З А Д А Н Н Я
Спроектувати привід.
До складу приводу входять такі передачі:
1 - ремінна передача з клиновим ременем;
2 - закрита зубчаста циліндрична передача;
3 - закрита зубчаста циліндрична передача.
Потужність на вихідному валу Р = 6,0 кВт.
Частота обертання вихідного валу n = 70,0 об. / хв.
Коефіцієнт річного використання Кг = 1,0.
Коефіцієнт використання протягом зміни Кс = 1,0.
Термін служби L = 5,0 м.
Кількість змін S = 2,0.
Тривалість зміни T = 8,0 ч.
Тип навантаження - постійний.
Курсовий проект виконано на сайті Деталі машин
www.detm.narod.ru
Виконуємо наступні види розрахунків:
· Розрахунок плоскопасової передачі
· Розрахунок клиноремінною передачі
· Розрахунок ланцюгової передасчі
· Розрахунок конічної передачі
· Розрахунок циліндричної передачі
· Розрахунок черв'ячної передачі
· Кінематичний розрахунок приводу
· Рачетов одно-двох-трьох ступечатого редуктора
· Розрахунок циліндричного редуктора
· Розрахунок черв'ячного редектора
· Розрахунок червячно - циліндричного редектора
· Розрахунок конічні - циліндричного редектора
· І інших видів редукторів і приводів (до шести передач одночасно)
Спроектувати привід.
До складу приводу входять такі передачі:
1 - ремінна передача з клиновим ременем;
2 - закрита зубчаста циліндрична передача;
3 - закрита зубчаста циліндрична передача.
Потужність на вихідному валу Р = 6,0 кВт.
Частота обертання вихідного валу n = 70,0 об. / хв.
Коефіцієнт річного використання Кг = 1,0.
Коефіцієнт використання протягом зміни Кс = 1,0.
Термін служби L = 5,0 м.
Кількість змін S = 2,0.
Тривалість зміни T = 8,0 ч.
Тип навантаження - постійний.
Курсовий проект виконано на сайті Деталі машин
www.detm.narod.ru
Виконуємо наступні види розрахунків:
· Розрахунок плоскопасової передачі
· Розрахунок клиноремінною передачі
· Розрахунок ланцюгової передасчі
· Розрахунок конічної передачі
· Розрахунок циліндричної передачі
· Розрахунок черв'ячної передачі
· Кінематичний розрахунок приводу
· Рачетов одно-двох-трьох ступечатого редуктора
· Розрахунок циліндричного редуктора
· Розрахунок черв'ячного редектора
· Розрахунок червячно - циліндричного редектора
· Розрахунок конічні - циліндричного редектора
· І інших видів редукторів і приводів (до шести передач одночасно)
ЗМІСТ
Вибір електродвигуна і кінематичний РОЗРАХУНОК ..................................
РОЗРАХУНОК 1-Й ПОЛИКЛИНОПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ ............................................ .................
РОЗРАХУНОК 2-Й ЗУБЦЮВАТА ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ .........................................
РОЗРАХУНОК 3-Й ЗУБЦЮВАТА ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ .........................................
ПОПЕРЕДНІЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ ............................................... ........................
КОНСТРУКТИВНІ розміри шестерень і коліс ............................................. ...
ПЕРЕВІРКА МІЦНОСТІ шпонкових з'єднань .............................................
Конструктивні розміри корпусу редуктора ..............................................
РОЗРАХУНОК реакції в опорах .............................................. .....................................
ПЕРЕВІРКА ДОВГОВІЧНОСТІ ПІДШИПНИКІВ ............................................... ..........
УТОЧНЕНИЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ ............................................... ...................................
Тепловий розрахунок редуктора ............................................... ................................
ВИБІР СОРТИ ОЛІЇ ............................................... ...............................................
ВИБІР ПОСАДОК ................................................ .................................................. ....
ТЕХНОЛОГІЯ СКЛАДАННЯ РЕДУКТОР ............................................... ...........................
СПИСОК ВИКОРИСТАНОЇ ЛІТЕРАТУРИ ............................................... ...............
Вибір електродвигуна і кінематичний РОЗРАХУНОК ..................................
РОЗРАХУНОК 1-Й ПОЛИКЛИНОПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ ............................................ .................
РОЗРАХУНОК 2-Й ЗУБЦЮВАТА ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ .........................................
РОЗРАХУНОК 3-Й ЗУБЦЮВАТА ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ .........................................
ПОПЕРЕДНІЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ ............................................... ........................
КОНСТРУКТИВНІ розміри шестерень і коліс ............................................. ...
ПЕРЕВІРКА МІЦНОСТІ шпонкових з'єднань .............................................
Конструктивні розміри корпусу редуктора ..............................................
РОЗРАХУНОК реакції в опорах .............................................. .....................................
ПЕРЕВІРКА ДОВГОВІЧНОСТІ ПІДШИПНИКІВ ............................................... ..........
УТОЧНЕНИЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ ............................................... ...................................
Тепловий розрахунок редуктора ............................................... ................................
ВИБІР СОРТИ ОЛІЇ ............................................... ...............................................
ВИБІР ПОСАДОК ................................................ .................................................. ....
ТЕХНОЛОГІЯ СКЛАДАННЯ РЕДУКТОР ............................................... ...........................
СПИСОК ВИКОРИСТАНОЇ ЛІТЕРАТУРИ ............................................... ...............
Вибір електродвигуна і кінематичний РОЗРАХУНОК
За табл. 1.1 [1] приймемо такі значення ККД:
- Для ремінної передачі з клиновим ременем: h1 = 0,96
- Для закритої зубчастої циліндричної передачі: h2 = 0,975
- Для закритої зубчастої циліндричної передачі: h3 = 0,975
Загальний ККД приводу буде:
h = h1 x ... x hn x hподш.3 = 0,96 x 0,975 x 0,975 x 0,993 = 0,885
де hподш. = 0,99% - ККД одного підшипника.
Кутова швидкість на вихідному валу буде:
wвих. = Px nвих. / 30 = 3.14 x 70,0 / 30 = 7,33 рад / с
Необхідна потужність двигуна буде:
Pтреб. = Pвих. / H = 6,0 / 0,885 = 6,776 кВт
У таблиці 24.7 [2] по необхідної потужності вибираємо електродвигун 160M8 (виконання IM1081), з синхронною частотою обертання 750,0 об / хв, з параметрами: Pдвіг .= 11,0 кВт. Номінальна частота обертання з урахуванням ковзання nдвіг .= 727,0 об / хв, кутова швидкість wдвіг. = Px nдвіг. / 30 = 3,14 x 727,0 / 30 = 76,131 рад / с.
Oбщее передавальне відношення:
U = wдвіг. / Wвих. = 76,131 / 7,33 = 10,386
Для передач обрали наступні передавальні числа:
U1 = 1,45
U2 = 3,15
U3 = 2,24
Розраховані частоти і кутові швидкості обертання валів зведені нижче в таблицю:
Обертаючі моменти на валах будуть:
T1 = Tдвіг. x U1 x h1 x hподш. = Pтреб. x U1 x h1 x hподш. / Wдвіг. =
6,776 x 106 x 1,45 x 0,96 x 0,99 / 76,131 = 122652,556 Нxмм
де wдвіг. = 76,131 рад / с.
T2 = T1 x U2 x h2 x hподш. =
122652,556 x 3,15 x 0,975 x 0,99 = 372929,696 Нxмм
T3 = T2 x U3 x h3 x hподш. =
372929,696 x 2,24 x 0,975 x 0,99 = 806333,672 Нxмм
За табл. 1.1 [1] приймемо такі значення ККД:
- Для ремінної передачі з клиновим ременем: h1 = 0,96
- Для закритої зубчастої циліндричної передачі: h2 = 0,975
- Для закритої зубчастої циліндричної передачі: h3 = 0,975
Загальний ККД приводу буде:
h = h1 x ... x hn x hподш.3 = 0,96 x 0,975 x 0,975 x 0,993 = 0,885
де hподш. = 0,99% - ККД одного підшипника.
Кутова швидкість на вихідному валу буде:
wвих. = Px nвих. / 30 = 3.14 x 70,0 / 30 = 7,33 рад / с
Необхідна потужність двигуна буде:
Pтреб. = Pвих. / H = 6,0 / 0,885 = 6,776 кВт
У таблиці 24.7 [2] по необхідної потужності вибираємо електродвигун 160M8 (виконання IM1081), з синхронною частотою обертання 750,0 об / хв, з параметрами: Pдвіг .= 11,0 кВт. Номінальна частота обертання з урахуванням ковзання nдвіг .= 727,0 об / хв, кутова швидкість wдвіг. = Px nдвіг. / 30 = 3,14 x 727,0 / 30 = 76,131 рад / с.
Oбщее передавальне відношення:
U = wдвіг. / Wвих. = 76,131 / 7,33 = 10,386
Для передач обрали наступні передавальні числа:
U1 = 1,45
U2 = 3,15
U3 = 2,24
Розраховані частоти і кутові швидкості обертання валів зведені нижче в таблицю:
| Вал 1-й | n1 = nдвіг. / U1 = 727,0 / 1,45 = 501,379 об. / хв. | w1 = wдвіг. / U1 = 76,131 / 1,45 = 52,504 рад / c. |
| Вал 2-й | n2 = n1 / U2 = 501,379 / 3,15 = 159,168 об. / хв. | w2 = w1 / U2 = 52,504 / 3,15 = 16,668 рад / c. |
| Вал третій | n3 = n2 / U3 = 159,168 / 2,24 = 71,057 об. / хв. | w3 = w2 / U3 = 16,668 / 2,24 = 7,441 рад / c. |
T1 = Tдвіг. x U1 x h1 x hподш. = Pтреб. x U1 x h1 x hподш. / Wдвіг. =
6,776 x 106 x 1,45 x 0,96 x 0,99 / 76,131 = 122652,556 Нxмм
де wдвіг. = 76,131 рад / с.
T2 = T1 x U2 x h2 x hподш. =
122652,556 x 3,15 x 0,975 x 0,99 = 372929,696 Нxмм
T3 = T2 x U3 x h3 x hподш. =
372929,696 x 2,24 x 0,975 x 0,99 = 806333,672 Нxмм
РОЗРАХУНОК 1-Й ПОЛИКЛИНОПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ
1. Обертаючий момент на меншому провідному шківі:
T (ведучий шків) = 89002,493 Нxмм.
2. За номограмі на рис. 7.3 [1] в залежності від частоти обертання меншого ведучого шківа n (ведучий шків) (у нашому випадку n (ведучий шків) = 727,0 об / хв) і переданої потужності:
P = T (ведучий шків) xw (ведучий шків) = 89002,493 x 76,131 = 6,776 кВт
приймаємо перетин клинового ременя А.
3. Діаметр меншого шківа за формулою 7.25 [1]:
d1 = (3 ... 4) x T (ведучий шків) 1 / 3 = (3 ... 4) x 89002,4931 / 3 = 133,944 ... 178,591 мм.
Згідно табл. 7.8 [1] приймаємо d1 = 160,0 мм.
4. Діаметр великого шківа (див. формулу 7.3 [1]):
d2 = U x d1 x (1 - e) = 1,45 x 160,0 x (1 - 0,015 = 228,52 мм.
де e = 0,015 - відносне ковзання ременя.
Приймаються d2 = 224,0 мм.
5. Уточнюємо передаточне відношення:
Uр = d2 / (d1 x (1 - e)) = 224,0 / (160,0 x (1 - 0,015)) = 1,421
При цьому кутова швидкість веденого шківа буде:
w (ведений шків) = w (ведучий шків) / Uр = 76,131 / 1,421 = 53,564 рад / с.
Розбіжність з необхідним (52,504-53,564) / 52,504 =- 2,018%, що менше допустимого: 3%.
Отже, остаточно приймаємо діаметри шківів:
d1 = 160,0 мм;
d2 = 224,0 мм.
6. Міжосьова відстань Ap слід прийняти в інтервалі (див. формулу 7.26 [1]):
amin = 0.55 x (d1 + d2) + T0 = 0.55 x (160,0 + 224,0) + 6,0 = 217,2 мм;
amax = d1 + d2 = 160,0 + 224,0 = 384,0 мм.
де T0 = 6,0 мм (висота перерізу ременя).
Приймаються попередньо значення aw = 447,0 мм.
7. Розрахункова довжина ременя за формулою 7.7 [1]:
L = 2 x aw + 0.5 x px (d1 + d2) + (d2 - d1) 2 / (4 x aw) =
2 x 447,0 + 0.5 x 3,142 x (160,0 + 224,0) + (224,0 - 160,0) 2 / (4 x 447,0) =
1499,477 мм.
Вибираємо значення за стандартом (див. табл. 7.7 [1]) 1500,0 мм.
8. Уточнене значення міжосьової відстані Ар з урахуванням стандартної довжини ременя L (див. формулу 7.27 [1]):
Ар = 0.25 x ((L - w) + ((L - w) 2 - 2 x y) 1 / 2)
де w = 0.5 x px (d1 + d2) = 0.5 x 3,142 x (160,0 + 224,0) = 603,186 мм;
y = (d2 - d1) 2 = (224,0 - 224,0) 2 = 4096,0 мм.
Тоді:
Ар = 0.25 x ((1500,0 - 603,186) + ((1500,0 - 603,186) 2 - 2 x 4096,0) 1 / 2) = 447,262 мм,
При монтажі передачі необхідно забезпечити можливість зменшення міжосьової відстані на 0,01 x L = 15,0 мм для полегшення надягання ременів на шківи і можливість збільшення його на 0,025 x L = 37,5 мм для збільшення натягу ременів.
9. Кут обхвату меншого шківа за формулою 7.28 [1]:
a1 = 180o - 57 x (d2 - d1) / Ар = 180o - 57 x (224,0 - 160,0) / Ар = 171,844 o
10. Коефіцієнт режиму роботи, що враховує умови експлуатації передачі, за табл. 7.10 [1]: Cp = 1,2.
11. Коефіцієнт, що враховує вплив довжини ременя по табл. 7.9 [1]: CL = 0,98.
12. Коефіцієнт, що враховує вплив кута обхвату (див. пояснення до формули 7.29 [1]): Ca = 0,98.
13. Коефіцієнт, що враховує число ременів у передачі (див. пояснення до формули 7.29 [1]): припускаючи, що ременів в передачі буде від 4 до 6, приймемо коефіцієнт Сz = 0,85.
14. Число ременів в передачі:
z = P x Cp / (PoCL x Ca x Cz) = 6775,872 x 1,2 / (1870,0 x 0,98 x 0,98 x 0,85 = 5,329,
де рo = 1,87 кВт - потужність, що передається одним клиновим ременем, кВт (див. табл. 7.8 [1]).
Приймаються z = 6,0.
15. Швидкість:
V = 0.5 xw (провідного шківа) x d1 = 0.5 x 76,131 x 0,16 = 6,091 м / c.
16. Натискання гілки клинового ременя за формулою 7.30 [1]:
F0 = 850 x P x Cр x CL / (zx V x Ca) + qx V2 =
850 x 6,776 x 1,2 x 0,98 / (6,0 x 6,091 x 0,98) + 0,1 x 6,0912 = 192,915 H.
де q = 0,1 Hxc2/м2 - коефіцієнт, що враховує вплив відцентрових сил (див. пояснення до формули 7.30 [1]).
17. Тиск на вали знаходимо за формулою 7.31 [1]:
Fв = 2 x F0 x sin (a / 2) = 2 x 192,915 x 6,0 x sin (171,844 o / 2) = 2309,12 H.
18. Напруга від сили F0 знаходимо за формулою 7.19 [1]:
s1 = F0 / A = 192,915 / 81,0 = 2,382 МПа.
де A = 81,0 мм 2 - площа поперечного перерізу ременя.
19. Напруга вигину (формулa 7.19 [1]):
Sи = 2 x Єї xy / d1 = 100 x 3,0 / 160,0 = 1,875 МПа.
де Єї = 100 МПа - для гумотканинних ременів; y - відстань від нейтральної осі до небезпечного волокна перетину ременя y = 3,0.
20. Напруга від відцентрових сил (за формулою 7.19 [1]):
sv = rx V2 x 10-6 = 1100 x 0,0062 = 0,041 МПа.
де r = 1100 кг/м3 - щільність ременя.
21. Максимальна напруга за формулою 7.18 [1] буде:
smax = s1 + Sи + sv = 2,382 + 1,875 + 0,041 = 4,297 МПа.
Умова міцності smax <= 7 МПа виконано.
22. Перевірка довговічності ременя:
Знаходимо робочий ресурс ременя за формулою 7.22 [1]
а) базове число циклів для даного типу ременя:
Noц = 4600000,0;
б) коефіцієнт, що враховує вплив передавального відносини;
Ci = 1.5 x U1 / 3 - 0.5 = 1.5 x 1,4211 / 3 = 1,187;
в) коефіцієнт, що враховує характер навантаження СH = 1 при постійному навантаженні.
H0 = Noц x Lр x Ci x CH x (s-1 / smax) 8 / (60 x px d1 xn (ведучий шків)) =
4600000,0 x 1500,0 x 1,187 x 1,0 x (7,0 / 4,297) 8 / (60 x 3,142 x 160,0 x 727,0) =
18503,085 ч.
При середньому режимі навантаження робочий ресурс ременя повинен бути не менше 2000 годин
Таким чином умова довговічності виконано.
23. Ширина шківів ВШ (див. табл. 7.12 [1]):
Вш = (z - 1) xe + 2 xf = (6,0 - 1) x 15,0 + 2 x 10,0 = 95,0 мм.
1. Обертаючий момент на меншому провідному шківі:
T (ведучий шків) = 89002,493 Нxмм.
2. За номограмі на рис. 7.3 [1] в залежності від частоти обертання меншого ведучого шківа n (ведучий шків) (у нашому випадку n (ведучий шків) = 727,0 об / хв) і переданої потужності:
P = T (ведучий шків) xw (ведучий шків) = 89002,493 x 76,131 = 6,776 кВт
приймаємо перетин клинового ременя А.
