Расчет редуктора
З А Д А Н И Е
Спроектировать привод.
В состав привода входят следующие передачи:
1 - ременная передача с клиновым ремнём;
2 - закрытая зубчатая цилиндрическая передача;
3 - закрытая зубчатая цилиндрическая передача.
Мощность на выходном валу Р = 6,0 кВт.
Частота вращения выходного вала n = 70,0 об./мин.
Коэффициент годового использования Кг = 1,0.
Коэффициент использования в течении смены Кс = 1,0.
Срок службы L = 5,0 г.
Число смен S = 2,0.
Продолжительность смены T = 8,0 ч.
Тип нагрузки - постоянный.
Курсовой
проект выполнен на сайте Детали машин
www.detm.narod.ru
Выполняем следующие виды расчетов :
·
расчет плоскоременной передачи
·
расчет клиноременной передачи
·
расчет цепной передасчи
·
расчет конической передачи
·
расчет цилиндрической передачи
·
расчет червячной передачи
·
кинематический расчет привода
·
рачет одно-двух-трех ступечатого редуктора
·
расчет цилиндрического редуктора
·
расчет червячного редектора
·
расчет червячно - цилиндрического редектора
·
расчет коническо - цилиндрического редектора
·
и других видов редукторов и приводов ( до шести передач
одновременно)
СОДЕРЖАНИЕ
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ...................................
РАСЧЁТ 1-Й КЛИНОРЕМЁННОЙ ПЕРЕДАЧИ.............................................................
РАСЧЁТ 2-Й ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.........................................
РАСЧЁТ 3-Й ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.........................................
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ.......................................................................
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРЁН И КОЛЁС.................................................
ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ..............................................
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА..............................................
РАСЧЁТ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ....................................................................................
ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ.........................................................
УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ..................................................................................
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ РЕДУКТОРА...............................................................................
ВЫБОР СОРТА МАСЛА...............................................................................................
ВЫБОР ПОСАДОК......................................................................................................
ТЕХНОЛОГИЯ СБОРКИ РЕДУКТОРА...........................................................................
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ..............................................................
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:
- для ременной передачи с клиновым ремнем : h1 = 0,96
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи : h2 = 0,975
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи : h3 = 0,975
Общий КПД привода будет :
h = h1 x ... x hn x hподш.3 = 0,96 x 0,975 x 0,975 x 0,993 = 0,885
где hподш. = 0,99% - КПД
одного подшипника.
Угловая скорость на выходном валу будет :
wвых. = p x nвых. /
30 = 3.14 x 70,0
/ 30 = 7,33 рад/с
Требуемая мощность двигателя будет :
Pтреб. = Pвых. / h = 6,0 / 0,885
= 6,776 кВт
В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем
электродвигатель 160M8 (исполнение IM1081),
с синхронной частотой вращения 750,0 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=11,0 кВт.
Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг.=727,0 об/мин,
угловая скорость wдвиг. = p x nдвиг. / 30 = 3,14 x 727,0
/ 30 = 76,131 рад/с.
Oбщее передаточное отношение:
U = wдвиг. / wвых. =
76,131 / 7,33 = 10,386
Для передач выбрали следующие передаточные числа:
U1 = 1,45
U2 = 3,15
U3 = 2,24
Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены
ниже в таблицу :
Вал 1-й
|
n1 = nдвиг. / U1 =
727,0 / 1,45 = 501,379 об./мин.
|
w1 = wдвиг. / U1 =
76,131 / 1,45 = 52,504 рад/c.
|
Вал 2-й
|
n2 =
n1 / U2 =
501,379 / 3,15 = 159,168
об./мин.
|
w2 = w1 / U2 =
52,504 / 3,15 = 16,668 рад/c.
|
Вал 3-й
|
n3 =
n2 / U3 =
159,168 / 2,24 = 71,057
об./мин.
|
w3 = w2 / U3 =
16,668 / 2,24 = 7,441 рад/c.
|
Вращающие моменты на валах будут:
T1 = Tдвиг. x U1 x h1 x hподш. = Pтреб. x U1 x h1 x hподш. / wдвиг. =
6,776 x 106 x 1,45 x 0,96 x 0,99 / 76,131 =
122652,556 Нxмм
где wдвиг. = 76,131
рад/с.
T2 = T1 x U2 x h2 x hподш. =
122652,556 x 3,15 x 0,975 x 0,99 = 372929,696
Нxмм
T3 = T2 x U3 x h3 x hподш. =
372929,696 x 2,24 x 0,975 x 0,99 = 806333,672 Нxмм
РАСЧЕТ 1-Й КЛИНОРЕМЁННОЙ ПЕРЕДАЧИ
1. Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве:
T(ведущий шкив) = 89002,493 Нxмм.
2. По номограмме на рис. 7.3[1] в зависимости от частоты
вращения меньшего ведущего шкива n(ведущий шкив) (в нашем случае n(ведущий шкив)=727,0 об/мин) и передаваемой
мощности:
P = T(ведущий шкив) x w(ведущий шкив) =
89002,493 x 76,131
= 6,776кВт
принимаем сечение клинового ремня А.
3. Диаметр меньшего шкива по формуле 7.25[1]:
d1 = (3...4) x T(ведущий
шкив)1/3 =
(3...4) x 89002,4931/3 =
133,944...178,591 мм.
Согласно табл. 7.8[1] принимаем d1 = 160,0 мм.
4. Диаметр большого шкива (см. формулу 7.3[1]):
d2 = U x d1 x (1 - e) = 1,45 x 160,0 x (1 -
0,015 = 228,52 мм.
где e
= 0,015 - относительное скольжение ремня.
Принимаем d2 = 224,0 мм.
5. Уточняем передаточное отношение:
Uр = d2 / (d1 x (1 - e)) = 224,0 / (160,0 x (1 -
0,015)) = 1,421
При этом угловая скорость ведомого шкива будет:
w(ведомый шкив) = w(ведущий шкив) / Uр = 76,131 / 1,421 =
53,564 рад/с.
Расхождение с требуемым (52,504-53,564)/52,504=-2,018%, что
менее допускаемого: 3%.
Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов:
d1 = 160,0 мм;
d2 = 224,0 мм.
6. Межосевое расстояние Ap следует
принять в интервале (см. формулу 7.26[1]):
amin = 0.55 x (d1 + d2)
+ T0 = 0.55 x (160,0 + 224,0) + 6,0 = 217,2
мм;
amax = d1 + d2 =
160,0 + 224,0 = 384,0 мм.
где T0 = 6,0 мм (высота сечения ремня).
Принимаем предварительно значение aw = 447,0 мм.
7. Расчетная длина ремня по формуле 7.7[1]:
L = 2 x aw + 0.5 x p x (d1 +
d2) + (d2 - d1)2 / (4 x aw) =
2 x 447,0 + 0.5 x 3,142 x (160,0
+ 224,0) + (224,0 - 160,0)2 / (4 x 447,0) =
1499,477 мм.
Выбираем значение по стандарту (см. табл. 7.7[1]) 1500,0 мм.
8. Уточнённое значение межосевого расстояния aр с учетом
стандартной длины ремня L (см. формулу 7.27[1]):
aр = 0.25 x ((L - w) + ((L - w)2 - 2 x y)1/2)
где w = 0.5 x p x (d1 + d2) = 0.5 x 3,142 x (160,0
+ 224,0) = 603,186 мм;
y = (d2
- d1)2 = (224,0 - 224,0)2 = 4096,0 мм.
Тогда:
aр = 0.25 x ((1500,0 - 603,186) + ((1500,0 -
603,186)2 - 2
x 4096,0)1/2) = 447,262 мм,
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность
уменьшения межосевого расстояния на 0,01 x L = 15,0 мм для облегчения надевания
ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 x L = 37,5 мм для увеличения
натяжения ремней.
9. Угол обхвата меньшего шкива по формуле 7.28[1]:
a1 = 180o - 57 x (d2 -
d1) / aр = 180o - 57 x (224,0 - 160,0) /
aр = 171,844o
10. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации
передачи, по табл. 7.10[1]: Cp = 1,2.
11. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл.
7.9[1]: CL =
0,98.
12. Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (см.
пояснения к формуле 7.29[1]): Ca = 0,98.
13. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче (см.
пояснения к формуле 7.29[1]): предполагая, что ремней в передаче будет от 4 до
6, примем коэффициент Сz = 0,85.
14. Число ремней в передаче:
z = P x Cp / (PoCL x Ca x Cz) = 6775,872 x 1,2 / (1870,0 x 0,98 x 0,98 x 0,85 =
5,329,
где Рo = 1,87 кВт - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем,
кВт (см. табл. 7.8[1]).
Принимаем z = 6,0.
15. Скорость:
V = 0.5 x w(ведущего шкива) x d1 = 0.5 x 76,131 x 0,16 = 6,091 м/c.
