200.0 125 2.3 Розрахунок закритою циліндричної зубчастої передачі Проектний розрахунок 2.3.1Определім головний параметр - міжосьова відстань а w, мм 
а w = К (u +1) * 3 Ö (T 2 * 10 ³) / (ψ a 2 u 2 [σ] н 2) * До Н β, мм (25) де Ка - допоміжний коефіцієнт, Ка = 43, ψ a - коефіцієнт вінця колеса, ψ a = 0,28 ... 0,36, u - передавальне число редуктора (см.табл.3), Т 2 - обертаючий момент на тихохідному валу передачі, Н * м, (см.табл.3) [Σ] н - допустиме контактне напруження колеса з менш міцним зубом, Н * мм ², До Н β - коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба, КН β = 1. а w = 43 (4, 5 +1) * ³ √ (373 * 10 3) / (0.36 * 4, 5 2 * 261 2) * 1 = 214, 9 Приймаються а w = 230 мм Визначимо модуль зачеплення m, мм m ≥ (2 * До m T 2 * 10 ³) / (d 2 b 2 [s] F), (26) де К m - допоміжний коефіцієнт, К m = 5.8, d 2 - ділильний діаметр колеса, мм d 2 = (2 а w u) / (u +1), (27) d 2 = 2 * 230 * 4, 5 / 4, 5 +1 = 376, 45 мм b 2 - ширина вінця колеса, мм b 2 = ψ * а w, (28) b 2 = 0, 28 * 230 = 65мм [S] F - напруга, що допускається вигину колеса з менш міцним зубом, Н / мм ² (см.табл.4) m ≥ 2 * 5.8 * 373 * 10 3 / 376, 45 * 65 * 294 = 0, 56мм Приймаються m = 2 мм Визначити кут нахилу зубів β min для косозубих передач β min = arcsin 3,5 m / b 2, (29) β min = arcsin 3,5 * 2 / 65 = 5, 24 0 Визначимо сумарне число зубів шестерні і колеса z Σ = (2 а w cos β min) / m, (30) z Σ = 2 * 230 * cos 5, 24 0 / 2 = 228 Уточнимо дійсну величину кута нахилу зубів для косозубих передач β = arccos (z Σ m / 2 а w), (31) β = arcos (228 * 2 / 460) = 8, 4 0 Визначимо число зубів шестерні z 1 = z Σ / (1 + u), (32) z 1 = 228 / 5, 5 = 41 Визначимо число зубів колеса z 2 = z Σ - z 1, (33) z 2 = 228-41 = 187 Визначимо фактичний передавальне число u ф і перевіримо його відхилення Δ u від заданого u u ф = z 2 / z 1, (34) u ф = 187/41 = 4, 56 Δ u = (| u ф - u | / u) * 100% ≤ 4%, (35) Δ u = (| 4, 5-4, 56 | / 4, 5) * 100% = 0, 2% Визначимо фактичний міжосьова відстань а w = (z 1 + z 2) m / 2 cosβ (36) а w = 228 * 2 / 2 cos 8, 4 0 = 231 мм Визначимо фактичні основні геометричні параметри передачі, мм Ділильний діаметр шестірні, мм D 1 = m z 1 / cosβ (37) D 1 = 2 * 41 / cos 8, 4 0 = 81, 12мм Ділильний діаметр колеса, мм D 2 = m z 2 / cosβ (38) D 2 = 369, 98 мм Діаметр вершин зубів шестерні, мм D a 1 = d 1 +2 m (39) D a 1 = 85, 12 мм Діаметр вершин зубів колеса, мм D a 2 = d 2 +2 m (40) D a 2 = 373, 98 мм Діаметр западин зубів шестерні, мм D f 1 = d +1 -2,4 m (41) D f 1 = 76, 32 мм Діаметр западин зубів колеса, мм D f 2 = d 2 -2,4 m (42) D f 2 = 365, 78 мм Визначимо ширину вінця шестерні, мм b 1 = b 2 +3 (43) b 1 = 69 мм Визначимо ширину вінця колеса, мм b 2 = ψ a * а w (44) b 2 = 65 мм Таблиця 5 Параметр | Колесо | Шестерня | Діаметр, мм | Ділильний, D | 369, 98 | 81, 12 |
| вершин зубів, D a | 373, 98 | 85, 12 |
| Западин зубів, D f | 365, 78 | 76, 32 | Ширина вінця, b, мм | 64, 4 | 68, 4 | Міжосьова відстань, а w, мм | 231 | Модуль зачеплення, m, мм | 2 | Кількість зубів, z | 187 | 41 | Від зубів | косозубая | Кут нахилу зубів, β, 0 | 8 |
Перевірочний розрахунок Перевіримо міжосьова відстань: a w = (d 1 + d 2) / 2 (45) a w = 225, 55 мм Перевіримо придатність заготовок коліс. Умова придатності заготовок коліс: D заг ≤ D перед; З заг (S заг) ≤ S перед (46) Діаметр заготовки шестерні, мм D заг = d а1 +6 (47) D заг = 91, 12 мм ≤ 200 Товщина диска заготівлі колеса, мм S заг = b 2 +4, (48) S заг = 69 мм ≤ 125 Перевіримо контактні напруги σ н, Н / мм ²: σ н = К √ [F 1 (u ф +1) / d 2 b 2] K Hα K Hβ K Hυ ≤ [σ] H, (49) де К - допоміжний коефіцієнт. Для косозубих передач К = 376, F 1 - окружна сила у зачепленні, Н; F 1 = 2 T 2 * 10 ³ / d 2 = 2016 Н (50) K Hα - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами і залежить від окружної швидкості коліс і ступеня точності. Для косозубих - K Hα = 1.12 υ = ω 2 d 2 / 2 * 10 ³, м / с (51) υ = 7,4 * 369, 98 / 2 * 10 ³ = 1, 36 м / с KHυ - коефіцієнт, динамічного навантаження, KHυ = 1, 01 K Hβ = 1 σ н = 376 √ [2016 * (4, 55 +1) / 369, 98 * 65] * 1.12 * 1 * 1.01 = 268, 12 Н / мм 2. [S] н = 261 Н / мм 2 Δ σ н = 268-261 / 261 = 0, 026 = 2, 6% Перевіримо напруга вигину зубів шестерні і колеса σ F 2 = Y F 2 Y β (F t / b 2 m) K Fα K Fβ K Fυ ≤ [σ] F 2, Н / мм ², (52) σ F 1 = σ F 2 Y F 1 / Y F 2 ≤ [σ] F 1, Н / мм ², (53) де m - модуль зачеплення, мм; b 2 - ширина зубчастого вінця колеса, мм; F t - окружна сила у зачепленні, Н; K Fα - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами. K Fα = 1; K Fυ - коефіцієнт динамічного навантаження K Fυ = 1.04 Y F 1 і Y F 2 - коефіцієнти