3. Діаметр меншого шківа за формулою 7.25 [1]:
d1 = (3 ... 4) x T (ведучий шків) 1 / 3 = (3 ... 4) x 89002,4931 / 3 = 133,944 ... 178,591 мм.
Згідно табл. 7.8 [1] приймаємо d1 = 160,0 мм.
4. Діаметр великого шківа (див. формулу 7.3 [1]):
d2 = U x d1 x (1 - e) = 1,45 x 160,0 x (1 - 0,015 = 228,52 мм.
де e = 0,015 - відносне ковзання ременя.
Приймаються d2 = 224,0 мм.
5. Уточнюємо передаточне відношення:
Uр = d2 / (d1 x (1 - e)) = 224,0 / (160,0 x (1 - 0,015)) = 1,421
При цьому кутова швидкість веденого шківа буде:
w (ведений шків) = w (ведучий шків) / Uр = 76,131 / 1,421 = 53,564 рад / с.
Розбіжність з необхідним (52,504-53,564) / 52,504 =- 2,018%, що менше допустимого: 3%.
Отже, остаточно приймаємо діаметри шківів:
d1 = 160,0 мм;
d2 = 224,0 мм.
6. Міжосьова відстань Ap слід прийняти в інтервалі (див. формулу 7.26 [1]):
amin = 0.55 x (d1 + d2) + T0 = 0.55 x (160,0 + 224,0) + 6,0 = 217,2 мм;
amax = d1 + d2 = 160,0 + 224,0 = 384,0 мм.
де T0 = 6,0 мм (висота перерізу ременя).
Приймаються попередньо значення aw = 447,0 мм.
7. Розрахункова довжина ременя за формулою 7.7 [1]:
L = 2 x aw + 0.5 x px (d1 + d2) + (d2 - d1) 2 / (4 x aw) =
2 x 447,0 + 0.5 x 3,142 x (160,0 + 224,0) + (224,0 - 160,0) 2 / (4 x 447,0) =
1499,477 мм.
Вибираємо значення за стандартом (див. табл. 7.7 [1]) 1500,0 мм.
8. Уточнене значення міжосьової відстані Ар з урахуванням стандартної довжини ременя L (див. формулу 7.27 [1]):
Ар = 0.25 x ((L - w) + ((L - w) 2 - 2 x y) 1 / 2)
де w = 0.5 x px (d1 + d2) = 0.5 x 3,142 x (160,0 + 224,0) = 603,186 мм;
y = (d2 - d1) 2 = (224,0 - 224,0) 2 = 4096,0 мм.
Тоді:
Ар = 0.25 x ((1500,0 - 603,186) + ((1500,0 - 603,186) 2 - 2 x 4096,0) 1 / 2) = 447,262 мм,
При монтажі передачі необхідно забезпечити можливість зменшення міжосьової відстані на 0,01 x L = 15,0 мм для полегшення надягання ременів на шківи і можливість збільшення його на 0,025 x L = 37,5 мм для збільшення натягу ременів.
9. Кут обхвату меншого шківа за формулою 7.28 [1]:
a1 = 180o - 57 x (d2 - d1) / Ар = 180o - 57 x (224,0 - 160,0) / Ар = 171,844 o
10. Коефіцієнт режиму роботи, що враховує умови експлуатації передачі, за табл. 7.10 [1]: Cp = 1,2.
11. Коефіцієнт, що враховує вплив довжини ременя по табл. 7.9 [1]: CL = 0,98.
12. Коефіцієнт, що враховує вплив кута обхвату (див. пояснення до формули 7.29 [1]): Ca = 0,98.
13. Коефіцієнт, що враховує число ременів у передачі (див. пояснення до формули 7.29 [1]): припускаючи, що ременів в передачі буде від 4 до 6, приймемо коефіцієнт Сz = 0,85.
14. Число ременів в передачі:
z = P x Cp / (PoCL x Ca x Cz) = 6775,872 x 1,2 / (1870,0 x 0,98 x 0,98 x 0,85 = 5,329,
де рo = 1,87 кВт - потужність, що передається одним клиновим ременем, кВт (див. табл. 7.8 [1]).
Приймаються z = 6,0.
15. Швидкість:
V = 0.5 xw (провідного шківа) x d1 = 0.5 x 76,131 x 0,16 = 6,091 м / c.
16. Натискання гілки клинового ременя за формулою 7.30 [1]:
F0 = 850 x P x Cр x CL / (zx V x Ca) + qx V2 =
850 x 6,776 x 1,2 x 0,98 / (6,0 x 6,091 x 0,98) + 0,1 x 6,0912 = 192,915 H.
де q = 0,1 Hxc2/м2 - коефіцієнт, що враховує вплив відцентрових сил (див. пояснення до формули 7.30 [1]).
17. Тиск на вали знаходимо за формулою 7.31 [1]:
Fв = 2 x F0 x sin (a / 2) = 2 x 192,915 x 6,0 x sin (171,844 o / 2) = 2309,12 H.
18. Напруга від сили F0 знаходимо за формулою 7.19 [1]:
s1 = F0 / A = 192,915 / 81,0 = 2,382 МПа.
де A = 81,0 мм 2 - площа поперечного перерізу ременя.
19. Напруга вигину (формулa 7.19 [1]):
Sи = 2 x Єї xy / d1 = 100 x 3,0 / 160,0 = 1,875 МПа.
де Єї = 100 МПа - для гумотканинних ременів; y - відстань від нейтральної осі до небезпечного волокна перетину ременя y = 3,0.
20. Напруга від відцентрових сил (за формулою 7.19 [1]):
sv = rx V2 x 10-6 = 1100 x 0,0062 = 0,041 МПа.
де r = 1100 кг/м3 - щільність ременя.
21. Максимальна напруга за формулою 7.18 [1] буде:
smax = s1 + Sи + sv = 2,382 + 1,875 + 0,041 = 4,297 МПа.
Умова міцності smax <= 7 МПа виконано.
22. Перевірка довговічності ременя:
Знаходимо робочий ресурс ременя за формулою 7.22 [1]
а) базове число циклів для даного типу ременя:
Noц = 4600000,0;
б) коефіцієнт, що враховує вплив передавального відносини;
Ci = 1.5 x U1 / 3 - 0.5 = 1.5 x 1,4211 / 3 = 1,187;
в) коефіцієнт, що враховує характер навантаження СH = 1 при постійному навантаженні.
H0 = Noц x Lр x Ci x CH x (s-1 / smax) 8 / (60 x px d1 xn (ведучий шків)) =
4600000,0 x 1500,0 x 1,187 x 1,0 x (7,0 / 4,297) 8 / (60 x 3,142 x 160,0 x 727,0) =
18503,085 ч.
При середньому режимі навантаження робочий ресурс ременя повинен бути не менше 2000 годин
Таким чином умова довговічності виконано.
23. Ширина шківів ВШ (див. табл. 7.12 [1]):
Вш = (z - 1) xe + 2 xf = (6,0 - 1) x 15,0 + 2 x 10,0 = 95,0 мм.
РОЗРАХУНОК 2-Й ЗУБЦЮВАТА ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ
Так як в завданні немає особливих вимог стосовно габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками (див. табл. 2.1-2.3 [1]):
- Для шестірні: сталь: 45
термічна обробка: поліпшення
твердість: HB 230
- Для колеса: сталь: 45Л
термічна обробка: нормалізація
твердість: HB 160
Допустимі контактні напруги (стор. 13 [2]), будуть:
[S] H = sH lim x ZN x ZR x Zv / SH,
За таблицями 2.1 та 2.2 гл. 2 [2] маємо для сталей з твердістю поверхонь зубів менш HB 350:
sH lim b = 2 x HB + 70.
sH lim (шестерня) = 2 x 230,0 + 70 = 530,0 МПа;
sH lim (колесо) = 2 x 160,0 + 70 = 390,0 МПа;
SH - коефіцієнт безпеки SH = 2,2; ZN - коефіцієнт довговічності, що враховує вплив ресурсу.
ZN = (NHG / NHE) 1 / 6,
де NHG - число циклів, відповідне перелому кривої втоми, визначається за середньою твердості поверхні зубів:
NHG = 30 x HBср2.4 <= 12 x 107
NHG (шест.) = 30 x 230,02.4 = +13972305,126
NHG (кол.) = 30 x 160,02.4 = 5848024,9
NHE = mH x Nк - еквівалентне число циклів.
Nк = 60 x nx cx tS
Тут:
- N - частота обертання, об / хв.; Nшест. = 501,379 об. / хв.; Nкол. = 159,168 об. / хв.
- C = 1 - число коліс, що знаходяться в зачепленні;
tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжітельность роботи передачі в розрахунковий термін служби, ч.
- Lг = 5,0 р. - термін служби передачі;
- С = 2 - кількість змін;
- Tc = 8,0 ч. - тривалість зміни.
tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч.
mH = 0,18 - коефіцієнт еквівалентності за табл. 2.4 [2] для середнього номінального режиму навантаження (робота велику частину часу з середніми навантаженнями). Тоді:
Nк (шест.) = 60 x 501,379 x 1 x 29200,0 = 878416008,0
Nк (кол.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0
NHE (шест.) = 0,18 x 878416008,0 = 158114881,44
NHE (кол.) = 0,18 x 278862336,0 = 50195220,48
У результаті отримуємо:
ZN (шест.) = (13972305,126 / 158114881,44) 1 / 6 = 0,667
Так як ZN (шест.) <1.0, то приймаємо ZN (шест.) = 1,0
ZN (кол.) = (5848024,9 / 50195220,48) 1 / 6 = 0,699
Так як ZN (кол.) <1.0, то приймаємо ZN (кол.) = 1,0
ZR = 0,9 - коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості спряжених поверхонь зубів.
Zv - коефіцієнт, що враховує вплив окружної швидкості: Zv = 1 ... 1.15
Попереднє значення міжосьової відстані:
aw '= K x (U + 1) x (Tшест. / U) 1 / 3
де К - коефіцієнт поверхневої твердості зубів, для даних сталей К = 10, тоді:
aw '= 10 x (3,15 + 1) x (122,653 / 3,15) 1 / 3 = 140,66 мм.
Окружна швидкість Vпредв. :
Vпредв. = 2 x px aw 'x nшест. / (6 x 104 x (U + 1)) =
2 x 3.142 x 140,66 x 501,379 / (6 x 104 x (3,15 + 1)) = 1,78 м / с
За знайденою швидкості отримаємо Zv:
Zv = 0.85 x V0.1 = 0.85 x 1,780.1 = 0,9
Допустимі контактні напруги:
для шестерні [s] H1 = 530,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 216,818 МПа;
для колеса [s] H2 = 390,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 159,545 МПа;
Для косозубих коліс розрахункове допустиме контактне напруження знаходимо за формулою 3.10 гл.3 [1]:
[S] H = (0.5 x ([s] H12 + [s] H22)) 1 / 2
Тоді розрахункова допустима контактна напруга буде:
[S] H = (0.5 x (216,8182 + 159,5452)) 1 / 2 = 190,348 МПа.
Необхідну умову виконано:
[S] H = 190,348 МПа <1.25 x [s] H2 = 1.25 x 159,545 = 199,432
Допустимі напруги вигину (стор. 15 [2]), будуть:
[S] F = sF lim x YN x YR x YA / SF,
За таблицями 2.1 та 2.2 гл. 2 [2] маємо
sF lim (шестерня) = 414,0 МПа;
sF lim (колесо) = 288,0 МПа;
SF - коефіцієнт безпеки SF = 1,7; YN - коефіцієнт довговічності, що враховує вплив ресурсу.
YN = (NFG / NFE) 1 / 6,
де NFG - число циклів, відповідне перелому кривої втоми:
NFG = 4 x 106
NFE = mF x Nк - еквівалентне число циклів.
Nк = 60 x nx cx tS
Тут:
- N - частота обертання, об / хв.; Nшест. = 501,379 об. / хв.; Nкол. = 159,168 об. / хв.
- C = 1 - число коліс, що знаходяться в зачепленні;
tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжітельность роботи передачі в розрахунковий термін служби, ч.
- Lг = 5,0 р. - термін служби передачі;
- С = 2 - кількість змін;
- Tc = 8,0 ч. - тривалість зміни.
tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч.
mF = 0,065 - коефіцієнт еквівалентності за табл. 2.4 [2] для середнього номінального режиму навантаження (робота велику частину часу з середніми навантаженнями). Тоді:
Nк (шест.) = 60 x 501,379 x 1 x 29200,0 = 878416008,0
Nк (кол.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0
NFE (шест.) = 0,065 x 878416008,0 = 57097040,52
NFE (кол.) = 0,065 x 278862336,0 = 18126051,84
У результаті отримуємо:
YN (шест.) = (4 x 106 / 57097040,52) 1 / 6 = 0,642
Так як YN (шест.) <1.0, то приймаємо YN (шест.) = 1,0
YN (кол.) = (4 x 106 / 18126051,84) 1 / 6 = 0,777
Так як YN (кол.) <1.0, то приймаємо YN (кол.) = 1,0
YR = 1,0 - коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості, перехідною поверхні між зубами.
YA - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього прикладання навантаження (реверса). При реверсивної навантаженням для матеріалу шестерні YA1 = 0,65. Для матеріалу шестерні YA2 = 0,65 (стор. 16 [2]).
Допустимі напруги вигину:
для шестерні [s] F1 = 414,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 158,294 МПа;
для колеса [s] F2 = 288,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 110,118 МПа;
По таблиці 2.5 [2] вибираємо 9-ту ступінь точності.
Уточнюємо попередньо знайдене значення міжосьової відстані за формулою (стор. 18 [2]):
aw = K xax (U + 1) x (KH x Tшест. / (yba x U x [s] 2H)) 1 / 3,
де Кa = 410 - для косозубой передачі, для несиметрично розташованої циліндричної передачі вибираємо yba = 0,315; KH - коефіцієнт навантаження в розрахунках на контактну міцність:
Так як в завданні немає особливих вимог стосовно габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками (див. табл. 2.1-2.3 [1]):
- Для шестірні: сталь: 45
термічна обробка: поліпшення
твердість: HB 230
- Для колеса: сталь: 45Л
термічна обробка: нормалізація
твердість: HB 160
Допустимі контактні напруги (стор. 13 [2]), будуть:
[S] H = sH lim x ZN x ZR x Zv / SH,
За таблицями 2.1 та 2.2 гл. 2 [2] маємо для сталей з твердістю поверхонь зубів менш HB 350:
sH lim b = 2 x HB + 70.
sH lim (шестерня) = 2 x 230,0 + 70 = 530,0 МПа;
sH lim (колесо) = 2 x 160,0 + 70 = 390,0 МПа;
SH - коефіцієнт безпеки SH = 2,2; ZN - коефіцієнт довговічності, що враховує вплив ресурсу.
ZN = (NHG / NHE) 1 / 6,
де NHG - число циклів, відповідне перелому кривої втоми, визначається за середньою твердості поверхні зубів:
NHG = 30 x HBср2.4 <= 12 x 107
NHG (шест.) = 30 x 230,02.4 = +13972305,126
NHG (кол.) = 30 x 160,02.4 = 5848024,9
NHE = mH x Nк - еквівалентне число циклів.
Nк = 60 x nx cx tS
Тут:
- N - частота обертання, об / хв.; Nшест. = 501,379 об. / хв.; Nкол. = 159,168 об. / хв.
- C = 1 - число коліс, що знаходяться в зачепленні;
tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжітельность роботи передачі в розрахунковий термін служби, ч.
- Lг = 5,0 р. - термін служби передачі;
- С = 2 - кількість змін;
- Tc = 8,0 ч. - тривалість зміни.
tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч.
mH = 0,18 - коефіцієнт еквівалентності за табл. 2.4 [2] для середнього номінального режиму навантаження (робота велику частину часу з середніми навантаженнями). Тоді:
Nк (шест.) = 60 x 501,379 x 1 x 29200,0 = 878416008,0
Nк (кол.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0
NHE (шест.) = 0,18 x 878416008,0 = 158114881,44
NHE (кол.) = 0,18 x 278862336,0 = 50195220,48
У результаті отримуємо:
ZN (шест.) = (13972305,126 / 158114881,44) 1 / 6 = 0,667
Так як ZN (шест.) <1.0, то приймаємо ZN (шест.) = 1,0
ZN (кол.) = (5848024,9 / 50195220,48) 1 / 6 = 0,699
Так як ZN (кол.) <1.0, то приймаємо ZN (кол.) = 1,0
ZR = 0,9 - коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості спряжених поверхонь зубів.
Zv - коефіцієнт, що враховує вплив окружної швидкості: Zv = 1 ... 1.15
Попереднє значення міжосьової відстані:
aw '= K x (U + 1) x (Tшест. / U) 1 / 3
де К - коефіцієнт поверхневої твердості зубів, для даних сталей К = 10, тоді:
aw '= 10 x (3,15 + 1) x (122,653 / 3,15) 1 / 3 = 140,66 мм.
Окружна швидкість Vпредв. :
Vпредв. = 2 x px aw 'x nшест. / (6 x 104 x (U + 1)) =
2 x 3.142 x 140,66 x 501,379 / (6 x 104 x (3,15 + 1)) = 1,78 м / с
За знайденою швидкості отримаємо Zv:
Zv = 0.85 x V0.1 = 0.85 x 1,780.1 = 0,9
Допустимі контактні напруги:
для шестерні [s] H1 = 530,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 216,818 МПа;
для колеса [s] H2 = 390,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 159,545 МПа;
Для косозубих коліс розрахункове допустиме контактне напруження знаходимо за формулою 3.10 гл.3 [1]:
[S] H = (0.5 x ([s] H12 + [s] H22)) 1 / 2
Тоді розрахункова допустима контактна напруга буде:
[S] H = (0.5 x (216,8182 + 159,5452)) 1 / 2 = 190,348 МПа.