16. Нажатие ветви клинового ремня по формуле 7.30[1]:
F0 = 850 x P x Cр x CL / (z x V x Ca) + q x V2 =
850 x 6,776 x 1,2 x 0,98 / (6,0 x 6,091 x 0,98)
+ 0,1 x 6,0912 = 192,915 H.
где q
= 0,1 Hxc2/м2 - коэффициент,
учитывающий влияние центробежных сил (см. пояснения к формуле 7.30[1]).
17. Давление на валы находим по формуле 7.31[1]:
Fв = 2 x F0 x sin(a/2) = 2 x 192,915 x 6,0
x sin(171,844o/2) = 2309,12 H.
18. Напряжение от силы F0 находим по формуле
7.19[1]:
s1 = F0 /
A = 192,915 / 81,0 = 2,382 МПа.
где A = 81,0 мм2 - площадь поперечного сечения
ремня.
19. Напряжение изгиба (формулa
7.19[1]):
sи = 2 x Еи x y / d1 = 100 x 3,0 / 160,0 = 1,875 МПа.
где Еи = 100 МПа - для резинотканевых ремней; y
- растояние от нейтральной оси до опасного волокна сечения ремня y = 3,0.
20. Напряжение от центробежных сил (по формуле 7.19[1]):
sv = r x V2 x 10-6 = 1100 x 0,0062 = 0,041 МПа.
где r
= 1100 кг/м3 -
плотность ремня.
21. Максимальное напряжение по формуле 7.18[1] будет:
smax = s1 + sи + sv = 2,382
+ 1,875 + 0,041 = 4,297 МПа.
Условие прочности smax <= 7 МПа выполнено.
22. Проверка долговечности ремня:
Находим рабочий ресурс ремня по формуле 7.22[1]
а) базовое число циклов для данного типа ремня:
Noц = 4600000,0;
б) коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения;
Ci = 1.5 x U1/3 -
0.5 = 1.5 x 1,4211/3 = 1,187;
в) коэффициент, учитывающий характер нагрузки СH = 1 при
постоянной нагрузке.
H0 = Noц x Lр x Ci x CH x (s-1 / smax)8 / (60 x p x d1 x n(ведущий
шкив)) =
4600000,0 x 1500,0 x 1,187 x 1,0 x (7,0 /
4,297)8 / (60
x 3,142
x 160,0
x 727,0)
=
18503,085 ч.
При среднем режиме нагрузки рабочий ресурс ремня должен быть не
менее 2000 часов
Таким образом условие долговечности выполнено.
23. Ширина шкивов Вш (см. табл. 7.12[1]):
Вш =
(z - 1) x e + 2 x f = (6,0 - 1) x 15,0 + 2 x 10,0 = 95,0 мм.
РАСЧЕТ 2-Й ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов
передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см.
табл. 2.1-2.3[1]):
- для шестерни : сталь : 45
термическая обработка : улучшение
твердость :
HB 230
- для колеса : сталь : 45Л
термическая обработка :
нормализация
твердость
: HB 160
Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:
[s]H =
sH lim x ZN x ZR x Zv / SH ,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью
поверхностей зубьев менее HB 350 :
sH lim b = 2 x HB + 70 .
sH lim(шестерня) = 2 x 230,0
+ 70 = 530,0 МПа;
sH lim(колесо) = 2 x 160,0
+ 70 = 390,0 МПа;
SH - коэффициент безопасности SH = 2,2; ZN - коэффициент
долговечности, учитывающий влияние ресурса.
ZN = (NHG / NHE)1/6,
где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости,
определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:
NHG = 30 x HBср2.4 <= 12 x 107
NHG(шест.) = 30 x 230,02.4 = 13972305,126
NHG(кол.) = 30 x 160,02.4 = 5848024,9
NHE =
mH x Nк - эквивалентное
число циклов.
Nк = 60 x n x c x tS
Здесь :
- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 501,379 об./мин.; nкол. = 159,168
об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
tS = 365 x Lг x C
x tc -
пордолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=5,0
г. - срок службы передачи;
- С=2 - количество смен;
- tc=8,0
ч. - продолжительность смены.
tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч.
mH = 0,18 -
коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима
нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:
Nк(шест.) = 60 x 501,379 x 1 x 29200,0
= 878416008,0
Nк(кол.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0
= 278862336,0
NHE(шест.) = 0,18 x 878416008,0 =
158114881,44
NHE(кол.) = 0,18 x 278862336,0 =
50195220,48
В итоге получаем:
ZN(шест.) = (13972305,126 / 158114881,44)1/6 = 0,667
Так как ZN(шест.)<1.0 , то
принимаем ZN(шест.) = 1,0
ZN(кол.) = (5848024,9 / 50195220,48)1/6 = 0,699
Так как ZN(кол.)<1.0 , то
принимаем ZN(кол.) = 1,0
ZR = 0,9 - коэффициент, учитывающий
влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.
Zv - коэффициент, учитывающий влияние
окружной скорости: Zv = 1...1.15
Предварительное значение межосевого расстояния:
aw' = K x (U + 1) x (Tшест. /
U)1/3
где К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных
сталей К=10, тогда:
aw' = 10 x (3,15
+ 1) x (122,653
/ 3,15)1/3 =
140,66 мм.
Окружная скорость Vпредв. :
Vпредв. = 2 x p x aw' x nшест. /
(6 x 104 x (U + 1)) =
2 x 3.142 x 140,66 x 501,379 / (6 x 104 x (3,15
+ 1)) = 1,78 м/с
По найденной скорости получим Zv:
Zv = 0.85 x V0.1 =
0.85 x 1,780.1 = 0,9
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [s]H1 =
530,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 =
216,818 МПа;
для колеса [s]H2 = 390,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 159,545 МПа;
Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение
находим по формуле 3.10 гл.3[1]:
[s]H = (0.5 x ( [s]H12 + [s]H22 ))1/2
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[s]H = (0.5 x (216,8182 + 159,5452))1/2 = 190,348 МПа.
Требуемое условие выполнено :
[s]H = 190,348МПа <
1.25 x [s]H2 = 1.25 x 159,545 = 199,432
Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:
[s]F =
sF lim x YN x YR x YA / SF ,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем
sF lim(шестерня) =
414,0 МПа;
sF lim(колесо) =
288,0 МПа;
SF -
коэффициент безопасности SF = 1,7; YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
YN = (NFG / NFE)1/6,
где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:
NFG =
4 x 106
NFE =
mF x Nк - эквивалентное
число циклов.
Nк = 60 x n x c x tS
Здесь :
- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 501,379 об./мин.; nкол. = 159,168
об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжительность работы передачи в расчётный срок
службы, ч.
- Lг=5,0 г. - срок службы передачи;
- С=2 - количество смен;
- tc=8,0 ч. - продолжительность смены.
tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч.
mF = 0,065 -
коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима
нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:
Nк(шест.) = 60 x 501,379 x 1 x 29200,0
= 878416008,0
Nк(кол.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0
= 278862336,0
NFE(шест.) = 0,065 x 878416008,0 =
57097040,52
NFE(кол.) = 0,065 x 278862336,0 =
18126051,84
В итоге получаем:
YN(шест.) = (4 x 106 / 57097040,52)1/6 = 0,642
Так как YN(шест.)<1.0 , то принимаем YN(шест.) = 1,0
YN(кол.) = (4 x 106 / 18126051,84)1/6 = 0,777
Так как YN(кол.)<1.0 , то принимаем YN(кол.) = 1,0
YR =
1,0 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности
между зубьями.
YA -
коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса).
При реверсивной нагрузке для материала шестерни YA1 = 0,65. Для материала шестерни YA2 = 0,65 (стр.
16[2]).
Допустимые напряжения изгиба:
для шестерни [s]F1 =
414,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 =
158,294 МПа;
для колеса [s]F2 = 288,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 110,118 МПа;
По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности.
Уточняем предварительно найденное значение межосевого
расстояния по формуле (стр. 18[2]):
aw = K x a x (U + 1) x (KH x Tшест. / (yba x U x [s]2H))1/3 ,
где Кa = 410 - для косозубой передачи, для несимметрично
расположенной цилиндрической передачи выбираем yba = 0,315; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:
KH = KHv x KHb x KHa
где KHv = 1,036 -
коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл.
