Редуктори зубчасті прямозубих
Зміст
"1-2" 1 Завдання на курсовий проект
2 ВИБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА
3 Кінематичний розрахунок ПЕРЕДАЧІ
4 ПРОЕКТНИЙ розрахунок редуктора
4.1 Структурна схема редуктора.
4.2 Розрахунок зубчастих коліс редуктора
4.3 Перевірочний розрахунок спроектованої передачі
4.4 Розрахунок діаметрів валів редуктора.
4.5 Конструктивні розміри корпусу редуктора
4.6 Вибір підшипників і розрахунок їх на довговічність.
4.7 Перевірка міцності шліцьових і шпонкових з'єднань
4.8 Перевірка небезпечних перерізів швидкохідного валу
4.9 Перевірка небезпечних перерізів тихохідного валу
5 Розрахунок муфти (визначення діаметра зрізується штифта)
6 Вибір сорту масла.
7 Допуски і посадки
8 Список використаної літератури
1 Завдання на курсовий проект
1 2 3 4 5
1-електродввігатель
2-пружна втулочно-пальцева муфта
3-передача
4-комбинированая муфта
5-виконавчий механізм
Завдання: для наведеної вище схеми виконати проект передачі, що входить до нього.
Вихідні дані:
Вид коліс ... ... ... ... ... ... .... ... ... ... ... ... ... Прямозубих
Потужність на ведучому валу ... ... ... ... ... .... ... .2,2 КВт
Частота обертання ведучого валу ... ... .. 1425 об / хв
веденого вала ... ... ... 360 об / хв
Вид навантаження ... ... ... .... ... ... ... ... ... ... .... Реверсивна
Мастило зачеплення ... ... ... ... ... ... ... ... ... .... Картерів
Термін служби ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... 24000 годин
Характер навантаження ... .. ... ... вібраційне навантаження
U 12 = n 1 / n 2 = 1425/360 = 4 (3.1)
n 1 - частота обертання на ведучому валу, (об. / хв.)
n 2 - частота обертання на відомому валу, (об. / хв.)
n 1 = 1425 об / хв
n 2 = 360 об / хв
Зауваження: передавальне число до стандартного значення не доопределяют
Крутний момент на валу знаходиться за наступною формулою
Т = 9,55 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 6 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧРSYMBOL 104 \ f "Symbol" \ s 12h / n, (3.2)
де:
Р - потужність електродвигуна, (кВт)
SYMBOL 104 \ f "Symbol" \ s 12h-ККД
n-частота обертання вaлa, (об / хв)
ККД приводу Прінемаемие за одиницю SYMBOL 104 \ f "Symbol" \ s 12h = 1
Визначаємо крутний момент на ведучому валу
T 1 = 9,55 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 6 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2, 2 / +1425 = 14735,65 НSYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чмм
Розраховуємо крутний момент на відомому валу
T 2 = T 1 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧU 12 = 14735,65 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч 4 = 58942,6 НSYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чмм
Матеріал деталі:
шестерня сталь 45
колесо сталь 45
Вид термообробки:
шестерня поліпшення
колесо поліпшення
Твердість:
шестерня HB 300
колесо HB 240
Базове число циклів зміни напруг при розрахунку на контактну витривалість:
шестерня N HO1 = 1,7 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 7
колесо N HO2 = 1,3 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 7
Базове число циклів зміни напруг при розрахунку на згинальну витривалість:
шестерня N fo1 = 4SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 6
колесо N fo2 = 4SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 6
Допустиме контактне напруження при базовому числі циклів:
шестерня SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s HO1 = 580 н / мм 2
колесо SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s HO2 = 514 н / мм 2
Допустиме напруження згину в зубах при базовому числі циклів:
шестерня SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s fo1 = 294 н / мм 2
колесо SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s fo2 = 256 н / мм 2
а) Допустиме контактне напруження
[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H] = SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s HO SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧКн (4.2.1)
SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s HO - допустиме контактне напруження при базовому числі циклів (див. п. 3.2)
Кн-коефіцієнт довговічності приймаємо = 1
Nнo-базове число циклів зміни напруг при розрахунку на контактну витривалість
NHe-еквівалентне число циклів, визначається за формулою
Nнe = Nfe = 60SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧhSYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чn (4.2.2)
Підставимо у формули чисельні значення даних
Шестерня
Nнe 1 = Nfе = 60SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч24SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч1425 = 2052000000
До HL1 = 1
[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H1] = SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s HO1 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧК H1 = 580SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чl = 580 н / мм 2
Колесо
N HE = N FE = 60SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч24SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч360 = 518400000
До HL2 = 1
[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H2] = SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s HO2 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч Кн 2 = 514 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч l = 514 н / мм 2
б) Допустиме напруження при згині
[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s F] = SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s FO SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧK F (3.3.4)
SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s FO - напруга, що допускається вигину в зубах при базовому числі циклів (див. п. 3.2)
K F - коефіцієнт довговічності, приймається = 1
N FO - базове число циклів зміни напруг при розрахунку на згинальну витривалість
N FE - еквівалентне число циклів визначено вище за формулою (4.2.2)
Підставимо у формули чисельні значення даних
Шестерня
N FE1 = N HE1 = 2052000000
K FL1 = 1
[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s F1] = SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s FO1 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧK FL1 = 294SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч1 = 294 н / мм 2
Колесо
N FE2 = N HE2 = 518400000
K FL2 = 1
[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s F2] = SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s FO2 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧK FL2 = 256SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч1 = 256 н / мм 2
Розрахункова допустима контактна напруга для передачі
[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H] = min ([SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H1], [SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H2]) (4.2.7)
[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H1]-допустиме контактне напруження для шестерні (див. вище)
[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H2]-допустиме контактне напруження для колеса (див. вище)
Чисельний розрахунок допустимого контактної напруги:
[Бн] = [SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H2] = 514 н / мм 2
Орієнтовне значення міжосьової відстані а w, згідно з рекомендаціями табл. 2.9 [3] визначається наступною формулою
До A - коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів коліс (див. нижче)
U 12 - передавальне число (див. п. 3)
Т 1 - крутний момент на ведучому валу (см, п. 3)
Кнв - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця (див. нижче)
SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y BA-коефіцієнт відносної ширини колеса (див. нижче)
[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H] - розрахункове допускається контактне напруження для передачі (див. п. 4.2.2)
Зауваження: в дужках знак "+" - відповідає колесам зовнішнього зачеплення, "SYMBOL 45 \ f" Symbol "\ s 12 -''колесам внутрішнього зачеплення, в даному завданні розглядається випадок зовнішнього зачеплення зубчастих коліс, тому формулою (4.2.8) відповідає знак «+».
