Содержание:

№ и наименование раздела	№стр.
Задание	3
Исходные данные	4
1. Энергосиловой и кинематический расчет	5
1.1. Определение общего коэффициента полезного действия привода	5
1.2. Выбор электродвигателя	5
1.3. Определение мощностей, частот вращения и крутящих моментов на валах.	5
2. Расчет зубчатой передачи	7
2.1. Проектировочный расчет зубчатой передачи на контактную выносливость	7
2.2. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на контактную выносливость	11
2.3. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе	12
3. Расчет валов	14
3.1. Усилие на муфте	14
3.2. Усилия в косозубой цилиндрической передаче	15
4. Разработка предварительной компоновки редуктора	16
5. Проектный расчет первого вала редуктора	17
6. Построение эпюр	18
6.1. Определение опорных реакций	19
6.2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов	20
6.3. Определение диаметров валов в опасных сечениях	20
7. Выбор подшипников качения по динамической грузоподъемности для опор валов редуктора	22
7.1. Выбор подшипников качения для первого вала редуктора	22
7.2. Проектный расчет второго вала редуктора и подбор подшипников	26
8. Уточнённый расчёт на усталостную прочность одного из валов редуктора	27
8.1. Определение запаса усталостной прочности в сечении вала "А–А"	28
8.2. Определение запаса усталостной прочности в сечении вала "Б–Б"	28
8.3. Определение запаса усталостной прочности в сечении вала "B–B"	29
9. Подбор и проверочный расчет шпонок	30
9.1. Для участка первого вала под муфту	30
9.2. Для участка первого вала под шестерню	30
9.3. Для участка второго вала под колесо	30
9.4. Для участка второго вала под цепную муфту	31
10. Проектирование картерной системы смазки	32
10.1. Выбор масла	32
10.2. Объем масляной ванны	32
10.3. Минимально необходимый уровень масла	32
10.4. Назначение глубины погружения зубчатых колес	32
10.5. Уровень масла	32
10.6. Смазка подшипников качения консистентными смазками	32
Литература	33
Приложение

N_вых = 2,8кВт

u = 5,6; n = 1500 ^об/_мин

График нагрузки:

T₁ = T_max

Q₁ = 1

l₁ = 0,1

Q₂ = 0,8

l_Lh = 10000ч

1. Энергосиловой и кинематический расчет

1.1. Определение общего коэффициента полезного действия привода

h_общ = h_м1 ´ h_з ´ h_м2

h₃ – кпд зубчатой передачи с учетом потерь в подшипниках

h₃ = 0.97

h_м1 – кпд МУВП

h_м1 = 0,99

h_м2 – кпд второй муфты

h_м2 = 0.995

1.2. Выбор электродвигателя

N_вход = N_вых / h_общ

N_вход = 2.8 / 0.955 = 2.93 кВт

Выбираем двигатель 4А90L₄

N = 2.2Квт

n = 1425 ^об/_мин

d = 24мм

p = (2.9 – 2.2) / 2.2 ´ 100% = 31.8% > 5% – этот двигатель не подходит

Беру следующий двигатель 4А100S₄

N = 3.0кВт

n = 1435 ^об/_мин

d = 28мм

1.3. Определение мощностей, частот вращения и крутящих моментов на валах.

1.3.1. Вал электродвигателя ("0")

N₀ = N_вых = 2,93кВт

n₀ = n_дв = 1435 ^об_/мин

T₀ = 9550 ´ (N₀ / n₀) = 9550 ´ (2.93 / 1435) = 19.5Hм

1.3.2. Входной вал редуктора ("1")

N₁ = N₀ ´ h_м1 = 2,93 ´ 0,99 = 2,9кВт

n₁ = n₀ = 1435^об_/мин

Т₁ = 9550 ´ (N₁ / n₁) = 9550 ´ (2.9 / 1435) = 19.3 Hм

1.3.3. Выходной вал редуктора ("2")