2.6[2]); KHb - коэффициент,
учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,
обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и
упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KHb определяют по формуле:
KHb = 1 + (KHbo - 1) x KHw
Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате
повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более
равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения
нагрузки в начальный период работы KHbo предварительно
вычисляем ориентировочное значение коэффициента ybd:
yba = 0.5 x yba x (U + 1) =
0.5 x 0,315 x (3,15 + 1) = 0,654
По таблице 2.7[2] KHbo =
1,091. KHw = 0,194 - коэффициент,
учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:
KHb = 1 + (1,091 -
1) x 0,194
= 1,018
Коэффициент KHa определяют
по формуле:
KHa = 1 + (KHao - 1) x KHw
KHao - коэффициент
распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления
(погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от
степени точности по нормам плавности для косозубой передачи и для данного типа
сталей колёс:
KHao = 1 + 0.25 x (nст -
5) =
1 + 0.25 x (9,0 - 5) = 2,0
Так как значение получилось большим 1.6, то принимаем KHao = 1.6
KHa = 1 + (1,6 - 1) x 0,194
= 1,116
В итоге:
KH = 1,036 x 1,018 x 1,116
= 1,176
Тогда:
aw = 410,0 x (3,15
+ 1) x (1,176
x 122,653
/ (0,315 x 3,15
x 190,3482))1/3 = 270,398 мм.
Принимаем ближайшее значение aw по стандартному ряду: aw = 280,0 мм.
Предварительные основные размеры колеса:
Делительный диаметр:
d2 = 2 x aw x U
/ (U + 1) =
2 x 280,0
x 3,15 / (3,15 + 1) = 425,06 мм.
Ширина:
b2 = yba x aw =
0,315 x 280,0 = 88,2 мм.
Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону
до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2 = 90,0 мм.
Максимально допустимый модуль mmax, мм,
определяют из условия неподрезания зубьев у основания:
mmax = 2 x aw / (17 x (U
+ 1)) =
2 x 280,0
/ (17 x (3,15 + 1)) = 7,938 мм.
Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:
mmin =
(Km x KF x Tшест. x (U + 1)) / (aw x b2 x [s]F)
где Km = 2.8 x 103 - для косозубых передач; [s]F - наименьшее из значений [s]F1 и [s]F2.
Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:
KF =
KFv x KFb x KFa
Здесь коэффициент KFv = 1,071 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику
нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и
колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам
плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KFb -
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания
зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:
KFb = 0.18 + 0.82 x KHbo = 0.18 + 0.82 x 1,091 = 1,074
KFa =
KFbo = 1,6 -
коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на
распределение нагрузки между зубьями.
Тогда:
KF = 1,071 x 1,074 x 1,6 =
1,841
mmin = (2.8 x 103 x 1,841 x 122,653
x (3,15
+ 1)) / (280,0 x 90,0 x 110,118) = 0,946 мм.
Из полученного диапазона (mmin...mmax) модулей принимаем значение m,
согласуя его со стандартным: m = 1,0.
Для косозубой передачи предварительно принимаем угол наклона
зубьев: b =
8,0o.
Суммарное число зубьев:
ZS = 2 x aw x cos(b) / m
=
2 x 280,0 x cos(8,395o) / 1,0 = 554,55
Полученное значение ZS округляем
в меньшую сторону до целого числа ZS =
554. После этого определяется действительное значение угла bo наклона зубьев:
b
= arccos(ZS x m / (2 x aw)) =
arccos(554,0 x 1,0 / (2 x 280,0))
= 8,395o
Число зубьев шестерни:
z1 = ZS / (U + 1) >= z1min = 17
z1 = 554 / ( 3.15 + 1) = 133,494
Принимаем z1 = 134
Коэффициент смещения x1 = 0 при z1 >=
17.
Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 =
0,0
Число зубьев колеса внешнего зацепления:
z2 = ZS - z1 = 554 - 134 = 420
Фактическое передаточное число:
Uф = z2 / z1 =
420 / 134 = 3,134
Фактическое значение передаточного числа отличается на 0,498%,
что не более, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора.
Делительное межосевое расстояние:
a = 0.5 x m x (z2 + z1)
/ cos(b) = 0.5 x 1,0 x ( 420 + 134) / cos(8,395o) =
280,0 мм.
Коэффициент воспринимаемого смещения:
y = -(aw - a) / m = -(280,0 - 280,0) / 1,0 = 0,0
Диаметры колёс:
делительные диаметры:
d1 = z1 x m / cos(b) = 134 x 1,0 / cos(8,395o) = 135,451 мм.
d2 = 2 x aw - d1 = 2 x 280 -
135,451 = 424,549 мм.
диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего
зацепления:
da1 = d1 + 2 x (1 + x1 -
y) x m = 135,451 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 1,0 = 137,451 мм.
df1 = d1 - 2 x (1.25 - x1) x m = 135,451 - 2 x (1.25 - 0,0) x 1,0 = 132,951 мм.
da2 = d2 + 2 x (1 + x2 -
y) x m = 424,549 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 1,0 = 426,549 мм.
df2 = d2 - 2 x (1.25
- x2) x m =
424,549 - 2 x (1.25 - 0,0) x 1,0 = 422,049 мм.
Расчётное значение контактного напряжения:
sH = Zs x ((KH x Tшест. x (Uф +
1)3) / (b2 x Uф))1/2 / aw
<= [s]H
где Zs =
8400 - для прямозубой передачи. Тогда:
sH = 8400 x ((1,176
x 122,653
x (3,134
+ 1)3) /
(90,0 x 3,134))1/2 / 280,0 =
180,365 МПа <= [s]H = 190,348 МПа.
окружная:
Ft = 2 x Tшест. /
d1 = 2 x 122652,556 / 135,451 = 1811,021 H;
радиальная:
Fr = Ft x tg(a) / cos(b) = 1811,021 x tg(20o) / cos(8,395o) = 666,297 H;
осевая:
Fa = Ft x tg(b) = 1811,021 x tg(8,395o) = 267,259 H.
Расчётное напряжение изгиба:
в зубьях колеса:
sF2 = KF x Ft x YFS2 x Yb x Ye / (b2 x m) <= [s]F2
в зубьях шестерни:
sF1 = sF2 x YFS1 /
YFS2
<= [s]F1
Значения коэффициента YFS,
учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости
от приведённого числа зубьев zv и коэффициента
смещения. Приведённые числа зубьев:
zv1 = z1 / cos3(b) = 134 / cos3(8,395o) =
138,401
zv2 = z2 / cos3(b) = 420 / cos3(8,395o) =
433,795
По табл. 2.10[2]:
YFS1 = 3,59
YFS2 = 3,59
Значение коэффициента Yb, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:
Yb = 1 - b / 100 = 1 -
8,395 / 100 = 0,916
Для косозубой передачи значение коэффициента, учитывающего
перекрытие зубьев Ye = 0,65.
Тогда:
sF2 = 1,841 x 1811,021
x 3,59
x 0,916
x 0,65
/ (90,0 x 1,0)
=
79,206 МПа <= [s]F2 = 110,118 МПа.
sF1 = 79,206 x 3,59 /
3,59 =
79,206 МПа <= [s]F1 = 158,294 МПа.
РАСЧЕТ 3-Й ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов
передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см.
табл. 2.1-2.3[1]):
- для шестерни : сталь : 45
термическая обработка : улучшение
твердость
: HB 230
- для колеса : сталь : 45
термическая обработка : улучшение
твердость
: HB 210
Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:
[s]H =
sH lim x ZN x ZR x Zv / SH ,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью
поверхностей зубьев менее HB 350 :
sH lim b = 2 x HB + 70 .
sH lim(шестерня) = 2 x 230,0
+ 70 = 530,0 МПа;
sH lim(колесо) = 2 x 210,0
+ 70 = 490,0 МПа;
SH - коэффициент безопасности SH = 2,2; ZN - коэффициент
долговечности, учитывающий влияние ресурса.
ZN = (NHG / NHE)1/6,
где NHG - число циклов,
соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости
поверхности зубьев:
NHG = 30 x HBср2.4 <= 12 x 107
NHG(шест.) = 30 x 230,02.4 = 13972305,126
NHG(кол.) = 30 x 210,02.4 = 11231753,462
NHE = mH x Nк - эквивалентное число циклов.
Nк = 60 x n x c x tS
Здесь :
- n - частота вращения, об./мин.; nшест. =
159,168 об./мин.; nкол. = 71,057 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в
зацеплении;
tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжительность работы передачи в расчётный срок
службы, ч.
- Lг=5,0 г. - срок службы передачи;
- С=2 - количество смен;
- tc=8,0 ч. - продолжительность смены.
tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 =
29200,0 ч.
mH = 0,18
- коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима
нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:
Nк(шест.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0
= 278862336,0
Nк(кол.) = 60 x 71,057 x 1 x 29200,0
= 124491864,0
NHE(шест.) = 0,18 x 278862336,0 =
50195220,48
NHE(кол.) = 0,18 x 124491864,0 =
22408535,52
В итоге получаем:
ZN(шест.) = (13972305,126 / 50195220,48)1/6 = 0,808
Так как ZN(шест.)<1.0 , то
принимаем ZN(шест.) = 1,0
ZN(кол.) = (11231753,462 / 22408535,52)1/6 = 0,891
Так как ZN(кол.)<1.0 , то
принимаем ZN(кол.) = 1,0
ZR = 0,9 - коэффициент, учитывающий
влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.