Задамося відсутніми коефіцієнтами:
Коефіцієнт відносної ширини коліс SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y BA, визначаємо згідно з рекомендаціями табл. 2,24 [3] для прямозубих передач: SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y BA = 0,2-0,6 вибераем 0,4
Коефіцієнт SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y BD обчислюємо за формулою
SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y BD = SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y BA SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч (1 + U 12) / 2 (4.2.9)
SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y BD = 0,4 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч (1 +4) / 2 = 1
Коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалу коліс
До A - визначаємо з таблиці 2.10 [3]
Вид коліс циліндричних прямозубих
Матеріал шестірні й колеса сталь 45
Коефіцієнти До a = 49,5 (н / мм 2)
Z M = 274 (н / мм 2)
До HB - визначаємо з таблиці 2.11 [3]
Твердість <350 НВ
Розташування шестерні - несиметрично щодо опор
До H b = 1,07 - коефіцієнт враховує розташування навантаження по ширині вінця
K F b = 1,15
Зробимо орієнтовний розрахунок міжосьової відстані
Округлюємо значення Aw до найближчого значення із ряду R 40 (див. табл. 2.5 [3]):
Aw = 100 мм
б) Значення модуля
Визначаємо значення модуля m = m n зі співвідношення
m = (0,01 - 0,03) SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч Aw (4.2.11)
Розраховуємо
m = 0,02 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч100 мм
Значення модуля лежать в діапазоні від 1,0 мм до 3,0 мм. Можливі відповідно до стандарту, одне зі значень таблиці 2.22 [З]
m n = 2,0 мм
в) Ширина вінця колеса і шестерні
Визначаємо робочу ширину вінця колеса:
b 2 = SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y BA SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧAw (4.2.12)
Розраховуємо
b 2 = SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y BA SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧAw = 0,4 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч100 = 40 мм
Вибираємо робочу ширину вінця колеса із ряд бажаних лінійних розмірів
b 2 = 40 мм
Робоча ширина шестерні визначається співвідношенням
b 1 = b 2 + (2 - 5) = 40 +5 = 45 мм (4.2.13)
У відповідності зі стандартами числових значень таблиці 2.5 [З], вибираємо з отриманого діапазону таке значення для робочої ширини шестірні
b 1 = 45 мм
г) Число зубів шестерні і колеса
Aw = m n SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч (Z 1 + Z 2) / (2SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чcos (SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b)) (4.2.14 )
Z S = Z 1 + Z 2 = 2Aw. CosSYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b / m n
Зауваження: для циліндричної прямозубой передачі SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b приймаємо за 0 про
Обчислимо Z S (загальна кількість зубів)
Z S = AwSYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чcos (SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b) / m n = 100SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч1 / 2 = 100 (4.2.15)
Визначимо Z 1 і Z 2 із співвідношення U 12 = Z 2 / Z 1
cos (SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b) = 0
Z 2 = U 12 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч Z 1 => U 12 = Z 2 / Z 1 = 80/20 = 4
Z l = 20 - число зубів шестерні
Z 2 = 80 - число зубів колеса
д) Ділильні діаметри колеса і шестерні
Визначаємо ділильні діаметри шестерні і колеса за формулами: [1, стор 37]
d 1 = Z 1 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чm n / cos (SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b) (4.2.16)
d 2 = Z 2 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чm n / cos (SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b) (4.2.17)
d 1 = 20SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2 / 1 = 40 мм
d 2 = 80SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2 / 1 = 160 мм
Здійснимо перевірку правильності отриманих результатів
Aw = (d 1 + d 2) / 2 (4.2.18)
Aw = (40 +160) / 2 = 100 мм
Точність вироблених обчислень не перевищила допустиму, дані, отримані в ході розрахунку є вірними.
Основні параметри циліндричних зубчастих передач, виконаних без зміщення
Діаметр вершин зубів
шестерні d A1 = d 1 +2 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чm n = 40 +2 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2 = 44мм (4.2.19)
колеса dA2 = d2 +2 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чm n = 160 +2 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2 = 164 мм (4.2.20)
Діаметр западин зубів
шестерні dF1 = d1 -2,5 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чm n = 40-2,5 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2 = 35 мм (4.2.21)
колеса: dF2 = d2 -2,5 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чm n = 160-2,5 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2 = 155 мм (4.2.22)
е) Ступінь точності передачі
визначаємо окружну швидкість коліс за формулою
V = SYMBOL 112 \ f "Symbol" \ s 12pSYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чd l SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чn l / 60SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 (4.2.23)
V = 3,14 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч37, 14SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч1425/60SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 = 2,985 м / с
Згідно табл. 2.21 [З] вибираємо необхідну точності передачі
ступінь точності передачі Ст-9
Виконаємо перевірочний розрахунок спроектованої передачі: SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H SYMBOL 163 \ f "Symbol" \ s 12Ј [SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H], згідно з рекомендаціями табл. 2.9 [З]
Для циліндричних передач
Z H-коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь зубів (див.нижче)
Z M-допоміжний коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів коліс (див. п. 4)
Z E - коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній (див. нижче)
W HT - питома розрахункова окружна сила (див. нижче)
U 12 - передавальне число (див. п, 3)
d l - ділильний діаметр шестірні (см, п, 4)
Задамося відсутніми коефіцієнтами:
Коефіцієнт Z H визначимо з таблиці 2.15 [3], кут нахилу лінії зуба SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b = 0 o
Z H = 1,76
Коефіцієнт Ze визначимо з таблиці 2.17 [3]
Z E = 0,90
Коефіцієнт Z М визначимо з таблиці 2.9 [3]
Z М = 274
1.Коеффіціент торцевого перекриття
E SYMBOL 97 \ f "Symbol" \ s 12 a = [1,88 - 3,2 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч (1 / Z 1 ± 1 / Z 2)] cos (SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b) = [1,88 - 3,2 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч (1 / 20 +1 / 80)] / 1 = 1,68 (4.3.2)
2.Коеффіціент осьового перекриття
E в = b 2 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чsin (SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b) / (m n) = 40SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч0 / 2 = 0 (4.3. 3)
Визначимо питому розрахункову окружну силу W HT: [3, табл. 2.8, стор 20]
W HT = 2SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧT 1 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧK H SYMBOL 97 \ f "Symbol" \ s 12 a SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧK Hв. K HV / (d 1 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чb w) = 2.14740.1, 12.1, 12.1, 2 / (40 · 40) = 27,728 H / мм (4.3.4) Зміст
"1-2" 1 Завдання на курсовий проект
2 ВИБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА
3 Кінематичний розрахунок ПЕРЕДАЧІ
4 ПРОЕКТНИЙ розрахунок редуктора
4.1 Структурна схема редуктора.
4.2 Розрахунок зубчастих коліс редуктора
4.3 Перевірочний розрахунок спроектованої передачі
4.4 Розрахунок діаметрів валів редуктора.
4.5 Конструктивні розміри корпусу редуктора
4.6 Вибір підшипників і розрахунок їх на довговічність.
4.7 Перевірка міцності шліцьових і шпонкових з'єднань
4.8 Перевірка небезпечних перерізів швидкохідного валу
4.9 Перевірка небезпечних перерізів тихохідного валу
5 Розрахунок муфти (визначення діаметра зрізується штифта)
6 Вибір сорту масла.
7 Допуски і посадки
8 Список використаної літератури
1 Завдання на курсовий проект
1-електродввігатель
2-пружна втулочно-пальцева муфта
3-передача
4-комбинированая муфта
5-виконавчий механізм
Завдання: для наведеної вище схеми виконати проект передачі, що входить до нього.
