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

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

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

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент K_Hб определим из таблицы 2.19[3]:

Окружная скорость = 2,985 м/с

Степень точности = 9

Коэффициенты K_HA =1,16

K_HB =1,04

Коэффициент Кнv определим из таблицы 2.20 [З]

Твердость поверхности зубьев 350 HB

Колеса цилиндрические

Коэффициенты K_HV =1,2

K_FV =1,5

По формуле (4.3.1) рассчитываем

Проверяем условие s_H [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: s_F Ј [s_F ], согласно рекомендациям табл. 2.9 [3]

Для цилиндрических передач

s_F = Y_F1 ЧY_B ЧW_FT /m [s_F ] (4.3.5)

Y_F - коэффициент формы зуба (см.ниже)

Y_B – коэффициент учитывающий наклон зуба (см.ниже)

W_FT - удельная расчетная окружная сила (см.ниже)

m - модуль зуба (см. п. 4)

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент Y_F определим по таблице 2.18 [3];

1. Эквивалентное число зубьев:

Z_V = Z/cos³ (b) (4.3.6)

Z_V = 80/1³ = 80 - для колеса

Z_V = 20/1³ = 20 - для шестерни

Шестерня

Z_V = 20

Y_F = 4,08

Колесо

Z_V = 80

Y_F = 3,61

Коэффициент Y_B определим из таблицы 2.16 [З]

Угол наклона зуба b = 0^o

Y_B = 1

Определим удельную расчетную окружную силу W_FT

W_FT = 2ЧT₁ ЧK_Fб ЧK_Fв ЧK_FV /d₁ Чb_w = 2·14740·1·1,15·1,28/(40·44) = 21,649 Н/мм² (4.3.7)

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

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

По формуле (4.3.5) рассчитываем s_F

Колесо

s_F = 4,08·1·21,649 /2 = 50,283 H/мм²

Шестерня

s_F = 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)

[t_k ]—допускаемое напряжение при кручении для стальных валов согласно табл (3.1) [8]

[t_k ] = (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)

[t_k ]= 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 d_э и d₁ . Вo избежание разработки специальной муфты, принимаем d₁ = (0,8 - 1,2) Чd_э

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

2) Диаметр вала под подшипник

Принимаем d_1п = 30 мм

3) диаметр буртика подшипника

d_1бп = d_1п +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)

[t_k ]= 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

2) Диаметр вала под подшипник

Принимаем d_2п = 30 мм

3) диаметр буртика подшипника

d_2бп = d₁ _п +3^. r = 36 мм

4) Диаметр посадочного места колеса

Принимаем d_к = 36 мм

5)Диаметр буртика колеса

d_бк = d_k +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·а_w +1 = 0,025·100+1 = 3,5 мм

Принимаем d = 8 мм

Толщина стенок крышки

d₁ і0,02·а_w +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)a_w +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

С_O = 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

С_O = 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

F_A = Ft Чtg(b)= F_A12 = F_A21 = 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^. F_r = 0,83Ч0,36Ч2,747Ч10³ = 820,804 H (4.6.7)

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

F_aI = S=820,804 H

F_aII = S + F_a =820,804 +0 = 820,804 H

Эквивалентная нагрузка см. формулу (9.3) [1]

Р_э = V Ч F_r Ч К_б ^. K_t = 1Ч2,747Ч10³ Ч1,2 ^. 1 = 3296 H (4.6.8)

V - коэффициент , при вращении внутреннего кольца

V = 1

К_б – коэффициент нагрузки см.[1, табл. 9.19]

К_б = 1,2

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

K_t =1

2) Расчет на долговечность

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

Lh=10⁶ Ч(C/ Р_э )^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 = 10⁶ Ч (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)

1) Реакции в опорах

2) 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

F_A = Ft Чtg(b)= F_A12 = F_A21 = 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^. F_r = 0,36Ч2,747Ч10³ = 988,92 H