Zv - коэффициент, учитывающий влияние
окружной скорости: Zv = 1...1.15
Предварительное значение межосевого расстояния:
aw' = K x (U + 1) x (Tшест. /
U)1/3
где К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных
сталей К=10, тогда:
aw' = 10 x (2,24
+ 1) x (372,93
/ 2,24)1/3 =
178,24 мм.
Окружная скорость Vпредв. :
Vпредв. = 2 x p x aw' x nшест. / (6 x 104 x (U + 1)) =
2 x 3.142 x 178,24 x 159,168 / (6 x 104 x (2,24 + 1)) =
0,917 м/с
По найденной скорости получим Zv:
Zv = 0.85 x V0.1 =
0.85 x 0,9170.1 = 0,843
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [s]H1 = 530,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 =
216,818 МПа;
для колеса [s]H2 = 490,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 =
200,455 МПа;
Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное
допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[s]H = [s]H2 = 200,455 МПа.
Требуемое условие выполнено :
[s]H =
200,455МПа < 1.25 x [s]H2 =
1.25 x 200,455
= 250,568
Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:
[s]F =
sF lim x YN x YR x YA / SF ,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем
sF lim(шестерня) = 414,0
МПа;
sF lim(колесо) = 378,0
МПа;
SF - коэффициент безопасности SF = 1,7; YN - коэффициент
долговечности, учитывающий влияние ресурса.
YN = (NFG / NFE)1/6,
где NFG - число циклов,
соответствующее перелому кривой усталости:
NFG = 4 x 106
NFE = mF x Nк - эквивалентное число циклов.
Nк = 60 x n x c x tS
Здесь :
- n - частота вращения, об./мин.; nшест. =
159,168 об./мин.; nкол. = 71,057 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в
зацеплении;
tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжительность работы передачи в расчётный срок
службы, ч.
- Lг=5,0 г. - срок службы передачи;
- С=2 - количество смен;
- tc=8,0 ч. - продолжительность смены.
tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 =
29200,0 ч.
mF = 0,065
- коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима
нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:
Nк(шест.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0
= 278862336,0
Nк(кол.) = 60 x 71,057 x 1 x 29200,0
= 124491864,0
NFE(шест.) = 0,065 x 278862336,0 =
18126051,84
NFE(кол.) = 0,065 x 124491864,0 =
8091971,16
В итоге получаем:
YN(шест.) = (4 x 106 / 18126051,84)1/6 = 0,777
Так как YN(шест.)<1.0 , то
принимаем YN(шест.) = 1,0
YN(кол.) = (4 x 106 / 8091971,16)1/6 = 0,889
Так как YN(кол.)<1.0 , то
принимаем YN(кол.) = 1,0
YR = 1,0 - коэффициент, учитывающий
влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.
YA - коэффициент, учитывающий влияние
двустороннего приложения нагрузки (реверса). При реверсивной нагрузке для
материала шестерни YA1 = 0,65. Для материала шестерни YA2 =
0,65 (стр. 16[2]).
Допустимые напряжения изгиба:
для шестерни [s]F1 = 414,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 =
158,294 МПа;
для колеса [s]F2 = 378,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 =
144,529 МПа;
По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности.
Уточняем предварительно найденное значение межосевого
расстояния по формуле (стр. 18[2]):
aw = K x a x (U + 1) x (KH x Tшест. / (yba x U x [s]2H))1/3 ,
где Кa = 450 - для прямозубой передачи, для несимметрично
расположенной цилиндрической передачи выбираем yba = 0,315; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:
KH = KHv x KHb x KHa
где KHv = 1,06 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику
нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KHb - коэффициент, учитывающий
неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,
обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и
упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KHb определяют по формуле:
KHb =
1 + (KHbo - 1) x KHw
Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате
повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более
равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения
нагрузки в начальный период работы KHbo предварительно вычисляем ориентировочное значение
коэффициента ybd:
yba = 0.5 x yba x (U + 1) =
0.5 x 0,315 x (2,24 + 1) = 0,51
По таблице 2.7[2] KHbo = 1,067. KHw = 0,174 - коэффициент, учитывающий приработку
зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:
KHb =
1 + (1,067 - 1) x 0,174
= 1,012
Коэффициент KHa определяют по формуле:
KHa =
1 + (KHao - 1) x KHw
KHao - коэффициент
распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления
(погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от
степени точности по нормам плавности для прямозубой передачи:
KHao = 1 + 0.06 x (nст - 5) =
1 + 0.06 x (9,0 - 5) = 1,24
KHa =
1 + (1,24 - 1) x 0,174
= 1,042
В итоге:
KH =
1,06 x 1,012 x 1,042 = 1,117
Тогда:
aw = 450,0 x (2,24
+ 1) x (1,117
x 372,93
/ (0,315 x 2,24
x 200,4552))1/3 = 357,111 мм.
Принимаем ближайшее значение aw по стандартному ряду: aw = 360,0 мм.
Предварительные основные размеры колеса:
Делительный диаметр:
d2 = 2 x aw x U
/ (U + 1) =
2 x 360,0
x 2,24 / (2,24 + 1) = 497,778 мм.
Ширина:
b2 = yba x aw =
0,315 x 360,0 = 113,4 мм.
Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону
до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2 = 110,0 мм.
Максимально допустимый модуль mmax, мм,
определяют из условия неподрезания зубьев у основания:
mmax = 2 x aw / (17 x (U + 1)) =
2 x 360,0
/ (17 x (2,24 + 1)) = 13,072 мм.
Минимально допустимый модуль mmin, мм,
определяют из условия прочности:
mmin = (Km x KF x Tшест. x (U + 1)) / (aw x b2 x [s]F)
где Km = 3.4 x 103 - для прямозубых
передач; [s]F - наименьшее из
значений [s]F1 и [s]F2.
Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:
KF =
KFv x KFb x KFa
Здесь коэффициент KFv = 1,018 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику
нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и
колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам
плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KFb -
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания
зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:
KFb = 0.18 + 0.82 x KHbo = 0.18 + 0.82 x 1,067
= 1,055
KFa = KFbo = 1,24 - коэффициент, учитывающий
влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки
между зубьями.
Тогда:
KF = 1,018 x 1,055 x 1,24 =
1,331
mmin = (3.4 x 103 x 1,331 x 372,93
x (2,24
+ 1)) / (360,0 x 110,0 x 144,529) = 0,955 мм.
Из полученного диапазона (mmin...mmax) модулей принимаем значение m,
согласуя его со стандартным: m = 3,0.
Для прямозубой передачи предварительно принимаем угол наклона
зубьев: b = 0o.
Суммарное число зубьев:
ZS = 2 x aw x cos(b) / m =
2 x 360,0 x cos(0,0o) / 3,0 = 240,0
Полученное значение ZS округляем
в меньшую сторону до целого числа ZS =
240. После этого определяется действительное значение угла bo наклона зубьев:
b
= arccos(ZS x m / (2 x aw)) =
arccos(240,0 x 3,0 / (2 x 360,0))
= 0,0o
Число зубьев шестерни:
z1 = ZS / (U + 1) >= z1min = 17
z1 = 240 / ( 2.24 + 1) = 74,074
Принимаем z1 = 75
Коэффициент смещения x1 = 0 при z1 >=
17.
Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 =
0,0
Число зубьев колеса внешнего зацепления:
z2 =
ZS -
z1 = 240 -
75 = 165
Фактическое передаточное число:
Uф =
z2 / z1 = 165 / 75 = 2,2
Фактическое значение передаточного числа отличается на 1,786%,
что не более, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора.
Делительное межосевое расстояние:
a = 0.5 x m x (z2 + z1) / cos(b)
= 0.5 x 3,0 x ( 165 + 75) /
cos(0,0o) =
360,0 мм.
Коэффициент воспринимаемого смещения:
y = -(aw - a) / m = -(360,0 - 360,0) / 3,0 = 0,0
Диаметры колёс:
делительные диаметры:
d1 =
z1 x m / cos(b) = 75 x 3,0 / cos(0,0o) = 225,0 мм.
d2 =
2 x aw -
d1 = 2 x 360 - 225,0 =
495,0 мм.
диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего
зацепления:
da1 = d1 + 2 x (1 + x1 -
y) x m = 225,0 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 3,0 = 231,0 мм.
df1 = d1 - 2 x (1.25 - x1) x m = 225,0 - 2 x (1.25 - 0,0) x 3,0 = 217,5 мм.
da2 = d2 + 2 x (1 + x2 -
y) x m = 495,0 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 3,0 = 501,0 мм.
df2 =
d2 - 2 x (1.25 - x2) x m = 495,0 - 2 x (1.25 - 0,0) x 3,0 = 487,5 мм.