Вихідні дані:
1.1 Номер варіанта ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .... ... ... .29
Номер схеми ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... .... .... ... ... ... 1Вид коліс ... ... ... ... ... ... .... ... ... ... ... ... ... Прямозубих
Потужність на ведучому валу ... ... ... ... ... .... ... .2,2 КВт
Частота обертання ведучого валу ... ... .. 1425 об / хв
веденого вала ... ... ... 360 об / хв
Вид навантаження ... ... ... .... ... ... ... ... ... ... .... Реверсивна
Мастило зачеплення ... ... ... ... ... ... ... ... ... .... Картерів
Термін служби ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... ... 24000 годин
Характер навантаження ... .. ... ... вібраційне навантаження
2 ВИБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА
З огляду на вихідні дані, за табл. П1 [1, стор 390] вибираємо двигун асинхронної серії 4А (за ГОСТ 19523-81), потужності P = 2,2 кВт, n 1 = 1425 об / хв. Умовні позначення 90L4/95. За табл. П2 [1, стор 391] визначаємо діаметр вихідного валу для вибраного електродвигуна dе = 24 мм3. Кінематичний розрахунок ПЕРЕДАЧІ
Передаточне число приводу знаходиться за формулоюU 12 = n 1 / n 2 = 1425/360 = 4 (3.1)
n 1 - частота обертання на ведучому валу, (об. / хв.)
n 2 - частота обертання на відомому валу, (об. / хв.)
n 1 = 1425 об / хв
n 2 = 360 об / хв
Зауваження: передавальне число до стандартного значення не доопределяют
Крутний момент на валу знаходиться за наступною формулою
Т = 9,55 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 6 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧРSYMBOL 104 \ f "Symbol" \ s 12h / n, (3.2)
де:
Р - потужність електродвигуна, (кВт)
SYMBOL 104 \ f "Symbol" \ s 12h-ККД
n-частота обертання вaлa, (об / хв)
ККД приводу Прінемаемие за одиницю SYMBOL 104 \ f "Symbol" \ s 12h = 1
Визначаємо крутний момент на ведучому валу
T 1 = 9,55 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 6 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2, 2 / +1425 = 14735,65 НSYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чмм
Розраховуємо крутний момент на відомому валу
T 2 = T 1 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧU 12 = 14735,65 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч 4 = 58942,6 НSYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чмм
4. ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК РЕДУКТОР
4.2 Розрахунок зубчастих коліс редуктора
4.2.1 Вибір матеріалів та їх характеристики.
Приймаються згідно з рекомендаціями табл. 2,6 - 2,8 [З] марку матеріалів та їх термообробку. Виписуємо механічні характеристики з табл. 2.8 [3].Матеріал деталі:
шестерня сталь 45
колесо сталь 45
Вид термообробки:
шестерня поліпшення
колесо поліпшення
Твердість:
шестерня HB 300
колесо HB 240
Базове число циклів зміни напруг при розрахунку на контактну витривалість:
шестерня N HO1 = 1,7 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 7
колесо N HO2 = 1,3 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 7
Базове число циклів зміни напруг при розрахунку на згинальну витривалість:
шестерня N fo1 = 4SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 6
колесо N fo2 = 4SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 6
Допустиме контактне напруження при базовому числі циклів:
шестерня SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s HO1 = 580 н / мм 2
колесо SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s HO2 = 514 н / мм 2
Допустиме напруження згину в зубах при базовому числі циклів:
шестерня SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s fo1 = 294 н / мм 2
колесо SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s fo2 = 256 н / мм 2
4.2.2 Розрахунок допустимих напружень для вибраних матеріалів
За рекомендаціями табл. 2,9 [3] для прямозубих передач визначаємо допустимі напруження:а) Допустиме контактне напруження
[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H] = SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s HO SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧКн (4.2.1)
SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s HO - допустиме контактне напруження при базовому числі циклів (див. п. 3.2)
Кн-коефіцієнт довговічності приймаємо = 1
Nнo-базове число циклів зміни напруг при розрахунку на контактну витривалість
NHe-еквівалентне число циклів, визначається за формулою
Nнe = Nfe = 60SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧhSYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чn (4.2.2)
Підставимо у формули чисельні значення даних
Шестерня
Nнe 1 = Nfе = 60SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч24SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч1425 = 2052000000
До HL1 = 1
[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H1] = SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s HO1 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧК H1 = 580SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чl = 580 н / мм 2
Колесо
N HE = N FE = 60SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч24SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч360 = 518400000
До HL2 = 1
[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H2] = SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s HO2 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч Кн 2 = 514 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч l = 514 н / мм 2
б) Допустиме напруження при згині
[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s F] = SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s FO SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧK F (3.3.4)
SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s FO - напруга, що допускається вигину в зубах при базовому числі циклів (див. п. 3.2)
K F - коефіцієнт довговічності, приймається = 1
N FO - базове число циклів зміни напруг при розрахунку на згинальну витривалість
N FE - еквівалентне число циклів визначено вище за формулою (4.2.2)
Підставимо у формули чисельні значення даних
Шестерня
N FE1 = N HE1 = 2052000000
K FL1 = 1
[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s F1] = SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s FO1 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧK FL1 = 294SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч1 = 294 н / мм 2
Колесо
N FE2 = N HE2 = 518400000
K FL2 = 1
[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s F2] = SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s FO2 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧK FL2 = 256SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч1 = 256 н / мм 2
Розрахункова допустима контактна напруга для передачі
[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H] = min ([SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H1], [SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H2]) (4.2.7)
[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H1]-допустиме контактне напруження для шестерні (див. вище)
[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H2]-допустиме контактне напруження для колеса (див. вище)
Чисельний розрахунок допустимого контактної напруги:
[Бн] = [SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H2] = 514 н / мм 2
4.2.3 Визначення геометричних параметрів зубчастої передачі
а) Міжосьова відстаньОрієнтовне значення міжосьової відстані а w, згідно з рекомендаціями табл. 2.9 [3] визначається наступною формулою
До A - коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів коліс (див. нижче)
U 12 - передавальне число (див. п. 3)
Т 1 - крутний момент на ведучому валу (см, п. 3)
Кнв - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця (див. нижче)
SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y BA-коефіцієнт відносної ширини колеса (див. нижче)
[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H] - розрахункове допускається контактне напруження для передачі (див. п. 4.2.2)
Зауваження: в дужках знак "+" - відповідає колесам зовнішнього зачеплення, "SYMBOL 45 \ f" Symbol "\ s 12 -''колесам внутрішнього зачеплення, в даному завданні розглядається випадок зовнішнього зачеплення зубчастих коліс, тому формулою (4.2.8) відповідає знак «+».
Задамося відсутніми коефіцієнтами:
Коефіцієнт відносної ширини коліс SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y BA, визначаємо згідно з рекомендаціями табл. 2,24 [3] для прямозубих передач: SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y BA = 0,2-0,6 вибераем 0,4
Коефіцієнт SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y BD обчислюємо за формулою
SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y BD = SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y BA SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч (1 + U 12) / 2 (4.2.9)
SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y BD = 0,4 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч (1 +4) / 2 = 1
Коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалу коліс
До A - визначаємо з таблиці 2.10 [3]
Вид коліс циліндричних прямозубих
Матеріал шестірні й колеса сталь 45
Коефіцієнти До a = 49,5 (н / мм 2)
Z M = 274 (н / мм 2)
До HB - визначаємо з таблиці 2.11 [3]
Твердість <350 НВ
Розташування шестерні - несиметрично щодо опор
До H b = 1,07 - коефіцієнт враховує розташування навантаження по ширині вінця
K F b = 1,15
Зробимо орієнтовний розрахунок міжосьової відстані
Округлюємо значення Aw до найближчого значення із ряду R 40 (див. табл. 2.5 [3]):
Aw = 100 мм
б) Значення модуля
Визначаємо значення модуля m = m n зі співвідношення
m = (0,01 - 0,03) SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч Aw (4.2.11)
Розраховуємо
m = 0,02 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч100 мм
Значення модуля лежать в діапазоні від 1,0 мм до 3,0 мм. Можливі відповідно до стандарту, одне зі значень таблиці 2.22 [З]
m n = 2,0 мм
в) Ширина вінця колеса і шестерні
Визначаємо робочу ширину вінця колеса:
b 2 = SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y BA SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧAw (4.2.12)
Розраховуємо
b 2 = SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y BA SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧAw = 0,4 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч100 = 40 мм
Вибираємо робочу ширину вінця колеса із ряд бажаних лінійних розмірів
b 2 = 40 мм
Робоча ширина шестерні визначається співвідношенням
b 1 = b 2 + (2 - 5) = 40 +5 = 45 мм (4.2.13)
У відповідності зі стандартами числових значень таблиці 2.5 [З], вибираємо з отриманого діапазону таке значення для робочої ширини шестірні
b 1 = 45 мм
г) Число зубів шестерні і колеса
Aw = m n SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч (Z 1 + Z 2) / (2SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чcos (SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b)) (4.2.14 )
Z S = Z 1 + Z 2 = 2Aw. CosSYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b / m n
Зауваження: для циліндричної прямозубой передачі SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b приймаємо за 0 про
Обчислимо Z S (загальна кількість зубів)
Z S = AwSYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чcos (SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b) / m n = 100SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч1 / 2 = 100 (4.2.15)
Визначимо Z 1 і Z 2 із співвідношення U 12 = Z 2 / Z 1
cos (SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b) = 0
Z 2 = U 12 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч Z 1 => U 12 = Z 2 / Z 1 = 80/20 = 4
Z l = 20 - число зубів шестерні
Z 2 = 80 - число зубів колеса
д) Ділильні діаметри колеса і шестерні
Визначаємо ділильні діаметри шестерні і колеса за формулами: [1, стор 37]
d 1 = Z 1 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чm n / cos (SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b) (4.2.16)
d 2 = Z 2 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чm n / cos (SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b) (4.2.17)
d 1 = 20SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2 / 1 = 40 мм
d 2 = 80SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2 / 1 = 160 мм
Здійснимо перевірку правильності отриманих результатів
Aw = (d 1 + d 2) / 2 (4.2.18)
Aw = (40 +160) / 2 = 100 мм
Точність вироблених обчислень не перевищила допустиму, дані, отримані в ході розрахунку є вірними.