форми зуба шестерні і колеса. Визначається для косозубих в залежності від еквівалентного числа зубців шестірні і колеса Y F 1 = 3, 7 Y F 2 = 3, 63 K Fβ = 1 z υ 2 = z 2 / cos ³ β (54) z υ 2 = 187 z υ 1 = z 1 / cos ³ β, (55) z υ 1 = 41 де β - кут нахилу зубів; [Σ] F 1 і [σ] F 2 - допустимі напруження згину шестерні і колеса, Н / мм ². Y β - коефіцієнт, що враховує нахил зуба Y β = 1 - β/140 º (56) Y β = 0.94 σ F 2 = 3, 63 * 0.94 * 2016/65 * 2 * 1 * 1 * 1.04 = 55, σ F 1 = 55 * 3,7 / 3,63 = 56, 5. Складаємо табличний відповідь перевірочного розрахунку Таблиця 6 Параметр | Допустимі значення | Розрахункові значення | Примітки | Контактні напруження σ, Н / мм ² | 261 | 268 | Передача відчуває перевантаження 82, 6%. Допустиме перевантаження 5% | Напруга вигину Н / мм ² | [Σ] F 1 | 56, 5 | 294 | Передача відчуває допустиму недогрузку |
| [Σ] F 2 | 55 |
|
|
2.4 Розрахунок відкритої передачі Мета: Виконати проектний розрахунок відкритої передачі Виконати перевірочний розрахунок відкритої передачі
Розрахунок клиноремінною передачі. Проектний розрахунок. 2.4.1 Вибрати перетин ременя. Перетин ременя вибрати залежно від номінальної потужності двигуна Р ном = 3 кВт і його частоти обертання n ном = 955 об / хв. Вибираємо ремінь нормального перетину «А». 2.4.2 Визначаємо мінімально допустимий діаметр ведучого шківа d 1 min залежно від обертаючого моменту на валу двигуна Т дв = 30 Н / м і вибраного перерізу ременя «А» d 1 min = 112мм 2.4.3 задається розрахунковою діаметром ведучого шківа d 1 = 112 мм; 2.4.4 Визначаємо діаметр веденого шківа, d 2 мм; d 2 = d 1 * u (1 - έ), (57) де, u-передавальне число ремінної передачі, u = 3; έ-коефіцієнт ковзання, έ = 0, 01; d 2 = 336 * 0, 99 = 333, за стандартним ряду вибираємо d 2 = 315мм; 2.4.5 Визначаємо фактичне передавальне число u ф і перевіряємо його відхилення u Δ,%, від заданого u, мм; u ф = d 2 / d 1 (1 - έ) (58) u ф = 333/112 = 3 Δ u = u ф - u / u * 100  3% (59) Δ u = (3-3) / 3 * 100 = 0 (відхилень немає) 2.4.6 Визначаємо орієнтовне міжосьова відстань а, мм; а ≥ 0,55 * (d 1 + d 2) + h, де, h-висота перерізу клинового ременя, h = 8; а ≥ 0,55 * (112 +315) +8 = 242, 85 2.4.7 Визначаємо розрахункову довжину ременя L, мм; L = 2а + π / 2 * (d 1 + d 2) + (d 2 - d 1) 2 / 4а (60) L = 2 * 243 +3,14 / 2 * (427) +203 / 4 * 243 = 1198 мм; За стандартним ряду довжина ременя вибирається 1250мм; 2.4.8 Уточнюємо значення міжосьової відстані за стандартною довжині; а = ⅛ [2 L - π (d 1 + d 2) + √ {(2 l-π (d 1 + d 2) 2) -8 * (d 2 - d 1) 2}] (61) а = ⅛ [2 * 1250-3.14 * 427 + √ {(2 * 1250-3.14 * (427) 2} -8 * (203) 2}] = 270 мм 2.4.9 Визначаємо кут обхвату ременем ведучого шківа α 1, град; α 1 = 180 ˚ -57 ˚ * d 2 - d 1 / a; α  120 0 (62) α 1 = 180 ˚ -57 ˚ * 203/270 = 137 0 2.4.10 Визначаємо швидкість ременя υ, м / с; Допустима швидкість для узкоклінового ременя [υ] = 40 м / с; [Υ] ≥ υ = π * d 1 * n 1 / 60 * 10 3, (63) де d 1 і n 1 діаметр ведучого шківа і його частота обертання υ = 3.14 * 112 * 355 / 60 * 10 3 = 5, 6 м / с [Υ] ≥ υ 2.4.11 Визначаємо частоту пробігів ременя U, с -1; [U] ≥ U = υ / L (64) де [U] - що допускається частота пробігів [U] = 30 с -1; співвідношення [U] ≥ U умовно висловлює довговічність ременя і його дотримання гарантує термін служби 1000-5000 годин. U = 5, 6 / 1000 = 0,0056 с -1 2.4.12 Визначаємо допустиму потужність, що передається одним клиновим ременем, [P n] кВт; [P n] = [P 0] C р * З α * З L * C z, (65) де C-поправочні коефіцієнти: C р = 1, С α = 0, 86, З L = 1, C z = 0, 9; [P 0] - приведена потужність, що допускається одним клиновим ременем, [P 0] = 1,05 C р - для двозмінної роботи мінус 0, 1 [P n] = 1, 05 * 0,9 * 0,89 * 1 * 0, 9 = 0, 75 2.4.13 Визначаємо кількість клинових ременів, Z; Z = Р ном / Р n, Z 5 (66) Z = 3 / 1, 08 = 4 2.4.14 Визначаємо силу попереднього натягу, F o, Н; F o = 850 * Р ном * З L / Z * υ * C р * З α (67) Fo = 850 * 3 * 1 / 4 * 5, 6 * 0,89 * 0,9 = 142 Н; 2.4.15 Визначаємо окружну силу, передану комплектом клинових ременів, Ft, Н; F t = Р ном * 10 3 / υ (68) F t = 3 * 10 3 / 5, 6 = 535 Н; 2.4.16 Визначаємо сили натягу ведучої F 1 і веденої F 2 гілок, Н: F 1 = F o + F t / 2 Z (69) F 2 = F o - F t / 2 Z F 1 = 142 +535 / 8 = 208 Н F 2 = 142-535/8 = 73, 2 Н 2.4.17 Визначаємо силу тиску ременів на вал, F on, Н; F on = 2 * F o * Z * sin α 1 / 2 (70) F on = 2 * 142 * 4 * sin 137 / 2 = тисячу п'ятьдесят-шість Н; Перевірочний розрахунок 2.4.18 Перевіряємо міцність одного клинового ременя за максимальними напруженням в перетині провідною гілки, σ max, Н / мм 2; σ max = σ 1 + σ u + σ v ≤ [σ] (71) σ 1-напруження