База знаний студента. Реферат, курсовая, контрольная, диплом на заказ

Содержание

1 Кинематический и силовой расчет привода

1.1 Подбор электродвигателя

1.2 Определение мощностей, частот вращения и моментов на валах привода.

2 Расчет элементов привода

2.1 Расчет тихоходной ступени

2.1.1 Проектировочный расчет на контактную выносливость

2.1.2 Проверочный расчет на контактную выносливость

2.1.3 Проверочный расчет на изгибную выносливость

2.1.4 Проектировочный расчет на изгибную выносливость

 2.2 Расчет быстроходной ступени

2.2.1 Проектировочный расчет на контактную выносливость

2.2.2 Проверочный расчет на контактную выносливость

2.2.3 Проверочный расчет на изгибную выносливость

2.2.4 Проектировочный расчет на изгибную выносливость

2.3 Расчет ременной передачи

3 Первая эскизная компоновка редуктора

3.1 Предварительный подбор валов

3.2 Подбор подшипников

3.3 Подбор манжет

3.4 Определение толщины стенки и размеров фланцев корпуса и прочих размеров редуктора

3.5    Определение диаметров болтов

3.6 Размеры фланцев под болты

3.7    Определение размеров крышек подшипников

Введение

Проектируется привод к агрегату. Привод предназначен для обеспечения необходимой частоты вращения и крутящего момента валов потребителя.

Привод состоит из электродвигателя, муфты, цилиндрического редуктора и цепной передачи. Редуктором называется передача, установленная в закрытом корпусе и служащая для снижения угловой скорости и повышения вращающего момента на ведомом валу.

В данном техническом задании редуктор включает в себя две косозубые цилиндрические передачи.

1 Кинематический и силовой расчет привода

1.1 Подбор электродвигателя

Общий КПД привода

h = h_РП × h_П × h_ЗПК × h_П ∙ h_ЗП × h_М × h_П = h_РП × h_ЗПК × h_ЗП · h³_П × h_М

где: h_РП - КПД цепной передачи, h_РП = 0,95,

h_ЗПК - КПД цилиндрической косозубой передачи, h_ЗПК = 0,96;

h_ЗПП - КПД цилиндрической прямозубой передачи, h_ЗПК = 0,96;

h_М - КПД муфты, h_М = 0,98;

h_П - КПД подшипников, h_П = 0,99;

h = 0,95 · 0,96² · 0,99³ · 0,98 = 0,833.

Требуемая мощность электродвигателя.

N_вх = N_вых /h;

где: h - общий кпд привода,

N_вх = 8/0,833 = 9,604 кВт;

Подбор электродвигателя из условия

N_дв ³ N_вх;

Из заданного условия подбираем двигатель «АИР132М2/1447 ТУ 16-525.564-84» с параметрами N_дв = 11 кВт, n_дв = 1447 мин^-1 /5/.

1.2 Определение мощностей, частот вращения и моментов на валах привода.

Расчет мощностей (нумерацию элементов см. рисунок 1):

N_вх = N₁ = 9,604 kВт;

N₂ = N₁ × h_РП = 9,604 ∙ 0.95 = 9,1238 kВт;

N₃ = N₂ × h_П = 9,1238 ∙ 0.99 = 9,033 kВт;

N₄ = N₃ × h_ЗПК = 9,033 ∙ 0.96 = 8,6713 kВт;

N₅ = N₄ × h_П = 8,6713∙ 0.99 = 8,5856 kВт;

N₆ = N₅ × h_ЗПП = 8,5846 ∙ 0.96 = 8,241216 kВт;

N₇ = N₆ × h_П = 8,241216 ∙ 0.99 = 8,159kВт;

N₈ = N₇ × h_М = 8,159 × 0,98 = 7,996 kВт;

Передаточное отношение привода:

i_прив = n_дв/ n_вых = 1447/150 = 9,647

i_прив = i_РЕД × i_РП;

i_ред= i_ЗПК ∙ i_ЗПП =i_Б ∙ i_Т;

i_ред=i_прив/i_РП;

Предварительно принимаем i_РП = 3, тогда

i_ред= i_прив/ i_РП = i_ЗПК ∙ i_ЗПП =i_Б ∙ i_Т = 9,647/3 = 3,2157;

i_Т = i_ЗПП = 0,95=1,704

i_Б = i_ЗПК = i_ред/ i_Т = 3,2157/1,704 = 1,89 = 1,9

Уточняем i_РП:

i_РП = i_прив/ i_ред =9,647/ 3,2157 = 3

Принимаем: i_Б = 1,9; i_Т = 1,7.

Частота вращения каждого элемента редуктора:

n_I = n_дв = 1447 об/мин;

n_II = n_I/i_рп = 1447/3 = 482,333 об/мин;

n_III = n_II/i_б = 482,333/1,9 = 253,86 об/мин;

n_IV = n_III/i_Т = 253,86/1,7 = 149,33 об/мин.≈n_вых.=150 об/мин.

Расчет угловых скоростей:

w_i = πn/30, рад/с:

w_дв = w_I = πn_I/30 = 3,14 ∙ 1447/30 = 151,453 с^-1;

w_II = πn_II/30 = 3,14 ∙ 482,333/30 = 50,5 с^-1;

w_III = πn_III/30 = 3,14 ∙ 253,86 /30 = 26,571 c^-1;

w_IV = πn_IV/30 = 3,14 ∙ 150/30 = 15,7 с^-1;

Расчет крутящих моментов T_i = N_i /w_i Н∙м;

Т₁ = T_дв = N_дв/w_дв = 9604 /151,453 = 63,412 Н∙м;

Т₂ = N₂/w₂ = 9123,8/50,5 = 180,67 Н∙м;

Т₃ = N₃/w₃ = 9033 /50,5 = 178,8 Н∙м;

Т₄ = N₄/w₄ = 8671,3/26,571 = 326,345 Н∙м;

Т₅ = N₅/w₅ = 8585,6/26,571 = 323,12 Н∙м;

Т₆ = N₆/w₆ = 8241,216/15,7 = 524,92 Н∙м;

Т₇ = N₇/w₇ = 8159/15,7 = 519,682 Н∙м;

Т₈ = N₈/w₈ = 7996 /15,7 = 509,3 Н∙м;      

Долговечность привода: срок службы 4 года при 2 сменной работе (с учетом того, что 1 год работы приравнен к 261 8-и часовым рабочим дням 1 сменной работы) равен 16 704 часов.

Таблица 1.1 - Распределение мощностей, частот вращения и моментов по валам привода.

Вал	n, об/мин	ω, рад/с	№ эл.	N, кВт	T, Н∙м	Т, Н∙мм
Двигатель	1447	151,453	1	9,604	63,412
I	482,333	50,5	2	9,124	180,67
			3	9,033	178,8
II	253,86	26,571	4	8,6713	326,345
			5	8,5856	323,12
III	150	15,7	6	8,24122	524,92
			7	8,159	519,682
			8	7,996	509,3

2 Расчет элементов привода

2.1 Расчет тихоходной ступени

2.1.1 Проектировочный расчет из условия сопротивления контактной усталости активных поверхностей зубьев

Задаем материал и твердость рабочих поверхностей зубьев.

Стали, рекомендуемые для цилиндрических и конических колес, виды их термообработки и механические характеристики приведены в таблице 2.1 /8/.

При проектировании привода выбираем следующий вариант термообработки: термообработка шестерни - улучшение до средней твердости H₁=285HB, колеса - улучшение до средней твердости Н₂=248 НВ. Марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: сталь 45. Ориентировочное значение допускаемого контактного напряжения при расчете на выносливость (при коэффициенте долговечности Z_n=1) [σ_н]≈ 510-520 МПа;

Определение допускаемое контактное напряжение [σ_н]_Р не вызывающее опасной контактной усталости материалов колес.

Допускаемое напряжение определяют для материалов шестерни [σ_н]₁ и колеса [σ_н]₂. За расчетное допускаемое напряжение [σ_н]_Р принимают :

-для прямозубых цилиндрических и конических передач меньшее из них;

-для косозубых и шевронных передач [σ_н]_Р ⁼0,45([σ_н]₁ + [σ_н]₂). При выходе [σ_н] за пределы интервала (l...l,23) [σ_н]_min принимают ближайшее крайнее значение интервала, где [σ_н]_min - меньшее из значений [σ_н]₁ и [σ_н]₂.

где:   σ_Hlimb – базовый предел контактной выносливости материалов зубьев, МПа

σ_Hlimb = 2Н_НВ+70 - при улучшении;

[S_H] – минимальный коэффициент запаса прочности

[S_H] = 1,1 - при улучшении;

Z_N – коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса;

Z_R – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев

Z_R = 1 при Ra св. 0,63 до 1,25 мкм;

Z_R = 0,95 при Ra св. 1,25 до 2,5 мкм;

Z_R = 0,90 при Ra св. 2,5 до 10.0 мкм;

Z_X - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса

Z_X = 1 - при d<700мм;

Z_V - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости колёс

Z_V =1 - при V<5м/с;

Z_V = 0,85 ∙ V^0,1 - при V>5 м/с и Н₁ или Н₂≤350НВ;

Z_R · Z_X · Z_V = 0,9 при проектировочном расчете

, причём 0,75≤Z_N≤Z_Nmax ,

где N_Hlimb – базовое число циклов напряжений, соответствующее перелому кривой усталости.