Основні параметри циліндричних зубчастих передач, виконаних без зміщення
Діаметр вершин зубів
шестерні d A1 = d 1 +2 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чm n = 40 +2 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2 = 44мм (4.2.19)
колеса dA2 = d2 +2 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чm n = 160 +2 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2 = 164 мм (4.2.20)
Діаметр западин зубів
шестерні dF1 = d1 -2,5 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чm n = 40-2,5 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2 = 35 мм (4.2.21)
колеса: dF2 = d2 -2,5 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чm n = 160-2,5 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2 = 155 мм (4.2.22)
е) Ступінь точності передачі
визначаємо окружну швидкість коліс за формулою
V = SYMBOL 112 \ f "Symbol" \ s 12pSYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чd l SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чn l / 60SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 (4.2.23)
V = 3,14 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч37, 14SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч1425/60SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 = 2,985 м / с
Згідно табл. 2.21 [З] вибираємо необхідну точності передачі
ступінь точності передачі Ст-9
4.3 Перевірочний розрахунок спроектованої передачі
а) Розрахунок на контактну витривалістьВиконаємо перевірочний розрахунок спроектованої передачі: SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H SYMBOL 163 \ f "Symbol" \ s 12Ј [SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H], згідно з рекомендаціями табл. 2.9 [З]
Для циліндричних передач
Z H-коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь зубів (див.нижче)
Z M-допоміжний коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів коліс (див. п. 4)
Z E - коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній (див. нижче)
W HT - питома розрахункова окружна сила (див. нижче)
U 12 - передавальне число (див. п, 3)
d l - ділильний діаметр шестірні (см, п, 4)
Задамося відсутніми коефіцієнтами:
Коефіцієнт Z H визначимо з таблиці 2.15 [3], кут нахилу лінії зуба SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b = 0 o
Z H = 1,76
Коефіцієнт Ze визначимо з таблиці 2.17 [3]
Z E = 0,90
Коефіцієнт Z М визначимо з таблиці 2.9 [3]
Z М = 274
1.Коеффіціент торцевого перекриття
E SYMBOL 97 \ f "Symbol" \ s 12 a = [1,88 - 3,2 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч (1 / Z 1 ± 1 / Z 2)] cos (SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b) = [1,88 - 3,2 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч (1 / 20 +1 / 80)] / 1 = 1,68 (4.3.2)
2.Коеффіціент осьового перекриття
E в = b 2 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чsin (SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b) / (m n) = 40SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч0 / 2 = 0 (4.3. 3)
Визначимо питому розрахункову окружну силу W HT: [3, табл. 2.8, стор 20]
Т 1 - крутний момент на ведучому валу (див. п. 3)
K hб - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами (див.нижче)
K Hв - коефіцієнт, що враховує динамічну навантаження в зачепленні (див.нижче)
K HV - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця (див. п. 4)
d 1 - ділильний діаметр шестірні (див. п. 4)
b w - робоча ширина вінця колеса (див. п. 4)
Задамося відсутніми коефіцієнтами:
Коефіцієнт K hб визначимо з таблиці 2.19 [3]:
Окружна швидкість = 2,985 м / с
Ступінь точності = 9
Коефіцієнти K HA = 1,16
K HB = 1,04
Коефіцієнт Кнv визначимо з таблиці 2.20 [З]
Твердість поверхні зубів <350 HB
Колеса циліндричні
Коефіцієнти K HV = 1,2
K FV = 1,5
За формулою (4.3.1) розраховуємо
Перевіряємо умову SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H <[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s 'H]
Висновок: розрахункове контактне напруження не перевершило значення допустимого контактної напруги. Вибір матеріалів та проведений розрахунок були зроблені правильно.
б) Розрахунок на витривалість при згині
Виконаємо перевірочний розрахунок за умовами: SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s F SYMBOL 163 \ f "Symbol" \ s 12Ј [SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s F], згідно з рекомендаціями табл. 2.9 [3]
Для циліндричних передач
SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s F = Y F1 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧY B SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧW FT / m <[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s F] (4.3.5)
Y F - коефіцієнт форми зуба (див. нижче)
Y B - коефіцієнт враховує нахил зуба (див. нижче)
W FT - питома розрахункова окружна сила (див. нижче)
m - модуль зуба (див. п. 4)
Задамося відсутніми коефіцієнтами:
Коефіцієнт Y F визначимо за таблицею 2.18 [3];
1. Еквівалентне число зубів:
Z V = Z / cos 3 (SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b) (4.3.6)
Z V = 80 / 1 3 = 80 - для колеса
Z V = 20 / 1 3 = 20 - для шестірні
Шестерня
Z V = 20
Y F = 4,08
Колесо
Z V = 80
Y F = 3,61
Коефіцієнт Y B визначимо з таблиці 2.16 [З]
Кут нахилу зуба SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b = 0 o
Y B = 1
Визначимо питому розрахункову окружну силу W FT
W FT = 2SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧT 1 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧK Fб SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧK Fв SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧK FV / d 1 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чb w = 2.14740.1.1, 15.1, 28 / (40.44) = 21,649 Н / мм 2 (4.3.7)
K FB - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця (див. вище п. 4)
K FV - коефіцієнт, що враховує динамічну навантаження в зачепленні (див. п. 4)
За формулою (4.3.5) розраховуємо SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s F
Колесо
SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s F = 4,08 · 1.21, 649 / 2 = 50,283 H / мм 2
Шестерня
SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s F = 3,61 · 1.21, 649 / 2 = 44,491 H / мм 2
Висновок: результати перевірочного розрахунку на витривалість при згині зубів коліс не перевершили допустимих показників напружень при згині. Вибір матеріалів та проведений розрахунок геометричних параметрів проведений вірно.