N₂ = N₁ ´ h₃ = 2.9 ´ 0.97 = 2.813кВт

n₂ = n₁ / u = 1435 / 5.6 = 256.25 ^об_/мин

Т₂ = 9550 ´ (2,813 / 256,25) = 104,94Нм

1.3.4. Выходной вал привода ("3")

N₃ = N₂ ´ h_м2

N₃ = 2.813 ´ 0.995 = 2.8кВт

n₃ = n₂ = 256.25 ^об/_мин

Т₃ = 9550 ´ N₃ / n₃

Т₃ = 9550 ´ 2,8 / 256,25 = 104,35Нм

2. Расчет зубчатой передачи

2.1. Проектировочный расчет зубчатой передачи на контактную выносливость

2.1.1. Исходные данные

n₁ = 1435^об/_мин

n₂ = 256.25^об/_мин

Т₁ = 19,3Нм

Т₂ = 104,94Нм

u = 5.6

Вид передачи – косозубая

L_n = 10000ч

2.1.2. Выбор материала зубчатых колес

Сталь 45

HB=170…215 – колеса

Для зубьев шестерни à HB₁ = 205

Для зубьев колеса à HB₂ = 205

2.1.3. Определение допускаемого напряжения на контактную выносливость

[G_H]_1,2 = (G_H01,2 ´ K_HL1,2) / S_H1,2 [МПа]

G_H0 – предел контактной выносливости поверхности зубьев

G_H0 = 2HB + 70

G_H01 = 2 ´ 205 + 70 = 480МПа

G_H02 = 2 ´ 175 + 70 = 420МПа

S_H – коэффициент безопасности

S_H1 = S_H2 = 1.1

K_HL – коэффициент долговечности

K_HL = 6 Ö N_H0 / N_HE

N_H0 – базовое число циклов

N_H0 = 1.2 ´ 10⁷

N_HE – эквивалентное число циклов при заданном переменном графике нагрузки

N_HE = 60_n1,2L_hå(T₁ / T_max)³ ´ L_hi / L_h

N_HE = 60_n1,2L_h(l₁Q₁³ + l₂Q₂³ + l₃Q₃³)

n – частота вращения вала шестерни или вала зубчатого колеса

L_h – длительность службы

L_h = 10000ч

N_HE1 = 60 ´ 1435 ´ 10000 (0.1 ´ 1³ + 0.9 ´ 0.8³) = 6 ´ 10¹ ´ 1.435 ´ 10³ ´ 10⁴(0.1 + 0.461) = 48.28 ´ 10⁷

K_HL1 = 6Ö 1.2 ´ 10⁷ / 48.28 ´ 10⁷ = 0.539

K_HL2 = 6Ö 1.2 ´ 10⁷ / 8.62 ´ 10⁷ = 0.72

Принимаю K_HL1 = K_HL2 = 1

[G_H]₁ = 480 ´ 1 / 1.1 = 432,43МПа

[G_H]₁ = 420 ´ 1 / 1.1 = 381,82МПа

В качестве допускаемого контактного напряжения принимаю

[G_H] = 0.5([G_H]₁ + [G_H]₂)

[G_H] = 0.5(432.43 + 381.82) = 407.125

должно выполняться условие

[G_H] = 1.23[G_H]_min

469.64 = 1.23 ´ 981.82

407.125 < 469.64

2.1.4. Определение межосевого расстояния

a = K_a(u + 1) ³Ö T₂K_Hb / (u[G_H])2y_ba

K_a = 430МПа

y_ba – коэффициент рабочей ширины зубчатого венца

y_ba = 2y_bd / (u+1)

y_bd = 0.9

y_ba = 2´0.9 / (5.6 + 1) = 0.27

K_Hb – коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

K_Hb = 1.03

a = 430 ´ 6.6 ³Ö 104.94 ´ 1.03 / (5.6 ´ 407.125)² ´ 0.27 = 2838 ´ ³Ö 108.088 / 1403444.88 = 120.75