Необхідну умову виконано:
[S] H = 190,348 МПа <1.25 x [s] H2 = 1.25 x 159,545 = 199,432
Допустимі напруги вигину (стор. 15 [2]), будуть:
[S] F = sF lim x YN x YR x YA / SF,
За таблицями 2.1 та 2.2 гл. 2 [2] маємо
sF lim (шестерня) = 414,0 МПа;
sF lim (колесо) = 288,0 МПа;
SF - коефіцієнт безпеки SF = 1,7; YN - коефіцієнт довговічності, що враховує вплив ресурсу.
YN = (NFG / NFE) 1 / 6,
де NFG - число циклів, відповідне перелому кривої втоми:
NFG = 4 x 106
NFE = mF x Nк - еквівалентне число циклів.
Nк = 60 x nx cx tS
Тут:
- N - частота обертання, об / хв.; Nшест. = 501,379 об. / хв.; Nкол. = 159,168 об. / хв.
- C = 1 - число коліс, що знаходяться в зачепленні;
tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжітельность роботи передачі в розрахунковий термін служби, ч.
- Lг = 5,0 р. - термін служби передачі;
- С = 2 - кількість змін;
- Tc = 8,0 ч. - тривалість зміни.
tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч.
mF = 0,065 - коефіцієнт еквівалентності за табл. 2.4 [2] для середнього номінального режиму навантаження (робота велику частину часу з середніми навантаженнями). Тоді:
Nк (шест.) = 60 x 501,379 x 1 x 29200,0 = 878416008,0
Nк (кол.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0
NFE (шест.) = 0,065 x 878416008,0 = 57097040,52
NFE (кол.) = 0,065 x 278862336,0 = 18126051,84
У результаті отримуємо:
YN (шест.) = (4 x 106 / 57097040,52) 1 / 6 = 0,642
Так як YN (шест.) <1.0, то приймаємо YN (шест.) = 1,0
YN (кол.) = (4 x 106 / 18126051,84) 1 / 6 = 0,777
Так як YN (кол.) <1.0, то приймаємо YN (кол.) = 1,0
YR = 1,0 - коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості, перехідною поверхні між зубами.
YA - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього прикладання навантаження (реверса). При реверсивної навантаженням для матеріалу шестерні YA1 = 0,65. Для матеріалу шестерні YA2 = 0,65 (стор. 16 [2]).
Допустимі напруги вигину:
для шестерні [s] F1 = 414,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 158,294 МПа;
для колеса [s] F2 = 288,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 110,118 МПа;
По таблиці 2.5 [2] вибираємо 9-ту ступінь точності.
Уточнюємо попередньо знайдене значення міжосьової відстані за формулою (стор. 18 [2]):
aw = K xax (U + 1) x (KH x Tшест. / (yba x U x [s] 2H)) 1 / 3,
де Кa = 410 - для косозубой передачі, для несиметрично розташованої циліндричної передачі вибираємо yba = 0,315; KH - коефіцієнт навантаження в розрахунках на контактну міцність:
KH = KHv x KHb x KHa
де KHv = 1,036 - коефіцієнт, що враховує внутрішню динаміку навантаження (вибирається за табл. 2.6 [2]); KHb - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактних ліній, обумовлюється похибками виготовлення (похибками напрямки зуба) і пружними деформаціями валів, підшипників. Коефіцієнт KHb визначають за формулою:
KHb = 1 + (KHbo - 1) x KHw
Зуби зубчастих коліс можуть прірабативаться: в результаті підвищеного місцевого зношування розподіл навантаження ставати більш рівномірним. Для визначення коефіцієнта нерівномірності розподілу навантаження в початковий період роботи KHbo попередньо обчислюємо орієнтовне значення коефіцієнта ybd:
yba = 0.5 x yba x (U + 1) =
0.5 x 0,315 x (3,15 + 1) = 0,654
По таблиці 2.7 [2] KHbo = 1,091. KHw = 0,194 - коефіцієнт, що враховує приработку зубів (табл. 2.8 [2]). Тоді:
KHb = 1 + (1,091 - 1) x 0,194 = 1,018
Коефіцієнт KHa визначають за формулою:
KHa = 1 + (KHao - 1) x KHw
KHao - коефіцієнт розподілу навантаження між зубами у зв'язку з похибками виготовлення (похибка кроку зачеплення і напрямки зуба) визначають залежно від ступеня точності за нормами плавності для косозубой передачі і для даного типу сталей коліс:
KHao = 1 + 0.25 x (Nст - 5) =
1 + 0.25 x (9,0 - 5) = 2,0
Так як значення вийшло великим 1.6, то приймаємо KHao = 1.6
KHa = 1 + (1,6 - 1) x 0,194 = 1,116
У результаті:
KH = 1,036 x 1,018 x 1,116 = 1,176
Тоді:
aw = 410,0 x (3,15 + 1) x (1,176 x 122,653 / (0,315 x 3,15 x 190,3482)) 1 / 3 = 270,398 мм.
Приймаються найближче значення aw за стандартним ряду: aw = 280,0 мм.
Попередні основні розміри колеса:
Ділильний діаметр:
d2 = 2 x aw x U / (U + 1) =
2 x 280,0 x 3,15 / (3,15 + 1) = 425,06 мм.
Ширина:
b2 = yba x aw =
0,315 x 280,0 = 88,2 мм.
Ширину колеса після обчислення округляємо в найближчу сторону до стандартного числа (див. табл. 24.1 [2]): b2 = 90,0 мм.
Максимально допустимий модуль mmax, мм, визначають з умови неподрезанія зубів у підстави:
mmax = 2 x aw / (17 x (U + 1)) =
2 x 280,0 / (17 x (3,15 + 1)) = 7,938 мм.
Мінімально допустимий модуль mmin, мм, визначають з умови міцності:
mmin = (Km x KF x Tшест. x (U + 1)) / (aw x b2 x [s] F)
де Km = 2.8 x 103 - для косозубих передач; [s] F - найменше з значень [s] F1 і [s] F2.
Коефіцієнт навантаження при розрахунку по напруженням вигину:
KF = KFv x KFb x KFa
Тут коефіцієнт KFv = 1,071 - коефіцієнт, що враховує внутрішню динаміку навантаження, пов'язану насамперед із помилками кроків зачеплення шестірні й колеса. Знаходиться по табл. 2.9 [2] в залежності від ступеня точності за нормами плавності, окружної швидкості і твердості робочих поверхонь. KFb - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу напружень біля основи зубів по ширині зубчастого вінця, оцінюють за формулою:
KFb = 0.18 + 0.82 x KHbo = 0.18 + 0.82 x 1,091 = 1,074
KFa = KFbo = 1,6 - коефіцієнт, що враховує вплив похибок виготовлення шестерні і колеса на розподіл навантаження між зубами.
Тоді:
KF = 1,071 x 1,074 x 1,6 = 1,841
mmin = (2.8 x 103 x 1,841 x 122,653 x (3,15 + 1)) / (280,0 x 90,0 x 110,118) = 0,946 мм.
З отриманого діапазону (mmin. .. mmax) модулів приймаємо значення m, узгоджуючи його зі стандартним: m = 1,0.
Для косозубой передачі попередньо приймаємо кут нахилу зубів: b = 8,0 o.
Сумарне число зубів:
ZS = 2 x aw x cos (b) / m =
2 x 280,0 x cos (8,395 o) / 1,0 = 554,55
Отримане значення ZS округляємо в меншу сторону до цілого числа ZS = 554. Після цього визначається дійсне значення кута bo нахилу зубів:
b = arccos (ZS x m / (2 x aw)) =
arccos (554,0 x 1,0 / (2 x 280,0)) = 8,395 o
Кількість зубів шестірні:
z1 = ZS / (U + 1)> = z1min = 17
z1 = 554 / (3.15 + 1) = 133,494
Приймаються z1 = 134
Коефіцієнт зміщення x1 = 0 при z1> = 17.
Для колеса зовнішнього зачеплення x2 =-x1 = 0,0
Кількість зубів колеса зовнішнього зачеплення:
z2 = ZS - z1 = 554 - 134 = 420
Фактичне передавальне число:
Uф = z2 / z1 = 420 / 134 = 3,134
Фактичне значення передавального числа відрізняється на 0,498%, що не більше, ніж допустимі 4% для двоступінчастого редуктора.
Ділильний міжосьова відстань:
a = 0.5 x mx (z2 + z1) / cos (b) = 0.5 x 1,0 x (420 + 134) / cos (8,395 o) = 280,0 мм.
Коефіцієнт сприйманого зсуву:
y = - (aw - a) / m = - (280,0 - 280,0) / 1,0 = 0,0
Діаметри коліс:
ділильні діаметри:
d1 = z1 xm / cos (b) = 134 x 1,0 / cos (8,395 o) = 135,451 мм.
d2 = 2 x aw - d1 = 2 x 280 - 135,451 = 424,549 мм.
діаметри da і df кіл вершин і западин зубів коліс зовнішнього зачеплення:
da1 = d1 + 2 x (1 + x1 - y) xm = 135,451 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 1,0 = 137,451 мм.
df1 = d1 - 2 x (1.25 - x1) xm = 135,451 - 2 x (1.25 - 0,0) x 1,0 = 132,951 мм.
da2 = d2 + 2 x (1 + x2 - y) xm = 424,549 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 1,0 = 426,549 мм.
df2 = d2 - 2 x (1.25 - x2) xm = 424,549 - 2 x (1.25 - 0,0) x 1,0 = 422,049 мм.
Розрахункове значення контактного напруги:
sH = Zs x ((KH x Tшест. x (Uф + 1) 3) / (b2 x Uф)) 1 / 2 / aw <= [s] H
де Zs = 8400 - для прямозубой передачі. Тоді:
sH = 8400 x ((1,176 x 122,653 x (3,134 + 1) 3) / (90,0 x 3,134)) 1 / 2 / 280,0 =
180,365 МПа <= [s] H = 190,348 МПа.
Сили в зачепленні:
окружна:
Ft = 2 x Tшест. / D1 = 2 x 122652,556 / 135,451 = 1811,021 H;
радіальна:
Fr = Ft x tg (a) / cos (b) = 1811,021 x tg (20o) / cos (8,395 o) = 666,297 H;
осьова:
Fa = Ft x tg (b) = 1811,021 x tg (8,395 o) = 267,259 H.
Розрахункове напруження згину:
в зубах колеса:
sF2 = KF x Ft x YFS2 x Yb x Ye / (b2 xm) <= [s] F2
в зубах шестерні:
sF1 = sF2 x YFS1 / YFS2 <= [s] F1
Значення коефіцієнта YFS, що враховує форму зуба і концентрацію напружень, визначається в залежності від наведеного числа зубів zv і коефіцієнта зсуву. Наведені числа зубів:
zv1 = z1 / cos3 (b) = 134 / cos3 (8,395 o) = 138,401
zv2 = z2 / cos3 (b) = 420 / cos3 (8,395 o) = 433,795
За табл. 2.10 [2]:
YFS1 = 3,59
YFS2 = 3,59
Значення коефіцієнта Yb, що враховує кут нахилу зуба, обчислюють за формулою:
Yb = 1 - b / 100 = 1 - 8,395 / 100 = 0,916
Для косозубой передачі значення коефіцієнта, що враховує перекриття зубів Ye = 0,65.
Тоді:
sF2 = 1,841 x 1811,021 x 3,59 x 0,916 x 0,65 / (90,0 x 1,0) =
79,206 МПа <= [s] F2 = 110,118 МПа.
sF1 = 79,206 x 3,59 / 3,59 =
79,206 МПа <= [s] F1 = 158,294 МПа.
де KHv = 1,036 - коефіцієнт, що враховує внутрішню динаміку навантаження (вибирається за табл. 2.6 [2]); KHb - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактних ліній, обумовлюється похибками виготовлення (похибками напрямки зуба) і пружними деформаціями валів, підшипників. Коефіцієнт KHb визначають за формулою:
KHb = 1 + (KHbo - 1) x KHw
Зуби зубчастих коліс можуть прірабативаться: в результаті підвищеного місцевого зношування розподіл навантаження ставати більш рівномірним. Для визначення коефіцієнта нерівномірності розподілу навантаження в початковий період роботи KHbo попередньо обчислюємо орієнтовне значення коефіцієнта ybd:
yba = 0.5 x yba x (U + 1) =
0.5 x 0,315 x (3,15 + 1) = 0,654
По таблиці 2.7 [2] KHbo = 1,091. KHw = 0,194 - коефіцієнт, що враховує приработку зубів (табл. 2.8 [2]). Тоді:
KHb = 1 + (1,091 - 1) x 0,194 = 1,018
Коефіцієнт KHa визначають за формулою:
KHa = 1 + (KHao - 1) x KHw
KHao - коефіцієнт розподілу навантаження між зубами у зв'язку з похибками виготовлення (похибка кроку зачеплення і напрямки зуба) визначають залежно від ступеня точності за нормами плавності для косозубой передачі і для даного типу сталей коліс:
KHao = 1 + 0.25 x (Nст - 5) =
1 + 0.25 x (9,0 - 5) = 2,0
Так як значення вийшло великим 1.6, то приймаємо KHao = 1.6
KHa = 1 + (1,6 - 1) x 0,194 = 1,116
У результаті:
KH = 1,036 x 1,018 x 1,116 = 1,176
Тоді:
aw = 410,0 x (3,15 + 1) x (1,176 x 122,653 / (0,315 x 3,15 x 190,3482)) 1 / 3 = 270,398 мм.
Приймаються найближче значення aw за стандартним ряду: aw = 280,0 мм.
Попередні основні розміри колеса:
Ділильний діаметр:
d2 = 2 x aw x U / (U + 1) =
2 x 280,0 x 3,15 / (3,15 + 1) = 425,06 мм.
Ширина:
b2 = yba x aw =
0,315 x 280,0 = 88,2 мм.
Ширину колеса після обчислення округляємо в найближчу сторону до стандартного числа (див. табл. 24.1 [2]): b2 = 90,0 мм.
Максимально допустимий модуль mmax, мм, визначають з умови неподрезанія зубів у підстави:
mmax = 2 x aw / (17 x (U + 1)) =
2 x 280,0 / (17 x (3,15 + 1)) = 7,938 мм.
Мінімально допустимий модуль mmin, мм, визначають з умови міцності:
mmin = (Km x KF x Tшест. x (U + 1)) / (aw x b2 x [s] F)
де Km = 2.8 x 103 - для косозубих передач; [s] F - найменше з значень [s] F1 і [s] F2.
Коефіцієнт навантаження при розрахунку по напруженням вигину:
KF = KFv x KFb x KFa
Тут коефіцієнт KFv = 1,071 - коефіцієнт, що враховує внутрішню динаміку навантаження, пов'язану насамперед із помилками кроків зачеплення шестірні й колеса. Знаходиться по табл. 2.9 [2] в залежності від ступеня точності за нормами плавності, окружної швидкості і твердості робочих поверхонь. KFb - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу напружень біля основи зубів по ширині зубчастого вінця, оцінюють за формулою:
KFb = 0.18 + 0.82 x KHbo = 0.18 + 0.82 x 1,091 = 1,074
KFa = KFbo = 1,6 - коефіцієнт, що враховує вплив похибок виготовлення шестерні і колеса на розподіл навантаження між зубами.
Тоді:
KF = 1,071 x 1,074 x 1,6 = 1,841
mmin = (2.8 x 103 x 1,841 x 122,653 x (3,15 + 1)) / (280,0 x 90,0 x 110,118) = 0,946 мм.
З отриманого діапазону (mmin. .. mmax) модулів приймаємо значення m, узгоджуючи його зі стандартним: m = 1,0.
Для косозубой передачі попередньо приймаємо кут нахилу зубів: b = 8,0 o.
Сумарне число зубів:
ZS = 2 x aw x cos (b) / m =
2 x 280,0 x cos (8,395 o) / 1,0 = 554,55
Отримане значення ZS округляємо в меншу сторону до цілого числа ZS = 554. Після цього визначається дійсне значення кута bo нахилу зубів:
b = arccos (ZS x m / (2 x aw)) =
arccos (554,0 x 1,0 / (2 x 280,0)) = 8,395 o
Кількість зубів шестірні:
z1 = ZS / (U + 1)> = z1min = 17
z1 = 554 / (3.15 + 1) = 133,494
Приймаються z1 = 134
Коефіцієнт зміщення x1 = 0 при z1> = 17.
Для колеса зовнішнього зачеплення x2 =-x1 = 0,0
Кількість зубів колеса зовнішнього зачеплення:
z2 = ZS - z1 = 554 - 134 = 420
Фактичне передавальне число:
Uф = z2 / z1 = 420 / 134 = 3,134
Фактичне значення передавального числа відрізняється на 0,498%, що не більше, ніж допустимі 4% для двоступінчастого редуктора.
Ділильний міжосьова відстань:
a = 0.5 x mx (z2 + z1) / cos (b) = 0.5 x 1,0 x (420 + 134) / cos (8,395 o) = 280,0 мм.
Коефіцієнт сприйманого зсуву:
y = - (aw - a) / m = - (280,0 - 280,0) / 1,0 = 0,0
Діаметри коліс:
ділильні діаметри:
d1 = z1 xm / cos (b) = 134 x 1,0 / cos (8,395 o) = 135,451 мм.
d2 = 2 x aw - d1 = 2 x 280 - 135,451 = 424,549 мм.
діаметри da і df кіл вершин і западин зубів коліс зовнішнього зачеплення:
da1 = d1 + 2 x (1 + x1 - y) xm = 135,451 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 1,0 = 137,451 мм.
df1 = d1 - 2 x (1.25 - x1) xm = 135,451 - 2 x (1.25 - 0,0) x 1,0 = 132,951 мм.
da2 = d2 + 2 x (1 + x2 - y) xm = 424,549 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 1,0 = 426,549 мм.
df2 = d2 - 2 x (1.25 - x2) xm = 424,549 - 2 x (1.25 - 0,0) x 1,0 = 422,049 мм.