4.4 Розрахунок діаметрів валів редуктора
Діаметр валу оцінюємо виходячи з розрахунку тільки на крутіння при знижених допускаються напругах:T - крутний момент, що діє в розрахунковому перерізі вала (НSYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чмм)
[T k]-напруга, що допускається при крученні для сталевих валів згідно табл (3.1) [8]
[T k] = (10 - 15) Н / мм 2
а) швидкохідний вал
Шестерню виконуємо заодно з валом
1) Діаметр d 1 хвостовика вала визначаємо за формулою (4.4.1), при цьому
Т = Т 1 - крутний момент на швидкохідному валу (див. n. 3)
[T k] = 15 Н / мм 2 (див. п. 3.1 [8])
d1 = 17
Округлюємо результат до найближчого значення із ряду бажаних чисел R 40
d 2 = 17 мм
Оскільки діаметр d 1 з'єднаний муфтою з валом електродвигуна, то необхідно согласоватьдіаметри валу електродвигуна d е і d 1. Вo уникнути розробки "спеціальної" муфти, приймаємо d 1 = (0,8 - 1,2) SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чd е.
Виконання 90L4/95
Потужність 2,2 кВт
Асинхронна частота обертання 1425 об / хв
Діаметр хвостовика двигуна 24 мм
Остаточно діаметр хвостовика приймаємо рівним: d 1 = 24 мм
2) Діаметр валу під підшипник
Приймаються d 1п = 30 мм
3) діаметр буртика підшипника
d 1бп = d 1п +3. r = 36 мм
б) Тихохідний вал
1) Діаметр d 2 хвостовика вала визначаємо за формулою (4.4.1), при цьому
Т = Т 2 - крутний момент на тихохідному валу (див. n. 3)
[T k] = 15 Н / мм 2 (див. п. 3.1 [8])
d2 = 26,984
Округлюємо результат до найближчого значення із ряду бажаних чисел R 40
d 2 = 28 мм
2) Діаметр валу під підшипник
Приймаються d 2п = 30 мм
3) діаметр буртика підшипника
d 2бп = D 1 п +3. R = 36 мм
4) Діаметр посадкового місця колеса
Приймаються d к = 36 мм
5) Діаметр буртика колеса
d бк = d k +3 f = 39 мм
4.5 Конструктивні розміри корпусу редуктора
Див ріс.10.18 і табл. 10.2 і 10.3 [1].Товщина стінок корпусу
SYMBOL 100 \ f "Symbol" \ s 12d SYMBOL 179 \ f "Symbol" \ s 12і0, 025 · а w +1 = 0,025 · 100 +1 = 3,5 мм
Приймаються SYMBOL 100 \ f "Symbol" \ s 12d = 8 мм
Товщина стінок кришки
SYMBOL 100 \ f "Symbol" \ s 12d 1 SYMBOL 179 \ f "Symbol" \ s 12і0, 02 · а w +1 = 0,02 · 100 +1 = 3 мм
Приймаються SYMBOL 100 \ f "Symbol" \ s 12d 1 = 8 мм
Товщина фланців
Верхнього пояса кришки і корпусу
b = b 1 = 1,5 SYMBOL 100 \ f "Symbol" \ s 12d = 1,5 · 8 = 12 мм
Нижнього пояса корпуса
p = 2,35 · 8 = 19 мм
Приймаються p = 20 мм
Діаметр фундаментних болтів
d 1 = (0,03 - 0,036) a w +12 = 15 мм
Діаметр болтів для кріплення кришки до корпусу
d 2 = (0,5 - 0,6) d 1 = 9 мм
4.6 Вибір підшипників і розрахунок їх на довговічність
а) Попередній вибірЗа знайденими вище діаметрам валів під підшипники підбираємо за каталогом (див. [1])
1) Для тихохідного вала підшипники легкої серії:
позначення 206
тип підшипника радіальний однорядний
вантажопідйомність С = 15300 Н
З O = 10200 Н
діаметр внутрішнього кільця підшипника, d = 30 мм
діаметр зовнішнього кільця підшипника, D = 62 мм
ширина підшипника, Т = 16 мм
2) Для швидкохідного валу вибираємо підшипники легкої серії:
позначення 7206
тип підшипника радіальний однорядний
вантажопідйомність С = 29800Н
З O = 22300Н
діаметр внутрішнього кільця підшипника, d = 30 мм
діаметр зовнішнього кільця підшипника, D = 62 мм
ширина підшипника, Т = 16 мм
б) Побудова епюр моментів швидкохідного валу
в) Побудова епюр моментів тіхооходного валу
г) Розрахунок на довговічність (швидкохідний вал)
1) Сили діючі в зачепленні (див. рис. 2)
Окружна складова
Ft = 2SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧT 1 / d 1 = 2SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч14740/40 = 736,783 Н (4.6.1)
T 1 - крутний момент на ведучому валу, (НSYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чмм)
d 1 - ділильний діаметр шестірні, (мм)
Радіальна складова
Fr = FtSYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч (tg (SYMBOL 97 \ f "Symbol" \ s 12a) / cos (SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b)) = 2,747 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 Н (4.6.2)
Ft - окружна сила (див. вище), (Н)
SYMBOL 97 \ f "Symbol" \ s 12a - кут зачеплення SYMBOL 97 \ f "Symbol" \ s 12a = 20
SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b - кут нахилу зубів (див. п. 4)
Осьові складові
F A = Ft SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чtg (SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b) = F A12 = F A21 = 0 Н (4.6.3)
Реакції в опорах:
в площині XZ
Rrx 1 = Rx 2 = Ft / 2
у площині YZ
Розрахуємо
Rrx 1 = Rx 2 = 1,228 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 / 2 = 613,983 Н
Ry 1 = Ry 2 = 1,374 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 Н
Визначаємо сумарні радіальні реакції
Pr 1 = Pr 2 = 1,505 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 H
Осьові навантаження для швидкохідного валу:
S = 0,83 SYMBOL 46 \ f "Symbol" \ s 12. e. F r = 0,83 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч0, 36SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2, 747SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 = 820,804 H (4.6.7)
Відповідно до таблиці 9.21 [2], осьові навантаження:
F aI = S = 820,804 H
F aII = S + F a = 820,804 +0 = 820,804 H
Еквівалентна навантаження див. формулу (9.3) [1]
Р е = V SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч F r SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч До б. K t = 1SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2, 747SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч1, 2. 1 = 3296 H (4.6.8)
V - коефіцієнт, при обертанні внутрішнього кільця
V = 1
До б - коефіцієнт навантаження див. [1, табл. 9.19]
К = 1,2
K t - Температурний коефіцієнт див. [1, табл. 9.20]
K t = 1
2) Розрахунок на довговічність
Розрахункова довговічність, год (див. формулу (9.1.) [1]):
Lh = 10 червня SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч (C / Р е.) p / 60SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чn (4.6.9)
С - динамічне навантаження по каталогу, (Н)
Ре - еквівалентна навантаження, (Н)
р - показник ступеня, для роликопідшипників p = 3,33
n - частота обертання; об / хв
Розраховуємо роликопідшипник
Lh = 6 жовтня SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч (29800/3296) 3,33 / 60 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч1425 = 1,788. 10 4 год
Lh = 1,788. 10 4> 24SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 (заданий термін служби)
Висновок: Вибрані підшипники забезпечують необхідний запас довговічності і можуть бути використані в опорних вузлах редуктора.