2.1.6. Согласование величины межосевого расстояния с ГОСТ2185–66

Принимаю a = 125

2.1.7. Определение модуля зацепления

m = (0.01…0.02)a

m = 0.015´125 = 1.88мм

2.1.8. Определение числа зубьев шестерни "z₁" и колеса "z₂"

z_i = 2acosb/m_n

b – угол наклона зубьев

Принимаю b = 15°

z_c = 2 ´ 125 ´ 0.966 / 2.5 = 120.8 » 120

Число зубьев шестерни

z₁ = z₀ / (u+1) = 120 / 6.6 = 18.18 » 18

z_min = 17cos³b = 15.32

z₁ ³ z_min

Число зубьев колеса

z₂ = z_c – z₁ = 120 – 18 = 120

u_ф = z₂ / z₁ = 102 / 18 = 5.67

Ùu = 1.24%

2.1.9. Уточнение угла наклона зубьев

bф = arcos((z_1ф + z_2ф) m_n / 2a)

bф = arcos((102 + 18) ´ 2 / 2 ´ 125) = arcos0.96 = 15°12'4''

2.1.10. Определение делительных диаметров шестерни и колеса

d₁ = m_n ´ z₁ / cosb_ф = 2.18 / 0.96 = 37.5мм

d₂ = m_n ´ z₂ / cosb_ф = 2.102 / 0.96 = 212.5мм

2.1.11. Определение окружной скорости

V₁ = pd₁n₁ / 60000 = 3.14 ´ 37.5 ´ 1435 / 60000 = 2.82 ^м/_с

2.1.12. Назначение степени точности n` передачи

V₁ = 2.82 ^м_/с à n` = 8

2.1.13. Уточнение величины коэффициента y_ba

y_ba = (K_a³ (u_ф + 1)³ T₂ K_Hb) / (u_a[b_n]² a³)

y_ba = 430³ ´ 6.6³ ´ 104.94 ´ 1.03 / (5.6 ´ 407.125)² ´ 125³ =
= 2.471 ´ 10¹² / 10.152 ´ 10¹² = 0.253

По ГОСТ2185–66 à y_ba = 0.25

2.1.14. Определение рабочей ширины зубчатого венца

b = y_ba ´ a

b = 0.25 ´ 125 = 31.25

b = 31

2.1.15. Уточнение величины коэффициента y_bd

y_bd = b / d₁

y_bd = 31.25 / 37.5 = 0.83

2.2. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на контактную выносливость

2.2.1. Уточнение коэффициента K_Hb

K_Hb = 1.03

2.2.2. Определение коэффициента F_HV

F_HV = F_FV = 1.1

2.2.3 Определение контактного напряжения и сравнение его с допускаемым

G_H = 10800 ´ z_Ecosb_ф / a = Ö (T₁ ´ (u_ф + 1)³ / b ´ u_ф) ´ K_Ha ´ K_hb ´ K_HV £ [G_H]МПа

z_E = Ö 1 / E_a

E_a = (1.88 – 3.2 ´ (1 / z_1ф + 1 / z_2ф)) ´ cosb_ф

E_a = (1.88 – 3.2 ´ (1 / 18 + 1 / 102)) ´ 0.96 = 1.6039

z_E = Ö 1 / 1.6039 = 0.7895

K_ha = 1.09

G_H = 10800 ´ 0.7865 ´ 0.96 / 125 ´ Ö (19.3 / 31) ´ (6.6³ / 5.6) ´ 1.09 ´ 1.03 ´1.1 =
= 65.484 ´ 6.283 = 411.43

ÙG_H = (411.43 – 407.125) / 407.125 ´ 100% = 1.05% < 5%

2.3. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе

2.3.1. Определение допускаемых напряжений на выносливость при изгибе для материала шестерни [G_F]₁ и колеса [G_F]₂