Розрахункове значення контактного напруги:
sH = Zs x ((KH x Tшест. x (Uф + 1) 3) / (b2 x Uф)) 1 / 2 / aw <= [s] H
де Zs = 8400 - для прямозубой передачі. Тоді:
sH = 8400 x ((1,176 x 122,653 x (3,134 + 1) 3) / (90,0 x 3,134)) 1 / 2 / 280,0 =
180,365 МПа <= [s] H = 190,348 МПа.
Сили в зачепленні:
окружна:
Ft = 2 x Tшест. / D1 = 2 x 122652,556 / 135,451 = 1811,021 H;
радіальна:
Fr = Ft x tg (a) / cos (b) = 1811,021 x tg (20o) / cos (8,395 o) = 666,297 H;
осьова:
Fa = Ft x tg (b) = 1811,021 x tg (8,395 o) = 267,259 H.
Розрахункове напруження згину:
в зубах колеса:
sF2 = KF x Ft x YFS2 x Yb x Ye / (b2 xm) <= [s] F2
в зубах шестерні:
sF1 = sF2 x YFS1 / YFS2 <= [s] F1
Значення коефіцієнта YFS, що враховує форму зуба і концентрацію напружень, визначається в залежності від наведеного числа зубів zv і коефіцієнта зсуву. Наведені числа зубів:
zv1 = z1 / cos3 (b) = 134 / cos3 (8,395 o) = 138,401
zv2 = z2 / cos3 (b) = 420 / cos3 (8,395 o) = 433,795
За табл. 2.10 [2]:
YFS1 = 3,59
YFS2 = 3,59
Значення коефіцієнта Yb, що враховує кут нахилу зуба, обчислюють за формулою:
Yb = 1 - b / 100 = 1 - 8,395 / 100 = 0,916
Для косозубой передачі значення коефіцієнта, що враховує перекриття зубів Ye = 0,65.
Тоді:
sF2 = 1,841 x 1811,021 x 3,59 x 0,916 x 0,65 / (90,0 x 1,0) =
79,206 МПа <= [s] F2 = 110,118 МПа.
sF1 = 79,206 x 3,59 / 3,59 =
79,206 МПа <= [s] F1 = 158,294 МПа.
РОЗРАХУНОК 3-Й ЗУБЦЮВАТА ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ
Так як в завданні немає особливих вимог стосовно габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками (див. табл. 2.1-2.3 [1]):
- Для шестірні: сталь: 45
термічна обробка: поліпшення
твердість: HB 230
- Для колеса: сталь: 45
термічна обробка: поліпшення
твердість: HB 210
Допустимі контактні напруги (стор. 13 [2]), будуть:
[S] H = sH lim x ZN x ZR x Zv / SH,
За таблицями 2.1 та 2.2 гл. 2 [2] маємо для сталей з твердістю поверхонь зубів менш HB 350:
sH lim b = 2 x HB + 70.
sH lim (шестерня) = 2 x 230,0 + 70 = 530,0 МПа;
sH lim (колесо) = 2 x 210,0 + 70 = 490,0 МПа;
SH - коефіцієнт безпеки SH = 2,2; ZN - коефіцієнт довговічності, що враховує вплив ресурсу.
ZN = (NHG / NHE) 1 / 6,
де NHG - число циклів, відповідне перелому кривої втоми, визначається за середньою твердості поверхні зубів:
NHG = 30 x HBср2.4 <= 12 x 107
NHG (шест.) = 30 x 230,02.4 = +13972305,126
NHG (кол.) = 30 x 210,02.4 = 11231753,462
NHE = mH x Nк - еквівалентне число циклів.
Nк = 60 x nx cx tS
Тут:
- N - частота обертання, об / хв.; Nшест. = 159,168 об. / хв.; Nкол. = 71,057 об. / хв.
- C = 1 - число коліс, що знаходяться в зачепленні;
tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжітельность роботи передачі в розрахунковий термін служби, ч.
- Lг = 5,0 р. - термін служби передачі;
- С = 2 - кількість змін;
- Tc = 8,0 ч. - тривалість зміни.
tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч.
mH = 0,18 - коефіцієнт еквівалентності за табл. 2.4 [2] для середнього номінального режиму навантаження (робота велику частину часу з середніми навантаженнями). Тоді:
Nк (шест.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0
Nк (кол.) = 60 x 71,057 x 1 x 29200,0 = 124491864,0
NHE (шест.) = 0,18 x 278862336,0 = 50195220,48
NHE (кол.) = 0,18 x 124491864,0 = 22408535,52
У результаті отримуємо:
ZN (шест.) = (13972305,126 / 50195220,48) 1 / 6 = 0,808
Так як ZN (шест.) <1.0, то приймаємо ZN (шест.) = 1,0
ZN (кол.) = (11231753,462 / 22408535,52) 1 / 6 = 0,891
Так як ZN (кол.) <1.0, то приймаємо ZN (кол.) = 1,0
ZR = 0,9 - коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості спряжених поверхонь зубів.
Zv - коефіцієнт, що враховує вплив окружної швидкості: Zv = 1 ... 1.15
Попереднє значення міжосьової відстані:
aw '= K x (U + 1) x (Tшест. / U) 1 / 3
де К - коефіцієнт поверхневої твердості зубів, для даних сталей К = 10, тоді:
aw '= 10 x (2,24 + 1) x (372,93 / 2,24) 1 / 3 = 178,24 мм.
Окружна швидкість Vпредв. :
Vпредв. = 2 x px aw 'x nшест. / (6 x 104 x (U + 1)) =
2 x 3.142 x 178,24 x 159,168 / (6 x 104 x (2,24 + 1)) = 0,917 м / с
За знайденою швидкості отримаємо Zv:
Zv = 0.85 x V0.1 = 0.85 x 0,9170.1 = 0,843
Допустимі контактні напруги:
для шестерні [s] H1 = 530,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 216,818 МПа;
для колеса [s] H2 = 490,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 200,455 МПа;
Для прямозубих коліс за розрахункове напруга приймається мінімальне допустиме контактне напруження шестерні або колеса.
Тоді розрахункова допустима контактна напруга буде:
[S] H = [s] H2 = 200,455 МПа.
Необхідну умову виконано:
[S] H = 200,455 МПа <1.25 x [s] H2 = 1.25 x 200,455 = 250,568
Допустимі напруги вигину (стор. 15 [2]), будуть:
[S] F = sF lim x YN x YR x YA / SF,
За таблицями 2.1 та 2.2 гл. 2 [2] маємо
sF lim (шестерня) = 414,0 МПа;
sF lim (колесо) = 378,0 МПа;
SF - коефіцієнт безпеки SF = 1,7; YN - коефіцієнт довговічності, що враховує вплив ресурсу.
YN = (NFG / NFE) 1 / 6,
де NFG - число циклів, відповідне перелому кривої втоми:
NFG = 4 x 106
NFE = mF x Nк - еквівалентне число циклів.
Nк = 60 x nx cx tS
Тут:
- N - частота обертання, об / хв.; Nшест. = 159,168 об. / хв.; Nкол. = 71,057 об. / хв.
- C = 1 - число коліс, що знаходяться в зачепленні;
tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжітельность роботи передачі в розрахунковий термін служби, ч.
- Lг = 5,0 р. - термін служби передачі;
- С = 2 - кількість змін;
- Tc = 8,0 ч. - тривалість зміни.
tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч.
mF = 0,065 - коефіцієнт еквівалентності за табл. 2.4 [2] для середнього номінального режиму навантаження (робота велику частину часу з середніми навантаженнями). Тоді:
Nк (шест.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0
Nк (кол.) = 60 x 71,057 x 1 x 29200,0 = 124491864,0
NFE (шест.) = 0,065 x 278862336,0 = 18126051,84
NFE (кол.) = 0,065 x 124491864,0 = 8091971,16
У результаті отримуємо:
YN (шест.) = (4 x 106 / 18126051,84) 1 / 6 = 0,777
Так як YN (шест.) <1.0, то приймаємо YN (шест.) = 1,0
YN (кол.) = (4 x 106 / 8091971,16) 1 / 6 = 0,889
Так як YN (кол.) <1.0, то приймаємо YN (кол.) = 1,0
YR = 1,0 - коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості, перехідною поверхні між зубами.
YA - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього прикладання навантаження (реверса). При реверсивної навантаженням для матеріалу шестерні YA1 = 0,65. Для матеріалу шестерні YA2 = 0,65 (стор. 16 [2]).
Допустимі напруги вигину:
для шестерні [s] F1 = 414,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 158,294 МПа;
для колеса [s] F2 = 378,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 144,529 МПа;
По таблиці 2.5 [2] вибираємо 9-ту ступінь точності.
Уточнюємо попередньо знайдене значення міжосьової відстані за формулою (стор. 18 [2]):
aw = K xax (U + 1) x (KH x Tшест. / (yba x U x [s] 2H)) 1 / 3,
де Кa = 450 - для прямозубой передачі, для несиметрично розташованої циліндричної передачі вибираємо yba = 0,315; KH - коефіцієнт навантаження в розрахунках на контактну міцність:
KH = KHv x KHb x KHa
де KHv = 1,06 - коефіцієнт, що враховує внутрішню динаміку навантаження (вибирається за табл. 2.6 [2]); KHb - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактних ліній, обумовлюється похибками виготовлення (похибками напрямки зуба) і пружними деформаціями валів, підшипників. Коефіцієнт KHb визначають за формулою:
KHb = 1 + (KHbo - 1) x KHw
Зуби зубчастих коліс можуть прірабативаться: в результаті підвищеного місцевого зношування розподіл навантаження ставати більш рівномірним. Для визначення коефіцієнта нерівномірності розподілу навантаження в початковий період роботи KHbo попередньо обчислюємо орієнтовне значення коефіцієнта ybd:
yba = 0.5 x yba x (U + 1) =
0.5 x 0,315 x (2,24 + 1) = 0,51
По таблиці 2.7 [2] KHbo = 1,067. KHw = 0,174 - коефіцієнт, що враховує приработку зубів (табл. 2.8 [2]). Тоді:
KHb = 1 + (1,067 - 1) x 0,174 = 1,012
Коефіцієнт KHa визначають за формулою:
KHa = 1 + (KHao - 1) x KHw
KHao - коефіцієнт розподілу навантаження між зубами у зв'язку з похибками виготовлення (похибка кроку зачеплення і напрямки зуба) визначають залежно від ступеня точності за нормами плавності для прямозубой передачі:
KHao = 1 + 0.06 x (Nст - 5) =
1 + 0.06 x (9,0 - 5) = 1,24
KHa = 1 + (1,24 - 1) x 0,174 = 1,042
У результаті:
KH = 1,06 x 1,012 x 1,042 = 1,117
Тоді:
aw = 450,0 x (2,24 + 1) x (1,117 x 372,93 / (0,315 x 2,24 x 200,4552)) 1 / 3 = 357,111 мм.
Приймаються найближче значення aw за стандартним ряду: aw = 360,0 мм.
Попередні основні розміри колеса:
Ділильний діаметр:
d2 = 2 x aw x U / (U + 1) =
2 x 360,0 x 2,24 / (2,24 + 1) = 497,778 мм.
Ширина:
b2 = yba x aw =
0,315 x 360,0 = 113,4 мм.
Ширину колеса після обчислення округляємо в найближчу сторону до стандартного числа (див. табл. 24.1 [2]): b2 = 110,0 мм.
Максимально допустимий модуль mmax, мм, визначають з умови неподрезанія зубів у підстави:
mmax = 2 x aw / (17 x (U + 1)) =
2 x 360,0 / (17 x (2,24 + 1)) = 13,072 мм.
Мінімально допустимий модуль mmin, мм, визначають з умови міцності:
mmin = (Km x KF x Tшест. x (U + 1)) / (aw x b2 x [s] F)
де Km = 3.4 x 103 - для прямозубих передач; [s] F - найменше з значень [s] F1 і [s] F2.
Коефіцієнт навантаження при розрахунку по напруженням вигину:
KF = KFv x KFb x KFa
Тут коефіцієнт KFv = 1,018 - коефіцієнт, що враховує внутрішню динаміку навантаження, пов'язану насамперед із помилками кроків зачеплення шестірні й колеса. Знаходиться по табл. 2.9 [2] в залежності від ступеня точності за нормами плавності, окружної швидкості і твердості робочих поверхонь. KFb - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу напружень біля основи зубів по ширині зубчастого вінця, оцінюють за формулою:
KFb = 0.18 + 0.82 x KHbo = 0.18 + 0.82 x 1,067 = 1,055
KFa = KFbo = 1,24 - коефіцієнт, що враховує вплив похибок виготовлення шестерні і колеса на розподіл навантаження між зубами.
Тоді:
KF = 1,018 x 1,055 x 1,24 = 1,331
mmin = (3.4 x 103 x 1,331 x 372,93 x (2,24 + 1)) / (360,0 x 110,0 x 144,529) = 0,955 мм.
З отриманого діапазону (mmin. .. mmax) модулів приймаємо значення m, узгоджуючи його зі стандартним: m = 3,0.
Для прямозубой передачі попередньо приймаємо кут нахилу зубів: b = 0o.
Сумарне число зубів:
ZS = 2 x aw x cos (b) / m =
2 x 360,0 x cos (0,0 o) / 3,0 = 240,0
Отримане значення ZS округляємо в меншу сторону до цілого числа ZS = 240. Після цього визначається дійсне значення кута bo нахилу зубів:
b = arccos (ZS x m / (2 x aw)) =
arccos (240,0 x 3,0 / (2 x 360,0)) = 0,0 o
Кількість зубів шестірні:
z1 = ZS / (U + 1)> = z1min = 17
z1 = 240 / (2.24 + 1) = 74,074
Приймаються z1 = 75
Коефіцієнт зміщення x1 = 0 при z1> = 17.
Для колеса зовнішнього зачеплення x2 =-x1 = 0,0
Кількість зубів колеса зовнішнього зачеплення:
Так як в завданні немає особливих вимог стосовно габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками (див. табл. 2.1-2.3 [1]):
- Для шестірні: сталь: 45
термічна обробка: поліпшення
твердість: HB 230
- Для колеса: сталь: 45
термічна обробка: поліпшення
твердість: HB 210
Допустимі контактні напруги (стор. 13 [2]), будуть:
[S] H = sH lim x ZN x ZR x Zv / SH,
За таблицями 2.1 та 2.2 гл. 2 [2] маємо для сталей з твердістю поверхонь зубів менш HB 350:
sH lim b = 2 x HB + 70.
sH lim (шестерня) = 2 x 230,0 + 70 = 530,0 МПа;
sH lim (колесо) = 2 x 210,0 + 70 = 490,0 МПа;
SH - коефіцієнт безпеки SH = 2,2; ZN - коефіцієнт довговічності, що враховує вплив ресурсу.
ZN = (NHG / NHE) 1 / 6,
де NHG - число циклів, відповідне перелому кривої втоми, визначається за середньою твердості поверхні зубів:
NHG = 30 x HBср2.4 <= 12 x 107
NHG (шест.) = 30 x 230,02.4 = +13972305,126
NHG (кол.) = 30 x 210,02.4 = 11231753,462
NHE = mH x Nк - еквівалентне число циклів.
Nк = 60 x nx cx tS
Тут:
- N - частота обертання, об / хв.; Nшест. = 159,168 об. / хв.; Nкол. = 71,057 об. / хв.
- C = 1 - число коліс, що знаходяться в зачепленні;
tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжітельность роботи передачі в розрахунковий термін служби, ч.
- Lг = 5,0 р. - термін служби передачі;
- С = 2 - кількість змін;
- Tc = 8,0 ч. - тривалість зміни.
tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч.
mH = 0,18 - коефіцієнт еквівалентності за табл. 2.4 [2] для середнього номінального режиму навантаження (робота велику частину часу з середніми навантаженнями). Тоді:
Nк (шест.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0
Nк (кол.) = 60 x 71,057 x 1 x 29200,0 = 124491864,0
NHE (шест.) = 0,18 x 278862336,0 = 50195220,48
NHE (кол.) = 0,18 x 124491864,0 = 22408535,52
У результаті отримуємо:
ZN (шест.) = (13972305,126 / 50195220,48) 1 / 6 = 0,808
Так як ZN (шест.) <1.0, то приймаємо ZN (шест.) = 1,0
ZN (кол.) = (11231753,462 / 22408535,52) 1 / 6 = 0,891
Так як ZN (кол.) <1.0, то приймаємо ZN (кол.) = 1,0
ZR = 0,9 - коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості спряжених поверхонь зубів.
Zv - коефіцієнт, що враховує вплив окружної швидкості: Zv = 1 ... 1.15
Попереднє значення міжосьової відстані:
aw '= K x (U + 1) x (Tшест. / U) 1 / 3
де К - коефіцієнт поверхневої твердості зубів, для даних сталей К = 10, тоді:
aw '= 10 x (2,24 + 1) x (372,93 / 2,24) 1 / 3 = 178,24 мм.
Окружна швидкість Vпредв. :
Vпредв. = 2 x px aw 'x nшест. / (6 x 104 x (U + 1)) =
2 x 3.142 x 178,24 x 159,168 / (6 x 104 x (2,24 + 1)) = 0,917 м / с
За знайденою швидкості отримаємо Zv:
Zv = 0.85 x V0.1 = 0.85 x 0,9170.1 = 0,843
Допустимі контактні напруги:
для шестерні [s] H1 = 530,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 216,818 МПа;
для колеса [s] H2 = 490,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 200,455 МПа;
Для прямозубих коліс за розрахункове напруга приймається мінімальне допустиме контактне напруження шестерні або колеса.