розтягу, Н / мм 2 σ 1 = F o / А + F t / 2А Z. Вибираємо А = 81 (по таблиці) (72) σ u-напруга вигину, Н / мм 2 σ u = Е u h / d 1, (73) де Е u - модуль поздовжньої пружності, Е u = 80 мм 2 σ v-напруга від відцентрових сил, Н / мм 2; σ v = Р υ 2 * 10 -6, (74) де Р - щільність ременя, Р = 1300 кг / м 3 [Σ] - допустиме напруження розтягування ременя, [Σ] = 10 Н / мм 2 σ 1 = 142/81 * 535 / 2 * 81 * 4 = 2, 4 Н / мм 2 σ u = 80 / 8 * 112 = 5, 7 Н / мм 2 σ v = 1300 * 5, 6 * 10 -6 = 0, 007 Н / мм 2 σ max = 2, 4 +5,7 +0,007 = 8, 107 Н / мм 2 σ max ≤ [σ] Складемо табличний відповідь; Таблиця 7 Параметр | Значення | Параметр | Значення | Тип ременя | «А» | Чистота пробігів ременя, U | 0,0056 с -1 | Перетин ременя | нормальне | Діаметр ведучого шківа, d 1 | 112 мм | Кількість ременів, Z | 4 | Діаметр веденого шківа, d 2 | 315 мм | Міжосьова відстань | 243 мм | Максимальна напруга, σ max | 8, 1 Н / мм 2 | Довжина ременя, L | 1250 мм | Попереднє натяг, F o | 142 Н | Кут обхвату малого шківа, α 1 | 137 0 | Сила тиску ременя на вал, F on | 1056 Н |
2.5 Навантаження валів редуктора Мета: Визначити сили в зачепленні редукторною передачі Визначити консольні сили Побудувати силову схему навантаження валів
Визначимо сили в зачеплення закритих передач Окружна сила F t 1 = F t 2, F t 2 = 2 T 2 * 10 ³ / d ² (75) 
F t 2 = 2 * 373,5 * 10 ³ / 370 = 2018 Н Радіальна сила F r 1 = F r 2, F r 2 = F t 2 * tg α / cos β (76) 
F r 2 = 2018 * tg 20 / cos 8 = 741, 7 Н Осьова сила F а1 = F а2 F а2 = F t 2 * tg β (77) F а2 = 2018 * tg 8 = 284 Н Визначимо консольні сили для відкритої передачі клиноремінного типу F оп = 2 F o Z sin α 1 / 2 (78) F оп = 2 * 142 * 4 * sin 137 / 2 = 1057 H Для муфти на тихохідному валу F м 2 = 125 * √ T 2 (79) F м2 = 125 * √ 373, 5 = 2416 Н Таблиця 8 Параметр | Шестерня | Колесо | F t, Н F r, Н F а, Н | 2018 741, 7 284 | F м, Н | F оп, Н | 2416 | 1057 | Т, Н / м | 86, 43 | 373, 5 | ω, с -1 | 33 | 7, 4 |
2.6 Розробка креслень загального виду редуктора Мета: Вибрати матеріал валів Вибрати допустимі напруження на кручення Виконати проектний розрахунок валів на чисте кручення Вибрати тип підшипників Розробити креслення загального виду редуктора
Вибір матеріалу валів Вибираємо сталь 45 (σ v = 780 Н / мм 2; σ т = 540 Н / мм 2; σ -1 = 335 Н / мм 2) Вибір допустимих напружень на кручення Допустимі напруги на кручення [τ k]: Для швидкохідного валу, [τ k] = 10 Н / мм ², Для тихохідного, [τ k] = 15 Н / мм ², Визначимо геометричні параметри ступенів швидкохідного валу d 1 =  , (80) де M k = Т - крутний момент, рівний обертального моменту для шестірні, Н * м d 1 =  = 35 мм d 2 = d 1 +2 t, (81) де t = 2, 5 мм d 2 = 35 +5 = 40мм L 2 = 1.5 d 2 (82) L 2 = 1.5 * 40 = 60 мм d 3 = d два +3.2 r, (83) де r = 2, 5 мм d 3 = 40 +3.2 * 2.5 = 48 мм L 3 визначається графічно на ескізної компонуванні (L 3 = 84 мм) d 4 = d 2 (84) d 4 = 40 мм L 4 = B + c, (85) де B-ширина підшипника, мм c - фаска, мм L 4 = 23 +1, 6 = 24, 6 мм Визначимо розмірів тихохідного валу d 1 = (86) d 1 =  = 50 мм L 1 = (1, 0 ... 1, 5) d 1 - під напівмуфту (87) L 1 = 1, 2 * 50 = 60 мм d 2 = d 1 +2 t (88) d 2 = 50 +2 * 2, 8 = 55, 6 мм Приймаються 55 мм L 2 = 1.25 d 2 (89) L 2 = 1.25 * 55 = 68, 75 мм d 3 = d два +3.2 r (90) d 3 = 55 +3.2 * 3 = 64, 6 мм L 3 визначається графічно на ескізної компонуванні (L 3 = 71 мм) d 4 = d 2 (91) d 4 = 55 мм L 4 = B + c (92) де B-ширина підшипника, мм c - фаска, мм L 4 = 29 +2 = 31 мм Діаметр ступиці d ст = 100, 13 мм Довжина ступиці L ст = 71, 06 мм = 71 мм d 5 = d 3 + 3 f (93) d 5 = 64 +3 * 2 = 70 мм L 5 = 10 мм Втулка: ширина 40 мм; внутрішній діаметр 66 мм; зовнішній діаметр 76 мм Вибір підшипників кочення Попередній вибір для тихохідного і швидкохідного валів. Вибираємо підшипник радіальний середньої серії для швидкохідного валу 308; для тихохідного вала - 311 Таблиця 9 Підшипник | d, мм | D, мм | B, мм | r, мм | C r, кН | C or, кН | 308 | 40 | 90 | 23 | 2, 5 | 41 | 22, 4 | 311 | 65 | 120 | 29 | 3 | 77, 5 | 41, 5 |
x =  =  = 10 мм (94) y = 4 x = 40 мм (95) f = D / 2 + x = 90 / 2 +10 = 55 мм (96) l = LB = l T = L T-B = 149-29 = 120 мм (97) l б = L б-В = 137-23 = 114 мм (98) l оп = l 1б / 2 + f 2 - В / 2 = 21 +60-11, 5 = 69, 5 мм (99) 2.7 Розрахункова схема валів редуктора Мета: Визначити радіальні реакції в опорах підшипників швидкохідного і тихохідного валів Побудувати епюри згинальних і крутних моментів Визначити сумарні згинальні моменти Побудувати схему навантаження підшипників
Визначимо реакції в опорах 
Побудуємо епюру згинальних і крутних моментів швидкохідного валу Вертикальна площина.