д) Розрахунок на довговічність (тихохідний вал)
1) Реакції в опорах
2) Ft = 2SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧT 2 / d 2 = 2. 58942,6 / 160 = 736,783 Н
Т 2 - крутний момент на відомому валу, (НSYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чмм)
d 2 - ділильний діаметр колеса, (мм)
Радіальна складова
Fr = FtSYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч (tg (SYMBOL 97 \ f "Symbol" \ s 12a) / cos (SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b)) = 2,747 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 Н
Ft - окружна сила (див. вище), (Н)
SYMBOL 97 \ f "Symbol" \ s 12a - кут зачеплення SYMBOL 97 \ f "Symbol" \ s 12a = 20
SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b - кут нахилу зубів (див. п. 4)
Осьові складові
F A = Ft SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чtg (SYMBOL 98 \ f "Symbol" \ s 12b) = F A12 = F A21 = 0 Н
Реакції в опорах:
в площині XZ
Rrx 1 = Rx 2 = Ft / 2
у площині YZ
Розрахуємо
Rrx 1 = Rx 2 = 1,228 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 / 2 = 613,983 Н
Ry 1 = Ry 2 = 1,374 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 Н
Визначаємо сумарні радіальні реакції
Pr 1 = Pr 2 = 1,505 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 H
Осьові навантаження для тихохідного вала:
S = e. F r = 0,36 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2, 747SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 = 988,92 H
Відповідно до таблиці 9.21 [2], осьові навантаження:
F aI = S = 988,92 H
F aII = S + F a = 988,92 +0 = 988,92 H
Еквівалентна навантаження див. формулу (9.3) [1]
Р е = V SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч F r SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч До б. K t = 1SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч2, 747SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч1, 2. 1 = 3296 H
V - коефіцієнт, при обертанні внутрішнього кільця
V = 1
До б - коефіцієнт навантаження див. [1, табл. 9.19]
К = 1,2
K t - Температурний коефіцієнт див. [1, табл. 9.20]
K t = 1
2) Розрахунок на довговічність
Розрахункова довговічність, год (див. формулу (9.1.) [1]):
Lh = 10 червня SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч (C / Р е.) p / 60SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чn (4.6.9)
С - динамічне навантаження по каталогу, (Н)
Ре - еквівалентна навантаження, (Н)
р - показник ступеня, для шарикопідшипників р = 3
n - частота обертання; об / хв
Розраховуємо
шарикопідшипник
Lh = 6 жовтня SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч (C / Р е.) p / 60SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чn = 10 Червня SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч (15300/3296) 3 / 60SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч360 = 4,631. 10 4 год
Lh = 4,631. 10 4> 24SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 3 (заданий термін служби)
Висновок: Вибрані підшипники забезпечують необхідний запас довговічності і можуть бути використані в опорних вузлах редуктора.
4.7 Перевірка міцності шліцьових і шпонкових з'єднань
Шпонки призматичніМатеріал шпонки: сталь 45 чисто Тянутая
Межа текучості матеріалу шпонки SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s в> 600 Н / мм 2 см. параграф 8.4 [1]
Допустиме напруження зминання [SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s] см = 70 МПа
1) Ведений вал
діаметр валу d 2 = 28 мм
довжина l = 32 мм
висота шпонки h = 7 мм
ширина шпонки b = 8 мм
глибина паза валу t 1 = 4,0 мм
втулки t 2 = 3,3 мм
Перевірочний розрахунок на зминання
Напруження зминання і умови міцності визначаємо за формулою (п. 3.3) [7]
SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s см max = 2SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧT / dSYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ЧlSYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12ч (h-t1) <[ SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s см] (4.7.1)
Т - передається обертаючий момент (див. п. 3) (НSYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Чмм)
d - діаметр валу в місці установки шпонки (див. вище) (мм)
h - висота шпонки (див. вище) (мм)
b - ширина шпонки (див. вище); (мм)
l - довжина шпонки (див. вище) (мм)
[SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s см] - допустиме напруження зминання при сталевий маточині:
Розраховуємо за формулою (4.7.1):
SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s см max = 2. 58940/28. 32. (7 - 4) = 43 МПа
3аключвніе: перевірочний розрахунок шпонки на зминання показав, що напруга зминання не перевершує допустимого значення. Використання шпонок даного типу і з даними геометричними параметрами цілком припустимо в рамках проектованої передачі.
5.8 Перевірка небезпечних перерізів швидкохідного валу 5hmhffyrw3ZY754FV7THH
Визначення точок прикладання радіальних навантажень на валу (відстаней L 1 і L 2)Визначимо відстань від внутрішнього кільця підшипника до точки прикладення навантаження
(Див. формулу 9.11 [1])
Коефіцієнти T, d, D, e, - розміри підшипника див. вище
а = 16.3
Відстані L 1 і L 2 (визначаємо з першого етапу компонування редуктора)
L 1 = L 2 = 61 мм
Матеріал валу
Сталь 45. Термічна обробка - поліпшення
Середнє значення SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s в = 780 МПа
Межа витривалості при симетричному циклі вигину
SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s -1 SYMBOL 64 \ f "Symbol" \ s 12 @ 0,43 * SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s в
SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s -1 = 0,43 * 780 = 335 МПа
Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напружень SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t -1 = 0.58 * SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s -1
SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t -1 = 0,58 * 335 = 193 МПа
а) Перетин А-А
Це перетин при передачі обертаючого моменту від електродвигуна через муфту розраховуємо на кручення
Коефіцієнт запасу міцності (див. формулу 8.19 [1])
Aмплитуде нормальних напруг крутіння
W k - момент опору крученню
b - ширина шпонки
t 1 - глибина паза
W k = 3,14 * 26 3 / 16-8 * 4 * (26-4) 2 / 2 / 26 = 3151 мм 3
SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t SYMBOL 117 \ f "Symbol" \ s 12 u = SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t m = 41446/2/3151 = 6.6 МПа
З таблиць 8.5; 8.8 [1]
k SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 1.68
SYMBOL 101 \ f "Symbol" \ s 12e SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 0.79
Для прийнятого матеріалу вала SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 0.1
S = S SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 13.6
Такий великий запас міцності пояснюється необхідністю збільшення діаметру під стандартну муфту.