N_Hlimb = 30 ∙ (НВ)^2,4 ≤ 120∙10⁶ для стальных материалов;

N_HE – эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений;

q_H – показатель степени кривой усталости при расчёте на контактную выносливость

q_H = 20 при N_HE> N_Hlimb;

Z_Nmax – предельное значение Z_N, задаваемое для предотвращения пластических деформаций у поверхности зуба

Z_Nmax = 2,6 при улучшении;

,

где    N_K – число циклов напряжений в течение отработки заданного ресурса передачи;

μ_H – коэффициент, учитывающий форму циклограммы нагружения

μ_H = 1при постоянном режиме нагружения;

,

где    Lh – требуемый ресурс передачи,

n – частота вращения вала,

j – число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот колеса /8/.

1) Для шестерни:

Н₁ = 285 HB (Сталь 45 «Улучшение»).

Расчёты:

σ_Hlimb = 2·285+70=640 МПа

N_K = 60 ∙ 16704 ∙ 254 ∙ 1 = 254,6 ∙ 10⁶;

μ_Н =1; ( при постоянном режиме нагружения);        

N_HE = N_K;

Z_Nmax = 2,6; ( при улучшении);

N_Hlimb = 30 ∙ (285)^2,4 = 23.4 ∙ 10⁶ ≤ 120 ∙ 10⁶;

Так как N_HE > N_Hlimb , то принимаем q_H = 20;

 

[S_H] = 1,1 ( при улучшении);

[σ_Н]₁ = 640 ∙ 0,888 ∙ 0,9/ 1,1 = 465 МПа.

2) Для ведомого колеса:

Н₂ = 248 НВ (Сталь 40Х «Улучшение»).

Расчёты:

σ_Hlimb = 2·248 + 70 = 566 МПа;

N_K = 60 ∙ 16704 ∙ 150 ∙ 1 = 150,34 ∙ 10⁶;

μ_Н = 1; ( при постоянном режиме нагружения);       

N_HE = N_K;

Z_Nmax = 2,6; ( при улучшении);

N_Hlimb = 30 ∙ (248)^2,4 = 16,7 ∙ 10⁶ ≤ 120 ∙ 10⁶;

Так как N_HE > N_Hlimb , то принимаем q_H = 20;

[S_H] = 1,1; ( при улучшении);

[σ_Н]₂ = 566·0,9·0,896 / 1,1 = 415 МПа.

Так как [σ_Н]₁=465 МПа > [σ_Н]₂=415 МПа, то за расчетное допускаемое напряжение [σ_н]_Р принимаем [σ_Н]₁=465 МПа, т.е [σ_н]_РТ = 465.

Определение ориентировочного значения межосевого расстояния

Определяют ориентировочное значение межосевого расстояния из условия сопротивления контактной усталости активных поверхностей зубьев, мм

,где

Т₁ – вращающий момент на шестерне;

К_а - вспомогательный коэффициент, равный 495 для прямозубых и 430

для косозубых и шевронных передач со стальными колесами;

К_Нβ -коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий(в учебных проектах можно определить приближенно по таблице 2.3) /8/;

Ψ^’_ba - предварительное значение коэффициента ширины венца относительно межосевого расстояния:

,где

Ψ^’_bd - предварительное значение коэффициента ширины венца относительно диаметра, задают по таблице 2.2 /8/

Ψ^’_bd = 0,6 … 1,2 - при несимметричном расположении колеса относительно опор и твердости поверхности зубьев < 350 НВ, принимаем Ψ^’_bd = 1, тогда К_Нβ = 1,04

,

Определяют числа зубьев колес

Z₁= Ψ_bm/ Ψ^’_bd ≥ Z_{1 min,} Z₂ = Z₁·u ≥ Z_{2 min} , где

Ψ_bm - коэффициент ширины венца относительно модуля зубьев, задают потаблице 2.2 /8/:

Ψ_bm = (25…30) принимаем Ψ_bm = 25

Z_{1 min} - наименьшее число зубьев, свободное от подрезания номинальной исходной производящей рейкой

 

_,где

Х - коэффициент смещения исходного контура, при учебном проектировании X задается равным нулю;

α_t - угол профиля в торцовом сечении, град

, где

α= 20 - угол профиля исходного контура по ГОСТ 13755-81

= 25 / 1 = 25 ≥ Z_{1 min}=17_, Z₂ = 25 · 1,7 = 42,5 ≥ Z_{2 min}=17

Уточняем значение передаточного числа u = Z₂ / Z₁ = 43/25=1,72

Определяем делительный нормальный модуль зубьев, мм

,где

α_wt – угол зацепления, град.

α_wt = α_t =α = 20° при Х₁+Х₂ = 0 и β=0

Округляют модуль до ближайшего стандартного (таблица 2.4)/8/. По ГОСТ 9563-60 принимаем m = 4,5.

Уточняем значение межосевого расстояния при стандартном модуле, с точностью до сотых долей мм:

, принимаем а_w = 160

Округляем межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 a_w = 160 мм.

Уточняем значение коэффициента ширины зубчатого венца:

Ψ_bа = Ψ’_bа(а’_w/ а_w)³ = 0,741 · (143,343/160)³ = 0,533

Определяют рабочую ширину венца зубчатой передачи и округляют до целого числа, мм:

b_w = а_w · Ψ_bа = 0,533 · 160 = 85,3 ≈ 85

Определяют геометрические и кинематические параметры передачи:

-делительные диаметры, мм:

d₁ = m · Z₁ = 4,5·25=112,5, d₂ = m · Z₂ = 5·43=193,5,

-начальные диаметры, мм:

d_wl = 2a_w·Z₁/ (Z₁+ Z₂)=117,65, d_w2 = 2a_w·Z₂/ (Z₁+ Z₂)=202,35,

-диаметры впадин, при нарезании реечным инструментом, мм:

d_f1 = d₁ - 2m·(1,25 – X₁) = 101,25, d_f2 = d₂ - 2m · (l,25 - X₂) = 182,25;

-диаметры вершин, из условия постоянства радиальных зазоров, мм

d_a1 = 2a_w - d_f2 - 0,5m = 135,5, d_a2 =2a_w - d_f1 - 0,5m = 216,5;

- коэффициент торцового перекрытия (по приближенной формуле):

-осевой шаг зубьев, мм Р_х = π· m /sinβ = 0;

-коэффициент осевого перекрытия ε_β = b_w/P_x (при β=0 ε_β=О);

-суммарный коэффициент перекрытия ε_γ = ε_α + ε_β = 1,69;

- основной угол наклона линии зуба, град β_b= arcsin (sinβ · cosα) = 0;

- окружные скорости колес на начальных цилиндрах, м/с:

 

Назначаем степень точности передачи по ГОСТ 1643-81.

Для редукторов общего назначения при современном уровне развития техники экономически оправданы седьмая (нормальная) и восьмая (пониженная) степени точности, в т.ч. и степени точности по нормам плавности работы. При назначении степени точности необходимо учесть ограничение по окружной скорости колес. Передачи восьмой степени точности могут эксплуатироваться при скорости V не более 6 м/с - для прямозубых колес и не более 10 м/с -для косозубых. Передачи седьмой степени точности при скорости V не более 10 м/с - для прямозубых колес и не более 20 м/с - для косозубых.

2.1.2 Проверочный расчет на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев

Определяем расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления, МПа:

, где

Ze - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес:

Для стальных материалов, при Е = 2,1 · 10⁵ МПа и υ = 0,3, Z_E = 190;

Zh - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления (влияние радиусов кривизны поверхностей) и переход от нормальной силы на начальном цилиндре к окружной на делительном):

Zh=,

Zh = 2,5 при β = 0 и Х₁ = Х₂ = 0

Z_ε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

Z_ε= при β=0 и ε_β=0, Z_ε=;

Z_ε= при β0 и ε_β<1;

F_t - окружная сила на делительном цилиндре в окружном сечении:

F_t = 2000·Т₁/d₁ = 2000·323,12/112,5 = 5744,4 Н;

К_Н- коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям:

К_Н = К_Нβ · К_А · К_НV · К_Нα , где

К_А - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (неучтенную в циклограмме нагружения). К_А = 1, т.к. в заданиях на курсовое проектирование привода мощность на выходном валу привода задана с учетом динамической составляющей внешней нагрузки;

К_Нβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Для цилиндрических передач определяют по таблице 2.3 /8/, при фактическом значении ψ_bd=b_w/d_w1

Ψ_bd = 0,7225, тогда К_Нβ = 1,05 – (0,8 – 0,7225)·0,02/0,2 = 1,04225;

К_Нα -коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. К_Нα= 1 для прямозубых передач. Для косозубых передач при учебном проектировании можно принять К_Нα ≈ 1,35;

Khv- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

, где

W_HV - удельная окружная динамическая сила, Н/мм:

,где

δ_Н - коэффициент, учитывающий влияние твердости поверхностей зубьев и вида зубчатой передачи, определяют по таблице 2.5 /8/:

δ_Н = 0,06 для прямозубой передачи и твердости зубьев < 350 НВ;

δ_Н = 0,02 для косозубой передачи и твердости зубьев < 350 НВ;

g_o - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса, определяют по таблице 2.6 /8/:

g_o = 5,6 для 8 степени точности и модуле < 3,55;

g_o = 6,1 для 8 степени точности и модуле 3,55…10;

g_o = 4,7 для 7 степени точности и модуле < 3,55;

g_o = 5,3 для 7 степени точности и модуле 3,55…10;

,

,

К_Н = 1,082 · 1 · 1,04225· 1 = 1,13

Уточняем коэффициенты Zr, Zx, Zv, которые при проектировочном задавались приближенно и определяем уточненное значение расчетного допускаемого контактного напряжения, МПа:

В редукторах общего назначения параметр шероховатости боковых поверхностей зубьев рекомендуется назначать: Ra < 3,2 мкм при 8 степени точности передачи и Ra < 1,6 мкм при 7 степени, принимаем Ra = 3,2:

Z_R = 0,90 при Ra св. 2,5 до 10.0 мкм;

Z_X = 1 - при d<700мм;

Z_V =1 - при V<5м/с;

Проверяют сопротивления активных поверхностей зубьев контактной усталости

σ_н ≤1,05·[σ_н]_Р^УТ, 432,2 < 488,25 - условие выполняется.