[G_F]_1,2 = (G_F01,2 ´ K_Fa) / S_F1,2

G_F0 – предел выносливости при изгибе

G_F0 = 1.8HB

G_F01 = 1.8 ´ 205 = 368

G_F02 = 1.8 ´ 175 = 315

S_F – коэффициент безопасности

S_F = 1.75

K_Fa – коэффициент долговечности

K_Fa = ⁶Ö N_F0 / N_KFE

K_F0 – базовое число циклов

N_F0 = 4 ´ 10⁶

N_FE – эквивалентное число циклов

N_FE = 60nL_h ´ å(T_i / T_max)⁶ ´ L_hi / L_h

N_FE1 = 60 ´ 1435 ´ 10000 ´ (0.1 ´ 1⁶ +0.9 ´ 0.8⁶) = 289.24 ´ 10⁶

N_FE2 = 60 ´ 256.25 ´ 10000 ´ (0.1 ´ 1⁶ +0.9 ´ 0.8⁶) = 55.68 ´ 10⁶

K_FL1 = ⁶Ö 4 ´ 10⁶ / 289.24 ´ 10⁶ = 0.49

K_FL2 = ⁶Ö 4 ´ 10⁶ / 55.68 ´ 10⁶ = 0.645

Принимаю K_FL1 = K_FL2 = 1

[G_F]₁ = 369 / 1.75 = 210.86

[G_F]₂ = 315 / 1.75 = 180

2.3.2. Определение эквивалентных чисел зубьев шестерни и колеса

z_v1 = z₁ / cos³b = 20

z_v2 = z₂ / cos³b = 113

2.3.3. Определение коэффициентов формы зубьев шестерни и колеса 

Y_F1 = 4.08

Y_F2 = 3.6

2.3.4. Сравнение относительной прочности зубьев

[G_F]  / Y_F

[G_F]₁  / Y_F1

[G_F]₁  / Y_F1 = 210.86 / 4.20 = 51.47

[G_F]₂  / Y_F2

[G_F]₂  / Y_F2 = 180 / 3.6 = 50

Менее прочны зубья колеса

2.3.6. Определение напряжения изгиба и сравнение его с допускаемым

G_F2 = 2000 ´ T₂ ´ K_Fa ´ K_Fb ´ K_FV ´ Y_F2 ´ Y_b / b ´ m ´d₂ £ [G_F]МПа

E_b = b ´ sinbф / p ´ m_n

E_b = 31.25 ´ 0.27 / 3.14 ´ 2 = 1.3436

K_Fa – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_Fa = (4 + (E_a – 1) ´ (n` – 5)) / 4E_a

E_a = 1.60 ´ 39

n` = 8

K_Fa = (4 + (1.6039 – 1) ´ (8 – 5) / 4 ´ 1.6039 = 0.9059

K_Fb – коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

K_Fb = 1,05

K_Fv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

K_Fv = 1.1

Y_b – коэффициент, учитывающий наклон зуба

Y_b = 1 – b° / 140°

Y_b = 1 – 15.2° / 140° = 0.89

G_F2 = 2000 ´ 104.94  ´ 0.9059 ´ 1.05 ´ 1.1 ´ 3.6 ´ 0.89 / 31 ´ 2 ´ 212.5 = 153,40

G_F2 = 153.40 £ [G_F] = 180

3. Расчет валов

3.1. Усилие на муфте

3.1.1. МУВП

F_N = (0.2…0.3) t_tм

F_tм – полезная окружная сила на муфте

F_tм = 2000 T_1p / D₁

T_1p = K_gT₁

K_g = 1.5

T_1p = 1.5 ´ 19.3 = 28.95Нм

D₁ – расчетный диаметр

D₁ = 84мм

F_tм = 2000 ´ 28.95 / 84 = 689.28H

F_tм1 = 0.3 ´ 689.29 = 206.79H

3.1.2. Муфта цепная

D₂ = 80.9мм

d = 25мм

T_2p = T₂ ´ K_g

K_g = 1.15

T_2p = 1.15 ´ 104.94 = 120.68Hм

F_tм = 2000 ´ 120.68 / 80.9 = 2983.44H

F_м = 0.25 ´ 2983.44 = 745.86H

3.2. Усилия в косозубой цилиндрической передаче

F_t1 = F_t2 = 2000 ´ T₁ / d₁ = 2000 ´ 19.3 / 37.5 = 1029.33

3.2.2. Радиальная сила

F_r1 = F_r2 = F_t1 ´ tga / cosb

a = 20°

b = 15.2°

F_r1 =1029.33 ´ tg20° / cos15.2° = 1029.33 ´ 0.364 / 0.96 = 390.29H

3.2.3. Осевая сила

F_a = F_aI = F_ai+1 = F_a ´ b

F_a = 1029.39 ´ tg15.2° = 279.67H

Величины изгибающих моментов равны:

изгибающий момент от осевой силы на шестерню:

M_a1 = F_a1 ´ d₁ /2
M_a1 = 279.67 ´ 37.5 ´ 10^-3 / 2 = 5.2438Hм

изгибающий момент от осевой силы на колесо:

M_a2 = F_a1 ´ d₂ / 2

M_a2 = 279.67 ´ 212.5 ´ 10^-3 / 2 = 29.7149Hм

4. Разработка предварительной компоновки редуктора

l = 2b_m

q = b_m

b_m = 31 + 4 = 35мм

p₁ = 1.5b_m

p₂ = 1.5b_k

p₁ = 1.5 ´ 52.5

a = p₁ = 52.5

b = c = b_m = 35мм

5. Проектный расчет первого вала редуктора

6. Построение эпюр

6.1. Определение опорных реакций

Вертикальная плоскость

Момент относительно опоры "II"

åM^в_II = F_r1 ´ b – F ´ (d₁ / 2) – F_rI^b ´ (b + c) = 0

F_rI^в = (F_rI ´ b – F_a ´ (dt/2)) / (b + c)

F_rI^в = (390.29 ´ 35 – 279.67 ´ (37.5 / 2)) / (35 + 35) =
= (13660.15 – 5245.81) / 70 = 120.23

Момент относительно опоры "I"

åM^в_I = F_r^в_II ´ (b + c) – F_r1c – F ´ (d₁ / 2) = 0

F_II^в = (F_r1 ´ c + F_a ´ (d₁ / 2)) / (b + c)

F_II^в = (390.29 ´ 35 + 279.67 ´ (37.5 / 2)) / 70 = 270.06

Проверка

åp^в = F_rII^в + F_rI^в – F_rI

åp^в = 270.06 + 120.23 – 390.29 = 0

Горизонтальная плоскость

Момент относительно опоры "II"

åM^г_II = F_t1 ´ b – F_гI^г ´ (b + c) + F_м ´ a

F_rI^г = (F_t1 ´ b + F_м1 ´ a) / (b + c)

F_rI^г = (1029,33 ´ 35 + 206,79 ´ 52,5) / (35 + 35) = (36026,55 + 10856,48) / 70 = 669,76

Момент относительно опоры "I"

åM_I = F_м ´ (a + b + c) – F_r^г_II ´ (b +c) – F_t1 ´ c

F_rII^г = (F_t1 ´ c – F_м1 ´ (a +b +c)) / (b + c)

F_rII^г =(1029.33 ´ 35 – 206.79 ´ (35 + 35 + 52.5)) / 70 = 152.78

Проверка:

åp^г = F_rII^г – F_t1 + F_rI^г + F_м1

åp^г = 152.78 – 1029.33 + 669.76 + 206.79 = 0

Определяю полные опорные реакции:

F_t1 = Ö (F_r^в_I)² + (F_r^г_I)²

F_t1 = Ö 120.23² + 669.76² = 680.4

F_tII = Ö (F_r^в_II)² + (F_r^г_II)²

F_tII = Ö270.06² + 152.78² = –310.3

6.2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

М^в_II = 0

М₁`^в = F_r^в_II ´ b

М₁`^в = 270.06 ´ 35 = 3452.1 ´ 10^-3

М₁``^в = F_r^в_II ´ b – F_a1 ´ d₁ / 2

М₁``^в = 9452.1 – 5243.8 = 4208.3 ´ 10^-3

М^в_I = 0

Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

М^г_II = F_м1 ´ a = 0

М^г_II = 206.79 ´ 52.5 = 10856.5 ´ 10^-3

М₁^г = F_r^г_I ´ b

М₁^г = 669.76 ´ 35 = 23441.6 ´ 10^-3

6.3. Определение диаметров валов в опасных сечениях

В сечении "II"