Тоді розрахункова допустима контактна напруга буде:
[S] H = [s] H2 = 200,455 МПа.
Необхідну умову виконано:
[S] H = 200,455 МПа <1.25 x [s] H2 = 1.25 x 200,455 = 250,568
Допустимі напруги вигину (стор. 15 [2]), будуть:
[S] F = sF lim x YN x YR x YA / SF,
За таблицями 2.1 та 2.2 гл. 2 [2] маємо
sF lim (шестерня) = 414,0 МПа;
sF lim (колесо) = 378,0 МПа;
SF - коефіцієнт безпеки SF = 1,7; YN - коефіцієнт довговічності, що враховує вплив ресурсу.
YN = (NFG / NFE) 1 / 6,
де NFG - число циклів, відповідне перелому кривої втоми:
NFG = 4 x 106
NFE = mF x Nк - еквівалентне число циклів.
Nк = 60 x nx cx tS
Тут:
- N - частота обертання, об / хв.; Nшест. = 159,168 об. / хв.; Nкол. = 71,057 об. / хв.
- C = 1 - число коліс, що знаходяться в зачепленні;
tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжітельность роботи передачі в розрахунковий термін служби, ч.
- Lг = 5,0 р. - термін служби передачі;
- С = 2 - кількість змін;
- Tc = 8,0 ч. - тривалість зміни.
tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч.
mF = 0,065 - коефіцієнт еквівалентності за табл. 2.4 [2] для середнього номінального режиму навантаження (робота велику частину часу з середніми навантаженнями). Тоді:
Nк (шест.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0
Nк (кол.) = 60 x 71,057 x 1 x 29200,0 = 124491864,0
NFE (шест.) = 0,065 x 278862336,0 = 18126051,84
NFE (кол.) = 0,065 x 124491864,0 = 8091971,16
У результаті отримуємо:
YN (шест.) = (4 x 106 / 18126051,84) 1 / 6 = 0,777
Так як YN (шест.) <1.0, то приймаємо YN (шест.) = 1,0
YN (кол.) = (4 x 106 / 8091971,16) 1 / 6 = 0,889
Так як YN (кол.) <1.0, то приймаємо YN (кол.) = 1,0
YR = 1,0 - коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості, перехідною поверхні між зубами.
YA - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього прикладання навантаження (реверса). При реверсивної навантаженням для матеріалу шестерні YA1 = 0,65. Для матеріалу шестерні YA2 = 0,65 (стор. 16 [2]).
Допустимі напруги вигину:
для шестерні [s] F1 = 414,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 158,294 МПа;
для колеса [s] F2 = 378,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 144,529 МПа;
По таблиці 2.5 [2] вибираємо 9-ту ступінь точності.
Уточнюємо попередньо знайдене значення міжосьової відстані за формулою (стор. 18 [2]):
aw = K xax (U + 1) x (KH x Tшест. / (yba x U x [s] 2H)) 1 / 3,
де Кa = 450 - для прямозубой передачі, для несиметрично розташованої циліндричної передачі вибираємо yba = 0,315; KH - коефіцієнт навантаження в розрахунках на контактну міцність:
KH = KHv x KHb x KHa
де KHv = 1,06 - коефіцієнт, що враховує внутрішню динаміку навантаження (вибирається за табл. 2.6 [2]); KHb - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактних ліній, обумовлюється похибками виготовлення (похибками напрямки зуба) і пружними деформаціями валів, підшипників. Коефіцієнт KHb визначають за формулою:
KHb = 1 + (KHbo - 1) x KHw
Зуби зубчастих коліс можуть прірабативаться: в результаті підвищеного місцевого зношування розподіл навантаження ставати більш рівномірним. Для визначення коефіцієнта нерівномірності розподілу навантаження в початковий період роботи KHbo попередньо обчислюємо орієнтовне значення коефіцієнта ybd:
yba = 0.5 x yba x (U + 1) =
0.5 x 0,315 x (2,24 + 1) = 0,51
По таблиці 2.7 [2] KHbo = 1,067. KHw = 0,174 - коефіцієнт, що враховує приработку зубів (табл. 2.8 [2]). Тоді:
KHb = 1 + (1,067 - 1) x 0,174 = 1,012
Коефіцієнт KHa визначають за формулою:
KHa = 1 + (KHao - 1) x KHw
KHao - коефіцієнт розподілу навантаження між зубами у зв'язку з похибками виготовлення (похибка кроку зачеплення і напрямки зуба) визначають залежно від ступеня точності за нормами плавності для прямозубой передачі:
KHao = 1 + 0.06 x (Nст - 5) =
1 + 0.06 x (9,0 - 5) = 1,24
KHa = 1 + (1,24 - 1) x 0,174 = 1,042
У результаті:
KH = 1,06 x 1,012 x 1,042 = 1,117
Тоді:
aw = 450,0 x (2,24 + 1) x (1,117 x 372,93 / (0,315 x 2,24 x 200,4552)) 1 / 3 = 357,111 мм.
Приймаються найближче значення aw за стандартним ряду: aw = 360,0 мм.
Попередні основні розміри колеса:
Ділильний діаметр:
d2 = 2 x aw x U / (U + 1) =
2 x 360,0 x 2,24 / (2,24 + 1) = 497,778 мм.
Ширина:
b2 = yba x aw =
0,315 x 360,0 = 113,4 мм.
Ширину колеса після обчислення округляємо в найближчу сторону до стандартного числа (див. табл. 24.1 [2]): b2 = 110,0 мм.
Максимально допустимий модуль mmax, мм, визначають з умови неподрезанія зубів у підстави:
mmax = 2 x aw / (17 x (U + 1)) =
2 x 360,0 / (17 x (2,24 + 1)) = 13,072 мм.
Мінімально допустимий модуль mmin, мм, визначають з умови міцності:
mmin = (Km x KF x Tшест. x (U + 1)) / (aw x b2 x [s] F)
де Km = 3.4 x 103 - для прямозубих передач; [s] F - найменше з значень [s] F1 і [s] F2.
Коефіцієнт навантаження при розрахунку по напруженням вигину:
KF = KFv x KFb x KFa
Тут коефіцієнт KFv = 1,018 - коефіцієнт, що враховує внутрішню динаміку навантаження, пов'язану насамперед із помилками кроків зачеплення шестірні й колеса. Знаходиться по табл. 2.9 [2] в залежності від ступеня точності за нормами плавності, окружної швидкості і твердості робочих поверхонь. KFb - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу напружень біля основи зубів по ширині зубчастого вінця, оцінюють за формулою:
KFb = 0.18 + 0.82 x KHbo = 0.18 + 0.82 x 1,067 = 1,055
KFa = KFbo = 1,24 - коефіцієнт, що враховує вплив похибок виготовлення шестерні і колеса на розподіл навантаження між зубами.
Тоді:
KF = 1,018 x 1,055 x 1,24 = 1,331
mmin = (3.4 x 103 x 1,331 x 372,93 x (2,24 + 1)) / (360,0 x 110,0 x 144,529) = 0,955 мм.
З отриманого діапазону (mmin. .. mmax) модулів приймаємо значення m, узгоджуючи його зі стандартним: m = 3,0.
Для прямозубой передачі попередньо приймаємо кут нахилу зубів: b = 0o.
Сумарне число зубів:
ZS = 2 x aw x cos (b) / m =
2 x 360,0 x cos (0,0 o) / 3,0 = 240,0
Отримане значення ZS округляємо в меншу сторону до цілого числа ZS = 240. Після цього визначається дійсне значення кута bo нахилу зубів:
b = arccos (ZS x m / (2 x aw)) =
arccos (240,0 x 3,0 / (2 x 360,0)) = 0,0 o
Кількість зубів шестірні:
z1 = ZS / (U + 1)> = z1min = 17
z1 = 240 / (2.24 + 1) = 74,074
Приймаються z1 = 75
Коефіцієнт зміщення x1 = 0 при z1> = 17.
Для колеса зовнішнього зачеплення x2 =-x1 = 0,0
Кількість зубів колеса зовнішнього зачеплення:
z2 = ZS - z1 = 240 - 75 = 165
Фактичне передавальне число:
Uф = z2 / z1 = 165 / 75 = 2,2
Фактичне значення передавального числа відрізняється на 1,786%, що не більше, ніж допустимі 4% для двоступінчастого редуктора.
Ділильний міжосьова відстань:
a = 0.5 x mx (z2 + z1) / cos (b) = 0.5 x 3,0 x (165 + 75) / cos (0,0 o) = 360,0 мм.
Коефіцієнт сприйманого зсуву:
y = - (aw - a) / m = - (360,0 - 360,0) / 3,0 = 0,0
Діаметри коліс:
ділильні діаметри:
d1 = z1 xm / cos (b) = 75 x 3,0 / cos (0,0 o) = 225,0 мм.
d2 = 2 x aw - d1 = 2 x 360 - 225,0 = 495,0 мм.
діаметри da і df кіл вершин і западин зубів коліс зовнішнього зачеплення:
da1 = d1 + 2 x (1 + x1 - y) xm = 225,0 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 3,0 = 231,0 мм.
df1 = d1 - 2 x (1.25 - x1) xm = 225,0 - 2 x (1.25 - 0,0) x 3,0 = 217,5 мм.
da2 = d2 + 2 x (1 + x2 - y) xm = 495,0 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 3,0 = 501,0 мм.
df2 = d2 - 2 x (1.25 - x2) xm = 495,0 - 2 x (1.25 - 0,0) x 3,0 = 487,5 мм.
Розрахункове значення контактного напруги:
sH = Zs x ((KH x Tшест. x (Uф + 1) 3) / (b2 x Uф)) 1 / 2 / aw <= [s] H
де Zs = 9600 - для прямозубой передачі. Тоді:
sH = 9600 x ((1,117 x 372,93 x (2,2 + 1) 3) / (110,0 x 2,2)) 1 / 2 / 360,0 =
200,286 МПа <= [s] H = 200,455 МПа.
Сили в зачепленні:
окружна:
Ft = 2 x Tшест. / D1 = 2 x 372929,696 / 225,0 = 3314,931 H;
радіальна:
Fr = Ft x tg (a) / cos (b) = 3314,931 x tg (20o) / cos (0,0 o) = 1206,536 H;
осьова:
Fa = Ft x tg (b) = 3314,931 x tg (0,0 o) = 0,0 H.
Розрахункове напруження згину:
в зубах колеса:
sF2 = KF x Ft x YFS2 x Yb x Ye / (b2 xm) <= [s] F2
в зубах шестерні:
sF1 = sF2 x YFS1 / YFS2 <= [s] F1
Значення коефіцієнта YFS, що враховує форму зуба і концентрацію напружень, визначається в залежності від наведеного числа зубів zv і коефіцієнта зсуву. Наведені числа зубів:
zv1 = z1 / cos3 (b) = 75 / cos3 (0,0 o) = 75,0
zv2 = z2 / cos3 (b) = 165 / cos3 (0,0 o) = 165,0
За табл. 2.10 [2]:
YFS1 = 3,605
YFS2 = 3,59
Значення коефіцієнта Yb, що враховує кут нахилу зуба, обчислюють за формулою:
Yb = 1 - b / 100 = 1 - 0,0 / 100 = 1,0
Для прямозубой передачі для 9-й точності значення коефіцієнта, що враховує перекриття зубів Ye = 1.
Тоді:
sF2 = 1,331 x 3314,931 x 3,59 x 1,0 x 1,0 / (110,0 x 3,0) =
47,997 МПа <= [s] F2 = 144,529 МПа.
sF1 = 47,997 x 3,605 / 3,59 =
48,198 МПа <= [s] F1 = 158,294 МПа.
Фактичне передавальне число:
Uф = z2 / z1 = 165 / 75 = 2,2
Фактичне значення передавального числа відрізняється на 1,786%, що не більше, ніж допустимі 4% для двоступінчастого редуктора.
Ділильний міжосьова відстань:
a = 0.5 x mx (z2 + z1) / cos (b) = 0.5 x 3,0 x (165 + 75) / cos (0,0 o) = 360,0 мм.
Коефіцієнт сприйманого зсуву:
y = - (aw - a) / m = - (360,0 - 360,0) / 3,0 = 0,0
Діаметри коліс:
ділильні діаметри:
d1 = z1 xm / cos (b) = 75 x 3,0 / cos (0,0 o) = 225,0 мм.
d2 = 2 x aw - d1 = 2 x 360 - 225,0 = 495,0 мм.
діаметри da і df кіл вершин і западин зубів коліс зовнішнього зачеплення:
da1 = d1 + 2 x (1 + x1 - y) xm = 225,0 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 3,0 = 231,0 мм.
df1 = d1 - 2 x (1.25 - x1) xm = 225,0 - 2 x (1.25 - 0,0) x 3,0 = 217,5 мм.
da2 = d2 + 2 x (1 + x2 - y) xm = 495,0 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 3,0 = 501,0 мм.
df2 = d2 - 2 x (1.25 - x2) xm = 495,0 - 2 x (1.25 - 0,0) x 3,0 = 487,5 мм.
Розрахункове значення контактного напруги:
sH = Zs x ((KH x Tшест. x (Uф + 1) 3) / (b2 x Uф)) 1 / 2 / aw <= [s] H
де Zs = 9600 - для прямозубой передачі. Тоді:
sH = 9600 x ((1,117 x 372,93 x (2,2 + 1) 3) / (110,0 x 2,2)) 1 / 2 / 360,0 =
200,286 МПа <= [s] H = 200,455 МПа.
Сили в зачепленні:
окружна:
Ft = 2 x Tшест. / D1 = 2 x 372929,696 / 225,0 = 3314,931 H;
радіальна:
Fr = Ft x tg (a) / cos (b) = 3314,931 x tg (20o) / cos (0,0 o) = 1206,536 H;
осьова:
Fa = Ft x tg (b) = 3314,931 x tg (0,0 o) = 0,0 H.
Розрахункове напруження згину:
в зубах колеса:
sF2 = KF x Ft x YFS2 x Yb x Ye / (b2 xm) <= [s] F2
в зубах шестерні:
sF1 = sF2 x YFS1 / YFS2 <= [s] F1
Значення коефіцієнта YFS, що враховує форму зуба і концентрацію напружень, визначається в залежності від наведеного числа зубів zv і коефіцієнта зсуву. Наведені числа зубів:
zv1 = z1 / cos3 (b) = 75 / cos3 (0,0 o) = 75,0
zv2 = z2 / cos3 (b) = 165 / cos3 (0,0 o) = 165,0
За табл. 2.10 [2]:
YFS1 = 3,605
YFS2 = 3,59
Значення коефіцієнта Yb, що враховує кут нахилу зуба, обчислюють за формулою:
Yb = 1 - b / 100 = 1 - 0,0 / 100 = 1,0
Для прямозубой передачі для 9-й точності значення коефіцієнта, що враховує перекриття зубів Ye = 1.
Тоді:
sF2 = 1,331 x 3314,931 x 3,59 x 1,0 x 1,0 / (110,0 x 3,0) =
47,997 МПа <= [s] F2 = 144,529 МПа.
sF1 = 47,997 x 3,605 / 3,59 =
48,198 МПа <= [s] F1 = 158,294 МПа.
ПОПЕРЕДНІЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ
Попередній розрахунок валів проведемо на кручення за зниженими допускаються напруженням.
Діаметр валу при дозволяється за напрузі [tкр] = 20 МПа обчислюємо за формулою 8.16 [1]:
dв> = (16 x Tк / (px [tк])) 1 / 3
У е д у щ і і в а л.
dв = (16 x 122652,556 / (3,142 x 25)) 1 / 3 = 29,235 мм.
Під 1-й елемент (підпорядкований) вибираємо діаметр валу: 36,0 мм.
Під 2-й елемент (підшипник) вибираємо діаметр валу: 45,0 мм.
Під 3-й елемент (ведучий) вибираємо діаметр валу: 50,0 мм.
Під 4-й елемент (підшипник) вибираємо діаметр валу: 45,0 мм.
2 - й в а л.
dв = (16 x 372929,696 / (3,142 x 25)) 1 / 3 = 42,353 мм.
Під 1-й елемент (підшипник) вибираємо діаметр валу: 45,0 мм.
Під 2-й елемент (підпорядкований) вибираємо діаметр валу: 55,0 мм.
Під 3-й елемент (ведучий) вибираємо діаметр валу: 50,0 мм.
Під 4-й елемент (підшипник) вибираємо діаметр валу: 45,0 мм.
В и х і д н о ї в а л.
dв = (16 x 806333,672 / (3,142 x 25)) 1 / 3 = 54,766 мм.
Під 1-й елемент (підшипник) вибираємо діаметр валу: 65,0 мм.
Під 2-й елемент (підпорядкований) вибираємо діаметр валу: 70,0 мм.
Під 3-й елемент (підшипник) вибираємо діаметр валу: 65,0 мм.
Під вільний (приєднувальний) кінець вала вибираємо діаметр валу: 60,0 мм.
Діаметри ділянок валів призначаємо виходячи з конструктивних міркувань.
Попередній розрахунок валів проведемо на кручення за зниженими допускаються напруженням.
Діаметр валу при дозволяється за напрузі [tкр] = 20 МПа обчислюємо за формулою 8.16 [1]:
dв> = (16 x Tк / (px [tк])) 1 / 3
У е д у щ і і в а л.
dв = (16 x 122652,556 / (3,142 x 25)) 1 / 3 = 29,235 мм.
Під 1-й елемент (підпорядкований) вибираємо діаметр валу: 36,0 мм.
Під 2-й елемент (підшипник) вибираємо діаметр валу: 45,0 мм.
Під 3-й елемент (ведучий) вибираємо діаметр валу: 50,0 мм.
Під 4-й елемент (підшипник) вибираємо діаметр валу: 45,0 мм.
2 - й в а л.
dв = (16 x 372929,696 / (3,142 x 25)) 1 / 3 = 42,353 мм.
Під 1-й елемент (підшипник) вибираємо діаметр валу: 45,0 мм.