2.1.3 Проверочный расчет на сопротивление усталости зубьев при изгибе

Определяем напряжения изгиба в опасных сечениях на переходных поверхностях зубьев шестерни и колеса, МПа:

, где

b - ширина венца зубчатого колеса, мм. В цилиндрических передачах:

b₂ = b_{w =} 85 мм, b₁ = b_w + (3...4) = 45 + 4 = 89 мм;

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений. Определяют по таблице 2.8 /8/: для косозубых и шевронных цилиндрических колес - по числу зубьев эквивалентного колеса Z_v = Z/cos³ β:

Y_F = 3,9 при Z₁ = 25 и Х₁ = 0;

Y_F = 3,65 + (50 - 43)·0,05/10 = 3,685 при Z₂ = 43 и Х₁ = 0;

Y_β- коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба:

Y_β =l - ε_β · β / 120⁰ >0,7, Y_β =l;

Y_ε - коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев:

Y_ε = 1 для прямозубых передач. Для косозубых:

Y_ε = 0,2 + 0,8/ε_α при ε_β < 1;

Y_ε =1/ ε_α при ε_β ≥ 1;

K_F- коэффициент нагрузки при расчете на изгиб :

Kf =К_а ·K_fv ·K_Fβ ·К_Fα,

где K_FV – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при расчете на изгиб:

К_Fβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Определяют по таблице 2.3 - для цилиндрической передачи /8/:

Ψ_bd = 0,7225 К_Fβ = 1,1 – (0,8 – 0,7225)·0,02/0,2 = 1,0923;

K_Fa- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

K_Fa = 1 для прямозубых передач.

K_Fa==1,35 для косозубых передач;

, где

W_FV - удельная окружная динамическая сила при расчете на изгиб, Н/мм:

,где

δ_F - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи:

δ_F =0,16-для прямозубых передач;

δ_F =0,06-для косозубых и шевронных./8/:

g_o - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса, определяют по таблице 2.6 /8/:

g_o = 5,6 для 8 степени точности и модуле < 3,55;

g_o = 6,1 для 8 степени точности и модуле 3,55…10;

,

,

K_f =1 · 1,22 · 1,0923· 1 = 1,333

2.1.4 Проектировочный расчет на сопротивление усталости зубьев при изгибе

Определяют допускаемое напряжение изгиба, не вызывающее усталостной поломки зуба, МПа

где:   σ⁰_Flimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа:

σ⁰_Flimb1 = 1,75Н_НВ = 1,75 ·285 = 498,75 ;

σ⁰_Flimb2 = 1,75Н_НВ = 1,75 ·248 = 367,04 ;

[S_F] – минимальный коэффициент запаса прочности:

[S_F] = 1,7;

Y_R – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности

Y_R = 1 для неполированных поверхностей;

Y_Х – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса

Y_Х1 = 1.05 - 0.000125 ∙ d = 1,05 - 0.000125 ∙ 112,5 = 1,036

Y_Х2 = 1.05 - 0.000125 ∙ d = 1,05 - 0.000125 ∙ 193,5 = 1,026

Y_А – коэффициент, учитывающий влияния двухстороннего приложения нагрузки :

Y_А = 1 при одностороннем приложении;

Y_Z – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса:

Y_Z = 1 для поковок и штамповок;

Y_g – коэффициент, учитывающий влияния шлифования переходной поверхности зуба:

Y_g = 1 при улучшении – если переходная поверхность зубьев не шлифуется;

Y_d – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности:

Y_d = 1 – если переходная поверхность зубьев не подвергается деформационному упрочнению или электрохимической обработке;

Y_N – коэффициент долговечности:

, причём 1 ≤ Y_N ≤ Y_Nmax

где:   N_Flimb – базовое число циклов напряжений; N_Hlimb = 4 ∙ 10⁶;       

q_F – показатель степени кривой усталости при расчёте на сопротивление усталости при изгибе (для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью:

q_F = 6 – для колес с термообработкой – улучшение, нормализация, объемная закалка, закалка ТВЧ зубьев с модулем m ≤ 3 мм;

q_F = 9 – для колес с термообработкой – улучшение, нормализация, объемная закалка, закалка ТВЧ зубьев с модулем m >3 мм;

Y_Nmax – предельное значение Y_N:

Y_Nmax = 4 при q_F = 6;

Y_Nmax = 25 при q_F = 9;

N_FE – эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений :

N_FЕ = N_K ∙ μ_H

где:   N_K – число циклов напряжений в течение отработки заданного ресурса передачи:

N _K = 60 ∙ Lh ∙ n ∙ j;

μ_H – коэффициент, учитывающий форму циклограммы нагружения (при постоянном режиме μ_H = 1);

Lh – долговечность в часах,

n – частота вращения вала,

j – число вхождений в зацепление за один оборот колеса.

1) Для ведущего колеса:

Н₁ = 285 HB (Сталь 40X «Улучшение»)

N_K1 = 60 ∙ 16704 ∙ 254 ∙ 1 = 254,6 ∙ 10⁶;

μ_Н =1; ( при постоянном режиме нагружения);        

N_HE = N_K;

q_F = 9; ( при улучшении зубьев с модулем m > 3 мм);

Y_Nmax = 2,5; (при q_F = 9);

N_Flimb = 4 ∙ 10⁶;

;

Y_d = 1; Y_g = 1; Y_Z = 1; Y_А = 1;

d = 112,5 мм:

Y_Х1 = 1.05 - 0.000125 ∙ d = 1,05 - 0.000125 ∙ 112,5 = 1,036;

Y_R = 1; [S_F] = 1,7;

[σ_F]₁ = 498,75 ∙ 0,813 ∙ 1 ∙ 1 ∙ 1,04844 ∙ 1 ∙ 1 ∙ 1/ 1,7 = 247,1МПа.

Так как σ_F1 = 75 < [σ_F]₁ = 247,1, МПа, то условие прочности для данной конструкции выполняется.

2) Для ведомого колеса:

Н₁ = 248 НB (Сталь 40X «Улучшение»).

N_K2 = 60 ∙ 16704 ∙ 150 ∙ 1 = 150,34 ∙ 10⁶;

μ_Н =1; ( при постоянном режиме нагружения);                 

N_HE = N_K;

q_F = 9; ( при улучшении зубьев с модулем m > 3 мм);

Y_Nmax = 2,5; (при q_F = 9);

N_Flimb = 4 ∙ 10⁶;

Y_d = 1; Y_g = 1; Y_Z = 1; Y_А = 1;

d = 193,4 мм:

Y_Х2 = 1.05 - 0.000125 ∙ d = 1,05 - 0.000125 ∙ 193,5 = 1,026;

Y_R = 1; [S_F] = 1,7;

[σ_F]₂ = 367,04∙ 1,06 ∙ 1 ∙ 1 ∙ 1,026 ∙ 1 ∙ 1 ∙ 1/ 1,7 = 234,13 МПа

Так как σ_F2 = 73,8 < [σ_F]₂ = 234,14 МПа, то условие прочности для данной конструкции выполняется.

2.2 Расчет быстроходной ступени

1) Для шестерни:

Н₁ = 285 HB (Сталь 45 «Улучшение»).

Расчёты:

σ_Hlimb = 2·285+70=640 МПа

N_K1 = 60 ∙ 16704 ∙ 482,333 ∙ 1 = 483,4 ∙ 10⁶;

μ_Н =1; ( при постоянном режиме нагружения);        

N_HE = N_K;

Z_Nmax = 2,6; ( при улучшении);

N_Hlimb = 30 ∙ (285)^2,4 = 23.4 ∙ 10⁶ ≤ 120 ∙ 10⁶;

Так как N_HE > N_Hlimb , то принимаем q_H = 20;

 

[S_H] = 1,1 ( при улучшении);

[σ_Н]₁ = 640 ∙ 0,86 ∙ 0,9/ 1,1 = 450,33 МПа.

2) Для ведомого колеса:

Н₂ = 248 НВ (Сталь 40Х «Улучшение»).

Расчёты:

σ_Hlimb = 2·248 + 70 = 566 МПа;

N_K2 = 60 ∙ 16704 ∙ 254 ∙ 1 = 254,6 ∙ 10⁶;

μ_Н = 1; ( при постоянном режиме нагружения);       

N_HE = N_K;

Z_Nmax = 2,6; ( при улучшении);

N_Hlimb = 30 ∙ (248)^2,4 = 16,7 ∙ 10⁶ ≤ 120 ∙ 10⁶;

Так как N_HE > N_Hlimb , то принимаем q_H = 20;

[S_H] = 1,1; ( при улучшении);

[σ_Н]₂ = 566·0,9·0,873 / 1,1 = 404,3 МПа.

[σ_Н]₁= 450,33 МПа

Для косозубых [σ_н]_Р ⁼0,45([σ_н]₁ + [σ_н]₂)=, 0,45(450,33 + 404,3) = 384,6 т.е [σ_н]_РТ = 384,6 МПа

Расчет закрытой цилиндрической передачи при вписывании в заданное межосевое расстояние:

Предварительно задавшись значением К_Нβ = 1.1 определяем ψ_Ьа:

Определяем ψ'_bd ⁼ 0,5 ψ’_ba · (u + l) = 0,5 · 0,331 · (1,9 + l) = 0,48

Сравниваем ψ'_bd c рекомендованными значениями в таблице 2.2 /8/. Значение ψ'_bd должно быть меньше или равно рекомендованным, ψ'_bd меньше рекомендованных значений, условие выполняется.