Визначаємо опорні реакції F t 1 = 2018 H F a 1 = 284 H F r 1 = 741, 74 H F on = 1057 H d 1 = 0, 081 м L оп = 0, 0695 м l б = 0, 144 м S М 1 = 0; F r 1 * l б / 2 + F a 1 d 1 / 2 - R by l б + F on * (L оп + l б) = 0 R by = [F r 1 * l б / 2 + F a 1 d 1 / 2 + + F on * (L оп + l б)] / l б = (741, 7 - 0, 072 +284 * 0, 0405 +1057 * 0, 2135) / 0, 144 = 2017, 87 Н S М 3 = 0 F on * L оп - F r 1 * l б / 2 + F a 1 d 1 / 2 - R а y = 0 R ay = (F on * L оп - F r1 * l б / 2 + F a1 d 1 / 2) / l б R ay = (1057 * 0, 0695 - 741, 7 * (0, 144 / 2) +284 * (0, 081 / 2)) / 0, 144 = 219, 17 Н Перевірка R ay - F r 1 + R by - F on = 0 -219, 17 - 741, 7 +2017, 87 - 1057 = 0 Будуємо епюру згинальних моментів відносно осі Х М 1 = - R ax * х, 0  М 1 н = - R ax * 0 = 0 М 1 к = - R ax * 0, 072 = -219, 17 * 0, 072 = -15, 78 Нм М 2 = - R ax * х - F r 1 (х - 0, 072) + F a 1 d 1 / 2; 0,072  0, 144 М 2 н = - R ax * 0,072 - F r 1 * 0 + F a 1 d 1 / 2 = -15, 78 +284 * 0, 0405 = -4, 28 Нм М 2 к = - R ax * 0, 144 - F r 1 * 0,072 + F a 1 d 1 / 2 = -219,17 * 0, 144 - 741, 7 * 0, 072 +284 * 0, 0405 = = -73, 46 Нм М 3 = - R ax * х - F r 1 (х - 0, 072) + F a 1 d 1 / 2 + R by (х - 0, 144); 0,144 0, 2135 М 3 н = - R ax * 0,144 - F r 1 * 0, 072 + F a 1 d 1 / 2 + R by * 0 = -73, 46 Нм М 3 к = - R ax * 0, 2135 - F r 1 * 0, 1415 + F a 1 * 0, 0405 + R by * 0,0695 = -219, 17 * 0, 2135 - -741,7 * 0 , 1415 +284 * 0, 0405 + 2017, 1987 * 0,0695 = 0 Горизонтальна площина Визначимо опорні реакції S М 1 = 0; - F t 1 * 0, 072 + R b х * 0,144 = 0 R b х = (F t 1 * 0, 072) / 0,144 = 1009 Н S М 3 = 0 - R ax * 0,144 + F t 1 * 0,072 = 0 R ax = (F t 1 * 0, 072) / 0,144 = 1009 Н Перевірка S в = 0 R ax - F t 1 + R b х = 1009 -2018 + 1009 = 0 Будуємо епюру згинальних моментів відносно осі Y M 1 = - R ax * х, 0 М 1 н = - R ax * 0 = 0 М 1 к = -1009 * 0,072 = -72, 65 Нм М 2 = - R ax * х + F t 1 (х - 0, 072); 0,072 0, 144 М 2 н = - R ax * 0,072 + F t 1 (0) = -72, 65 Нм М 2 к = - R ax * 0, 144 + F t 1 (0, 144-0, 072) = -1009 * 0, 144 +2018 * 0,072 = 0 Будуємо епюру крутних моментів М к = М z = F t 1 d 1 / 2 = 2018 * 0, 081 / 2 = 81, 73 Нм Визначаємо сумарні реакції в підшипниках R a = Ö R 2 ау + R 2 ах; R a = Ö 219, 17 2 +1009 2 = 1032, 53 Н R b = Ö R 2 bx + R 2 by. R b = Ö 1009 лютий +2017, 87 2 = 2256, 08 Н Визначаємо сумарний згинальний момент у найбільш навантаженому перерізі, Н * м: М 2 = Ö М 2 x 2 + М 2 z 2. М 2 = Ö (15, 78 2) + (72, 65) 2 = 74, 34 Н М 3 =  2 Березня =  2 = 73, 46 Нм Побудуємо епюру згинальних і крутних моментів на тихохідному валу Вертикальна площина
Визначаємо опорні реакції F t2 = 2018 H S М 2 = 0 F a2 = 284 HF r2 * l T / 2 - R Dy * l T + F a2 d 2 / 2 = 0 F r2 = 741, 7 HR Dy = (F a2 d 2 / 2 + F r2 * l T / 2) / 2 = d 2 = 0, 37м = [284 * (0, 37 / 2) +741, 7 * (0, 150 / 2)] / 0, 150 = F m = 2416 Н = 721, 1 Н l T = 0, 150 м l м = 0, 086 м 
S М 4 = 0 - F r2 * l T / 2 + R су * l T + + F a2 d 2 / 2 = 0 R су = (F r2 * l T / 2 - F a2 d 2 / 2) / / l T = (741, 7 * 0, 075-284 * 0, 185) / 0, 150 = = 20, 6 Н Перевірка. S в = 0 R су - F r 2 + R Dy = 0 20, 6 - 741, 7 +721, 10 = 0 Будуємо епюру згинальних моментів відносно осі X М 1 = - R Dy * х; 0  0, 075 М 1 н = - R Dy * 0 = 0 М 1 до =- R Dy * 0, 075 = -721, 1 * 0, 075 = -54, 08 Нм М 2 = - R Dy * х + F r 2 * (х-0, 075) + F a 2 d 2 / 2, 0, 075 0, 150 М 2 н = - R Dy * 0, 075 + F r 2 * 0 + F a 2 (0, 37 * 2) = -54, 08 +0 +284 * (0, 37 * 2) = -1, 54 Нм М 2 к = - R Dy * 0, 150 + F r 2 * 0, 075 + F a 2 (0, 37 * 2) = -108, 17 +55, 63 +52,54 = 0 Горизонтальна площина
Визначаємо опорні реакції S М 2 = 0 - F m * l м - F t2 * l T / 2 + R D х * l T = 0 R D х = (F t2 * l T / 2 + F m * l м) / l T = (2018 - 0, 075 +2416 * 0, 236) / 0, 150 = 2394, 2 Н S М 4 = 0 F t2 * l T / 2 + R сх * l T - F m * (l м + l T) = 0 R сх = (-F t2 * l T / 2 + F m * (l м + l T)) / l T = (-2018 * 0, 075 +2416 * 0, 236) / 0, 150 = = 2792, 2 Н Перевірка S х = 0 F m - R сх - F t 2 + R D х = 2416-2792, 2 - 2018 +2394, 2 = 0 Будуємо епюру згинальних моментів відносно осі У М 1 = R D х * х, 0 0, 075 М 1 н = R D х * 0 = 0 М 1 к = R D х * 0, 075 = 2394, 2 * 0, 075 = 179, 57 Нм М 2 = R D х * х - F t 2 (х-0, 075), 0, 075 0, 150 М 2 н = R D х * 0, 075 - F t 2 * 0 = 179, 57 Нм М 2 к = R D х * 0, 150 - F t 2 * 0, 075 = 2394, 2 * 0, 150 - 741, 7 * 0, 075 = 303, 5 Нм М 3 = R D х * х - F t 2 (х-0, 075) - R сх (х-0, 150), 0, 150 0, 236 М 3 н = R D х * 0, 150 - F t 2 * 0, 075 - 0 = 303, 5 Нм М 3 к = R D х * 0, 236 - F t 2 * 0, 161 - R сх * 0, 086 = 2394, 2 * 0, 236 - 2018 * 0, 161 - 2792, 2 * 0, 086 = 0 Будуємо епюру крутних моментів М к = М z = F t 2 d 2 / 2 = 2018 * 0, 37 / 2 = 373, 33 Нм Визначаємо сумарні радіальні реакції R з =  =  = 2792, 28 Н R D =  =  = 2500, 44 Нм Визначаємо сумарні згинальні моменти в найбільш навантажених перерізах М 3 = Ö М 2 x 3 + М 2 y 3 = Ö 54, 2 лютого +179, 57 2 = 187, 52 Нм М 2 = М у2 = 303, 5 Нм 2.8 Перевірочний розрахунок підшипників Мета: Визначити еквівалентну динамічне навантаження підшипників Перевірити підшипники по динамічній вантажопідйомності Визначити розрахункову довговічність підшипників