Расчётное значение контактного напряжения:
sH = Zs x ((KH x Tшест. x (Uф +
1)3) / (b2 x Uф))1/2 / aw
<= [s]H
где Zs =
9600 - для прямозубой передачи. Тогда:
sH = 9600 x ((1,117
x 372,93
x (2,2
+ 1)3) /
(110,0 x 2,2))1/2 / 360,0 =
200,286 МПа <= [s]H = 200,455 МПа.
Силы в зацеплении:
окружная:
Ft = 2 x Tшест. /
d1 = 2 x 372929,696 / 225,0 = 3314,931 H;
радиальная:
Fr = Ft x tg(a) / cos(b) = 3314,931 x tg(20o) / cos(0,0o) = 1206,536 H;
осевая:
Fa = Ft x tg(b) = 3314,931 x tg(0,0o) = 0,0 H.
Расчётное напряжение изгиба:
в зубьях колеса:
sF2 = KF x Ft x YFS2 x Yb x Ye / (b2 x m) <= [s]F2
в зубьях шестерни:
sF1 = sF2 x YFS1 /
YFS2
<= [s]F1
Значения коэффициента YFS,
учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости
от приведённого числа зубьев zv и коэффициента
смещения. Приведённые числа зубьев:
zv1 = z1 / cos3(b) = 75 / cos3(0,0o) =
75,0
zv2 = z2 / cos3(b) = 165 / cos3(0,0o) =
165,0
По табл. 2.10[2]:
YFS1 = 3,605
YFS2 = 3,59
Значение коэффициента Yb, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:
Yb = 1 - b / 100 = 1 - 0,0
/ 100 = 1,0
Для прямозубой передачи для 9-й точности значение
коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 1.
Тогда:
sF2 = 1,331 x 3314,931
x 3,59
x 1,0
x 1,0
/ (110,0 x 3,0)
=
47,997 МПа <= [s]F2 = 144,529 МПа.
sF1 = 47,997 x 3,605
/ 3,59 =
48,198 МПа <= [s]F1 = 158,294 МПа.
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ
Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным
допускаемым напряжениям.
Диаметр вала при допускаемом напряжении [tкр] = 20 МПа вычисляем по формуле
8.16[1]:
dв >= (16 x Tк /
(p x [tк]))1/3
В е д у щ и й в а л.
dв = (16 x 122652,556 /
(3,142 x 25))1/3 = 29,235 мм.
Под 1-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 36,0 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45,0 мм.
Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 50,0 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45,0 мм.
2 - й в а л.
dв = (16 x 372929,696 /
(3,142 x 25))1/3 = 42,353 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45,0 мм.
Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 55,0 мм.
Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 50,0 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45,0 мм.
В ы х о д н о й в а л.
dв = (16 x 806333,672 /
(3,142 x 25))1/3 = 54,766 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 65,0 мм.
Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 70,0 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 65,0 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр
вала: 60,0 мм.
Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных
соображений.
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРЕН И КОЛЁС
ВЕДУЩИЙ ШКИВ 1-Й РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 48,0 = 72,0 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1,2...1,5) x dвала = 1,2 x 48,0 = 57,6 мм = 95,0 мм.Толщина обода:dо = (1,1...1,3) x h = 1,1 x 8,7 = 9,57 мм =
10,0 мм.
где h = 8,7 мм - глубина канавки под ремень от делительного
диаметра.
Внутренний диаметр обода:
Dобода =
d1 - 2 x do = 160,0 - 2 x 10,0 = 140,0 мм =
122,6 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC
отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (122,6 + 72,0) =
97,3 мм = 97,0 мм
где Doбода = 122,6 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (122,6 + 72,0) / 4 = 12,65 мм = 13,0 мм.
ВЕДОМЫЙ ШКИВ 1-Й РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 36,0 = 54,0 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1...1,5) x dвала = 1,2 x 36,0 = 43,2 мм = 95,0 мм.Толщина обода:dо = (1,1...1,3) x h = 1,1 x 8,7 = 9,57 мм =
10,0 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода =
d2 - 2 x do = 224,0 - 2 x 10,0 = 204,0 мм =
186,6 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC
отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (186,6 + 54,0) =
120,3 мм = 120,0 мм
где Doбода = 186,6 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (186,6 + 54,0) / 4 = 33,15 мм = 33,0 мм.
ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ШЕСТЕРНЯ 2-Й ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 50,0 = 75,0 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 50,0 = 40,0 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных
соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b1 = 95,0 мм.
Толщина обода: dо = 2,2 x mn + 0,05 x b1 = 2,2 x 1,0 + 0,05 x 1,0 = 6,95 мм =
7,0 мм.
где b1 = 95,0 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина диска: С = 0,5 x (dо + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (7,0 + 0,5 x (75,0 - 50,0)) =
9,75 мм = 24,0 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода =
Df1 - 2 x do = 132,951 - 2 x 7,0 = 118,951 мм
= 119,0 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC
отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (119,0 + 75,0) =
97,0 мм = 98,0 мм
где Doбода = 119,0 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (119,0 + 75,0) / 4 = 11,0 мм
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1,0 = 0,5 мм
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1,0 мм.
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЕ КОЛЕСО 2-Й ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 55,0 = 82,5 мм. = 82,0 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 55,0 = 44,0 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных
соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b2 = 90,0 мм.
Толщина обода: dо = 2,2 x mn + 0,05 x b2 = 2,2 x 1,0 + 0,05 x 1,0 = 6,7 мм =
7,0 мм.
где b2 = 90,0 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина диска: С = 0,5 x (dо + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (7,0 + 0,5 x (82,0 - 55,0)) =
10,25 мм = 22,0 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода =
Df2 - 2 x do = 422,049 - 2 x 7,0 = 408,049 мм
= 408,0 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC
отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (408,0 + 82,0) =
245,0 мм = 246,0 мм
где Doбода = 408,0 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (408,0 + 82,0) / 4 = 81,5 мм = 82,0 мм.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1,0 = 0,5 мм
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1,0 мм.
ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ШЕСТЕРНЯ 3-Й ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 50,0 = 75,0 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 50,0 = 40,0 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных
соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b1 = 115,0 мм.
Толщина обода: dо = 2,2 x mn + 0,05 x b1 = 2,2 x 3,0 + 0,05 x 3,0 = 12,35 мм =
12,0 мм.
где b1 = 115,0 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина диска: С = 0,5 x (dо + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (12,0 + 0,5 x (75,0 - 50,0)) =
12,25 мм = 29,0 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода =
Df1 - 2 x do = 217,5 - 2 x 12,0 = 193,5 мм =
194,0 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC
отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (194,0 + 75,0) =
134,5 мм = 135,0 мм
где Doбода = 194,0 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (194,0 + 75,0) / 4 = 29,75 мм = 30,0 мм.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 3,0 = 1,5 мм
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 2,0 мм.
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЕ КОЛЕСО 3-Й ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 70,0 = 105,0 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 70,0 = 56,0 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных
соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b2 = 110,0 мм.
Толщина обода: dо = 2,2 x mn + 0,05 x b2 = 2,2 x 3,0 + 0,05 x 3,0 = 12,1 мм =
12,0 мм.
где b2 = 110,0 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина диска: С = 0,5 x (dо + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (12,0 + 0,5 x (105,0 - 70,0)) =
14,75 мм = 28,0 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода =
Df2 - 2 x do = 487,5 - 2 x 12,0 = 463,5 мм =
464,0 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC
отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (464,0 + 105,0) =
284,5 мм = 285,0 мм
где Doбода = 464,0 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (464,0 + 105,0) / 4 = 89,75 мм = 90,0 мм.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 3,0 = 1,5 мм
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 2,0 мм.
ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
ВЕДУЩИЙ ШКИВ 1-Й РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со
скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по
ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле
8.22[1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 89002,493 / (48,0 x (90,0 - 14,0) x (9,0 -
5,5)) = 13,941 МПа <= [sсм]
где Т = 89002,493 Нxмм - момент на валу; dвала = 48,0 мм -
диаметр вала; h = 9,0 мм - высота шпонки; b = 14,0 мм - ширина шпонки; l = 90,0
мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала.
Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75,0 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 89002,493 / (48,0 x (90,0 - 14,0) x 14,0)
= 3,485 МПа <= [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 =
45,0 МПа.
Все условия прочности выполнены.
ВЕДОМЫЙ ШКИВ 1-Й РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со
скруглёнными торцами 10x8. Размеры сечений шпонки и
пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле
8.22[1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 122652,556 / (36,0 x (90,0 - 10,0) x (8,0 -
5,0)) = 28,392 МПа <= [sсм]
где Т = 122652,556 Нxмм - момент на валу; dвала = 36,0 мм -
диаметр вала; h = 8,0 мм - высота шпонки; b = 10,0 мм - ширина шпонки; l = 90,0
мм - длина шпонки; t1 = 5,0 мм - глубина паза вала.
Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75,0 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 122652,556 / (36,0 x (90,0 - 10,0) x 10,0)
= 8,518 МПа <= [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 =
45,0 МПа.