Ψ_bm = (25…30) принимаем Ψ_bm = 25.

Определяем рабочую ширину венца передачи и округляют до целого, мм

b_w =a_w · ψ'_bа = 160 · 0,331 = 52,96 мм ≈ 53 мм.

Определяем модуль и округляем до ближайшего стандартного :

m = b_w / Ψ_bm = 53/25 = 2,12 ≈2

Определяем суммарное число зубьев колес:

Определяем Z₁ = Z_∑ / (u +1) = 150 / (1,9 + 1) = 51,7 и Z₂ = Z₁ · u = 51,7 ·1,9 = 98,23 ≈ 98 и округляем их до ближайших целых чисел Z₁ = 52 и Z₂ = 98.

Уточняем межосевое расстояние, мм:

В соосных редукторах межосевые расстояния тихоходной и быстроходной ступеней должны совпадать до сотых долей миллиметров. Расхождение ликвидируем корректировкой β :

Определяют геометрические и кинематические параметры передачи:

-делительные диаметры, мм:

d₁ = m · Z₁ = 2·52=104, d₂ = m · Z₂ = 2·98=196,

-начальные диаметры, мм:

d_wl = 2a_w·Z₁/ (Z₁+ Z₂)=111, d_w2 = 2a_w·Z₂/ (Z₁+ Z₂)=209,

-диаметры впадин, при нарезании реечным инструментом, мм:

d_f1 = d₁ - 2m·(1,25 – X₁) = 99, d_f2 = d₂ - 2m · (l,25 - X₂) = 191;

-диаметры вершин, из условия постоянства радиальных зазоров, мм

d_a1 = 2a_w - d_f2 - 0,5m = 128 мм, d_a2 =2a_w - d_f1 - 0,5m = 220;

- коэффициент торцового перекрытия (по приближенной формуле):

-осевой шаг зубьев, мм Р_х = π· m /sinβ = 3,14 · 2/ sin 20,37 = 18,042;

-коэффициент осевого перекрытия ε_β = b_w/P_x = 53/18,042 = 2,94;

-суммарный коэффициент перекрытия ε_γ = ε_α + ε_β = 4,614;

- основной угол наклона линии зуба, град β_b= arcsin (sin20,37 · cos20) = 19,1;

- окружные скорости колес на начальных цилиндрах, м/с:

- α_t - угол профиля в торцовом сечении, град

 

Назначаем степень точности передачи по ГОСТ 1643-81.

Для редукторов общего назначения при современном уровне развития техники экономически оправданы седьмая (нормальная) и восьмая (пониженная) степени точности, в т.ч. и степени точности по нормам плавности работы. При назначении степени точности необходимо учесть ограничение по окружной скорости колес. Передачи восьмой степени точности могут эксплуатироваться при скорости V не более 6 м/с - для прямозубых колес и не более 10 м/с -для косозубых.

2.2.2 Проверочный расчет на контактную выносливость

Определяем расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления, МПа:

, где

Z_E = 190;

Zh=,

Z_ε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

Z_ε= при β0 и ε_β>1;

F_t - окружная сила на делительном цилиндре в окружном сечении:

F_t = 2000·Т₁/d₁ = 2000·178,8/104 = 3439 Н;

К_Н- коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям:

К_Н = К_Нβ · К_А · К_НV · К_Нα , где

К_А = 1;

Ψ_bd = b_w/d_w1 = 0,478, тогда К_Нβ = 1,01 – (0,6 – 0,478)·0,01/0,2 = 1,004;

К_Нα ≈ 1,35 для косозубых передач при учебном проектировании;

δ_Н = 0,02 для косозубой передачи и твердости зубьев < 350 НВ;

g_o - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса, определяют по таблице 2.6 /8/:

g_o = 5,6 для 8 степени точности и модуле < 3,55;

,

,

К_Н = 1,07 · 1 · 1,004· 1,35 = 1,45

В редукторах общего назначения параметр шероховатости боковых поверхностей зубьев рекомендуется назначать: Ra < 3,2 мкм при 8 степени точности передачи:

Z_R = 0,90 при Ra св. 2,5 до 10.0 мкм;

Z_X = 1 - при d < 700мм;

Z_V =1 - при V<5м/с;

Проверяют сопротивления активных поверхностей зубьев контактной усталости

σ_н ≤1,05·[σ_н]_Р^УТ, 324 < 403,2 - условие выполняется.

2.1.3 Проверочный расчет на сопротивление усталости зубьев при изгибе

Определяем напряжения изгиба в опасных сечениях на переходных поверхностях зубьев шестерни и колеса, МПа:

,

b₂ = b_{w =} 53 мм, b₁ = b_w + (3...4) = 53 + 4 = 57 мм;

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений. Определяют по таблице 2.8 /8/: для косозубых и шевронных цилиндрических колес - по числу зубьев эквивалентного колеса Z_v = Z/cos³ β:

Y_F1 = 3,6 + (80 - 63)·0,02/20 = 3,617 при Z_v1 = 52/cos³ 20,37 = 63;

Y_F2 = 3,6 при Z_v2 = 98/cos³ 20,37 = 119;

Y_β =l - ε_β · β / 120⁰ = 1 - 2,94 · 20,37 / 120 = 0,501;

Y_ε =1/ ε_α = 1/1,674 = 0,6 при ε_β ≥ 1;

K_F- коэффициент нагрузки при расчете на изгиб :

Kf =К_а ·K_fv ·K_Fβ ·К_Fα,

Ψ_bd = 0,478 К_Fβ = 1,02 – (0,6 – 0,478)·0,01/0,2 = 1,014;

K_Fa==1,35 для косозубых передач;

δ_F =0,06-для косозубых и шевронных;

g_o = 5,6 для 8 степени точности и модуле < 3,55;

,

,

K_f =1 · 1,134 · 1,014· 1,35 = 1,552

2.2.4 Проектировочный расчет на сопротивление усталости зубьев при изгибе

Определяют допускаемое напряжение изгиба, не вызывающее усталостной поломки зуба, МПа

σ⁰_Flimb1 = 1,75Н_НВ = 1,75 ·285 = 498,75 ;

σ⁰_Flimb2 = 1,75Н_НВ = 1,75 ·248 = 367,04 ;

[S_F] = 1,7;

Y_R = 1 для неполированных поверхностей;

Y_Х1 = 1.05 - 0.000125 ∙ d₁ = 1,05 - 0.000125 ∙ 104 = 1,037

Y_Х2 = 1.05 - 0.000125 ∙ d₂ = 1,05 - 0.000125 ∙ 196 = 1,0255

Y_А = 1 при одностороннем приложении;

Y_Z = 1 для поковок и штамповок;

Y_g = 1 при улучшении – если переходная поверхность зубьев не шлифуется;

Y_d = 1 – если переходная поверхность зубьев не подвергается деформационному упрочнению или электрохимической обработке;

N_Hlimb = 4 ∙ 10⁶;   

q_F – показатель степени кривой усталости при расчёте на сопротивление усталости при изгибе (для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью:

q_F = 6 – для колес с термообработкой – улучшение, нормализация, объемная закалка, закалка ТВЧ зубьев с модулем m ≤ 3 мм;

Y_Nmax – предельное значение Y_N:

Y_Nmax = 4 при q_F = 6;

N_K1 = 60 ∙ 16704 ∙ 482,333 ∙ 1 = 483,4 ∙ 10⁶

N_K2 = 60 ∙ 16704 ∙ 254 ∙ 1 = 254,6 ∙ 10⁶

μ_F =1; ( при постоянном режиме нагружения);                 

N_FE = N_K;

;

[σ_F]₁ = 498,75 ∙ 0,45 ∙ 1 ∙ 1 ∙ 1,037∙ 1 ∙ 1 ∙ 1/ 1,7 = 137 МПа

[σ_F]₂ = 367,04 ∙ 0,5 ∙ 1 ∙ 1 ∙ 1,0255∙ 1 ∙ 1 ∙ 1/ 1,7 = 111 МПа

Так как:

σ_F1 = 51 < [σ_F]₁ = 137 МПа

σ_F2 = 54,5< [σ_F]₂ = 111 МПа

то условие прочности для данной конструкции выполняется.

2.3 Расчет ременной передачи

Профиль определяем по номограмме в зависимости от n₁ (об/мин), частоты вращения малого шкива и передаваемой им мощности N:

n₁ = 1447 об/мин, N = 9,604 кВт, выбираем сечение Б(В):

Т1Н·м	Обозна чения сечения	bР, мм	bо, мм	h, мм	Уо, мм	А, мм2	Предельные расчетные длины Lp, мм	dpi min
40... 190	Б(В)	14	17	10,5	4,0	138	800... 6300	125

 

В зависимости от профиля выбираем расчетный диаметр меньшего шкива d_pmin, , причем должно соблюдаться условие

d_p1 > d_pl min,

Принимаем d_p1 = 125 мм

Определяем диаметр ведомого шкива. Он определяется передаточным отношением i и согласуется с ГОСТ 1284.3-80:

d_p2 =d_pl · i · (1-ε) = 125 · 3 · 0,99 = 371,25 мм,

где ε = 0,01.. . 0,02 - коэффициент относительного скольжения ремня по шкиву, принимаем ε = 0,01;

Значения d _p2 округляют по ГОСТ 1284.3- 80 в мм, d _p2 = 355 мм;

Проверяют отклонение передаточного отношения:

, где ,

Выбираем межосевое расстояние:

a_max = 2(d_pl + d_p2) = 960 мм; a_min = 0,55(d_pl + d_p2) + h = 274,5 мм; принимаем а = 500 мм

Определяем длину ремня:

L = 1780,1 мм

Полученное значение округляем до стандартного по ГОСТ 1284-89 L =1800 мм.