Під 2-й елемент (підпорядкований) вибираємо діаметр валу: 55,0 мм.
Під 3-й елемент (ведучий) вибираємо діаметр валу: 50,0 мм.
Під 4-й елемент (підшипник) вибираємо діаметр валу: 45,0 мм.
В и х і д н о ї в а л.
dв = (16 x 806333,672 / (3,142 x 25)) 1 / 3 = 54,766 мм.
Під 1-й елемент (підшипник) вибираємо діаметр валу: 65,0 мм.
Під 2-й елемент (підпорядкований) вибираємо діаметр валу: 70,0 мм.
Під 3-й елемент (підшипник) вибираємо діаметр валу: 65,0 мм.
Під вільний (приєднувальний) кінець вала вибираємо діаметр валу: 60,0 мм.
Діаметри ділянок валів призначаємо виходячи з конструктивних міркувань.
КОНСТРУКТИВНІ розміри шестерень і коліс
ВЕДУЧИЙ ШКІВ 1-Й ПАСОВИХ ПЕРЕДАЧІ.
Діаметр ступиці: dступ = (1,5 ... 1,8) x dвала = 1,5 x 48,0 = 72,0 мм.
Довжина маточини: Lступ = (1,2 ... 1,5) x dвала = 1,2 x 48,0 = 57,6 мм = 95,0 мм.Толщіна обода: dо = (1,1 ... 1 , 3) xh = 1,1 x 8,7 = 9,57 мм = 10,0 мм.
де h = 8,7 мм - глибина канавки під ремінь від ділильного діаметру.
Внутрішній діаметр обода:
Dобода = d1 - 2 x do = 160,0 - 2 x 10,0 = 140,0 мм = 122,6 мм.
Діаметр центровий окружності:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (122,6 + 72,0) = 97,3 мм = 97,0 мм
де Doбода = 122,6 мм - внутрішній діаметр обода.
Діаметр отворів: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (122,6 + 72,0) / 4 = 12,65 мм = 13,0 мм.
Ведений шків 1-Й ПАСОВИХ ПЕРЕДАЧІ.
Діаметр ступиці: dступ = (1,5 ... 1,8) x dвала = 1,5 x 36,0 = 54,0 мм.
Довжина маточини: Lступ = (1 ... 1,5) x dвала = 1,2 x 36,0 = 43,2 мм = 95,0 мм.Толщіна обода: dо = (1,1 ... 1,3 ) xh = 1,1 x 8,7 = 9,57 мм = 10,0 мм.
Внутрішній діаметр обода:
Dобода = d2 - 2 x do = 224,0 - 2 x 10,0 = 204,0 мм = 186,6 мм.
Діаметр центровий окружності:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (186,6 + 54,0) = 120,3 мм = 120,0 мм
де Doбода = 186,6 мм - внутрішній діаметр обода.
Діаметр отворів: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (186,6 + 54,0) / 4 = 33,15 мм = 33,0 мм.
Циліндрової шестерні 2-Й ПЕРЕДАЧІ.
Діаметр ступиці: dступ = (1,5 ... 1,8) x dвала = 1,5 x 50,0 = 75,0 мм.
Довжина маточини: Lступ = (0,8 ... 1,5) x dвала = 0,8 x 50,0 = 40,0 мм. Довжину маточини, виходячи з конструктивних міркувань, приймаємо рівною ширині зубчастого вінця: Lступ = b1 = 95,0 мм.
Товщина обода: dо = 2,2 x mn + 0,05 x b1 = 2,2 x 1,0 + 0,05 x 1,0 = 6,95 мм = 7,0 мм.
де b1 = 95,0 мм - ширина зубчастого вінця.
Товщина диска: З = 0,5 x (dо + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (7,0 + 0,5 x (75,0 - 50,0)) = 9, 75 мм = 24,0 мм.
Внутрішній діаметр обода:
Dобода = Df1 - 2 x do = 132,951 - 2 x 7,0 = 118,951 мм = 119,0 мм.
Діаметр центровий окружності:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (119,0 + 75,0) = 97,0 мм = 98,0 мм
де Doбода = 119,0 мм - внутрішній діаметр обода.
Діаметр отворів: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (119,0 + 75,0) / 4 = 11,0 мм
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1,0 = 0,5 мм
Округлюємо за номінальним ряду розмірів: n = 1,0 мм.
Циліндричних коліс 2-Й ПЕРЕДАЧІ.
Діаметр ступиці: dступ = (1,5 ... 1,8) x dвала = 1,5 x 55,0 = 82,5 мм. = 82,0 мм.
Довжина маточини: Lступ = (0,8 ... 1,5) x dвала = 0,8 x 55,0 = 44,0 мм. Довжину маточини, виходячи з конструктивних міркувань, приймаємо рівною ширині зубчастого вінця: Lступ = b2 = 90,0 мм.
Товщина обода: dо = 2,2 x mn + 0,05 x b2 = 2,2 x 1,0 + 0,05 x 1,0 = 6,7 мм = 7,0 мм.
де b2 = 90,0 мм - ширина зубчастого вінця.
Товщина диска: З = 0,5 x (dо + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (7,0 + 0,5 x (82,0 - 55,0)) = 10, 25 мм = 22,0 мм.
Внутрішній діаметр обода:
Dобода = Df2 - 2 x do = 422,049 - 2 x 7,0 = 408,049 мм = 408,0 мм.
Діаметр центровий окружності:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (408,0 + 82,0) = 245,0 мм = 246,0 мм
де Doбода = 408,0 мм - внутрішній діаметр обода.
Діаметр отворів: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (408,0 + 82,0) / 4 = 81,5 мм = 82,0 мм.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1,0 = 0,5 мм
Округлюємо за номінальним ряду розмірів: n = 1,0 мм.
Циліндрової шестерні 3-Й ПЕРЕДАЧІ.
Діаметр ступиці: dступ = (1,5 ... 1,8) x dвала = 1,5 x 50,0 = 75,0 мм.
Довжина маточини: Lступ = (0,8 ... 1,5) x dвала = 0,8 x 50,0 = 40,0 мм. Довжину маточини, виходячи з конструктивних міркувань, приймаємо рівною ширині зубчастого вінця: Lступ = b1 = 115,0 мм.
Товщина обода: dо = 2,2 x mn + 0,05 x b1 = 2,2 x 3,0 + 0,05 x 3,0 = 12,35 мм = 12,0 мм.
де b1 = 115,0 мм - ширина зубчастого вінця.
Товщина диска: З = 0,5 x (dо + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (12,0 + 0,5 x (75,0 - 50,0)) = 12, 25 мм = 29,0 мм.
Внутрішній діаметр обода:
Dобода = Df1 - 2 x do = 217,5 - 2 x 12,0 = 193,5 мм = 194,0 мм.
Діаметр центровий окружності:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (194,0 + 75,0) = 134,5 мм = 135,0 мм
де Doбода = 194,0 мм - внутрішній діаметр обода.
Діаметр отворів: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (194,0 + 75,0) / 4 = 29,75 мм = 30,0 мм.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 3,0 = 1,5 мм
Округлюємо за номінальним ряду розмірів: n = 2,0 мм.
Циліндричних коліс 3-Й ПЕРЕДАЧІ.
Діаметр ступиці: dступ = (1,5 ... 1,8) x dвала = 1,5 x 70,0 = 105,0 мм.
Довжина маточини: Lступ = (0,8 ... 1,5) x dвала = 0,8 x 70,0 = 56,0 мм. Довжину маточини, виходячи з конструктивних міркувань, приймаємо рівною ширині зубчастого вінця: Lступ = b2 = 110,0 мм.
Товщина обода: dо = 2,2 x mn + 0,05 x b2 = 2,2 x 3,0 + 0,05 x 3,0 = 12,1 мм = 12,0 мм.
де b2 = 110,0 мм - ширина зубчастого вінця.
Товщина диска: З = 0,5 x (dо + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (12,0 + 0,5 x (105,0 - 70,0)) = 14, 75 мм = 28,0 мм.
Внутрішній діаметр обода:
Dобода = Df2 - 2 x do = 487,5 - 2 x 12,0 = 463,5 мм = 464,0 мм.
Діаметр центровий окружності:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (464,0 + 105,0) = 284,5 мм = 285,0 мм
де Doбода = 464,0 мм - внутрішній діаметр обода.
Діаметр отворів: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (464,0 + 105,0) / 4 = 89,75 мм = 90,0 мм.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 3,0 = 1,5 мм
Округлюємо за номінальним ряду розмірів: n = 2,0 мм.
ВЕДУЧИЙ ШКІВ 1-Й ПАСОВИХ ПЕРЕДАЧІ.
Діаметр ступиці: dступ = (1,5 ... 1,8) x dвала = 1,5 x 48,0 = 72,0 мм.
Довжина маточини: Lступ = (1,2 ... 1,5) x dвала = 1,2 x 48,0 = 57,6 мм = 95,0 мм.Толщіна обода: dо = (1,1 ... 1 , 3) xh = 1,1 x 8,7 = 9,57 мм = 10,0 мм.
де h = 8,7 мм - глибина канавки під ремінь від ділильного діаметру.
Внутрішній діаметр обода:
Dобода = d1 - 2 x do = 160,0 - 2 x 10,0 = 140,0 мм = 122,6 мм.
Діаметр центровий окружності:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (122,6 + 72,0) = 97,3 мм = 97,0 мм
де Doбода = 122,6 мм - внутрішній діаметр обода.
Діаметр отворів: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (122,6 + 72,0) / 4 = 12,65 мм = 13,0 мм.
Ведений шків 1-Й ПАСОВИХ ПЕРЕДАЧІ.
Діаметр ступиці: dступ = (1,5 ... 1,8) x dвала = 1,5 x 36,0 = 54,0 мм.
Довжина маточини: Lступ = (1 ... 1,5) x dвала = 1,2 x 36,0 = 43,2 мм = 95,0 мм.Толщіна обода: dо = (1,1 ... 1,3 ) xh = 1,1 x 8,7 = 9,57 мм = 10,0 мм.
Внутрішній діаметр обода:
Dобода = d2 - 2 x do = 224,0 - 2 x 10,0 = 204,0 мм = 186,6 мм.
Діаметр центровий окружності:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (186,6 + 54,0) = 120,3 мм = 120,0 мм
де Doбода = 186,6 мм - внутрішній діаметр обода.
Діаметр отворів: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (186,6 + 54,0) / 4 = 33,15 мм = 33,0 мм.
Циліндрової шестерні 2-Й ПЕРЕДАЧІ.
Діаметр ступиці: dступ = (1,5 ... 1,8) x dвала = 1,5 x 50,0 = 75,0 мм.
Довжина маточини: Lступ = (0,8 ... 1,5) x dвала = 0,8 x 50,0 = 40,0 мм. Довжину маточини, виходячи з конструктивних міркувань, приймаємо рівною ширині зубчастого вінця: Lступ = b1 = 95,0 мм.
Товщина обода: dо = 2,2 x mn + 0,05 x b1 = 2,2 x 1,0 + 0,05 x 1,0 = 6,95 мм = 7,0 мм.
де b1 = 95,0 мм - ширина зубчастого вінця.
Товщина диска: З = 0,5 x (dо + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (7,0 + 0,5 x (75,0 - 50,0)) = 9, 75 мм = 24,0 мм.
Внутрішній діаметр обода:
Dобода = Df1 - 2 x do = 132,951 - 2 x 7,0 = 118,951 мм = 119,0 мм.
Діаметр центровий окружності:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (119,0 + 75,0) = 97,0 мм = 98,0 мм
де Doбода = 119,0 мм - внутрішній діаметр обода.
Діаметр отворів: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (119,0 + 75,0) / 4 = 11,0 мм
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1,0 = 0,5 мм
Округлюємо за номінальним ряду розмірів: n = 1,0 мм.
Циліндричних коліс 2-Й ПЕРЕДАЧІ.
Діаметр ступиці: dступ = (1,5 ... 1,8) x dвала = 1,5 x 55,0 = 82,5 мм. = 82,0 мм.
Довжина маточини: Lступ = (0,8 ... 1,5) x dвала = 0,8 x 55,0 = 44,0 мм. Довжину маточини, виходячи з конструктивних міркувань, приймаємо рівною ширині зубчастого вінця: Lступ = b2 = 90,0 мм.
Товщина обода: dо = 2,2 x mn + 0,05 x b2 = 2,2 x 1,0 + 0,05 x 1,0 = 6,7 мм = 7,0 мм.
де b2 = 90,0 мм - ширина зубчастого вінця.
Товщина диска: З = 0,5 x (dо + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (7,0 + 0,5 x (82,0 - 55,0)) = 10, 25 мм = 22,0 мм.
Внутрішній діаметр обода:
Dобода = Df2 - 2 x do = 422,049 - 2 x 7,0 = 408,049 мм = 408,0 мм.
Діаметр центровий окружності:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (408,0 + 82,0) = 245,0 мм = 246,0 мм
де Doбода = 408,0 мм - внутрішній діаметр обода.
Діаметр отворів: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (408,0 + 82,0) / 4 = 81,5 мм = 82,0 мм.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1,0 = 0,5 мм
Округлюємо за номінальним ряду розмірів: n = 1,0 мм.
Циліндрової шестерні 3-Й ПЕРЕДАЧІ.
Діаметр ступиці: dступ = (1,5 ... 1,8) x dвала = 1,5 x 50,0 = 75,0 мм.
Довжина маточини: Lступ = (0,8 ... 1,5) x dвала = 0,8 x 50,0 = 40,0 мм. Довжину маточини, виходячи з конструктивних міркувань, приймаємо рівною ширині зубчастого вінця: Lступ = b1 = 115,0 мм.
Товщина обода: dо = 2,2 x mn + 0,05 x b1 = 2,2 x 3,0 + 0,05 x 3,0 = 12,35 мм = 12,0 мм.
де b1 = 115,0 мм - ширина зубчастого вінця.
Товщина диска: З = 0,5 x (dо + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (12,0 + 0,5 x (75,0 - 50,0)) = 12, 25 мм = 29,0 мм.
Внутрішній діаметр обода:
Dобода = Df1 - 2 x do = 217,5 - 2 x 12,0 = 193,5 мм = 194,0 мм.
Діаметр центровий окружності:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (194,0 + 75,0) = 134,5 мм = 135,0 мм
де Doбода = 194,0 мм - внутрішній діаметр обода.
Діаметр отворів: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (194,0 + 75,0) / 4 = 29,75 мм = 30,0 мм.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 3,0 = 1,5 мм
Округлюємо за номінальним ряду розмірів: n = 2,0 мм.
Циліндричних коліс 3-Й ПЕРЕДАЧІ.
Діаметр ступиці: dступ = (1,5 ... 1,8) x dвала = 1,5 x 70,0 = 105,0 мм.
Довжина маточини: Lступ = (0,8 ... 1,5) x dвала = 0,8 x 70,0 = 56,0 мм. Довжину маточини, виходячи з конструктивних міркувань, приймаємо рівною ширині зубчастого вінця: Lступ = b2 = 110,0 мм.
Товщина обода: dо = 2,2 x mn + 0,05 x b2 = 2,2 x 3,0 + 0,05 x 3,0 = 12,1 мм = 12,0 мм.
де b2 = 110,0 мм - ширина зубчастого вінця.
Товщина диска: З = 0,5 x (dо + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (12,0 + 0,5 x (105,0 - 70,0)) = 14, 75 мм = 28,0 мм.
Внутрішній діаметр обода:
Dобода = Df2 - 2 x do = 487,5 - 2 x 12,0 = 463,5 мм = 464,0 мм.
Діаметр центровий окружності:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (464,0 + 105,0) = 284,5 мм = 285,0 мм
де Doбода = 464,0 мм - внутрішній діаметр обода.
Діаметр отворів: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (464,0 + 105,0) / 4 = 89,75 мм = 90,0 мм.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 3,0 = 1,5 мм
Округлюємо за номінальним ряду розмірів: n = 2,0 мм.
ПЕРЕВІРКА МІЦНОСТІ шпонкових з'єднань
ВЕДУЧИЙ ШКІВ 1-Й ПАСОВИХ ПЕРЕДАЧІ.
Для цього елемента підбираємо шпонку призматичну з округленими торцями 14x9. Розміри перерізів шпонки і пазів і довжини шпонок за ГОСТ 23360-78 (див. табл. 8,9 [1]).
Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.
Напруга зминання і умова міцності перевіряємо за формулою 8.22 [1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 89002,493 / (48,0 x (90,0 - 14,0) x (9,0 - 5,5)) = 13,941 МПа <= [sсм]
де Т = 89002,493 Нxмм - момент на валу; dвала = 48,0 мм - діаметр валу; h = 9,0 мм - висота шпонки; b = 14,0 мм - ширина шпонки; l = 90,0 мм - довжина шпонки; t1 = 5,5 мм - глибина паза валу. Допустимі напруги зминання при змінному навантаженні і при сталевий маточині [sсм] = 75,0 МПа.
Перевіримо шпонку на зріз за формулою 8.24 [1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 89002,493 / (48,0 x (90,0 - 14,0) x 14,0) = 3,485 МПа <= [tср]
Допустимі напруги зрізу при сталевий маточині [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Всі умови міцності виконано.
Ведений шків 1-Й ПАСОВИХ ПЕРЕДАЧІ.
Для цього елемента підбираємо шпонку призматичну з округленими торцями 10x8. Розміри перерізів шпонки і пазів і довжини шпонок за ГОСТ 23360-78 (див. табл. 8,9 [1]).
Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.
Напруга зминання і умова міцності перевіряємо за формулою 8.22 [1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 122652,556 / (36,0 x (90,0 - 10,0) x (8,0 - 5,0)) = 28,392 МПа <= [sсм]
де Т = 122652,556 Нxмм - момент на валу; dвала = 36,0 мм - діаметр валу; h = 8,0 мм - висота шпонки; b = 10,0 мм - ширина шпонки; l = 90,0 мм - довжина шпонки; t1 = 5,0 мм - глибина паза валу. Допустимі напруги зминання при змінному навантаженні і при сталевий маточині [sсм] = 75,0 МПа.