Базова динамічна вантажопідйомність підшипника З р являє собою постійну радіальне навантаження, яку підшипник може сприйняти при базовій довговічності L 10 h, складову 10 червня оборотів внутрішнього кільця. 2.9 Розрахункова динамічна вантажопідйомність C rp = R E  60 * n * (L h / a 1 a 23 * 10 6), (100) де R E - еквівалентна динамічна навантаження, Н L h - необхідна довговічність підшипника L h = 20 * 10 березня R E = VR r K б K т при R a / VR r £ e, (101) R E = (Х R r V + VR a) K б К т при R a / VR r  e (102) де m - показник ступеня, для кулькових підшипників m = 3; a 1 - коефіцієнт надійності. При безвідмовної роботи підшипників, a 1 = 1; a 23 - коефіцієнт, що враховує вплив якості підшипника і якості його експлуатації, для кулькових підшипників a 23 = 0, 7 ... 0,8; n - частота обертання внутрішнього кільця підшипника відповідного валу, об / хв. (См.табл.3). Приклад № 1. Перевірити придатність підшипника 311 тихохідного вала циліндричного косозубого редуктора, що працює з легкими поштовхами. Частота обертання внутрішнього кільця n = 70, 7 об / хв. Осьова сила в зачепленні F а = 284 Н. Реакції в підшипниках R 1 = 2792, 28 Н; R 2 = 2500, 44 Н. Характеристики підшипників: C r = 71500 H, C or = 41500 H, X = 0, 56, V = 1, K б = 1,2, K T = 1, a 1 = 1, a 23 = 0,7, L h = 20000. Підшипники встановлюються враспор Визначити ставлення R a / VR r = 284 / 1 * 2792, 28 = 0, 101. F а = R а Визначити ставлення R a / C or = 284/41500 = 0, 006 Далі знаходимо e = 0, 19 Y = 2, 30 За співвідношенням R a / VR r £ e вибираємо формулу і визначаємо еквівалентну динамічне навантаження найбільш навантаженого підшипника
R E = VR r K б K т = 1 * 2792, 28 * 1,2 * 1 = 3350, 74 Н Визначаємо динамічну вантажопідйомність
C rp = R E 60 * n * (L h / a 1 a 23 * 10 6) = 3350, 74  60 * 70, 7 * 20000 / 1 * 0, 7 * 10 6 = 16573 Н  C r Підшипник придатний. Визначаємо довговічність підшипника.
L 10 h = а 1 а 23 10 6 / 60 n (C r / R E) 3 = 1 * 0, 7 * 10 6 / 60 * 70, 7 * (71500/3350, 74) 3 = 1603331 L h Приклад № 2 Перевірити придатність підшипника 308 швидкохідного валу циліндричного одноступінчатого косозубого редуктора, що працює з легкими поштовхами. Частота обертання внутрішнього кільця n = 318 об / хв. Осьова сила в зачепленні F а = 284 Н. Реакції в підшипниках R 1 = 1032, 53 Н; R 2 = 2256, 08 Н. Характеристики підшипників: C r = 41000 H, C or = 22400 H, X = 0, 56, V = 1, K б = 1,2, K T = 1, a 1 = 1, a 23 = 0,7, L h = 20000. Визначити ставлення R a / VR r = 284 / 1 * 2256, 2008 = 0, 12. F а = R а Визначити ставлення R a / C or = 284/22400 = 0, 01 Далі знаходимо e = 0, 19 Y = 2, 30 За співвідношенням R a / VR r £ e вибираємо формулу і визначаємо еквівалентну динамічне навантаження найбільш навантаженого підшипника
R E = VR r K б K т = 1 * 2256, 2008 * 1,2 * 1 = 2707, 29 Н Визначаємо динамічну вантажопідйомність
C rp = R E 60 * n * (L h / a 1 a 23 * 10 6) = 2707, 29 60 * 318 * 20000 / 1 * 0, 7 * 10 6 = 22115 Н C r Підшипник придатний. Визначаємо довговічність підшипника.
L 10 h = а 1 а 23 10 6 / 60 n (C r / R E) 3 = 1 * 0, 7 * 10 6 / 60 * 70, 7 * (41000/2707, 89) 3 = 127428 L h Таблиця 10. Основні розміри і експлуатаційні характеристики підшипників | Розміри d * D * B | Дін.грузоп. | Довговічність |
| Прийнято попередньо | Прийнято остаточно |
| C гр, Н | C r, Н | L 10h, ч | L h, ч | Б | 308 | 308 | 40 * 90 * 23 | 22115 | 41000 | 127428 | 20000 | Т | 311 | 311 | 55 * 120 * 29 | 16573 | 71500 | 1603331 | 20000 |
Вибір муфт
Основною характеристикою для вибору муфт є номінальний обертаючий момент Т, Нм, встановлений стандартом. Т р = К р Т 2 Т, (103) де Т р - розрахунковий момент Т 2 - момент на тихохідному валу, Т 2 = 373, 5 Нм Т - номінальний момент К р - коефіцієнт режиму навантаження, К р = 2 Т р = 2 * 373, 5 = 743 Нм Т = 800 Нм Т р Т Вибираємо муфту з торообразной оболонкою, де Т = 800 Нм. Кутова швидкість ω, с -1 не більше 170 с -1. Матеріал напівмуфт - сталь ст3 (ГОСТ 380-88); матеріал пружної оболонки - гума з межею міцності при розриві не менше 10 Н / мм 2 2.10 Змазування змащуючого пристрої
Змазування зубчастих зачеплень і підшипників застосовують з метою захисту від корозії, зниження коефіцієнта тертя, зменшення зносу, відводів тепла і продуктів зносу від тертьових поверхонь, зниження шуму і вібрації.