Уточняем межосевое расстояние:

а = 510 мм;

Определяем угол обхвата на меньшем шкиве

α = 154,16

Оцениваем долговечность ремня (изгибная выносливость).

Проверяем частоту пробегов ремня в секунду:

V = 9,466 м/с;

γ = 5,259 1/с;

В зависимости от профиля и частоты вращения малого шкива выбираем N -номинальную мощность, которую может передать один ремень (см. таблицу 2.3) /11/.

N₀ = 2,5 кВт;

Определяем число ремней (из условия тяговой способности сцепления шкива с ремнями):

где Cl - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня (таблица 2.2)/11/:

Cl = 0,95;

С_а - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (таблица 2.4):

С_а = 0,95 – (160 - 154,2)·0,03/10 = 0,9384;

С_р - коэффициент, учитывающий режим работы:

С_р = 1,1 при легком режиме, спокойной нагрузке. Кратковременная нагрузка – до 120% от номинальной.

Cz - коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте; в первом приближении принимают C_z = 1 и, определив Z по приведенной выше формуле, находят C_z из ряда значений;

Z = 4,74 ≈ 5; определяем силу предварительного натяжения одного клинового ремня :

F₀ = 780 · N / (V ·C_α ·C_P) + q_1,8 · V²/5 = 130 H, где

q_1,8 – масса 1 м длины ремня

q = 0,18 кг/м;

Определяем силу действующую на валы:

F = 2·F₀ ·Z ·sinα/2 = 1267,1 Н;

Ресурс наработки по ГОСТ 1284.2-8O для эксплуатации при среднем режиме нагрузки (С_р = 1,1. .. 1,3 - умеренные колебания) L_hcp = 2000 часов. При других условиях

L_h = 1500 часов

где К₂ - коэффициент климатических условий:

К₂ = 1,0 для центральных зон;

К₂ ⁼ 0,75 для зон с холодным климатом/11/;

К₁ - коэффициент режима нагрузки, зависящий от коэффициента динамичности Ср.

Определяем размеры профиля канавок для сечения ремня по ГОСТ 1264-68 /2/:

l_p – расчетная ширина канавки шкива:

l_p = 14,0 мм;

b = 4,2 мм;

e = 19,00 мм;

f = 12,5 мм;

Ведущий шкив:

α = 34 °; b₁ = 17 мм;

Ведомы шкив:

α = 38 °; b₁ = 17,4 мм;

Ширина шкива:

В = 101 мм

3 Первая эскизная компоновка редуктора

3.1 Предварительный подбор валов

Входной вал I:

d_{консоли} = 7∙ ³√ Т₂ = 7 ³ √ 180,67 = 39,6 мм

Округляем диаметр по ГОСТ 12080-66 d = 40 мм, L = 110 мм;

Промежуточный вал II:

d_пром. = 6 ∙ ³ √Т₄ = 6 ∙ ³ √ 326,345 =41,31 мм;

Округляем диаметр по ГОСТ 12080-66 d = 45 мм;

Выходной вал III:

d_{консоли} = 5∙ ³√ Т₆ = 5 ³ √ 534,92 = 40,334 мм;

Округляем диаметр по ГОСТ 12080-66 d = 45 мм

3.2 Подбор подшипников

Подшипники шариковые радиальные однорядовые.

Входной вал: «Подшипник 408 ГОСТ 8338-75»

Внутренний диаметр – 40 мм;

Внешний диаметр – 110мм;

Ширина – 27 мм.

Промежуточный вал: «Подшипник 309 ГОСТ 8338-75»

Внутренний диаметр – 45 мм;

Внешний диаметр – 100 мм;

Ширина – 25 мм.

Выходной вал: «Подшипник 209 ГОСТ 8338-75»

Внутренний диаметр – 45 мм;

Внешний диаметр – 85 мм;

Ширина – 19мм.

3.3 Подбор манжет:

Входной вал: «Манжета 1-40х60-3 ГОСТ 8752-70»

Внутренний диаметр – 40 мм;

Внешний диаметр – 60 мм;

Ширина – 10 мм.

Выходной вал: «Манжета 1-45х65-3 ГОСТ 8752-79»

Внутренний диаметр – 45 мм;

Внешний диаметр – 65 мм;

Ширина – 10 мм.

3.4 Определение толщины стенки и размеров фланцев корпуса и прочих размеров редуктора

Толщина стенки нижней части чугунного корпуса для цилиндрического двухступенчатого редуктора:

где а_w – межосевое расстояние.

Из технологических соображений при δ<8мм принимают δ = 8мм.

Толщина стенки крышки корпуса δ₁ ≈ 0.9∙δ = 7 мм.

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора: по торцу колеса принимаем равным δ, по радиусу Δ ≈ 1,2∙δ = 10мм.

Толщину чугунного фланца под фундаментные болты принимаем равными 2,35 ∙ δ = 20мм. Толщины тонких фланцев принимаем равными 1,5∙δ=12мм и 1,5∙δ₁=12мм.

Для удобства обработки шлифуемые поверхности сделали выступающими на 3мм.

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора:

- до боковой поверхности вращающейся части:

с =(1,0... 1,2) δ мм = 1 · 8 = 8 мм;

-до боковой поверхности подшипника качения

с₁= (3...5) мм, принимаем с₁ = 5 мм.

Расстояние в осевом направлении между вращающимися частями, смонтированными на:

-на одном валу – С₂ = (0... 5) = принимаем мм;

-но разных валах — С₃=(0,5...1,0) δ, принимаем С₃= δ = 8 мм;

- Радиальный зазор между зубчатым колесом одной ступени и валом другой ступени (min) — С₄ = (1,2... 1,5) δ, принимаем С₄ =1,5 δ = 12 мм;

Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев:

- до внутренней поверхности стенки редуктора С₅ = 1,2 δ = 10 мм;

— до внутренней нижней поверхности стенки корпуса (величину с₆ определяет также объем масляной ванны 12.3...12.5, 13.13) C₆=(5... 10) m

-Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора —= 5…8 мм, принимаем С₇ = 5 мм;

3.5    Определение диаметров болтов

Диаметр фундаментных болтов:

d₁ ≥ 12мм + 0,03∙а_w=12+0,03∙160=16,8 ≈ 20 мм;

Диаметр болтов, скрепляющих фланцы корпуса у подшипников: d₂≥0,7∙d₁ = 0,7∙ 20 = 14 ≈ 16 мм;

Диаметр болтов, скрепляющих тонкие фланцы основания корпуса и крышки:

d₃≥0,5∙d₁=0,5∙20 = 10 мм.

3.6 Размеры фланцев под болты.

Ширина фланца или бобышки:

Болт М20 – 48 мм;

Болт М16 – 39 мм;

Болт М10 – 28 мм;

Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса до оси болта:

Болт М20 – 25 мм;

Болт М16 – 21 мм;

Болт М10 – 16 мм;

3.7    Определение размеров крышек подшипников

Крышка входного вала:

Диаметр отверстия в корпусе под подшипник - 110 мм;

Количество винтов крышки – 6 шт.;

Диаметр винта крышки - 10 мм;

Толщина фланца крышки - 10 мм;

Диаметр установки болтов - 135 мм;

Наружный диаметр фланца – 155 мм;

Толщина крышки – 7 мм;

Ширина крышки у подшипника – 3 мм;

Толщина цилиндрической части крышки – 9 мм;

Крышка промежуточного вала:

Диаметр отверстия в корпусе под подшипник - 100 мм;

Количество винтов крышки – 6 шт.;

Диаметр винта крышки - 10 мм.;

Толщина фланца крышки - 10 мм;

Диаметр установки болтов - 125 мм;

Наружный диаметр фланца – 145 мм;

Толщина крышки – 7 мм;

Ширина крышки у подшипника – 2,5 мм;

Толщина цилиндрической части крышки – 9 мм;

Крышка выходного вала:

Диаметр отверстия в корпусе под подшипник - 85 мм;

Количество винтов крышки – 4 шт.;

Диаметр винта крышки - 8 мм.;

Толщина фланца крышки - 8 мм;

Ширина фланца крышки - 16 мм;

Диаметр установки болтов - 105 мм;

Наружный диаметр фланца – 121 мм;

Толщина крышки – 6 мм;

Ширина крышки у подшипника – 2 мм;

Толщина цилиндрической части крышки – 8 мм;

Высота головки винтов крышек подшипников:

Винт М10 – 6 мм;

Винт М8 – 5 мм;

3.8 Конструирование шкивов

При скорости < 30 м/с шкивы изготавливают литыми из чугуна,  = 50…60 Мпа;

Подбираем шпонку:

b = 12 мм;

h = 8 мм;

t = 5 мм;

t_t = 3,3 мм;

Диаметр D_СТ и длина ступицы L_СТ:

D_СТ = 1,6·d_вал + 10 мм = 74 мм;

L_СТ = (1,2…1,5) ·d_вал = 1,5 · 40 = 60 мм;

3.9 Конструирование зубчатых колес

Колесо быстроходной ступни:

Подбираем шпонку:

b = 14 мм;

h = 9 мм;

t = 5,5 мм;

t_t = 3,8 мм;