Все условия прочности выполнены.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со
скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечений шпонки и
пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле
8.22[1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 122652,556 / (50,0 x (90,0 - 14,0) x (9,0 -
5,5)) = 18,444 МПа <= [sсм]
где Т = 122652,556 Нxмм - момент на валу; dвала = 50,0 мм -
диаметр вала; h = 9,0 мм - высота шпонки; b = 14,0 мм - ширина шпонки; l = 90,0
мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала.
Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75,0 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 122652,556 / (50,0 x (90,0 - 14,0) x 14,0)
= 4,611 МПа <= [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 =
45,0 МПа.
Все условия прочности выполнены.
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЕ КОЛЕСО 2-Й ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со
скруглёнными торцами 16x10. Размеры сечений шпонки и
пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле
8.22[1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 372929,696 / (55,0 x (80,0 - 16,0) x (10,0
- 6,0)) = 52,973 МПа <= [sсм]
где Т = 372929,696 Нxмм - момент на валу; dвала = 55,0 мм -
диаметр вала; h = 10,0 мм - высота шпонки; b = 16,0 мм - ширина шпонки; l = 80,0
мм - длина шпонки; t1 = 6,0 мм - глубина паза вала.
Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75,0 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 372929,696 / (55,0 x (80,0 - 16,0) x 16,0)
= 13,243 МПа <= [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 =
45,0 МПа.
Все условия прочности выполнены.
ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ШЕСТЕРНЯ 3-Й ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными
торцами 14x9. Размеры сечений шпонки и пазов и длины
шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле
8.22[1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 372929,696 / (50,0 x (110,0 - 14,0) x (9,0 -
5,5)) = 44,396 МПа <= [sсм]
где Т = 372929,696 Нxмм - момент на валу; dвала = 50,0 мм -
диаметр вала; h = 9,0 мм - высота шпонки; b = 14,0 мм - ширина шпонки; l =
110,0 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза
вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной
ступице [sсм] = 75,0 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 372929,696 / (50,0 x (110,0 - 14,0) x 14,0)
= 11,099 МПа <= [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Все условия прочности выполнены.
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЕ КОЛЕСО 3-Й ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со
скруглёнными торцами 20x12. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по
ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле
8.22[1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 806333,672 / (70,0 x (100,0 - 20,0) x (12,0 - 7,5)) = 63,995 МПа <=
[sсм]
где Т = 806333,672 Нxмм - момент на валу; dвала = 70,0 мм - диаметр вала; h = 12,0 мм
- высота шпонки; b = 20,0 мм - ширина шпонки; l = 100,0 мм - длина шпонки; t1 =
7,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной
нагрузке и при стальной ступице [sсм]
= 75,0 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 806333,672 / (70,0 x (100,0 - 20,0) x 20,0) = 14,399 МПа <= [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Все условия прочности выполнены.
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА
Для редукторов толщину стенки корпуса, отвечающую требованиям
технологии литья, необходимой прочности и жёсткости корпуса, вычисляют по
формуле:
d =
1.3 x (T(тихоходная ступень))1/4 = 1.3 x 806,3341/4 = 6,927 мм
Так как должно быть d >= 8.0 мм, принимаем d = 8.0 мм.
В местах расположения обработанных платиков, приливов, бобышек,
во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:
d1 = 1.5 x d = 1.5 x 8,0 = 12,0 мм
Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягают
радиусом
r = 0.5 x d = 0.5 x 8,0 = 4,0 мм.
Плоскости стенок, встречающиеся под тупым углом, сопрягают радиусом R = 1.5 x d = 1.5 x 8,0 = 12,0 мм.
Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения
металла должна быть равна 0,8 x d
= 0,8 x 8,0 =
6,4 мм.
Учитывая неточности литья, размеры сторон опорных платиков для
литых корпусов должны быть на 2...4 мм больше размеров опорных поверхностей
прикрепляемых деталей.
Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков, высота
h которых принимается h = (0,4...0,5) x d.
Принимаем h = 0,5 x 8,0
= 4,0 мм.
Толщина стенки крышки корпуса d3 = 0,9 x d
= 0,9 x 6,927
= 6,235 мм. Округляя, получим
d3 = 6,0 мм.
Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости
от вращающего момента на выходном валу редуктора:
d = 1,25 x (T(тихоходная ступень))1/3 = 1,25 x 806,3341/3 = 11,635 мм
Принимаем d = 12,0 мм.
Диаметр штифтов dшт = (0,7...0,8) x d = 0,7 x 12,0 = 8,4 мм. Принимаем dшт = 9,0 мм.
Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):
dф =
1.25 x d =
1.25 x 12,0 =
15,0 мм. Принимаем dф =
16,0 мм.
Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:
h0 =
2,5 x d = 2,5
x 16,0 = 40,0
мм.
РАСЧЕТ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ
1-Й ВАЛ.
Силы, действующие на вал, плечи сил Fa и углы контактов
элементов передач:
Fy1 = -2309,12 H
Fx3 = -1811,021 H
Fy3 = -666,297 H
Fz3 = -267,259 H
H3 =
67,726 мм
a3 = 90,0o
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:
Rx2 = ( - F3 x Hx3 x - Fx1 x ( L1 + L2 + L3 )
- Fx3 x L3 )
/ ( L2 + L3 )
= ( - 0,0 x 0,0
x - (0,0) x (95,0 + 85,0 + 198,0) -
(-1811,021) x 198,0) / (85,0 + 198,0)
= 1267,075 H
Ry2 = ( - F3 x Hy3 x - Fy1 x ( L1 + L2 + L3 )
- Fy3 x L3 )
/ ( L2 + L3 )
= ( - 0,0 x 67,726 x - (-2309,12) x (95,0 + 85,0 +
198,0) - (-666,297) x 198,0)
/ (85,0 + 198,0)
= 3614,397 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:
Rx4 = - Fx1 - Rx2 - Fx3
= - (0,0) - 1267,075 - (-1811,021)
= 543,946 H
Ry4 = - Fy1 - Ry2 - Fy3
= - (-2309,12) - 3614,397 -
(-666,297)
= -638,98 H
Суммарные реакции опор:
R2 =
(Rx22 + Ry22)1/2 = (1267,0752 + 3614,3972)1/2 = 3830,058 H;
R4 =
(Rx42 + Ry42)1/2 = (543,9462 + (-638,98)2)1/2 = 839,151 H;
2-Й ВАЛ.
Силы, действующие на вал, плечи сил Fa и углы контактов
элементов передач:
Fx2 =
-1811,021 H
Fy2 =
666,297 H
Fz2 =
267,259 H
H2 =
212,274 мм
a2 = 270,0o
Fx3 =
-3314,931 H
Fy3 =
-1206,536 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:
Rx1 = ( - F2 x Hx2 x - Fx2 x ( L2 + L3 ) - Fx3 x L3 ) / ( L1 +
L2 + L3 )
= ( - 0,0 x (0,0)
x - (-1811,021) x (103,0 + 95,0) -
(-3314,931) x 95,0) / (85,0 + 103,0 + 95,0)
= 2379,861 H
Ry1 = ( - F2 x Hy2 x - Fy2 x ( L2 + L3 ) - Fy3 x L3 ) / ( L1 +
L2 + L3 )
= ( - 0,0 x (-212,274) x - 666,297 x (103,0 + 95,0) - (-1206,536) x 95,0) / (85,0 +
103,0 + 95,0)
= 139,316 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:
Rx4 = - Rx1 - Fx2 - Fx3
= - 2379,861 - (-1811,021) -
(-3314,931)
= 2746,091 H
Ry4 = - Ry1 - Fy2 - Fy3
= - 139,316 - 666,297 -
(-1206,536)
= 400,924 H
Суммарные реакции опор:
R1 =
(Rx12 + Ry12)1/2 = (2379,8612 + 139,3162)1/2 = 2383,935 H;
R4 = (Rx42 + Ry42)1/2 = (2746,0912 + 400,9242)1/2 = 2775,204 H;
3-Й ВАЛ.
Силы, действующие на вал, плечи сил Fa
и углы контактов элементов передач:
Fx2 = -3314,931 H
Fy2 = 1206,536 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:
Rx1 = ( - Fx2 x L2 )
/ ( L1 + L2 )
= ( - (-3314,931) x 95,0) / (188,0 + 95,0)
= 1112,786 H
Ry1 = ( - Fy2 x L2 )
/ ( L1 + L2 )
= ( - 1206,536 x 95,0) / (188,0 +
95,0)
= -405,021 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:
Rx3 = - Rx1 - Fx2
= - 1112,786 - (-3314,931)
= 2202,145 H
Ry3 = - Ry1 - Fy2
= - (-405,021) - 1206,536
= -801,515 H
Суммарные реакции опор:
R1 = (Rx12 + Ry12)1/2 = (1112,7862 + (-405,021)2)1/2 = 1184,202 H;
R3 = (Rx32 + Ry32)1/2 = (2202,1452 + (-801,515)2)1/2 = 2343,473 H;
1-Й ВАЛ.