Спосіб змащування зубчастого зачеплення:
Для змазування редукторів загального призначення застосовують безперервне змазування рідким маслом картерів непроточні способом (зануренням). Цей спосіб застосовують для зубчастих передач при окружних швидкостях від 0,3 до 12, 5 м / с Вибір сорту масла:
При розрахунковому контактному напрузі в зубах σ н = 268 Н / мм 2 і фактичної окружної швидкості коліс  = 1, 36 м / с вибираємо масло І-Г-А-68, де І - масло індустріальне Г - для гідравлічних систем А - олія без присадок 68 - клас кінематичної в'язкості Кінематична в'язкість при 40 0 С, мм 2 / с (сСт) = 61 ... 75 Визначення кількості олії:
Для одноступінчатого редуктора при змазуванні зануренням обсяг масляної ванни визначаємо з розрахунку 0, 4 ... 0, 8 л олії на 1 кВт переданої потужності. Звідси випливає, що для редуктора потужністю Р = 2, 75 кВт обсяг масла дорівнює від 1, 1 до 2, 2 л. Для великого редуктора приймемо 1, 1 л Визначення рівня масла:
У циліндричному редукторі при зануренні у масляну ванну колеса m  0,25 d 2, (104) де m - модуль зачеплення h m = (0, 1 ... 0, 5) d 1 при цьому h min = 2, 2 m (105) h m = 0, 5 * 81 = 40, 5 мм 2  92, 5 Для даного редуктора рівень олії складає y + h m = 40 мм +40, 5 мм = 80, 5 мм Контроль рівня масла
Рівень масла, що знаходиться в корпусі редуктора контролюємо за допомогою жезлового покажчика, встановленим у кришці редуктора Злив масла
При роботі передач масло поступово забруднюється продуктами зносу деталей передач. З плином часу воно старіє, властивості його погіршуються. Тому масло, налите в корпус редуктора, періодично міняють. Для цих цілей встановлено зливний отвір з пробкою і циліндричною різьбою. Віддушини
При тривалій роботі зв'язку з нагріванням масла та повітря підвищується тиск усередині корпусу, що приводить до просочування масла через ущільнення і стінки. Щоб уникнути цього, внутрішню порожнину корпусу повідомляють із зовнішнім середовищем. Для цього встановлюємо ручку-віддушину. 2.11 Змащення підшипників У даному редукторі я застосував змазування пластичними матеріалами, тому що окружна швидкість 2 м / с. Порожнина підшипника, змащуємо пластичними матеріалами, закрита з внутрішньої сторони підшипників вузла гумовим манжетом. Для підшипників приймаємо пластичну мастило типу солідол жировий (ГОСТ 1033-79), консталін жирової УТ - 1 (ГОСТ 1957-73). 2.12 Перевірочний розрахунок шпонок
Призматичні шпонки, застосовувані в проектованій редукторі, перевіряють на зминання. Перевірці підлягають дві шпонки тихохідного вала - під колесом і напівмуфт, і одна шпонка на швидкохідному валу під елементом відкритої передачі. Умова міцності шпонок. σ см = F t / A c м, (106) де F t - окружна сила на тихохідному валу A c м = (0, 94 h - t 1) l p - площа зминання. Тут l p = l - b - робоча довжина шпонки з округленими торцями (l-повна довжина шпонки, визначена за конструктивної компонування), b, h, t 1 - стандартні розміри. [Σ см] - допустиме напруження на зминання [Σ см] = 110 / 2 = 55 Н / мм 2 - для чавунної маточини Умова міцності шпонок на тихохідному валу. Під колесо вибираємо шпонку довжиною l = 56 мм, перетином шпонки b = 20 мм, h = 12 мм. Глибина паза маточини t 2 = 4, 9 мм l p = 56-20 = 36 мм A c м = (0, 94 * 12 - 4, 9) * 36 = 229, 68 σ см = 2018/229, 68 = 8, 78 Н / мм 2 σ см [Σ см] Під напівмуфту вибираємо шпонку довжиною l = 36 мм, перетином b = 14 мм, h = 9мм. Глибина паза маточини t 1 = 5, 5 мм l p = 36 - 9 = 27 мм [Σ см] = 110 - 20% = 88 Н / мм 2 A c м = (0, 94 * 9 - 5, 5) * 27 = 79, 92 σ см = 2018/79, 92 = 25, 25 Н / мм 2 σ см [Σ см] Умова міцності шпонки на швидкохідному валу. Під елемент відкритої передачі (шків) вибираємо шпонку довжиною l = 22 мм, перетином b = 10 мм, h = 8мм. Глибина паза маточини t 1 = 5 мм l p = 22-10 = 12 мм A c м = (0, 94 * 8 - 5) * 12 = 30, 24 σ см = 2018 / 30, 24 = 66, 74 Н / мм 2 σ см [Σ см] [Σ см] = 88 Н / мм 2 2.13 Перевірочний розрахунок стяжних гвинтів підшипникових вузлів
Перевірити міцність стяжних гвинтів підшипникових вузлів тихохідного вала циліндричного редуктора. Максимальна реакція у вертикальній площині опори підшипника R з = 2792, 28 Н. Діаметр гвинта d 2 = 12 мм, крок різьби Р = 1, 75 мм. Клас міцності 5.6 з стали 30 Визначаємо силу, що припадає на один гвинт F B = R с / 2 (107) F B = 2792, 28 / 2 = 1396, 14 Н Приймаються К з = 1, 5 (постійне навантаження), Х = 0, 45 (для металевих деталей з пружними прокладками) Визначаємо механічні характеристики матеріалу гвинтів: межа міцності σ в = 500 Н / мм 2 межа текучості σ т = 300 Н / мм 2 допустиме напруження [σ] = 0, 25 σ т = 0, 25 * 300 = 75 Н / мм 2 Визначаємо розрахункову силу затягування гвинтів: F р = [К з (1 - x) + x] F B = [1, 5 (1-0, 45) +0, 45] * 1396, 14 = 1780, 08 Н Визначаємо площу небезпечногоперетину