Диаметр вала с учетом шпоночного паза: d = d_вал + t = 45 + 5,5 = 50,5 мм;

D_СТ = 1,6·d+ 10 мм = 90,8 мм;

L_СТ = 1,4 ·d = 1,5 · 40 = 75,75 ≈ 76 мм;

Ширина торцов зубчатого венца:

S = 2,5m + 2 = 7 мм;

Фаска зубчатого венца;

f = 0,5 m = 1 мм;

Размеры толщины диска:

С = 0,4·b = 21 мм;

Шестерня быстроходной ступни:

Подбираем шпонку:

b = 12 мм;

h = 8 мм;

t = 5 мм;

t_t = 3,3 мм;

Диаметр вала с учетом шпоночного паза: d = d_вал + t = 40 + 5 = 45 мм;

Фаска зубчатого венца;

f = 0,5 m = 1 мм;

Тихоходная ступень

Колесо тихоходной ступни:

Подбираем шпонку:

b = 14 мм;

h = 9 мм;

t = 5,5 мм;

t_t = 3,8 мм;

Диаметр вала с учетом шпоночного паза: d = d_вал + t = 45 + 5,5 = 50,5 мм;

D_СТ = 1,6·d+ 10 мм = 90,8 мм;

L_СТ = 1,4 ·d = 1,5 · 40 = 75,75 ≈ 76 мм;

Ширина торцов зубчатого венца:

S = 2,5m + 2 = 18,25 мм;

Фаска зубчатого венца;

f = 0,5 m = 2,25 мм;

Размеры толщины диска:

С = 0,4·b = 34 мм;

Шестерня тихоходной ступни:

Подбираем шпонку:

b = 12 мм;

h = 8 мм;

t = 5 мм;

t_t = 3,3 мм;

Диаметр вала с учетом шпоночного паза: d = d_вал + t = 45 + 5,5 = 50,5 мм;

Фаска зубчатого венца;

f = 0,5 m = 2,25 мм;

3.9 Расчет и подбор шпонок

На I вал (под шкиф):

Подбираем стандартную шпонку под вал диаметром 36 мм.:

l = 28 мм. b = 10 мм, h = 8 мм, t₁ = 3.3 мм, t = 5 мм;

l_р = 28 – 10 = 28 мм;

где - фактические и допускаемые напряжения смятия, МПа;

d - диаметр вала, мм;

l_р - рабочая длина призматической шпонки, мм. (l_р = l - b, где: l - длина шпонки, b - ширина шпонки);

h - стандартная высота шпонки, мм;

t₁ - глубина шпоночного паза, мм.

где  - фактические и допускаемые напряжения среза, МПа,

b - стандартная ширина шпонки, мм.

На I вал (под колесом 3):

Подбираем стандартную шпонку под вал диаметром 42 мм.:

l = 36 мм, b = 12 мм, h = 8 мм,; t₁ = 3,3 мм; t = 5 мм

l_р = 36 – 12 = 24 мм;

На II вал (под колесом 4):

Подбираем стандартную шпонку под вал диаметром 48 мм.:

l = 40 мм, b = 14 мм, h = 9 мм, t₁ = 3.8 мм, t = 5,5 мм;

l_р = 40 – 14 = 26 мм;

На II вал (под колесом 5):

Подбираем стандартную шпонку под вал диаметром 50 мм.:

l = 40 мм, b = 14 мм, h = 9 мм, t₁ = 3.8 мм, t = 5,5 мм;

l_р = 40 – 14 = 26 мм;

На III вал (под колесом 6):

Подбираем стандартную шпонку под вал диаметром 63 мм.:

l = 45 мм, b = 18 мм, h = 11 мм, t₁ = 4,4 мм, t = 7 мм;

l_р = 45 – 18 = 27 мм;

На III вал (под муфтой):

Подбираем стандартную шпонку под вал диаметром 45 мм.:

l = 45 мм, b = 14 мм, h = 9 мм, t₁ = 3,3 мм;

l_р = 45 – 14 =31 мм;

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается.

Расчет вала на прочность

Материал вала сталь 45:

σ_В = 500 МПа;

σ_τ = 280 МПа;

τ_τ = 150 МПа;

σ_-1 = 250 МПа;

τ_-1 = 150 МПа;

ψ_τ = 0;

[σ_И]_III = 43,5 МПа

Входной вал:

Силы, действующие на вал, плечи сил F_a:

F_шк = 1267,1 H

F_t1Б = 2 ·М₂ / d₂ = 2 ·326,345 / 0,209 = 3123 H;

F_r1Б = F_r2Б = F _t1Б · tgα_w/cosβ = 3123· tg21,22/cos20,37 = 1293,5 H;

F_a1Б = F _t1Б · tgβ = 3123· tg20,37 = 1160 H;

F_м = (2·М / d)0,2 = (2 · 519682 / 45)0,2 = 4619,4 H

F_t1Т = 2 ·М₂ / d₂ = 2 ·524 920/ 202,35= 5188,24 H;

F_r1Т = F_r2Т = F _t1Т · tgα_w/cosβ = 5188,24 · tg20/cos0 = 1888,4 Н.

Т₂ = 180,67 Н∙м;

Т₄ = 326,345 Н∙м;

Т₆ = 524,92 Н∙м;

Рассмотрим вал №1:

Построение эпюр изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях.

Вертикальная плоскость:

Определяем реакции опор:

∑М_1У = 0, -105F_шк - 65· F_r - F_a·d/2 + 115· R_2r = 0,

-105·1267,1 - 65· 1293,5 - 1160·111/2 + 115· R_2r = 0,

 115· R_2r = 281 503, R_r2 = 2447,9 Н

∑М_2У = 0, -220F_шк + 50· F_r - F_a·d/2 + 115· R_1r = 0,

-220·1267,1 + 50· 1293,5 - 1160·111/2 + 115· R_1r = 0,

115· R_1r = 248 467, R_r1 = 2421,5 Н

Проверка: ∑F_i(Y) = 0, -F_шк + R_1r + F_r – R_2r = 0

-1267,1 + 2421,5 + 1293,5 – 2447,9 = 0

0≡0 – абсолютное тождество, те. реакции определены верно.

Строим эпюру М_У

I участок ( 0<z₁< 50 )

M_У(Z₁) = -R_{2r ·} z₁ (уравнение наклонной прямой)

M_{У (Z1=0)} = 0,

M_{У (Z1=а=50)} =-R_2r · 105 = -2447,9 · 50= -122 395 Н·мм

 

II участок (0<z₂< 65 )

M_У(Z₂) = -R_2r · (50 + z₂) + F_a·d/2 + F_r z₂ (уравнение наклонной прямой)

M_{У (Z2= а=0 )}= -R_2r · 50 + 1160·111/2 = -122 395 + 64 380 = -58 015 Нмм

M_{У (Z2= а=65 )}= -2447,9· (50 + 65) + 1160·111/2 + 1293,5·65= -133 051 Нмм;

 

III участок (0<z₃<105)

M_У(Z₃) = -F_шк · z₃ (уравнение наклонной прямой)

M_{У (Z3=0)} = 0

M_{У (Z3= 2а=105)}= -F_шк · 105 = -1267,1 · 105= 133 051 кН·м

Горизонтальная плоскость:

Определяем реакции опор:

∑М_1Х = 0, -50F_t + 115· R_2t = 0,

-50·3123 + 115· R_2t = 0,

 115· R_2t = 156 150, R_t2 = 1357,8 Н

∑М_2Х = 0, -65F_t + 115· R_1t = 0,

-65·3123 + 115· R_1t = 0,

115· R_1t = 202 995, R_t1 = 1765,2 Н

Проверка: ∑F_i(Y) = 0, F_t - R_1t– R_2t = 0

 -1357,8 + 3123 – 1765,2 = 0

0≡0 – абсолютное тождество, те. реакции определены верно.

Строим эпюру М_X

I участок ( 0<z₁< 65 )

M_У(Z₁) = - R_{1t r ·} z₁ (уравнение наклонной прямой)

M_{У (Z1=0)} = 0,

M_{У (Z1=а=65)} =- R_1t · 65 = -1357,8 · 65= -88 257 Н·мм

Суммарный изгибающий момент вычисляется по формуле:

М_И1= 0

М_И2 = 150 897 Н·мм

М_И3= 133 051 Н·мм

М_И4 = 0

Опасным является сечение 2 , так как в нем одновременно действует наибольший изгибающий момент М = 150 897 Н·мм и крутящий момент Т =180 670 Н·мм.

Побор диаметра вала под колесом 3 по третьей гипотезе прочности

= 235 397 Н·мм

Условие прочности по III гипотезе прочности

≤[σ],

, отсюда = , выбираем диаметр из стандартного ряда d = 42.

Побор диаметра вала под подшипники по третьей гипотезе прочности

= 224 380 Н·мм

Условие прочности по III гипотезе прочности

≤[σ],

, отсюда = ,

выбираем диаметр из стандартного ряда диаметров подшипников d = 40.

Рассмотрим вал №2:

Построение эпюр изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях.

Вертикальная плоскость:

Определяем реакции опор:

∑М_1У = 0, 63· F_r2Б - F_a·d/2 + 199· F_r2Т - 270· R_2r = 0,

63· 1293,5 - 1160·209/2 + 199· 1888,4 - 270· R_2r = 0,

270· R_2r = 336 062,1, R_r2 = 1244,9 Н

∑М_2У = 0,- 207· F_r2Б - F_a·d/2 - 71· F_r1Т + 270· R_1r = 0,

-207· 1293,5 - 1160·209/2 - 71· 1888,4 + 270· R_1r = 0,

270· R_1r = 523 051, R_r1 = 1937 Н

Проверка: ∑F_i(Y) = 0, R_r1 - F_r2Б - F_r2Т + R_2r = 0

1937– 1293,5 – 1888,4 + 1244,9 = 0

0≡0 – абсолютное тождество, те. реакции определены верно.