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

F_aI = S=988,92 H

F_aII = S + F_a =988,92 +0 = 988,92 H

Эквивалентная нагрузка см. формулу (9.3) [1]

Р_э = V Ч F_r Ч К_б ^. K_t = 1Ч2,747Ч10³ Ч1,2 ^. 1 = 3296 H

V - коэффициент , при вращении внутреннего кольца

V = 1

К_б – коэффициент нагрузки см.[1, табл. 9.19]

К_б = 1,2

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

K_t =1

2) Расчет на долговечность

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

Lh=10⁶ Ч(C/ Р_э )^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=10⁶ Ч(C/ Р_э )^p /60Чn = 10⁶ Ч(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 s_в 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]

s_см ^max =2ЧT / dЧlЧ(h- t1) [s_см ] (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)

[s_см ] - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице:

Рассчитываем по формуле (4.7.1):

s_см ^max = 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 L_{1 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 s_в = 780 Мпа

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

s_-1 @ 0,43 *s_в

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

W_k – момент сопротивления кручению

b – ширина шпонки

t₁ – глубина паза

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

t_u = t_m = 41446/2/3151 = 6.6 МПа

Из таблиц 8.5 ; 8.8 [1]

k_t = 1.68

e_t = 0.79

Для принятого материала вала y_t = 0.1

S = S_t = 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 @ d_f1 @32 мм

Коэффициент запаса прочности

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициенты :

y_t =0.1; и y_s =0.2 (см стр 163 и стр166 [1])

k_s =1.78; k_t = 1.67 (см. табл. 8.6 [1])

e_s = 0.90; e_t = 0.76 (см. табл. 8.8 [1])

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

М_x =R_xII *L₂

М_x = 506,8*61 = 68076 Н*мм

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

М_y =R_yII *L₂

М_y = 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

s_u = 23.2 МПа

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений

s_m = 566,8/3,14/32² *4 = 0.71 МПа

В дальнейших расчетах не учитываем (величина пренебрежимо мала)

S_s = 7.3

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Aмплитуда нормальных напряжений кручения

W_k – момент сопротивления кручению

W_k = 3,14*32³ /16 = 6430 мм³

t_u = t_m = 41446/2/6430 = 3.2 МПа

S_t = 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 L_{1 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 s_в = 570 Мпа

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба s_-1 @ 0.43 *s_в

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

W_k – момент сопротивления кручению

b – ширина шпонки

t₁ – глубина паза

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

t_u =t_m =248676/2/11648 = 10.2

Из таблиц 8.5 ; 8.8 [1]

k_t = 1.50

e_t = 0.73

Для принятого материала вала y_t = 0.1

S = S_t = 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 :

y_t =0.1; и y_s =0.2 (см стр 163 и стр166 [1])

k_s =1.55; k_t = 2.35 (см. табл. 8.6 [1])

e_s = 0.85; e_t = 0.73 (см. табл. 8.8 [1])

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

М_x =R_xII *L₂

М_x =1116*61 = 68076 Н*мм

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

М_y =R_yII *L₂

М_y =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

s_u = 74767/13797 = 5.4 МПа

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений

s_m = 566,8/3,14/52² *4 = 0.27 МПа

В дальнейших расчетах не учитываем (величина пренебрежимо мала)

S_s = 23

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Aмплитуда нормальных напряжений кручения

W_k – момент сопротивления кручению

W_k = 3,14*52³ /16 = 27594 мм³

t_u = t_m = 248676/2/27594 = 4.3 МПа

S_t = 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 :

Т_m – максимальный момент

R – расстояние от осивала до оси штифта

t_ср –предел прочности на срез для материала штифта

t_ср = 400 Мпа см. параграф 11.2 [1]

T_m = 1,05kT_ном = 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,s_H : 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

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

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

3. 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.

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

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

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

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

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

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

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

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

Скачать архив с текстом документа