2-Й ВАЛ.
3-Й ВАЛ.
ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ
1-Й ВАЛ.
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ
8338-75) 309 средней серии со следующими параметрами:
d = 45,0 мм - диаметр вала (внутренний
посадочный диаметр подшипника);
D = 100,0 мм - внешний диаметр
подшипника;
C = 52,7 кН - динамическая
грузоподъёмность;
Co = 30,0 кН - статическая
грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = 3830,0585 H;
Pr2 = 839,1505 H.
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее
нагруженной опоре 1.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ =
(Х x V x Pr1 + Y x Pa) x Кб x Кт,
где - Pr1 = 3830,0585 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 267,2588 H -
осевая нагрузка; V = 1,0 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент
безопасности Кб =
1,1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1,0 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение Fa / Co = 267,2588 / 30000,0 = 0,0089; этой величине (по табл.
9.18[1]) соответствует e = 0,1209.
Отношение Fa / (Pr1 x V)
= 267,2588 / (3830,0585 x 1,0) = 0,0698 <= e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1,0; Y
= 0,0.
Тогда: Pэ = (1,0 x 1,0 x 3830,0585 + 0,0 x 267,2588) x 1,1 x 1,0 = 4213,0643 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = (C / Рэ)3 =
(52700,0 / 4213,0643)3 =
1957,2107 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh =
L x 106 / (60 x n1) = 1957,2107 x 106 / (60 x 501,3793) =
65060,8785 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность
подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n1 = 501,3793 об/мин
- частота вращения вала.
2-Й ВАЛ.
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ
8338-75) 309 средней серии со следующими параметрами:
d = 45,0 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр
подшипника);
D = 100,0 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 52,7 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co =
30,0 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 =
2383,9351 H;
Pr2 =
2775,2037 H.
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее
нагруженной опоре 2.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ =
(Х x V x Pr2 + Y x Pa) x Кб x Кт,
где - Pr2 = 2775,2037 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 267,2588 H -
осевая нагрузка; V = 1,0 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент
безопасности Кб =
1,1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1,0 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение Fa / Co = 267,2588 / 30000,0 = 0,0089; этой величине (по табл.
9.18[1]) соответствует e = 0,1209.
Отношение Fa / (Pr2 x V)
= 267,2588 / (2775,2037 x 1,0) = 0,0963 <= e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1,0; Y
= 0,0.
Тогда: Pэ = (1,0 x 1,0 x 2775,2037 + 0,0 x 267,2588) x 1,1 x 1,0 = 3052,7241 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = (C / Рэ)3 =
(52700,0 / 3052,7241)3 =
5144,8081 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh =
L x 106 / (60 x n2) = 5144,8081 x 106 / (60 x 159,168) =
538718,7349 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность
подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n2 = 159,168 об/мин -
частота вращения вала.
3-Й ВАЛ.
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ
8338-75) 313 средней серии со следующими параметрами:
d = 65,0 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр
подшипника);
D = 140,0 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 92,3 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co =
56,0 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 =
1184,202 H;
Pr2 =
2343,4735 H.
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее
нагруженной опоре 2.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ =
(Х x V x Pr2 + Y x Pa) x Кб x Кт,
где - Pr2 = 2343,4735 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0,0 H - осевая
нагрузка; V = 1,0 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент
безопасности Кб =
1,1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1,0 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение Fa / Co = 0,0 / 56000,0 = 0,0; этой величине (по табл. 9.18[1])
соответствует e = 0,0.
Отношение Fa / (Pr2 x V)
= 0,0 / (2343,4735 x 1,0)
= 0,0 <= e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1,0; Y = 0,0.
Тогда: Pэ = (1,0 x 1,0 x 2343,4735 + 0,0 x 0,0) x 1,1 x 1,0 = 2577,8208 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = (C / Рэ)3 =
(92300,0 / 2577,8208)3 =
45903,6185 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh =
L x 106 / (60 x n3) = 45903,6185 x 106 / (60 x 71,0572) =
10766829,4647 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность
подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n3 = 71,0572 об/мин -
частота вращения вала.
УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ
РАСЧЁТ 1-ГО ВАЛА.
Крутящий момент на валу Tкр. = 122652,556 Hxмм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого
материала:
- предел прочности sb =
780,0 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1 = 0,43 x sb = 0,43 x 780,0 = 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1 = 0,58 x s-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
2-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 45,0 мм. Концентрация
напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл.
8.7[1]).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks /
(es x b)) x sv + ys x sm) , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 219366,425 /
8946,176 = 24,521 МПа,
здесь
Wнетто =
p x D3 / 32 =
3,1416 x 45,03 / 32 = 8946,176 мм3
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p x D2 / 4) = 267,259 / (3,142 x 45,02 / 4) = 0,168 МПа,
Fa = -267,259
МПа - продольная сила,
- ys =
0,2 - см. стр. 164[1];
- b =
0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks/es =
4,0 - находим по таблице 8.7[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((4,0 / 0,97) x 24,521 + 0,2 x 0,168) = 3,316.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t /
(et x b)) x tv + yt x tm), где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 122652,556 / 17892,352 = 3,428 МПа,
здесь
Wк
нетто = p x D3 / 16 =
3,1416 x 45,03 / 16 = 17892,352 мм3
- yt = 0.1 - см. стр.
166[1];
- b =
0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt/et =
2,8 - находим по таблице 8.7[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((2,8 / 0,97) x 3,428 + 0,1 x 3,428) = 19,004.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss x St / (Ss2 + St2)1/2 = 3,316 x 19,004 / (3,3162 + 19,0042)1/2 = 3,267
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S]
= 2,5. Сечение проходит по прочности.
3-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 50,0 мм. Концентрация
напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b =
14,0 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 5,5 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks /
(es x b))
x sv + ys x sm) , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. /
Wнетто = 166151,807 / 10747,054 = 15,46 МПа,
здесь
Wнетто = p x D3 /
32 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 50,03 / 32 - 14,0 x 5,5 x (50,0
- 5,5)2/ (2 x 50,0)
= 10747,054 мм3,
где b=14,0 мм - ширина шпоночного паза;
t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p x D2 /
4) = 267,259 / (3,142 x 50,02 / 4) = 0,136 МПа, Fa =
-267,259 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b
= 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим
по таблице 8.5[1];
- es = 0,82 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8
/ (0,82 x 0,97))
x 15,46
+ 0,2 x 0,136)
= 9,579.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et x b)) x tv + yt x tm), где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 =
0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 122652,556
/ 23018,9 = 2,664 МПа,
здесь
Wк нетто = p x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 50,03 / 16 - 14,0 x 5,5 x (50,0
- 5,5)2/ (2 x 50,0)
= 23018,9 мм3,
где b=14,0 мм - ширина шпоночного паза;
t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 -
см. стр. 166[1];
- b
= 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим
по таблице 8.5[1];
- et = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 194,532 /
((1,7 / (0,7 x 0,97)) x 2,664 + 0,1 x 2,664) = 28,044.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss x St / (Ss2 +
St2)1/2 = 9,579 x 28,044 / (9,5792 + 28,0442)1/2 = 9,065
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
РАСЧЁТ 2-ГО ВАЛА.
Крутящий момент на валу Tкр. = 372929,696 Hxмм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого
материала:
- предел прочности sb = 780,0 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1 = 0,43 x sb = 0,43 x 780,0
= 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1 = 0,58 x s-1 = 0,58 x 335,4
= 194,532 МПа.