Строим эпюру М_У

I участок ( 0<z₁< 63 )

M_У(Z₁) = R_{1r ·} z₁ (уравнение наклонной прямой)

M_{У (Z1=0)} = 0,

M_{У (Z1=а=63)} = R_1r · 63 = 1937 · 63= 122 031 Н·мм

 

II участок (0<z₂< 136 )

M_У(Z₂) = R_1r · (63 + z₂) - F_a·d/2 - F_r2б z₂ (уравнение наклонной прямой)

M_{У (Z2= а=0 )}= R_1r · 63 - 1160·209/2 = 122 031 - 121 220 = 811 Н·мм

M_{У (Z2= а=136 )}= 1937· (63 + 136) - 1160·209/2 - 1293,5·136= 88 388 Н·мм;

 

III участок (0<z₃<71)

M_У(Z₃) = R_2r · z₃ (уравнение наклонной прямой)

M_{У (Z3=0)} = 0

M_{У (Z3= 2а=71)}= R_2r · 71 = 1244,9 · 71= 88 388 кН·м

 

Горизонтальная плоскость:

Определяем реакции опор:

∑М_1Х = 0, 63F_t2Б + 199· F_t1Т - 270R_2t = 0,

63·3123 + 199· 5188,24 - 270R_2t = 0,

270· R_2t = 1 299 209, R_2t = 4552,62 Н

Горизонтальная плоскость

Rt2=1267,1 Н

Rr2=1267,1 Н

   

∑М_2Х = 0, -207F_t2Б - 71· F_t1Т + 270R_1t = 0,

-207·3123 - 71· 5188,24 - 270R_1r = 0,

270· R_1t = 1 014 826, R_1t = 3758,62 Н

Проверка: ∑F_i(Y) = 0, R_1t – F_t2Б – F_t1Т + R_2t = 0

4552,62 - 3123 – 5188,24 + 3758,62 = 0

0≡0 – абсолютное тождество, те. реакции определены верно.

Строим эпюру М_X

I участок ( 0<z₁< 63 )

M_У(Z₁) = R_{1t ·} z₁ (уравнение наклонной прямой)

M_{У (Z1=0)} = 0,

M_{У (Z1=а=65)} = R_1t · 63 = 3758,62 · 63= 236 793 Н·мм

 

II участок (0<z₂< 136 )

M_У(Z₂) = R_1t · (63 + z₂) - F_t2б z₂ (уравнение наклонной прямой)

M_{У (Z2= а=0 )}= R_1t · 63 = 236 793 Н·мм

M_{У (Z2= а=136 )}= 3758,62 · (63 + 136) - 3123·136= 323 237,4 Н·мм;

 

III участок (0<z₃<71)

M_У(Z₃) = R_2t · z₃ (уравнение наклонной прямой)

M_{У (Z3=0)} = 0

M_{У (Z3= 2а=71)}= R_2t · 71 = 4552,62 · 71 = 323 237,4 кН·м

Суммарный изгибающий момент вычисляется по формуле:

М_И1= 0

М_И2 = 266 388 Н·мм

М_И3= 335 104 Н·мм

М_И4 = 0

Опасным является сечение 3 , так как в нем одновременно действует наибольший изгибающий момент М = 355 104 Н·мм и крутящий момент Т =326 345 Н·мм.

Побор диаметра вала под колесом 5 по третьей гипотезе прочности

= 482 286 Н·мм

Условие прочности по III гипотезе прочности

≤[σ],

, отсюда = ,

принимаем диаметр из стандартного ряда диаметр вала под колесом 5 d=50 мм, диаметр вала под колесом 4 d=48 мм,

Рассмотрим вал №3:

Построение эпюр изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях.

Вертикальная плоскость:

Определяем реакции опор:

∑М_1У = 0, - 65· F_rт - 133· R_2r = 0,

65·1888,4 - 133· R_2r = 0,

133· R_2r = 122 746, R_r2 = 923 Н

∑М_2У = 0, - 68· F_rт - 133· R_1r = 0,

68·1888,4 - 133· R_1r = 0,

133· R_1r = 128 411, R_r1 = 965,4 Н

Проверка: ∑F_i(Y) = 0, - R_1r + F_rт– R_2r = 0

-923 + 1888,4– 965,4 = 0

0≡0 – абсолютное тождество, те. реакции определены верно.

Строим эпюру М_У

I участок ( 0<z₁< 68 )

M_У(Z₁) = -R_{2r ·} z₁ (уравнение наклонной прямой)

M_{У (Z1=0)} = 0,

M_{У (Z1=а=50)} =-R_2r · 68 = -БЬЛ 68= -65 647 Н·мм

 

Горизонтальная плоскость:

Определяем реакции опор:

∑М_1Х = 0, -65·F_t + 133· R_2t - 293·F_м = 0,

-65·5188,24 + 133· R_2t - 293·4619,4 = 0,

133· R_2t = 1 690 720, R_t2 = 12 712 Н

∑М_2Х = 0, 68·F_t + 133· R_1t - 160·F_м = 0,

68·5188,24 + 133· R_2t - 160·4619,4 = 0,

133· R_1t = 386 293, R_t1 = 2904,6 Н

Проверка: ∑F_i(Y) = 0, R_t1 + F_t – R_2t + F_м = 0

 2904,6 + 5188,24 – 12712 + 4619,4 = 0

0≡0 – абсолютное тождество, те. реакции определены верно.

Строим эпюру М_X

I участок ( 0<z₁< 65 )

M_У(Z₁) = R_{1t ·} z₁ (уравнение наклонной прямой)

M_{У (Z1=0)} = 0,

M_{У (Z1=а=65)} =R_1t · 65 = 2904,6 · 65= 188 793 Н·мм

 

II участок (0<z₂< 68 )

M_У(Z₂) = R_1t · (68 + z₂) + F_tТ z₂ (уравнение наклонной прямой)

 M_{У (Z2= а=0 )}= R_1t · 65 = 188 793 Н·мм

M_{У (Z2= а=68 )}= 2904,6 · (63 + 68) + 5188,4·68= 739 104 Н·мм;

 

III участок (0<z₃<160)

M_У(Z₃) = F_м · z₃ (уравнение наклонной прямой)

M_{У (Z3=0)} = 0

M_{У (Z3= 2а=160)}= F_м · 160 = 4619,4 · 160 = 739 104 кН·м

  

Суммарный изгибающий момент вычисляется по формуле:

М_И1= 0

М_И2 = 199 881 Н·мм

М_И3= 739 104 Н·мм

М_И4 = 0

Опасным является сечение 3, так как в нем одновременно действует наибольший изгибающий момент М = 739 104 Н·мм и крутящий момент Т =524 920 Н·мм.

Побор диаметра вала по третьей гипотезе прочности

= 906 541 Н·мм

Условие прочности по III гипотезе прочности

≤[σ],

, отсюда = ,

диаметр вала под подшипники принимаем d = 60 мм

Уточненный расчет валов

Материал вала сталь 45:

σ_В = 500 МПа;

σ_τ = 280 МПа;

τ_τ = 150 МПа;

σ_-1 = 250 МПа;

τ_-1 = 150 МПа;

ψ_τ = 0;

К_σ = 1,6,

К_τ = 1,4,

ε_σ= ε_τ( при d=40мм)=0,73,

Входной вал (шпонка под колесом 3):

, [n] = 1,5 …3.

Запас прочности по напряжениям изгиба по III циклу напряжения:

,

 = 6431мм³;

 = 13 840 мм³;

Запас прочности по напряжениям кручения

,

,

,

так запас прочности больше трех, то диаметр вала можно уменьшить. По нормальному ряду

Промежуточный вал (шпонка под колесом 4):

ε_σ= ε_τ( при d=48мм)=0,7,

, [n] = 1,5 …3.

Запас прочности по напряжениям изгиба по III циклу напряжения:

,

 = 9576,2мм³;

 = 20 635,4 мм³;

Запас прочности по напряжениям кручения

,

,

,

так запас прочности больше трех, то диаметр вала можно уменьшить, следующий диаметр по стандартному ряду 45 мм.

 = 7744 мм³;

 = 16 890 мм³;

Запас прочности по напряжениям кручения

,

,

, следовательно оставляем диаметр 45 мм.

Промежуточный вал (шпонка под колесом 5):

ε_σ= ε_τ( при d=50мм)=0,7,

, [n] = 1,5 …3.

Запас прочности по напряжениям изгиба по III циклу напряжения:

,

 = 10 976мм³;

 = 23 476 мм³;

Запас прочности по напряжениям кручения

,

,

,

так как запас прочности больше трех то диаметр вала можно уменьшить, принимаем следующий по нормальному ряду диаметр 48.

 = 9576,2мм³;

 = 20 635,4 мм³;

Запас прочности по напряжениям кручения

,

,

,

оставляем диаметр вала 48 мм.

Выходной вал (шпонка под колесом 6):

ε_σ= ε_τ( при d=63 мм)=0,681,

, [n] = 1,5 …3.

Запас прочности по напряжениям изгиба по III циклу напряжения:

,

 = 21869мм³;

 = 46873 мм³;

Запас прочности по напряжениям кручения

,

,

,

так как мы не можем уменьшить диаметр исходя из особенности конструкции, то оставляем диаметр 63 мм.