Висновок: міцність в перетині А-А забезпечена
б) Перетин BB
Приймаємо діаметр валу d SYMBOL 64 \ f "Symbol" \ s 12 @ d f1 SYMBOL 64 \ f "Symbol" \ s 12 @ 32 мм
Коефіцієнт запасу міцності
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напругам
Коефіцієнти:
SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 0.1; і SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12 s = 0.2 (см стор 163 і стр166 [1])
k SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12 s = 1.78; k SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 1.67 (див. табл. 8.6 [1])
SYMBOL 101 \ f "Symbol" \ s 12e SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12 s = 0.90; SYMBOL 101 \ f "Symbol" \ s 12e SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 0.76 (див. табл. 8.8 [1])
Згинальний момент у горизонтальній площині
М x = R xII * L 2
М x = 506,8 * 61 = 68076 Н * мм
Згинальний момент у вертикальній площині
М y = R yII * L 2
М y = 331,4 * 61 = 30915 Н * мм
Сумарний згинальний момент
Момент опору крученню
W = 3,14 * 32 3 / 32 = 3215 мм 3
Aмплитуде нормальних напруг вигину
SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s SYMBOL 117 \ f "Symbol" \ s 12 u = 23.2 МПа
Середня напруга циклу нормальних напружень
SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s m = 566,8 / 3,14 / 32 2 * 4 = 0.71 МПа
У подальших розрахунках не враховуємо (величина пренебрежимо мала)
S SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12 s = 7.3
Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням
Aмплитуде нормальних напруг крутіння
W k - момент опору крученню
W k = 3,14 * 32 3 / 16 = 6430 мм 3
SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t SYMBOL 117 \ f "Symbol" \ s 12 u = SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t m = 41446/2/6430 = 3.2 МПа
S SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 28.5
S = 7.0
Висновок: міцність в перерізі В-В забезпечена
Визначимо відстань від внутрішнього кільця підшипника до точки прикладання навантаження (див. формулу 9.11 [1])
Коефіцієнти T, d, D, e, - розміри підшипника
а = 16.3 мм
Відстані L 1 і L 2 (визначаємо з першого етапу компонування редуктора)
L 1 = L 2 = 61 мм
Матеріал валу
Сталь 45. Термічна обраьотка - нормалізація
Середнє значення SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s в = 570 МПа
Межа витривалості при симетричному циклі вигину SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s -1 SYMBOL 64 \ f "Symbol" \ s 12@0.43 * SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s в
SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s -1 = 0,43 * 570 = 246 МПа
Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напружень SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t -1 = 0.58 * SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s -1
SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t -1 = 0,58 * 246 = 142 МПа
а) Перетин С-С
Це перетин при передачі обертаючого моменту від електродвигуна через муфту розраховуємо на кручення
Коефіцієнт запасу міцності (див. формулу 8.19 [1])
Aмплитуде нормальних напруг крутіння
W k - момент опору крученню
b - ширина шпонки
t 1 - глибина паза
W k = 3,14 * 40 3 / 16-8 * 5 * (40-5) 2 / 2 / 40 = 11648 мм 3
SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t SYMBOL 117 \ f "Symbol" \ s 12 u = SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t m = 248676/2/11648 = 10.2
З таблиць 8.5; 8.8 [1]
k SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 1.50
SYMBOL 101 \ f "Symbol" \ s 12e SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 0.73
Для прийнятого матеріалу вала SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 0.1
S = S SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 6.4
Висновок: міцність в перерізі С-С-забезпечена
б) Перетин DD
Концентрація напружень обумовлена наявністю шліцьового з'єднання
Коефіцієнт запасу міцності
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напругам
Коефіцієнти:
SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 0.1; і SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12 s = 0.2 (см стор 163 і стр166 [1])
k SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12 s = 1.55; k SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 2.35 (див. табл. 8.6 [1])
SYMBOL 101 \ f "Symbol" \ s 12e SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12 s = 0.85; SYMBOL 101 \ f "Symbol" \ s 12e SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 0.73 (див. табл. 8.8 [1])
Згинальний момент у горизонтальній площині
М x = R xII * L 2
М x = 1116 * 61 = 68076 Н * мм
Згинальний момент у вертикальній площині
М y = R yII * L 2
М y = 331,4 * 61 = 30915 Н * мм
Сумарний згинальний момент
Момент опору крученню
W = 3,14 * 52 3 / 32 = 13797 мм 3
Aмплитуде нормальних напруг вигину
SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s SYMBOL 117 \ f "Symbol" \ s 12 u = 74767/13797 = 5.4 МПа
Середня напруга циклу нормальних напружень
SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s m = 566,8 / 3,14 / 52 2 * 4 = 0.27 МПа
У подальших розрахунках не враховуємо (величина пренебрежимо мала)
S SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12 s = 23
Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням
Aмплитуде нормальних напруг крутіння
W k - момент опору крученню
W k = 3,14 * 52 3 / 16 = 27594 мм 3
SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t SYMBOL 117 \ f "Symbol" \ s 12 u = SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t m = 248676/2/27594 = 4.3 МПа
S SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 14.8
S = 12.4
Висновок: міцність в перетині DD забезпечена
Діаметр зрізувального штифта см.формулу 11.3 [1]
де:
Т m - максимальний момент
R - відстань від осівала до осі штифта
SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t ср-межа міцності на зріз для матеріалу штифта
SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t сер = 400 МПа див. пункт 11.2 [1]
T m = 1,05 kT ном = 1,05 * 2,5 * 248676 = 626664 НММ
k = 2,5 див. табл. 11.3 [1]
Приймаються R = 65 мм
Округлюємо значення d вгору до стандартного значення за ГОСТ 3128 - 70
d = 4 мм
За табл. 10.18 [1] встановлюємо в'язкість масла:
Контактні напруги, SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H: до 550 МПа
окружна швидкість V: до 1.5 м / с
в'язкість масла: 34SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 -6 м 2 / с
Згідно табл. 10.10 [1] здійснюємо вибір масла:
В'язкість масла: 34SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 -6 м 2 / с
Сорт масла: індустріальне.
Марка: І-40А.
Камери підшипників заповнювати пластичним мастильним матеріалом УТ-1, натрієвої основи (см, табл. 9.14 [1])
8 Список використаної літератури
1. Курсове проектування деталей машин. С.А. Чернавський, К. М. Боков, І. М. Чернін та ін М.: машинобудування, 1987.
2. Проектування механічних передач / Под ред. С. А. Чернавського 5-е вид.: Машинобудування; 1984, 558 с.
3. Методичні вказівки до практичних та лабораторних занять з курсів "Основи конструювання" та "Основи інженерного проектування". Механічні передачі. С. ф. Мороз, Н. А. Аксьонова, В. В. Баранов та ін, М.: Изд-во МЕІ, 1987.
4. Методичні вказівки до курсового проектування з курсів "Основи конструювання", "Конструювання машин", "Інженерне проектування". Ю. І. Сазонов. М.: Изд-во МЕІ, 1991.
5. Загальнотехнічний довідник / За ред. Є. А, Скороходова - 2-е вид., Перераб., І доп. - М.: Машинобудування. 1982.415 с.
6. Оформлення розрахунково-пояснювальної записки (РПЗ) до курсового проекту та типового розрахунку (ТР). А. Г. Фролов - М.: Изд-во МЕІ, 1989.
7. Методичні вказівки до практичних та лабораторних занять з курсу "Основи конструювання". З'єднання / Под ред. С. Ф. Мороз-М.: Вид-во МЕІ, 1981.
8. Машинобудівне креслення / Под ред. Г. П. Вяткіна - 2-е вид., Перероб, і доп. - М,: Машинобудування, 1985.368 с.
9. "Конструювання вузлів і деталей машин", П. Ф. Дунаєв, О. П. Льоліком, М.: Вища школа, 1985.
10. "Деталі машин", П. Г. Гузенко, 3-е изд., Перераб. і доп. -М.: Вищ. Школа, 1982ю-351 с., Іл.
11. "Деталі машин" атлас конструкцій 1, 2 частини; / Під. Ред. Д.М. Решетова, 5-е вид., Перераб. і доп. -М.: Машинобудування, 1992 р.
SYMBOL 101 \ f "Symbol" \ s 12e SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 0.79
Для прийнятого матеріалу вала SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 0.1
S = S SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 13.6
Такий великий запас міцності пояснюється необхідністю збільшення діаметру під стандартну муфту.