гвинта А =  d Р 2 / 4 = (D 2 - 0, 94 Р) 2 / 4, (108) де d Р ~ d 2 - 0, 94 Р - розрахунковий діаметр гвинта d 2 - зовнішній діаметр гвинта, d 2 = 12 мм Р - крок різьби, Р = 1, 75 мм А = 3, 14 (12 - 0, 94 * 1, 75) 2 / 4 = 84, 2 мм 2 Визначаємо еквівалентні напруги σ екв = 1, 3 F р / А (109) σ екв = 1, 3 * 1780, 08 / 84, 2 = 27, 48 Н / мм 2 [Σ] 27, 48 75 Перевірити міцність стяжних гвинтів підшипникових вузлів швидкохідного валу циліндричного редуктора. R у - більша з реакцій у вертикальній площині в опорах підшипників швидкохідного валу, R у = 2256, 08 Н. Діаметр гвинта d 2 = 12 мм, крок різьби Р = 1, 75 мм. Клас міцності 5.6 із сталі 30. Визначаємо силу, що припадає на один гвинт F в = R у / 2 (110) F в = 2256, 08 / 2 = 1128, 04Н Приймаються К з = 1, 5 (постійне навантаження), Х = 0, 45 (для металевих деталей з пружними прокладками). Визначаємо механічні характеристики матеріалу гвинтів: межа міцності σ в = 500 Н / мм 2 межа текучості σ т = 300 Н / мм 2 допустиме напруження [σ] = 0, 25 σ т = 0, 25 * 300 = 75 Н / мм 2 Визначаємо розрахункову силу затягування гвинтів: F р = [К з (1 - x) + x] F B = [1, 5 (1-0, 45) +0, 45] * 1128, 04 = 1438, 25 Н Визначаємо площу небезпечногоперетину гвинта А = d Р 2 / 4 = (D 2 - 0, 94 Р) 2 / 4, А = 3, 14 (12 - 0, 94 * 1, 75) 2 / 4 = 84, 2 мм 2 Визначаємо еквівалентні напруги σ екв = 1, 3 F р / А σ екв = 1, 3 * 1438, 25 / 84, 2 = 22, 25 Н / мм 2 [Σ] 27, 48 75 2.14 Перевірочний розрахунок валів
Для тихохідного вала: Визначаємо напруження в небезпечних перерізах вала за нормальними напруженням. σ а = σ і = М * 10 3 / W нетто, (111) де М - сумарний згинальний момент в перерізі під колесом, М 3 = 187, 52 Нм, тихохід. 2 і 3 щаблем М 2 = 303 Нм W нетто - осьовий момент опору перерізу валу Під буртик W нетто = 0, 1 d 3 = 0, 1 * 55 3 = 16637, 5 мм 3 Під колесом W нетто = 0, 1а 3 - bt 1 (d - t 1) / 2 a = 16637, 5 - 12 * 7, 5 (55 - 7, 3) 2 / 110 = 14791, 5 мм 3 σ а = σ і = 187, 52 * 10 3 / 14791, 5 = 12, 68 Н / мм 2 - під колесом σ а = σ і = 303 * 10 3 / 16637, 58 = 18, 21 Н / мм 2 - під буртик Визначаємо коефіцієнт концентрації нормальних напружень для розрахункового перерізу валу під буртик і під колесо. (До Б) D = (K Б / K d + K F - 1) 1 / K y, (112) де К Б - ефективний коефіцієнт концентрації напруг, К Б = 1, 8 - для східчастого переходу До Б = 2, 15 - для шпоночно паза K F-коефіцієнт впливу шорсткості. Для щаблі під колесо виконують обточку K F = 1, 5. Для щаблі під буртик шліфування K F = 1,0 K d - коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу, K d = 0, 70 - під буртик. K d = 0, 67 - під колесом K y - коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення, K y = 1, 5 (До Б) D = (1, 8 / 0, 7 + 1-1) 1 / 1, 5 = 1, 71 - під буртик (До Б) D = (2, 15 / 0, 67 +1, 5 - 1) 1 / 1, 5 = 2, 47 - під шпонковий паз Визначимо межі витривалості в розрахунковому перерізі під буртиком валу і під колесом. (Σ -1) D = σ -1 / (К Б) D, (113) де σ -1 - межа витривалості, σ -1 = 410 Н / мм 2 (Σ -1) D = 410 / 1, 71 = 239, 76 Н / мм 2 - під буртик валу (Σ -1) D = 410 / 2, 47 = 165, 99 Н / мм 2 - під колесом Визначимо коефіцієнт запасу міцності: S σ = (σ -1) D / σ а (114) S σ = 239, 76 / 18, 22 = 13, 16 - під буртик S σ = 165, 99 / 12, 68 = 13, 09 - під колесом Визначимо напруги по дотичним:  а = М до * 10 3 / 2 W Рнетто (115) W Рнетто = 0, 2 d 3 = 0, * 55 3 = 33275 мм 3 М 3 = 187, 52 Нм М 2 = 303 Нм а = 187, 52 * 10 3 / 33275 = 2, 82 Н / мм 2 - під колесом а = 303 * 10 3 / 2 * 33 275 = 4, 55 Н / мм 2 - під буртиком Визначимо коефіцієнт концентрації дотичних напружень для перерізу валу. (До ) D = (К / К D + K F - 1) 1 / K y (116) До = 1, 55 - під буртик До = 2, 0 - під колесо K F = 1, 5 - під колесо K F = 1, 0 - під буртик До D = 0, 70 - під буртик До D = 0, 67 - під колесо K y = 1, 5 (До ) D = (1, 55 / 0, 70 +1-1) 1 / 1, 5 = 1, 47 - під буртик (До ) D = (2, 0 / 0, 67 +1, 5 - 1) 1 / 1, 5 = 2, 32 - під колесо Визначимо межі витривалості: ( -1) D = -1 / (К ) D, (117) де -1 = 0, 58 * 410 = 237, 8 ( -1) D = 237, 8 / 1, 47 = 161, 76 Н / мм 2 - під буртик ( -1) D = 237, 8 / 2, 32 = 102, 5 Н / мм 2 - під колесо Визначимо коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг: S = ( -1) D / а = 161, 76 / 4, 55 = 35, 55 - під буртик S = 102, 5 / 2, 82 = 36, 34 - під колесом Визначимо загальний коефіцієнт запасу міцності в небезпечному перерізі: S = S σ S /  S σ 2 + S 2 [S] (118) де [S] = 1, 4 S = 13, 16 * 35, 55 / Ö 13, 16 2 * 35, 55 2 = 12, 34> 1, 4 - під буртик S = 13, 09 * 36, 34 / Ö 13, 2 вересня +36, 34 2 = 12, 31> 1, 4 - під колесом Для швидкохідного валу Визначимо напруги в небезпечних перерізах вала за нормальними напруг: σ а = σ і = М * 10 3 / W нетто, де W нетто = 0, 1 d 3 = 0, 1 * 40 3 = 6400 мм 3 - осьовий момент