Расчет подшипников

Для входного вала выбираем подшипники радиальные «Подшипник 408 ГОСТ 8338 - 75»:

Динамическая грузоподъемность С – 50,03 кН;

Статическая грузоподъемность С₀ – 37 кН;

V = 1, при вращении внутреннего кольца;

Диаметр шарика D_w = 22,23 мм;

Частота вращения вала 483,333 об/мин;

Требуемый ресурс наработки 16704 часа;

Окружная сила F_t = 2 ·М₂ / d₂ =3123 H;

Радиальная сила - F_r = 1293,5 H;

Осевая сила - F_a1 = 1160H;

R_r1 = 2421,5 Н R_r2 = 2447,9 Н

R_t1 = 1765,2 Н R_t2 = 1357,8 Н

Суммарные реакции опор:

Осевая сила F_a нагружающая подшипник, равна внешней силе, действующей на вал. Осевую силу воспринимают оба подшипника на консольных концах вала, так как они ограничивают перемещение вала под действием этой силы.

Радиальная реакции подшипника приложена к оси вала в точке пересечения с ней нормали, проведенной через середины контактных площадок. Для радиальных подшипников эта точка расположена по середине ширины подшипника. Подшипник 1 наиболее нагружен так как он воспринимает большую нагрузку.

/дунаев/

Коэффициент осевого нагружения для радиального подшипника:

, отношение F_a/VF_r = 1160/2997 = 0,387 > e. Окончательно принимаем:

Х = 0,56, У = 0,44/е = 1,982.

Принимаем коэффициент динамичночти нагрузки К_б для редуктора равным 1,4, Температурный коэффициент К_т = 1 (t_раб < 100°С). Тогда эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P_r = (VXF_r + YF_a)· К_б· К_т = (1·0,56·2997 + 1,982·1160)·1,4·1 = 5569 Н.

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а₁ = 1( вероятность безотказной работы 90%), а₂₃ = 0,7 (обычные условия применения), к=3 (шариковый подшипник):

, условие выполняется.

Для промежуточного вала выбираем подшипники радиальные «Подшипник 308 ГОСТ 8338 - 75»:

Динамическая грузоподъемность С – 31,9 кН;

Статическая грузоподъемность С₀ – 22,7 кН;

V = 1, при вращении внутреннего кольца;

Диаметр шарика D_w = 15,08 мм;

Частота вращения вала 253,86 об/мин;

Требуемый ресурс наработки 16704 часа;

Осевая сила - F_a1 = 1160H;

R_r1 = 1937 Н R_r2 = 1244,9 Н

R_1t = 3758,62 Н R_2t = 4552,62 Н

Суммарные реакции опор:

Осевая сила F_a нагружающая подшипник, равна внешней силе, действующей на вал. Осевую силу воспринимают оба подшипника на консольных концах вала, так как они ограничивают перемещение вала под действием этой силы.

Радиальная реакции подшипника приложена к оси вала в точке пересечения с ней нормали, проведенной через середины контактных площадок. Для радиальных подшипников эта точка расположена по середине ширины подшипника. Подшипник 2 наиболее нагружен так как он воспринимает большую нагрузку.

/дунаев/

Коэффициент осевого нагружения для радиального подшипника:

,

отношение F_a/VF_r = 1160/4720 = 0,246 < e. Окончательно принимаем:

Х = 1, У = 0.

Принимаем коэффициент динамичночти нагрузки К_б для редуктора равным 1,4, Температурный коэффициент К_т = 1 (t_раб < 100°С). Тогда эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P_r = (VXF_r + YF_a)· К_б· К_т = (1·1·4720 + 0·1160)·1,4·1 = 6608 Н.

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а₁ = 1( вероятность безотказной работы 90%), а₂₃ = 0,7 (обычные условия применения), к=3 (шариковый подшипник):

,

условие не выполняется, принимаем подшипник более тяжелой серии № 408

Динамическая грузоподъемность С – 50,3 кН;

Статическая грузоподъемность С₀ – 37,0 кН;

V = 1, при вращении внутреннего кольца;

Диаметр шарика D_w = 22,23 мм;

/дунаев/

Коэффициент осевого нагружения для радиального подшипника:

, отношение F_a/VF_r = 1160/4720 = 0,246 > e. Окончательно принимаем:

Х = 0,56, У = 0,44/е = 1,982.

Принимаем коэффициент динамичночти нагрузки К_б для редуктора равным 1,4, Температурный коэффициент К_т = 1 (t_раб < 100°С). Тогда эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P_r = (VXF_r + YF_a)· К_б· К_т = (1·0,56·4720 + 1,982·1160)·1,4·1 = 6919,25 Н.

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а₁ = 1( вероятность безотказной работы 90%), а₂₃ = 0,7 (обычные условия применения), к=3 (шариковый подшипник):

, условие выполняется.

Для выходного вала выбираем подшипники радиальные «Подшипник 411 ГОСТ 8338 - 75»:

Динамическая грузоподъемность С – 78,7 кН;

Статическая грузоподъемность С₀ – 63,7 кН;

V = 1, при вращении внутреннего кольца;

Частота вращения вала 150 об/мин;

Требуемый ресурс наработки 16704 часа;

R_r1 = 965,4 Н R_r2 = 923 Н

R_t1 = 2904,6 Н R_t2 = 12 712 Н

Суммарные реакции опор:

Радиальная реакции подшипника приложена к оси вала в точке пересечения с ней нормали, проведенной через середины контактных площадок. Для радиальных подшипников эта точка расположена по середине ширины подшипника. Подшипник 2 наиболее нагружен так как он воспринимает большую нагрузку.

Окончательно принимаем:

Х = 1, У = 0.

Принимаем коэффициент динамичночти нагрузки К_б для редуктора равным 1,4, Температурный коэффициент К_т = 1 (t_раб < 100°С). Тогда эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

P_r = (VXF_r + YF_a)· К_б· К_т = 1·1·12745·1,4·1 = 17 844 Н.

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а₁ = 1( вероятность безотказной работы 90%), а₂₃ = 0,7 (обычные условия применения), к=3 (шариковый подшипник):

, условие не выполняется, назначем подшипник с большим диаметром №412:

Динамическая грузоподъемность С – 85,6 кН;

Статическая грузоподъемность С₀ – 71,4 кН;

, за требуемое время эксплуатации подшипник придется поменять один раз.

7 Расчет муфты

По диаметру выходного вала выбираем фланцевые муфты.

Таблица 7.1 – Основные параметры габаритные и присоединительные размеры:

Полу- муфта	d, мм	MP, Нм	l, мм	L, мм	D0, мм	dСТ, мм	Болты
							Обозначение	Кол-во
I	45	509,3	105	220	125	80	M12	4
II	45	509,3	105	220	125	80	M12	4

Расчет муфты ведут не по номинальному моменту М, а по расчетному моменту М_Р.

где k_Р - коэффициент режима работы (k_Р = 1,4 при спокойной работе и небольших разгоняемых при пуске массах);

М = 509,3 Н∙м,

М_р = 509,3 ∙ 1,4 = 713,02 Н∙м.

Условие прочности на срез болтов, установленных без зазора:

где: D₀ – диаметр окружности, проходящей через центры болтовых отверстий;

 z – число болтов;

d_б – диаметр стержня болта, мм (для болтов не более М24 диаметр d_б на 1 мм больше диаметра резьбы);

где τ_ср- допускаемое напряжение на срез для болтов, МПа;

 σ_Т - предел текучести материала болта. Для выбранной стали Ст3 σ_Т =220 МПа

τ_ср = 29,1 МПа

Условие прочности выполняется.

Окончательно принимаем: муфта фланцевая 63-45-11-УЗ ГОСТ 20761-96.

Список использованной литературы:

1.         Анурьев В. И Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. Т. 1. — 5-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1980. — 728 с, ил

2.         Анурьев В. И Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. Т. 2. — 5-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1980. — 559 с, ил

3.         Анурьев В. И Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. Т. 3. — 5-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1980. — 557 с, ил

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

5.         Дунаев П.Ф., Леликов О.П., «Детали машин» Курсовое проектирование. – М.: Высш. Школа, 2004год.

6.         Дунаев П.Ф., Леликов О.П., «Конструирование узлов и деталей машин»: Учеб. пособие для студентов технических специальностей – 8-е изд., перераб.. и доп. – М.: издательский цент «Академия», 2003. – 496 с.

7.         Курмаз, Л.В. Детали машин. Проектирование: Справочное учебно-методическое пособие/Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. — 2-е изд., испр.: М.: Высш. шк., 2005. — 309 с: ил.

8.         Расчет зубчатых передач на прочность: Методические указания/ Сост. А.С. Сулейманов, Д.Ф. Хитин, Э.А. Щеглов. – Уфа,: Изд-во УГНТУ, 1995.-30с

9.         Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов: Учебное пособие. – М.: Высшая школа, 1980. – 238 с.

Содержание 1 Кинематический и силовой расчет привода 1.1 Подбор электродвигателя 1.2 Определение мощностей, частот вращения и моментов на валах привода. 2 Расчет элементов привода 2.1 Расчет тихоходной ступени 2.1.1 Проектир

 

• 14:21 05 Июля 2016
  Российско-китайский медуниверситет откроет магистерскую программу по TCM
• 01:21 05 Июля 2016
  На форуме МГУ Россия и Китай обсудят научно-образовательное сотрудничество
• 11:00 04 Июля 2016
  Реморенко: "ЕГЭ-туризм" в России сходит на нет
• 10:52 04 Июля 2016
  Летняя российско-австрийская школа откроется в Москве
• 15:31 01 Июля 2016
  В СПбГУ могут воссоздать географический факультет

Заказать уникальную работу