М_IIрез = Ö (М^в_II)² + (М^г_II)²

T = T₁ = 19.3

М_IIрез = Ö (10.856)² = 10.856

Приведенный момент:

М_IIпр = Ö (М^в_IIрез)² + 0.45T₁²

М_IIпр = Ö (10.86)² + 0.45 ´ 19.3² = 16.89

В сечении "I"

М_Iрез = Ö (М''₁^в)² + (М^г_I)²

М_Iрез = Ö 4.208² + 5.347² = 6.804

М_Iпр = Ö (М_Iрез)² + 0.45T₁²

М_Iпр = Ö 6.804² + 0.45 ´ 19.3² = 14.62

Определяю диаметры валов

Валы из стали 45

В сечении "II"

d_II = 10 ³Ö M_IIпр / 0.1[G_u]

d_II = 10 ³Ö 16.89 / 0.1 ´ 75 = 13.11мм

[G_u] = 75МПа

принимаю d_II = 25мм

В сечении "I"

d_I = 10 ³Ö M_Iпр / 0.1[G_u]

d_II = 10 ³Ö 14.62 / 0.1 ´ 75 = 12.49мм

принимаю d_I = 30мм

7. Выбор  подшипников качения по динамической грузоподъемности для опор валов редуктора

7.1. Выбор подшипников качения для первого вала редуктора

7.1.1. Схема нагружения подшипников

7.1.2. Выбираю тип подшипников

F_I = 680.29

F_II = 310

F_a = 279.67

F_a / F_rI = 0 / 680.4 = 0 à ШРО №105

F_a / F_rII = 279.67 / 680.4 = 0.9 à ШРУ

Наиболее нагруженная опора à "I" опора

Два радиально–упорных подшипника типов 36000, 46000, 66000

7.1.3. Задаюсь конкретным подшипником

ШРУО тип 306205

d = 25мм

D = 52 мм

B = 15 мм

R = 1.5мм

C = 16700H

C₀ = 9100H

F_a1 / C₀ = 279.67 / 9100 = 0.031

Параметр осевого нагружения

l = 0.34

x = 0.45

y = 1.62

a° – угол контакта

a° = 12°

7.1.4. Определение осевых составляющих реакций от радикальных нагрузок в опорах

S_1,2 = l' ´ F_rI,II

F_rI / C₀ = 680.4 / 9100 = 0.075

F_rII / C₀ = 310.3 / 9100 = 0.34

l'₁ = 0.335

l'₂ = 0.28

S_I = 0.335 ´ 680.4 = 227.93

S_II = 0.28 ´ 310.3 = 86.88

7.1.5. Устанавливаю фактические осевые силы F_aI и F_aII, действующие на опоры "I" и "II"

F_a + S_I = 279.67 + 227.93 = 507.6 ³ S_II

507.6 ³ 86.88

F_aI = S_I = 227.93

F_aII = F_a + S_I = 507.6

7.1.6. Определяю эквивалентную нагрузку для каждой опоры

V = 1

P_i = (cVF_ri + yF_ai) ´ K_d ´ K_т

K_d = 1.1

K_т = 1.4

P_I = (0.45 ´ 1 ´ 680.4 + 1.62 ´ 227.93) ´ 1.1 ´ 1.4 =
= (306.18 + 369.25) ´ 1.54 = 1040.16

P_II = 0.45 ´ 1 ´ 310.3 ´ 1.62 ´ 507.6 ´ 1.54 = 1481.4

7.1.7. Определяем эквивалентную приведенную нагрузку, действующую на наиболее нагруженную опору

P_IIпр = K_пр ´ P_II

K_пр = ³Ö q₁l₁ + q₂l₂

K_пр = ³Ö 1 ´ 0.1 + 0.8³ ´ 0.9 = ³Ö 0.5608 = 0.825

P_IIпр = 0.825 ´ 1481.4 = 1222.16

7.1.8. По заданной номинальной долговечности в [час] L_h, определяю номинальную долговечность в миллионах оборотов