опору перерізу валу Під буртик W нетто = 0, 1 d 3 = 0, 1 * 55 3 = 16637, 5 мм 3 Під шестерню W нетто = d 3 f 1 / 32 = 3, 14 * 76 3 / 32 = 43074, 52 мм 3 σ а = σ і = 74, 34 * 10 3 / 6400 = 11, 61 Н / мм 2 - під буртик σ а = σ і = 73, 46 * 10 3 / 43074, 52 = 1, 71 Н / мм 2 - під шестерню Визначимо напруги по дотичним: а = М до * 10 3 / 2 W Рнетто W Рнетто = 0, 2 d 3 = 0, * 40 3 = 12800 мм 3 - під буртик W Рнетто = d 3 f 1 / 16 = 3, 14 * 76 3 / 16 = 81149, 04 мм 3 - під шестерню а = 81, 73 * 10 3 / 2 * 12 800 = 3, 19 Н / мм 2 - під буртиком а = 81730 / 2 * 81 149, 04 = 0,51 Н / мм 2 - під колесом Визначимо коефіцієнт концентрації і нормальних дотичних напружень для перерізу валу. (До  ) D = (К / К D + K F - 1) 1 / K y - за нормальними де К = 1, 8 - під буртик До = 1, 7 - під колесо K F = 1, 5 - під колесо K F = 1, 0 - під буртик До D = 0, 73 - під буртик До D = 0, 67 - під колесо K y = 1, 4 - для всіх ділянок (До ) D = (1, 8 / 0, 73 +1, 5-1) 1 / 1, 4 = 2, 12 - під буртик (До ) D = (1, 7 / 0, 67 +1 - 1) 1 / 1, 4 = 1, 81 - під колесо (До ) D = (К / К D + K F - 1) 1 / K y, - по дотичних де К = 1, 45 - під буртик До = 1, 55 - під шестерню До D = 0, 73 - під буртик До D = 0, 67 - під колесо K F = 1, 5 - під буртик K F = 1, 0 - під шестерню K y = 1, 4 - для всіх перерізів (До ) D = (1, 45 / 0, 73 +1, 5-1) 1 / 1, 4 = 1, 78 - під буртик (До ) D = (1, 55 / 0, 67 +1 - 1) 1 / 1, 4 = 1, 65 - під колесо Визначимо межі витривалості: (Σ -1) D = σ -1 / (К Б) D - За нормальними (Σ -1) D = 410 / 2, 12 = 193, 39 Н / мм 2 - під буртик валу (Σ -1) D = 410 / 1, 81 = 226, 52 Н / мм 2 - під колесом ( -1) D = -1 / (К ) D - по дотичних де -1 = 0, 58 * 410 = 237, 8 Н / мм 2 ( -1) D = 237, 8 / 1, 78 = 133, 59 Н / мм 2 - під буртик ( -1) D = 237, 8 / 1, 65 = 144, 12 Н / мм 2 - під колесо Визначимо коефіцієнт запасу міцності: S σ = (σ -1) D / σ а - за нормальними напругам S σ = 193, 39 / 11, 61 = 16, 66 - під буртик S σ = 226, 52 / 1, 71 = 132, 46 - під колесом S = ( -1) D / а - за дотичним S = 133, 59 / 3, 19 = 41, 87 - під буртик S = 144, 12 / 0, 51 = 282, 59 - під колесом Визначимо загальний коефіцієнт запасу міцності в небезпечному перерізі: S = S σ S / S σ 2 + S 2 [S] де [S] = 2, 1 S = 16, 66 * 41, 87 / Ö 16, 66 2 + 41, 87 2 = 15, 48> 1, 4 - під буртик S = 132, 46 * 282, 59 / Ö 132, 46 2 +282, 59 2 = 119, 93> 1, 4 - під колесом Таблиця 11 Деталі | Напруження, Н / мм 2 | Вали (небезпечні перерізу | Коефіцієнт запасу міцності |
| Розрахункове, σ | Допустиме, [σ] |
| Розрахунковий, S | дозволений, [S] | Шпонки
| Бистр.вал | 66, 74 | 88 | Швидкохідний | 15, 48 | 2, 1 |
|
|
|
|
| 119, 93 |
|
| Тихохід. вал | 8, 78 | 55 | Тихохідний | 12, 34 | 1, 4 |
|
| 25, 25 |
|
|
|
|
|
|
|
|
| 12, 31 |
| Стяжні гвинти | 27, 48 | 75 |
|
|
|
2.15 Розрахунок технічного рівня редуктора
Визначення маси редуктора m = jr V * 10 -9 (119) де j-коефіцієнт заповнення, який залежить від міжосьової відстані а w, j = 0. 38 r-щільність чавуну r = 7.4 * 10 3, кг / м 3 V - умовний обсяг редуктора V = L * B * H (120) де L-довжина редуктора, L = 470 мм B - ширина редуктора, B = 390 мм H - висота редуктора, H = 120 мм V = 470 * 390 * 120 = 21196 * 10 3 мм 3 m = 0. 38 * 7.4 * 10 3 * 21996000 * 10 -9 = 61, 85 кг Визначення критерію технічного рівня редуктора Критерій технічного рівня визначається за формулою g = m / T 2, де T 2 - обертаючий момент на тихохідному валу T 2 = 373, 5 Нм g = 61, 85 * 373, 5 = 0, 17 Даний редуктор по якісній оцінці технічного рівня оцінюється як: середній; в більшості випадків виробництва економічно невиправдано. Таблиця 12 Тип редуктора | Маса m, кг | Момент Т 2, Н * м | Критерій g | Висновок | Циліндричний одноступінчатий з вертикальними валами | 61, 85 | 373, 54 | 0.17 | Середній, в більшості випадків виробництва економічно невиправдано |
Список використаної літератури 1 А.Є. Шейнблін: «Курсове проектування деталей машин». Калінінград «Янтарний оповідь» 1999. 2 С.А. Чернавський: «Курсове проектування деталей машин». Москва «Машинобудування» 1988.
Додати в блог або на сайт
Цей текст може містити помилки.
Виробництво і технології | Курсова
237.9кб. | скачати
Схожі роботи:
Проектування циліндричного одноступінчатого редуктора
Управління якістю технологічного процесу виготовлення редуктора циліндричного одноступінчатого
Розрахунок і проектування одноступінчатого зубчастого редуктора
Проектування і розрахунок циліндричного шевронного редуктора
Розрахунок і проектування конічної-циліндричного редуктора
Проектування одноступінчатого черв`ячного редуктора приводу міжповерхового підйомника
Розрахунки двоступінчастого циліндричного косозубого редуктора
Проектування червячно-циліндричного двоступінчастого редуктора
Особливості проектування триступінчатого циліндричного редуктора
| 