2-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 55,0
мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина
шпоночной канавки b = 16,0 мм, глубина шпоночной
канавки t1 = 6,0 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es x b))
x sv + ys x sm) , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. /
Wнетто = 207209,186 / 14238,409 = 14,553 МПа,
здесь
Wнетто = p x D3 /
32 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 55,03 / 32 - 16,0 x 6,0 x (55,0
- 6,0)2/ (2 x 55,0)
= 14238,409 мм3,
где b=16,0 мм - ширина шпоночного паза;
t1=6,0 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p x D2 /
4) = 267,259 / (3,142 x 55,02 / 4) = 0,112 МПа, Fa =
267,259 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b
= 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим
по таблице 8.5[1];
- es = 0,76 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8
/ (0,76 x 0,97))
x 14,553
+ 0,2 x 0,112)
= 9,433.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et x b)) x tv + yt x tm), где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 =
0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 372929,696
/ 30572,237 = 6,099 МПа,
здесь
Wк нетто = p x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 55,03 / 16 - 16,0 x 6,0 x (55,0
- 6,0)2/ (2 x 55,0)
= 30572,237 мм3,
где b=16,0 мм - ширина шпоночного паза;
t1=6,0 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 -
см. стр. 166[1];
- b
= 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим
по таблице 8.5[1];
- et = 0,65 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 194,532 /
((1,7 / (0,65 x 0,97)) x 6,099 + 0,1 x 6,099) = 11,406.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss x St / (Ss2 +
St2)1/2 = 9,433 x 11,406 / (9,4332 + 11,4062)1/2 = 7,269
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
3-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 50,0
мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина
шпоночной канавки b = 14,0 мм, глубина шпоночной
канавки t1 = 5,5 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es x b))
x sv + ys x sm) , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
здесь
Wнетто = p x D3 /
32 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 50,03 / 32 - 14,0 x 5,5 x (50,0
- 5,5)2/ (2 x 50,0)
= 10747,054 мм3,
где b=14,0 мм - ширина шпоночного паза;
t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p x D2 /
4) = 267,259 / (3,142 x 50,02 / 4) = 0,136 МПа, Fa =
267,259 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b
= 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим
по таблице 8.5[1];
- es = 0,82 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8
/ (0,82 x 0,97))
x 24,532
+ 0,2 x 0,136)
= 6,039.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et x b)) x tv + yt x tm), где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 =
0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 372929,696
/ 23018,9 = 8,101 МПа,
здесь
Wк нетто = p x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 50,03 / 16 - 14,0 x 5,5 x (50,0
- 5,5)2/ (2 x 50,0)
= 23018,9 мм3,
где b=14,0 мм - ширина шпоночного паза;
t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 -
см. стр. 166[1];
- b
= 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим
по таблице 8.5[1];
- et = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 194,532 /
((1,7 / (0,7 x 0,97)) x 8,101 + 0,1 x 8,101) = 9,223.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss x St / (Ss2 +
St2)1/2 = 6,039 x 9,223 / (6,0392 + 9,2232)1/2 = 5,052
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
РАСЧЁТ 3-ГО ВАЛА.
Крутящий момент на валу Tкр. = 806333,672 Hxмм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого
материала:
- предел прочности sb = 780,0 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1 = 0,43 x sb = 0,43 x 780,0
= 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1 = 0,58 x s-1 = 0,58 x 335,4
= 194,532 МПа.
2-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 70,0
мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина
шпоночной канавки b = 20,0 мм, глубина шпоночной
канавки t1 = 7,5 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es x b))
x sv + ys x sm) , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. /
Wнетто = 222629,98 / 29488,678 = 7,55 МПа,
здесь
Wнетто = p x D3 /
32 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 70,03 / 32 - 20,0 x 7,5 x (70,0
- 7,5)2/ (2 x 70,0)
= 29488,678 мм3,
где b=20,0 мм - ширина шпоночного паза;
t1=7,5 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p x D2 /
4) = 0,0 / (3,142 x 70,02 / 4) = 0,0 МПа, Fa = 0,0 МПа -
продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b
= 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим
по таблице 8.5[1];
- es = 0,76 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8
/ (0,76 x 0,97))
x 7,55
+ 0,2 x 0,0)
= 18,195.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et x b)) x tv + yt x tm), где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 =
0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 806333,672
/ 63162,625 = 6,383 МПа,
здесь
Wк нетто = p x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 70,03 / 16 - 20,0 x 7,5 x (70,0
- 7,5)2/ (2 x 70,0)
= 63162,625 мм3,
где b=20,0 мм - ширина шпоночного паза;
t1=7,5 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 -
см. стр. 166[1];
- b
= 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим
по таблице 8.5[1];
- et = 0,65 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 194,532 /
((1,7 / (0,65 x 0,97)) x 6,383 + 0,1 x 6,383) = 10,899.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss x St / (Ss2 +
St2)1/2 = 18,195 x 10,899 / (18,1952 + 10,8992)1/2 = 9,35
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
4-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 60,0
мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на
кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et x b)) x tv + yt x tm), где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 =
0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 806333,672
/ 39462,051 = 10,217 МПа,
здесь
Wк нетто = p x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 60,03 / 16 - 18,0 x 7,0 x (60,0
- 7,0)2/ (2 x 60,0)
= 39462,051 мм3
где b=18,0 мм - ширина шпоночного паза;
t1=7,0 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 -
см. стр. 166[1];
- b
= 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим
по таблице 8.5[1];
- et = 0,65 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 194,532 /
((1,7 / (0,65 x 0,97)) x 10,217 + 0,1 x 10,217) = 6,809.
ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов
предусматривала возможность восприятия консольной нагрузки, приложенной в
середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для редукторов должна
быть 2,5 x Т1/2.
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной
длине полумуфты l = 80 мм, получим Мизг. = 2,5 x Tкр1/2 x l / 2 = 2,5 x 806333,6721/2 x 80 / 2 = 89796,084 Н*мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es x b))
x sv + ys x sm) , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. /
Wнетто = 89796,084 / 18256,3 = 4,919 МПа,
здесь
Wнетто = p x D3 /
32 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 60,03 / 32 - 18,0 x 7,0 x (60,0
- 7,0)2/ (2 x 60,0)
= 18256,3 мм3,
где b=18,0 мм - ширина шпоночного паза;
t1=7,0 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p x D2 /
4) = 0 / (3,142 x 60,02 / 4) = 0,0 МПа, Fa = 0 МПа
- продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b
= 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим
по таблице 8.5[1];
- es = 0,76 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8
/ (0,76 x 0,97))
x 4,919
+ 0,2 x 0,0)
= 27,927.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss x St / (Ss2 +
St2)1/2 = 27,927 x 6,809 / (27,9272 + 6,8092)1/2 = 6,616
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ РЕДУКТОРА
Для проектируемого редуктора площадь телоотводящей поверхности
А = 1,089 мм2 (здесь
учитывалась также площадь днища, потому что конструкция опорных лап
обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).
По формуле 10.1[1] условие работы редуктора без перегрева при
продолжительной работе:
Dt = tм - tв = Pтр x (1 - h) / (Kt x A) <= [Dt],
где Ртр =
6,776 кВт - требуемая мощность для работы привода; tм - температура
масла; tв - температура воздуха.
Считаем, что обеспечивается нормальная циркуляция воздуха, и
принимаем коэффициент теплоотдачи Kt = 15 Вт/(м2xoC).
Тогда:
Dt = 6775,872 x (1 - 0,885) / (15 x 1,089) = 47,5o
<= [Dt],
где [Dt] = 50oС - допускаемый
перепад температур.
Температура лежит в пределах нормы.
ВЫБОР СОРТА МАСЛА
Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием
нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего
погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V
определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V = 0,25 x 6,776 = 1,694 дм3.
По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных
напряжениях sH = 200,286 МПа и
скорости v = 1,875 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна
32,0 x 10-6 м/с2По таблице
10.10[1] принимаем масло авиационное МС-22 (по ГОСТ 20799-75*).
Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ
1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшинпиков заполняются данной смазкой и
периодически пополняются ей.
ВЫБОР ПОСАДОК
Посадки элементов передач на валы - Н7/р6, что по СТ СЭВ 144-75
соответствует легкопрессовой посадке.
Посадка муфты на выходной вал редуктора - Н8/h8.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 8.11[1].
ТЕХНОЛОГИЯ СБОРКИ РЕДУКТОРА
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно
очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с
чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.
На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач
редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать,
предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с
элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и
надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и
корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью
двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После
этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с
комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед
постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения,
пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие
заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют
крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и
жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое
отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор
обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими
условиями.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М.,
Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для
учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г. 416с.
2. Дунаев П.Ф. ,Леликов О.П. 'Детали машин. Курсовое
проектирование', М.: Высшая школа, 2003. 495 c.
3. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали
машин', М.: Машиностроение, 1983. 384 c.
4. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас
конструкций.' М.: Машиностроение, 1983. 575 c.
5. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа,
1986. 360 с.
6. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.:
Машиностроение, 1979. 367 с.
7. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.:
Изд-во стандартов, 1975. 542 с.
8. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей
машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986. 402 c.
9. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.:
Высшая школа, 1984. 310 c.
10. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во
стандартов, 1978. 311 c.
11. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение,
1983.588 c.
12. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В.
Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984. 280 с.
13. 'Проектирование механических передач' / Под ред. С.А.
Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984. 558 c.
Курсовой проект выполнен на сайте Детали машин
www.detm.narod.ru
Выполняем следующие виды расчетов :
·
расчет плоскоременной передачи
·
расчет клиноременной передачи
·
расчет цепной передасчи
·
расчет конической передачи
·
расчет цилиндрической передачи
·
расчет червячной передачи
·
кинематический расчет привода
·
рачет одно-двух-трех ступечатого редуктора
·
расчет цилиндрического редуктора
·
расчет червячного редектора
·
расчет червячно - цилиндрического редектора
·
расчет коническо - цилиндрического редектора
·
и других видов редукторов и приводов ( до шести передач
одновременно)