Висновок: міцність в перетині А-А забезпечена
б) Перетин BB
Приймаємо діаметр валу d SYMBOL 64 \ f "Symbol" \ s 12 @ d f1 SYMBOL 64 \ f "Symbol" \ s 12 @ 32 мм
Коефіцієнт запасу міцності
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напругам
Коефіцієнти:
SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 0.1; і SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12 s = 0.2 (см стор 163 і стр166 [1])
k SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12 s = 1.78; k SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 1.67 (див. табл. 8.6 [1])
SYMBOL 101 \ f "Symbol" \ s 12e SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12 s = 0.90; SYMBOL 101 \ f "Symbol" \ s 12e SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 0.76 (див. табл. 8.8 [1])
Згинальний момент у горизонтальній площині
М x = R xII * L 2
М x = 506,8 * 61 = 68076 Н * мм
Згинальний момент у вертикальній площині
М y = R yII * L 2
М y = 331,4 * 61 = 30915 Н * мм
Сумарний згинальний момент
Момент опору крученню
W = 3,14 * 32 3 / 32 = 3215 мм 3
Aмплитуде нормальних напруг вигину
SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s SYMBOL 117 \ f "Symbol" \ s 12 u = 23.2 МПа
Середня напруга циклу нормальних напружень
SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s m = 566,8 / 3,14 / 32 2 * 4 = 0.71 МПа
У подальших розрахунках не враховуємо (величина пренебрежимо мала)
S SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12 s = 7.3
Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням
Aмплитуде нормальних напруг крутіння
W k - момент опору крученню
W k = 3,14 * 32 3 / 16 = 6430 мм 3
SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t SYMBOL 117 \ f "Symbol" \ s 12 u = SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t m = 41446/2/6430 = 3.2 МПа
S SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 28.5
S = 7.0
Висновок: міцність в перерізі В-В забезпечена
4.9 Перевірка небезпечних перерізів тихохідного валу
Визначення точок прикладання радіальних навантажень на валу (відстаней L 1 і L 2)Визначимо відстань від внутрішнього кільця підшипника до точки прикладання навантаження (див. формулу 9.11 [1])
Коефіцієнти T, d, D, e, - розміри підшипника
а = 16.3 мм
Відстані L 1 і L 2 (визначаємо з першого етапу компонування редуктора)
L 1 = L 2 = 61 мм
Матеріал валу
Сталь 45. Термічна обраьотка - нормалізація
Середнє значення SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s в = 570 МПа
Межа витривалості при симетричному циклі вигину SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s -1 SYMBOL 64 \ f "Symbol" \ s 12@0.43 * SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s в
SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s -1 = 0,43 * 570 = 246 МПа
Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напружень SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t -1 = 0.58 * SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s -1
SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t -1 = 0,58 * 246 = 142 МПа
а) Перетин С-С
Це перетин при передачі обертаючого моменту від електродвигуна через муфту розраховуємо на кручення
Коефіцієнт запасу міцності (див. формулу 8.19 [1])
Aмплитуде нормальних напруг крутіння
W k - момент опору крученню
b - ширина шпонки
t 1 - глибина паза
W k = 3,14 * 40 3 / 16-8 * 5 * (40-5) 2 / 2 / 40 = 11648 мм 3
SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t SYMBOL 117 \ f "Symbol" \ s 12 u = SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t m = 248676/2/11648 = 10.2
З таблиць 8.5; 8.8 [1]
k SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 1.50
SYMBOL 101 \ f "Symbol" \ s 12e SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 0.73
Для прийнятого матеріалу вала SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 0.1
S = S SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 6.4
Висновок: міцність в перерізі С-С-забезпечена
б) Перетин DD
Концентрація напружень обумовлена наявністю шліцьового з'єднання
Коефіцієнт запасу міцності
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напругам
Коефіцієнти:
SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 0.1; і SYMBOL 121 \ f "Symbol" \ s 12y SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12 s = 0.2 (см стор 163 і стр166 [1])
k SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12 s = 1.55; k SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 2.35 (див. табл. 8.6 [1])
SYMBOL 101 \ f "Symbol" \ s 12e SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12 s = 0.85; SYMBOL 101 \ f "Symbol" \ s 12e SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 0.73 (див. табл. 8.8 [1])
Згинальний момент у горизонтальній площині
М x = R xII * L 2
М x = 1116 * 61 = 68076 Н * мм
Згинальний момент у вертикальній площині
М y = R yII * L 2
М y = 331,4 * 61 = 30915 Н * мм
Сумарний згинальний момент
Момент опору крученню
W = 3,14 * 52 3 / 32 = 13797 мм 3
Aмплитуде нормальних напруг вигину
SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s SYMBOL 117 \ f "Symbol" \ s 12 u = 74767/13797 = 5.4 МПа
Середня напруга циклу нормальних напружень
SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s m = 566,8 / 3,14 / 52 2 * 4 = 0.27 МПа
У подальших розрахунках не враховуємо (величина пренебрежимо мала)
S SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12 s = 23
Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням
Aмплитуде нормальних напруг крутіння
W k - момент опору крученню
W k = 3,14 * 52 3 / 16 = 27594 мм 3
SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t SYMBOL 117 \ f "Symbol" \ s 12 u = SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t m = 248676/2/27594 = 4.3 МПа
S SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12 t = 14.8
S = 12.4
Висновок: міцність в перетині DD забезпечена
5 Розрахунок муфти (визначення діаметра зрізується штифта)
Матеріал штифта: сталь 45, загартована до HRC 38 - 43Діаметр зрізувального штифта см.формулу 11.3 [1]
де:
Т m - максимальний момент
R - відстань від осівала до осі штифта
SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t ср-межа міцності на зріз для матеріалу штифта
SYMBOL 116 \ f "Symbol" \ s 12t сер = 400 МПа див. пункт 11.2 [1]
T m = 1,05 kT ном = 1,05 * 2,5 * 248676 = 626664 НММ
k = 2,5 див. табл. 11.3 [1]
Приймаються R = 65 мм
Округлюємо значення d вгору до стандартного значення за ГОСТ 3128 - 70
d = 4 мм
6 Вибір сорту масла
Змазування шевронного зачеплення здійснюється зануренням шевронного колеса в масло заливається всередину корпусу до рівня, що забезпечує занурення коліс.За табл. 10.18 [1] встановлюємо в'язкість масла:
Контактні напруги, SYMBOL 115 \ f "Symbol" \ s 12s H: до 550 МПа
окружна швидкість V: до 1.5 м / с
в'язкість масла: 34SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 -6 м 2 / с
Згідно табл. 10.10 [1] здійснюємо вибір масла:
В'язкість масла: 34SYMBOL 215 \ f "Symbol" \ s 12Ч10 -6 м 2 / с
Сорт масла: індустріальне.
Марка: І-40А.
Камери підшипників заповнювати пластичним мастильним матеріалом УТ-1, натрієвої основи (см, табл. 9.14 [1])
7 Допуски і посадки
| Сполучених деталі Посадка | Граничні відхилення Граничні розміри, мм | Схеми посадок | Наїб. найм. натяг зазори, мкм |
Кочення - вал | + - | ||
Кочення - корпус | + - | ||
| + - | |||
| + - | |||
| + - |
8 Список використаної літератури
1. Курсове проектування деталей машин. С.А. Чернавський, К. М. Боков, І. М. Чернін та ін М.: машинобудування, 1987.
2. Проектування механічних передач / Под ред. С. А. Чернавського 5-е вид.: Машинобудування; 1984, 558 с.
3. Методичні вказівки до практичних та лабораторних занять з курсів "Основи конструювання" та "Основи інженерного проектування". Механічні передачі. С. ф. Мороз, Н. А. Аксьонова, В. В. Баранов та ін, М.: Изд-во МЕІ, 1987.
4. Методичні вказівки до курсового проектування з курсів "Основи конструювання", "Конструювання машин", "Інженерне проектування". Ю. І. Сазонов. М.: Изд-во МЕІ, 1991.
5. Загальнотехнічний довідник / За ред. Є. А, Скороходова - 2-е вид., Перераб., І доп. - М.: Машинобудування. 1982.415 с.
6. Оформлення розрахунково-пояснювальної записки (РПЗ) до курсового проекту та типового розрахунку (ТР). А. Г. Фролов - М.: Изд-во МЕІ, 1989.
7. Методичні вказівки до практичних та лабораторних занять з курсу "Основи конструювання". З'єднання / Под ред. С. Ф. Мороз-М.: Вид-во МЕІ, 1981.
8. Машинобудівне креслення / Под ред. Г. П. Вяткіна - 2-е вид., Перероб, і доп. - М,: Машинобудування, 1985.368 с.
9. "Конструювання вузлів і деталей машин", П. Ф. Дунаєв, О. П. Льоліком, М.: Вища школа, 1985.
10. "Деталі машин", П. Г. Гузенко, 3-е изд., Перераб. і доп. -М.: Вищ. Школа, 1982ю-351 с., Іл.
11. "Деталі машин" атлас конструкцій 1, 2 частини; / Під. Ред. Д.М. Решетова, 5-е вид., Перераб. і доп. -М.: Машинобудування, 1992 р.