L = 60 ´ n ´ L_h / 10⁶

L = 60 ´ 1435 ´ 100000 / 10⁶ = 861

7.1.9. Определяю расчетную динамику подшипника

c = P_IIпр ^3.3Ö z

c = 1222.16 ^3.3Ö 861 = 9473.77

Основные характеристики принятого подшипника:

Подшипник № 36205

d = 25мм

D = 52мм

C = 16700H

b = 15мм

r = 1.5мм

C₀ = 9100H

n = 13000 ^об_/мин

7.2. Проектный расчет второго вала редуктора и подбор подшипников

d₂ = c ³Ö N₂ / n₂

c = d₁ / (³Ö N₁ / n₁)

c = 30 / (³Ö 2.9 / 1435) = 238.095

d₂ = 238.095 ³Ö 2.813 / 256.25 = 52.85

Принимаю: d_II = 45

Подшипник № 36209

d = 45мм

D = 85мм

b = 19мм

r = 2мм

c = 41200H

C₀ = 25100H

n = 9000 ^об_/мин

a = 12°

8. Уточнённый расчёт на усталостную прочность одного из валов редуктора

Для первого вала редуктора:

Запас усталостной прочности

n = n_G ´ n_t / Ö n²_G + n² > [n] = 1.5

n_G – коэффициент запаса усталостной прочности только по изгибу

n_G = G–₁ / ((K_G / E_mE_n) ´ G_a + y_bG_m)

n_t – коэффициент запаса усталостной прочности только по кручению

n_t = t / ((K_t / E_mE_n) ´ t_a + y_t ´ t_m)

G_-1; t_-1 – предел усталостной прочности при изгибе и кручении

G_-1 = (0.4…0.43) ´ G_b

G_b ³ 500МПа

G_-1 = 0.42 ´ 850 = 357

t_-1 = 0.53G_-1

t_-1 = 0.53 ´ 357 = 189.2

G_m и t_m – постоянные составляющие

G_a = G_u = M_рез / 0.1d³

t_a = t_m = t / 2 = (T / 2) / (0.2d³)

y_G; y_t – коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на усталостную прочность

y_G = 0.05

y_t = 0

E_m – масштабный фактор, определяемый в зависимости от диаметра вала и наличия концентраторов напряжения

E_n – фактор качества поверхности, определяемый в зависимости от способа обработки вала и предела прочности стали на растяжение

K_G и K_t – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, которые выбираются в зависимости от фактора концентрации напряжений и предела прочности стали при растяжении

8.1. Определение запаса усталостной прочности в сечении вала "А–А"

d = 20мм

М_рез = 0

n = n_t = t_-1 / ((K_t / (E_m ´ E_n)) ´ t_a + y_t ´ t_m)

t_-1 = 189.2

t_a = t_m = (19.5 / 2) / (0.2 ´ 20³) = 6.09

y_G = 0.05

y_t = 0

K_V = 1.85

K_t = 1.4

E_m = 0.95

E_n = 1.9

n = 1.89 / (1.4 ´ 6.09 / 0.9 ´ 0.95) = 18.98 > [n] = 1.5

8.2. Запас усталостной прочности в сечении вала "Б–Б"

D = 25мм

T₁ = 19.3

M_рез = 10,86

t_-1 = 189.2МПа

G_-1 = 357

K_V = 1.85

K_t = 1.4

E_m = 0.93

E_n = 0.9

G_a = M_рез ´10³ / 0.1d³

G_a = 10.86 ´ 10³ / 0.1 ´ 25³ = 10860 / 1562.5 = 6.95

t_a = ½ T₁ / 0.2d³

t_a = 0.5 ´ 19.3 ´ 10³ / 0.2 ´ 25³ = 9650 / 3125 = 3.1

n_G = (G–₁) / ((K_g / E_m ´ E_n) ´ G_a + y_bV_m)

n_G = 357 / ((1.85 ´ 6.95) / (0.9 ´ 0.93)) = 357 / 15.36 = 23.24

V_m = 0

n_t = t–₁ / ((K_t ´ t_a) / (E_m ´ E_n)

n_t = 189.2 / ((1.4 ´ 3.1) / (0.93 ´ 0.9)) = 189.2 / 5.19 = 36.45

n = n_G ´ n_t / Ö n²_G + n²_t

n = 23.24 ´ 36.45 / Ö 23.24² + 36.45² = 847.1 / Ö 540.1 + 1328.6 =
= 847.1 / Ö 1868.7 = 847.1 / 43.23 = 196.6 > [n] = 1.5