Перевіримо шпонку на зріз за формулою 8.24 [1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 122652,556 / (36,0 x (90,0 - 10,0) x 10,0) = 8,518 МПа <= [tср]
Допустимі напруги зрізу при сталевий маточині [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Всі умови міцності виконано.
Циліндрової шестерні 2-Й ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ.
Для цього елемента підбираємо шпонку призматичну з округленими торцями 14x9. Розміри перерізів шпонки і пазів і довжини шпонок за ГОСТ 23360-78 (див. табл. 8,9 [1]).
Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.
Напруга зминання і умова міцності перевіряємо за формулою 8.22 [1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 122652,556 / (50,0 x (90,0 - 14,0) x (9,0 - 5,5)) = 18,444 МПа <= [sсм]
де Т = 122652,556 Нxмм - момент на валу; dвала = 50,0 мм - діаметр валу; h = 9,0 мм - висота шпонки; b = 14,0 мм - ширина шпонки; l = 90,0 мм - довжина шпонки; t1 = 5,5 мм - глибина паза валу. Допустимі напруги зминання при змінному навантаженні і при сталевий маточині [sсм] = 75,0 МПа.
Перевіримо шпонку на зріз за формулою 8.24 [1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 122652,556 / (50,0 x (90,0 - 14,0) x 14,0) = 4,611 МПа <= [tср]
Допустимі напруги зрізу при сталевий маточині [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Всі умови міцності виконано.
Циліндричних коліс 2-Й ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ.
Для цього елемента підбираємо шпонку призматичну з округленими торцями 16x10. Розміри перерізів шпонки і пазів і довжини шпонок за ГОСТ 23360-78 (див. табл. 8,9 [1]).
Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.
Напруга зминання і умова міцності перевіряємо за формулою 8.22 [1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 372929,696 / (55,0 x (80,0 - 16,0) x (10,0 - 6,0)) = 52,973 МПа <= [sсм]
де Т = 372929,696 Нxмм - момент на валу; dвала = 55,0 мм - діаметр валу; h = 10,0 мм - висота шпонки; b = 16,0 мм - ширина шпонки; l = 80,0 мм - довжина шпонки; t1 = 6,0 мм - глибина паза валу. Допустимі напруги зминання при змінному навантаженні і при сталевий маточині [sсм] = 75,0 МПа.
Перевіримо шпонку на зріз за формулою 8.24 [1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 372929,696 / (55,0 x (80,0 - 16,0) x 16,0) = 13,243 МПа <= [tср]
Допустимі напруги зрізу при сталевий маточині [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Всі умови міцності виконано.
Циліндрової шестерні 3-Й ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ.
Для цього елемента підбираємо шпонку призматичну з округленими торцями 14x9. Розміри перерізів шпонки і пазів і довжини шпонок за ГОСТ 23360-78 (див. табл. 8,9 [1]).
Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.
Напруга зминання і умова міцності перевіряємо за формулою 8.22 [1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 372929,696 / (50,0 x (110,0 - 14,0) x (9,0 - 5,5)) = 44,396 МПа <= [sсм]
де Т = 372929,696 Нxмм - момент на валу; dвала = 50,0 мм - діаметр валу; h = 9,0 мм - висота шпонки; b = 14,0 мм - ширина шпонки; l = 110,0 мм - довжина шпонки; t1 = 5,5 мм - глибина паза валу. Допустимі напруги зминання при змінному навантаженні і при сталевий маточині [sсм] = 75,0 МПа.
Перевіримо шпонку на зріз за формулою 8.24 [1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 372929,696 / (50,0 x (110,0 - 14,0) x 14,0) = 11,099 МПа <= [tср]
Допустимі напруги зрізу при сталевий маточині [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Всі умови міцності виконано.
Циліндричних коліс 3-Й ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ.
Для цього елемента підбираємо шпонку призматичну з округленими торцями 20x12. Розміри перерізів шпонки і пазів і довжини шпонок за ГОСТ 23360-78 (див. табл. 8,9 [1]).
Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.
Напруга зминання і умова міцності перевіряємо за формулою 8.22 [1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 806333,672 / (70,0 x (100,0 - 20,0) x (12,0 - 7,5)) = 63,995 МПа <= [sсм]
де Т = 806333,672 Нxмм - момент на валу; dвала = 70,0 мм - діаметр валу; h = 12,0 мм - висота шпонки; b = 20,0 мм - ширина шпонки; l = 100,0 мм - довжина шпонки; t1 = 7,5 мм - глибина паза валу. Допустимі напруги зминання при змінному навантаженні і при сталевий маточині [sсм] = 75,0 МПа.
Перевіримо шпонку на зріз за формулою 8.24 [1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 806333,672 / (70,0 x (100,0 - 20,0) x 20,0) = 14,399 МПа <= [tср]
Допустимі напруги зрізу при сталевий маточині [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Всі умови міцності виконано.
ВЕДУЧИЙ ШКІВ 1-Й ПАСОВИХ ПЕРЕДАЧІ.
Для цього елемента підбираємо шпонку призматичну з округленими торцями 14x9. Розміри перерізів шпонки і пазів і довжини шпонок за ГОСТ 23360-78 (див. табл. 8,9 [1]).
Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.
Напруга зминання і умова міцності перевіряємо за формулою 8.22 [1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 89002,493 / (48,0 x (90,0 - 14,0) x (9,0 - 5,5)) = 13,941 МПа <= [sсм]
де Т = 89002,493 Нxмм - момент на валу; dвала = 48,0 мм - діаметр валу; h = 9,0 мм - висота шпонки; b = 14,0 мм - ширина шпонки; l = 90,0 мм - довжина шпонки; t1 = 5,5 мм - глибина паза валу. Допустимі напруги зминання при змінному навантаженні і при сталевий маточині [sсм] = 75,0 МПа.
Перевіримо шпонку на зріз за формулою 8.24 [1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 89002,493 / (48,0 x (90,0 - 14,0) x 14,0) = 3,485 МПа <= [tср]
Допустимі напруги зрізу при сталевий маточині [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Всі умови міцності виконано.
Ведений шків 1-Й ПАСОВИХ ПЕРЕДАЧІ.
Для цього елемента підбираємо шпонку призматичну з округленими торцями 10x8. Розміри перерізів шпонки і пазів і довжини шпонок за ГОСТ 23360-78 (див. табл. 8,9 [1]).
Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.
Напруга зминання і умова міцності перевіряємо за формулою 8.22 [1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 122652,556 / (36,0 x (90,0 - 10,0) x (8,0 - 5,0)) = 28,392 МПа <= [sсм]
де Т = 122652,556 Нxмм - момент на валу; dвала = 36,0 мм - діаметр валу; h = 8,0 мм - висота шпонки; b = 10,0 мм - ширина шпонки; l = 90,0 мм - довжина шпонки; t1 = 5,0 мм - глибина паза валу. Допустимі напруги зминання при змінному навантаженні і при сталевий маточині [sсм] = 75,0 МПа.
Перевіримо шпонку на зріз за формулою 8.24 [1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 122652,556 / (36,0 x (90,0 - 10,0) x 10,0) = 8,518 МПа <= [tср]
Допустимі напруги зрізу при сталевий маточині [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Всі умови міцності виконано.
Циліндрової шестерні 2-Й ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ.
Для цього елемента підбираємо шпонку призматичну з округленими торцями 14x9. Розміри перерізів шпонки і пазів і довжини шпонок за ГОСТ 23360-78 (див. табл. 8,9 [1]).
Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.
Напруга зминання і умова міцності перевіряємо за формулою 8.22 [1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 122652,556 / (50,0 x (90,0 - 14,0) x (9,0 - 5,5)) = 18,444 МПа <= [sсм]
де Т = 122652,556 Нxмм - момент на валу; dвала = 50,0 мм - діаметр валу; h = 9,0 мм - висота шпонки; b = 14,0 мм - ширина шпонки; l = 90,0 мм - довжина шпонки; t1 = 5,5 мм - глибина паза валу. Допустимі напруги зминання при змінному навантаженні і при сталевий маточині [sсм] = 75,0 МПа.
Перевіримо шпонку на зріз за формулою 8.24 [1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 122652,556 / (50,0 x (90,0 - 14,0) x 14,0) = 4,611 МПа <= [tср]
Допустимі напруги зрізу при сталевий маточині [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Всі умови міцності виконано.
Циліндричних коліс 2-Й ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ.
Для цього елемента підбираємо шпонку призматичну з округленими торцями 16x10. Розміри перерізів шпонки і пазів і довжини шпонок за ГОСТ 23360-78 (див. табл. 8,9 [1]).
Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.
Напруга зминання і умова міцності перевіряємо за формулою 8.22 [1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 372929,696 / (55,0 x (80,0 - 16,0) x (10,0 - 6,0)) = 52,973 МПа <= [sсм]
де Т = 372929,696 Нxмм - момент на валу; dвала = 55,0 мм - діаметр валу; h = 10,0 мм - висота шпонки; b = 16,0 мм - ширина шпонки; l = 80,0 мм - довжина шпонки; t1 = 6,0 мм - глибина паза валу. Допустимі напруги зминання при змінному навантаженні і при сталевий маточині [sсм] = 75,0 МПа.
Перевіримо шпонку на зріз за формулою 8.24 [1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 372929,696 / (55,0 x (80,0 - 16,0) x 16,0) = 13,243 МПа <= [tср]
Допустимі напруги зрізу при сталевий маточині [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Всі умови міцності виконано.
Циліндрової шестерні 3-Й ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ.
Для цього елемента підбираємо шпонку призматичну з округленими торцями 14x9. Розміри перерізів шпонки і пазів і довжини шпонок за ГОСТ 23360-78 (див. табл. 8,9 [1]).
Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.
Напруга зминання і умова міцності перевіряємо за формулою 8.22 [1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 372929,696 / (50,0 x (110,0 - 14,0) x (9,0 - 5,5)) = 44,396 МПа <= [sсм]
де Т = 372929,696 Нxмм - момент на валу; dвала = 50,0 мм - діаметр валу; h = 9,0 мм - висота шпонки; b = 14,0 мм - ширина шпонки; l = 110,0 мм - довжина шпонки; t1 = 5,5 мм - глибина паза валу. Допустимі напруги зминання при змінному навантаженні і при сталевий маточині [sсм] = 75,0 МПа.
Перевіримо шпонку на зріз за формулою 8.24 [1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 372929,696 / (50,0 x (110,0 - 14,0) x 14,0) = 11,099 МПа <= [tср]
Допустимі напруги зрізу при сталевий маточині [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Всі умови міцності виконано.
Циліндричних коліс 3-Й ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ.
Для цього елемента підбираємо шпонку призматичну з округленими торцями 20x12. Розміри перерізів шпонки і пазів і довжини шпонок за ГОСТ 23360-78 (див. табл. 8,9 [1]).
Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.
Напруга зминання і умова міцності перевіряємо за формулою 8.22 [1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 806333,672 / (70,0 x (100,0 - 20,0) x (12,0 - 7,5)) = 63,995 МПа <= [sсм]
де Т = 806333,672 Нxмм - момент на валу; dвала = 70,0 мм - діаметр валу; h = 12,0 мм - висота шпонки; b = 20,0 мм - ширина шпонки; l = 100,0 мм - довжина шпонки; t1 = 7,5 мм - глибина паза валу. Допустимі напруги зминання при змінному навантаженні і при сталевий маточині [sсм] = 75,0 МПа.
Перевіримо шпонку на зріз за формулою 8.24 [1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 806333,672 / (70,0 x (100,0 - 20,0) x 20,0) = 14,399 МПа <= [tср]
Допустимі напруги зрізу при сталевий маточині [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Всі умови міцності виконано.
Конструктивні розміри корпусу редуктора
Для редукторів товщину стінки корпусу, що відповідає вимогам технології лиття, необхідної міцності і жорсткості корпусу, обчислюють за формулою:
d = 1.3 x (T (тихохідна ступінь)) 1 / 4 = 1.3 x 806,3341 / 4 = 6,927 мм
Так як має бути d> = 8.0 мм, приймаємо d = 8.0 мм.
У місцях розташування оброблених платик, припливів, бобишек, у фланцях товщину стінки необхідно збільшити приблизно в півтора рази:
d1 = 1.5 x d = 1.5 x 8,0 = 12,0 мм
Площини стінок, що зустрічаються під прямим кутом, сполучають радіусом
r = 0.5 x d = 0.5 x 8,0 = 4,0 мм. Площини стінок, що зустрічаються під тупим кутом, сполучають радіусом R = 1.5 xd = 1.5 x 8,0 = 12,0 мм.
Товщина внутрішніх ребер з-за більш повільного охолодження металу повинна бути дорівнює 0,8 xd = 0,8 x 8,0 = 6,4 мм.
Враховуючи неточності лиття, розміри сторін опорних платик для литих корпусів повинні бути на 2 ... 4 мм більше розмірів опорних поверхонь прикріплюються деталей.
Для редукторів товщину стінки корпусу, що відповідає вимогам технології лиття, необхідної міцності і жорсткості корпусу, обчислюють за формулою:
d = 1.3 x (T (тихохідна ступінь)) 1 / 4 = 1.3 x 806,3341 / 4 = 6,927 мм
Так як має бути d> = 8.0 мм, приймаємо d = 8.0 мм.
У місцях розташування оброблених платик, припливів, бобишек, у фланцях товщину стінки необхідно збільшити приблизно в півтора рази:
d1 = 1.5 x d = 1.5 x 8,0 = 12,0 мм
Площини стінок, що зустрічаються під прямим кутом, сполучають радіусом
r = 0.5 x d = 0.5 x 8,0 = 4,0 мм. Площини стінок, що зустрічаються під тупим кутом, сполучають радіусом R = 1.5 xd = 1.5 x 8,0 = 12,0 мм.
Товщина внутрішніх ребер з-за більш повільного охолодження металу повинна бути дорівнює 0,8 xd = 0,8 x 8,0 = 6,4 мм.
Враховуючи неточності лиття, розміри сторін опорних платик для литих корпусів повинні бути на 2 ... 4 мм більше розмірів опорних поверхонь прикріплюються деталей.
Оброблювані поверхні виконуються у вигляді платик, висота h яких приймається h = (0,4 ... 0,5) x d. Приймаються h = 0,5 x 8,0 = 4,0 мм.
Товщина стінки кришки корпусу d3 = 0,9 xd = 0,9 x 6,927 = 6,235 мм. Округлити, отримаємо
d3 = 6,0 мм.
Діаметр гвинтів кріплення кришки корпусу обчислюємо в залежності від обертаючого моменту на вихідному валу редуктора:
d = 1,25 x (T (тихохідна ступінь)) 1 / 3 = 1,25 x 806,3341 / 3 = 11,635 мм
Приймаються d = 12,0 мм.
Діаметр штифтів dшт = (0,7 ... 0,8) xd = 0,7 x 12,0 = 8,4 мм. Приймаються dшт = 9,0 мм.
Діаметр гвинтів кріплення редуктора до плити (рами):
dФ = 1.25 x d = 1.25 x 12,0 = 15,0 мм. Приймаються dФ = 16,0 мм.
Висоту ніші для кріплення корпусу до плити (рами) приймаємо:
h0 = 2,5 x d = 2,5 x 16,0 = 40,0 мм.
Товщина стінки кришки корпусу d3 = 0,9 xd = 0,9 x 6,927 = 6,235 мм. Округлити, отримаємо
d3 = 6,0 мм.
Діаметр гвинтів кріплення кришки корпусу обчислюємо в залежності від обертаючого моменту на вихідному валу редуктора:
d = 1,25 x (T (тихохідна ступінь)) 1 / 3 = 1,25 x 806,3341 / 3 = 11,635 мм
Приймаються d = 12,0 мм.
Діаметр штифтів dшт = (0,7 ... 0,8) xd = 0,7 x 12,0 = 8,4 мм. Приймаються dшт = 9,0 мм.
Діаметр гвинтів кріплення редуктора до плити (рами):
dФ = 1.25 x d = 1.25 x 12,0 = 15,0 мм. Приймаються dФ = 16,0 мм.
Висоту ніші для кріплення корпусу до плити (рами) приймаємо:
h0 = 2,5 x d = 2,5 x 16,0 = 40,0 мм.
РОЗРАХУНОК реакції в опорах
1-Й ВАЛ.
Сили, що діють на вал, плечі сил Fa та кути контактів елементів передач:
Fy1 = -2309,12 H
Fx3 = -1811,021 H
Fy3 = -666,297 H
Fz3 = -267,259 H
H3 = 67,726 мм
a3 = 90,0 o
З умови рівності суми моментів сил щодо 1-ї опори:
Rx2 = (- F3 x Hx3 x - Fx1 x (L1 + L2 + L3) - Fx3 x L3) / (L2 + L3)
= (- 0,0 x 0,0 x - (0,0) x (95,0 + 85,0 + 198,0) - (-1811,021) x 198,0) / (85,0 + 198 , 0)
= 1267,075 H
Ry2 = (- F3 x Hy3 x - Fy1 x (L1 + L2 + L3) - Fy3 x L3) / (L2 + L3)
= (- 0,0 x 67,726 x - (-2309,12) x (95,0 + 85,0 + 198,0) - (-666,297) x 198,0) / (85,0 + 198,0)
= 3614,397 H
З умови рівності суми сил щодо осей X і Y:
Rx4 = - Fx1 - Rx2 - Fx3
= - (0,0) - 1267,075 - (-1811,021)
= 543,946 H
Ry4 = - Fy1 - Ry2 - Fy3
= - (-2309,12) - 3614,397 - (-666,297)
= -638,98 H
Сумарні реакції опор:
R2 = (Rx22 + Ry22) 1 / 2 = (1267,0752 + 3614,3972) 1 / 2 = 3830,058 H;
R4 = (Rx42 + Ry42) 1 / 2 = (543,9462 + (-638,98) 2) 1 / 2 = 839,151 H;
2-Й ВАЛ.