8.3. Определение запаса усталостной прочности в сечении вала "B–B"

d = 30мм

T = 19.3

M_рез = 6,8

t_-1 = 189.2МПа

K_V = 1.85

K_t = 1.4

E_m = 0.91

E_n = 0.9

G_a = 6.8 ´ 10³ / 0.1 ´ 30³ = 2.5

t_a = 9650 / 5400 = 1.79

n_G = 357 / ((1.85 ´ 2.5) / (0.9 ´ 0.91)) = 63.22

n_t = 189.2 / ((1.4 ´ 1.79) / (0.9 ´ 0.91)) = 61.83

n = 63.22 ´ 61.83 / Ö 63.22² + 61.83² = 3908.9 / Ö 3996.8 + 3822.9 =
= 3908.9 / Ö 7819.7 = 3908.9 / 88.42 = 44.2 > [n] = 1.5

9. Подбор и проверочный расчет шпонок

9.1. Для участка первого вала под муфту

l = l_ст – (1…5мм)

l_ст = 40мм

l = 40 ´ 4 = 36мм

d = 20мм

b = 6мм

h = 6мм

T = 19.5

G_см = 4T ´ 10³ / dh(l – b) £ [G_см] = 150МПа

G_см = 4 ´ 19.5 ´ 10³ / (20 ´ 6 ´ (35 – 6)) = 78000 / 3600 = 21.67МПа

21.67МПа £ 150МПа

9.2. Для участка первого вала под шестерню

l_ст = 35мм

l = 32мм

d = 30мм

b = 8мм

h = 7мм

T = 19.5

G_см = 4 ´ 19.3 ´ 10³ / (30 ´ 7 ´ (32 – 8)) = 15.3МПа

9.3. Для участка второго вала под колесо

l_ст = 31мм

l = 28мм

d = 50мм

b = 14мм

h = 9мм

T = 104.94

G_см = 4 ´ 104.94 ´ 10³ / (50 ´ 9 ´ (28 – 14)) = 66.63МПа

9.4. Для участка второго вала под цепную муфту

l_ст = 81мм

l = 80мм

d = 40мм

b = 12мм

h = 8мм

T = 104.35

G_см = 4 ´ 104.35 ´ 10³ / (40 ´ 8 ´ (80 – 12)) = 19.18МПа

10. Проектирование картерной системы смазки

10.1. Выбор масла

Масло индустриальное 30

ГОСТ 1707–51

Окружная скорость:

u = 2.82^м/_с

10.2. Объем масляной ванны

V = (0.35…0.55)N

N = 2.8

V = 0.45 ´ 2.8 = 1.26л

10.3. Минимально необходимый уровень масла

h_мин = V / L ´ B

L – длина редуктора

L = 2a + 20мм
L = 2 ´ 125 + 20 = 270мм

B – ширина редуктора

B = 35 + 20 = 55мм

h_мин = 1.26 ´ 10³ / 27 ´ 5.5 = 8.5см³

10.4. Назначение глубины погружения зубчатых колес

h_к = d₂ / 6

h_к = 212.5 / 6 = 35.42мм

10.5. Уровень масла

h = h_min = 85мм

10.6. Смазка подшипников качения консистентными смазками

Солидол УС–2

ГОСТ 1033–79

Литература:

1.    

2.       с ре­дуктором на ЭЦВМ. Мартынов Н.Ф.,Лейбенко В.Г..М.,ВЗМИ.1984.

3.    

4.    

5.    

6.    

7.    

8.    

Содержание: № и наименование раздела №стр. Задание 3 Исходные данные 4 1. Энергосиловой и кинематический расчет                       5

 

• 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