Сили, що діють на вал, плечі сил Fa та кути контактів елементів передач:
Fx2 = -1811,021 H
Fy2 = 666,297 H
Fz2 = 267,259 H
H2 = 212,274 мм
a2 = 270,0 o
Fx3 = -3314,931 H
Fy3 = -1206,536 H
З умови рівності суми моментів сил щодо 1-ї опори:
Rx1 = (- F2 x Hx2 x - Fx2 x (L2 + L3) - Fx3 x L3) / (L1 + L2 + L3)
= (- 0,0 x (0,0) x - (-1811,021) x (103,0 + 95,0) - (-3314,931) x 95,0) / (85,0 + 103, 0 + 95,0)
= 2379,861 H
Ry1 = (- F2 x Hy2 x - Fy2 x (L2 + L3) - Fy3 x L3) / (L1 + L2 + L3)
= (- 0,0 x (-212,274) x - 666,297 x (103,0 + 95,0) - (-1206,536) x 95,0) / (85,0 + 103,0 + 95,0)
= 139,316 H
З умови рівності суми сил щодо осей X і Y:
Rx4 = - Rx1 - Fx2 - Fx3
= - 2379,861 - (-1811,021) - (-3314,931)
= 2746,091 H
Ry4 = - Ry1 - Fy2 - Fy3
= - 139,316 - 666,297 - (-1206,536)
= 400,924 H
Сумарні реакції опор:
R1 = (Rx12 + Ry12) 1 / 2 = (2379,8612 + 139,3162) 1 / 2 = 2383,935 H;
R4 = (Rx42 + Ry42) 1 / 2 = (2746,0912 + 400,9242) 1 / 2 = 2775,204 H;
3-Й ВАЛ.
Сили, що діють на вал, плечі сил Fa та кути контактів елементів передач:
Fx2 = -3314,931 H
Fy2 = 1206,536 H
З умови рівності суми моментів сил щодо 1-ї опори:
Rx1 = (- Fx2 x L2) / (L1 + L2)
= (- (-3314,931) X 95,0) / (188,0 + 95,0)
= 1112,786 H
Ry1 = (- Fy2 x L2) / (L1 + L2)
= (- 1206,536 x 95,0) / (188,0 + 95,0)
= -405,021 H
З умови рівності суми сил щодо осей X і Y:
Rx3 = - Rx1 - Fx2
= - 1112,786 - (-3314,931)
= 2202,145 H
Ry3 = - Ry1 - Fy2
= - (-405,021) - 1206,536
= -801,515 H
Сумарні реакції опор:
R1 = (Rx12 + Ry12) 1 / 2 = (1112,7862 + (-405,021) 2) 1 / 2 = 1184,202 H;
R3 = (Rx32 + Ry32) 1 / 2 = (2202,1452 + (-801,515) 2) 1 / 2 = 2343,473 H;
1-Й ВАЛ.
2-Й ВАЛ.
3-Й ВАЛ.
1-Й ВАЛ.
Сили, що діють на вал, плечі сил Fa та кути контактів елементів передач:
Fy1 = -2309,12 H
Fx3 = -1811,021 H
Fy3 = -666,297 H
Fz3 = -267,259 H
H3 = 67,726 мм
a3 = 90,0 o
З умови рівності суми моментів сил щодо 1-ї опори:
Rx2 = (- F3 x Hx3 x - Fx1 x (L1 + L2 + L3) - Fx3 x L3) / (L2 + L3)
= (- 0,0 x 0,0 x - (0,0) x (95,0 + 85,0 + 198,0) - (-1811,021) x 198,0) / (85,0 + 198 , 0)
= 1267,075 H
Ry2 = (- F3 x Hy3 x - Fy1 x (L1 + L2 + L3) - Fy3 x L3) / (L2 + L3)
= (- 0,0 x 67,726 x - (-2309,12) x (95,0 + 85,0 + 198,0) - (-666,297) x 198,0) / (85,0 + 198,0)
= 3614,397 H
З умови рівності суми сил щодо осей X і Y:
Rx4 = - Fx1 - Rx2 - Fx3
= - (0,0) - 1267,075 - (-1811,021)
= 543,946 H
Ry4 = - Fy1 - Ry2 - Fy3
= - (-2309,12) - 3614,397 - (-666,297)
= -638,98 H
Сумарні реакції опор:
R2 = (Rx22 + Ry22) 1 / 2 = (1267,0752 + 3614,3972) 1 / 2 = 3830,058 H;
R4 = (Rx42 + Ry42) 1 / 2 = (543,9462 + (-638,98) 2) 1 / 2 = 839,151 H;
2-Й ВАЛ.
Сили, що діють на вал, плечі сил Fa та кути контактів елементів передач:
Fx2 = -1811,021 H
Fy2 = 666,297 H
Fz2 = 267,259 H
H2 = 212,274 мм
a2 = 270,0 o
Fx3 = -3314,931 H
Fy3 = -1206,536 H
З умови рівності суми моментів сил щодо 1-ї опори:
Rx1 = (- F2 x Hx2 x - Fx2 x (L2 + L3) - Fx3 x L3) / (L1 + L2 + L3)
= (- 0,0 x (0,0) x - (-1811,021) x (103,0 + 95,0) - (-3314,931) x 95,0) / (85,0 + 103, 0 + 95,0)
= 2379,861 H
Ry1 = (- F2 x Hy2 x - Fy2 x (L2 + L3) - Fy3 x L3) / (L1 + L2 + L3)
= (- 0,0 x (-212,274) x - 666,297 x (103,0 + 95,0) - (-1206,536) x 95,0) / (85,0 + 103,0 + 95,0)
= 139,316 H
З умови рівності суми сил щодо осей X і Y:
Rx4 = - Rx1 - Fx2 - Fx3
= - 2379,861 - (-1811,021) - (-3314,931)
= 2746,091 H
Ry4 = - Ry1 - Fy2 - Fy3
= - 139,316 - 666,297 - (-1206,536)
= 400,924 H
Сумарні реакції опор:
R1 = (Rx12 + Ry12) 1 / 2 = (2379,8612 + 139,3162) 1 / 2 = 2383,935 H;
R4 = (Rx42 + Ry42) 1 / 2 = (2746,0912 + 400,9242) 1 / 2 = 2775,204 H;
3-Й ВАЛ.
Сили, що діють на вал, плечі сил Fa та кути контактів елементів передач:
Fx2 = -3314,931 H
Fy2 = 1206,536 H
З умови рівності суми моментів сил щодо 1-ї опори:
Rx1 = (- Fx2 x L2) / (L1 + L2)
= (- (-3314,931) X 95,0) / (188,0 + 95,0)
= 1112,786 H
Ry1 = (- Fy2 x L2) / (L1 + L2)
= (- 1206,536 x 95,0) / (188,0 + 95,0)
= -405,021 H
З умови рівності суми сил щодо осей X і Y:
Rx3 = - Rx1 - Fx2
= - 1112,786 - (-3314,931)
= 2202,145 H
Ry3 = - Ry1 - Fy2
= - (-405,021) - 1206,536
= -801,515 H
Сумарні реакції опор:
R1 = (Rx12 + Ry12) 1 / 2 = (1112,7862 + (-405,021) 2) 1 / 2 = 1184,202 H;
R3 = (Rx32 + Ry32) 1 / 2 = (2202,1452 + (-801,515) 2) 1 / 2 = 2343,473 H;
1-Й ВАЛ.
Z |
X |
Y |
1 |
95 |
2 |
85 |
3 |
198 |
4 |
Fy1 |
Fx1 |
Fy3 |
Fx3 |
Fz3 |
Ry2 |
Rx2 |
Ry4 |
Rx4 |
219366,425 |
166151,807 |
152820,214 |
-219366,425 |
-126518,135 |
| |||||||||||||
| |||||||||||||
| |||||||||||||
| |||||||||||||
| |||||||||||||
| |||||||||||||
2-Й ВАЛ.
Z |
X |
Y |
1 |
85 |
2 |
103 |
3 |
95 |
4 |
Fy2 |
Fx2 |
Fz2 |
Fy3 |
Fx3 |
Ry1 |
Rx1 |
Ry4 |
Rx4 |
11841,842 |
202288,169 |
260878,648 |
207209,186 |
202634,481 |
263644,353 |
| ||||||||||||||
| ||||||||||||||
| ||||||||||||||
| ||||||||||||||
| ||||||||||||||
| ||||||||||||||
3-Й ВАЛ.
Z |
X |
Y |
1 |
188 |
2 |
95 |
3 |
130 |
4 |
Fy2 |
Fx2 |
Ry1 |
Rx1 |
Ry3 |
Rx3 |
-76143,938 |
| |||||||||||||
| |||||||||||||
| |||||||||||||
| |||||||||||||
| |||||||||||||
| |||||||||||||
ПЕРЕВІРКА ДОВГОВІЧНОСТІ ПІДШИПНИКІВ
1-Й ВАЛ.
Вибираємо шарикопідшипник радіальний однорядний (за ГОСТ 8338-75) 309 середньої серії з наступними параметрами:
d = 45,0 мм - діаметр валу (внутрішній посадковий діаметр підшипника);
D = 100,0 мм - зовнішній діаметр підшипника;
C = 52,7 кН - динамічна вантажопідйомність;
Co = 30,0 кН - статична вантажопідйомність.
Радіальні навантаження на опори:
Pr1 = 3830,0585 H;
Pr2 = 839,1505 H.
Будемо проводити розрахунок довговічності підшипника по найбільш навантаженої опорі 1.
Еквівалентна навантаження обчислюється за формулою:
Ре = (Х x V x Pr1 + Y x Pa) x Кб x Кт,
де - Pr1 = 3830,0585 H - радіальне навантаження; Pa = Fa = 267,2588 H - осьове навантаження; V = 1,0 (обертається внутрішнє кільце підшипника), коефіцієнт безпеки Кб = 1,1 (див. табл. 9.19 [ 1]); температурний коефіцієнт Кт = 1,0 (див. табл. 9.20 [1]).
Ставлення Fa / Co = 267,2588 / 30000,0 = 0,0089; цієї величини (до табл. 9.18 [1]) відповідає e = 0,1209.
Ставлення Fa / (Pr1 x V) = 267,2588 / (3830,0585 x 1,0) = 0,0698 <= e; тоді по табл. 9.18 [1]: X = 1,0; Y = 0,0.
Тоді: Pе = (1,0 x 1,0 x 3830,0585 + 0,0 x 267,2588) x 1,1 x 1,0 = 4213,0643 H.
Розрахункова довговічність, млн. об. (Формула 9.1 [1]):
L = (C / Ре) 3 = (52700,0 / 4213,0643) 3 = 1957,2107 млн. об.
Розрахункова довговічність, ч.:
Lh = L x 106 / (60 x n1) = 1957,2107 x 106 / (60 x 501,3793) = 65060,8785 год,
що більше 10000 ч. (мінімально допустима довговічність підшипника), встановлених ГОСТ 16162-85 (див. також стр.307 [1]), тут n1 = 501,3793 об / хв - частота обертання валу.
2-Й ВАЛ.
Вибираємо шарикопідшипник радіальний однорядний (за ГОСТ 8338-75) 309 середньої серії з наступними параметрами:
d = 45,0 мм - діаметр валу (внутрішній посадковий діаметр підшипника);
D = 100,0 мм - зовнішній діаметр підшипника;
C = 52,7 кН - динамічна вантажопідйомність;
Co = 30,0 кН - статична вантажопідйомність.
Радіальні навантаження на опори:
Pr1 = 2383,9351 H;
Pr2 = 2775,2037 H.
Будемо проводити розрахунок довговічності підшипника по найбільш навантаженої опорі 2.
Еквівалентна навантаження обчислюється за формулою:
Ре = (Х x V x Pr2 + Y x Pa) x Кб x Кт,
де - Pr2 = 2775,2037 H - радіальне навантаження; Pa = Fa = 267,2588 H - осьове навантаження; V = 1,0 (обертається внутрішнє кільце підшипника), коефіцієнт безпеки Кб = 1,1 (див. табл. 9.19 [ 1]); температурний коефіцієнт Кт = 1,0 (див. табл. 9.20 [1]).
Ставлення Fa / Co = 267,2588 / 30000,0 = 0,0089; цієї величини (до табл. 9.18 [1]) відповідає e = 0,1209.
Ставлення Fa / (Pr2 x V) = 267,2588 / (2775,2037 x 1,0) = 0,0963 <= e; тоді по табл. 9.18 [1]: X = 1,0; Y = 0,0.
Тоді: Pе = (1,0 x 1,0 x 2775,2037 + 0,0 x 267,2588) x 1,1 x 1,0 = 3052,7241 H.
Розрахункова довговічність, млн. об. (Формула 9.1 [1]):
L = (C / Ре) 3 = (52700,0 / 3052,7241) 3 = 5144,8081 млн. об.
Розрахункова довговічність, ч.:
Lh = L x 106 / (60 x n2) = 5144,8081 x 106 / (60 x 159,168) = 538718,7349 год,
що більше 10000 ч. (мінімально допустима довговічність підшипника), встановлених ГОСТ 16162-85 (див. також стр.307 [1]), тут n2 = 159,168 об / хв - частота обертання валу.
3-Й ВАЛ.
Вибираємо шарикопідшипник радіальний однорядний (за ГОСТ 8338-75) 313 середньої серії з наступними параметрами:
d = 65,0 мм - діаметр валу (внутрішній посадковий діаметр підшипника);
D = 140,0 мм - зовнішній діаметр підшипника;
C = 92,3 кН - динамічна вантажопідйомність;
Co = 56,0 кН - статична вантажопідйомність.
Радіальні навантаження на опори:
Pr1 = 1184,202 H;
Pr2 = 2343,4735 H.
Будемо проводити розрахунок довговічності підшипника по найбільш навантаженої опорі 2.
Еквівалентна навантаження обчислюється за формулою:
Ре = (Х x V x Pr2 + Y x Pa) x Кб x Кт,
де - Pr2 = 2343,4735 H - радіальне навантаження; Pa = Fa = 0,0 H - осьове навантаження; V = 1,0 (обертається внутрішнє кільце підшипника), коефіцієнт безпеки Кб = 1,1 (див. табл. 9.19 [ 1]); температурний коефіцієнт Кт = 1,0 (див. табл. 9.20 [1]).
Ставлення Fa / Co = 0,0 / 56000,0 = 0,0; цієї величини (до табл. 9.18 [1]) відповідає e = 0,0.
Ставлення Fa / (Pr2 x V) = 0,0 / (2343,4735 x 1,0) = 0,0 <= e; тоді по табл. 9.18 [1]: X = 1,0; Y = 0,0.
Тоді: Pе = (1,0 x 1,0 x 2343,4735 + 0,0 x 0,0) x 1,1 x 1,0 = 2577,8208 H.
Розрахункова довговічність, млн. об. (Формула 9.1 [1]):
L = (C / Ре) 3 = (92300,0 / 2577,8208) 3 = 45903,6185 млн. об.
Розрахункова довговічність, ч.:
Lh = L x 106 / (60 x n3) = 45903,6185 x 106 / (60 x 71,0572) = 10766829,4647 год,
що більше 10000 ч. (мінімально допустима довговічність підшипника), встановлених ГОСТ 16162-85 (див. також стр.307 [1]), тут n3 = 71,0572 об / хв - частота обертання валу.
1-Й ВАЛ.
Вибираємо шарикопідшипник радіальний однорядний (за ГОСТ 8338-75) 309 середньої серії з наступними параметрами:
d = 45,0 мм - діаметр валу (внутрішній посадковий діаметр підшипника);
D = 100,0 мм - зовнішній діаметр підшипника;
C = 52,7 кН - динамічна вантажопідйомність;
Co = 30,0 кН - статична вантажопідйомність.
Радіальні навантаження на опори:
Pr1 = 3830,0585 H;
Pr2 = 839,1505 H.
Будемо проводити розрахунок довговічності підшипника по найбільш навантаженої опорі 1.
Еквівалентна навантаження обчислюється за формулою:
Ре = (Х x V x Pr1 + Y x Pa) x Кб x Кт,
де - Pr1 = 3830,0585 H - радіальне навантаження; Pa = Fa = 267,2588 H - осьове навантаження; V = 1,0 (обертається внутрішнє кільце підшипника), коефіцієнт безпеки Кб = 1,1 (див. табл. 9.19 [ 1]); температурний коефіцієнт Кт = 1,0 (див. табл. 9.20 [1]).
Ставлення Fa / Co = 267,2588 / 30000,0 = 0,0089; цієї величини (до табл. 9.18 [1]) відповідає e = 0,1209.
Ставлення Fa / (Pr1 x V) = 267,2588 / (3830,0585 x 1,0) = 0,0698 <= e; тоді по табл. 9.18 [1]: X = 1,0; Y = 0,0.
Тоді: Pе = (1,0 x 1,0 x 3830,0585 + 0,0 x 267,2588) x 1,1 x 1,0 = 4213,0643 H.
Розрахункова довговічність, млн. об. (Формула 9.1 [1]):
L = (C / Ре) 3 = (52700,0 / 4213,0643) 3 = 1957,2107 млн. об.
Розрахункова довговічність, ч.:
Lh = L x 106 / (60 x n1) = 1957,2107 x 106 / (60 x 501,3793) = 65060,8785 год,
що більше 10000 ч. (мінімально допустима довговічність підшипника), встановлених ГОСТ 16162-85 (див. також стр.307 [1]), тут n1 = 501,3793 об / хв - частота обертання валу.
2-Й ВАЛ.
Вибираємо шарикопідшипник радіальний однорядний (за ГОСТ 8338-75) 309 середньої серії з наступними параметрами:
d = 45,0 мм - діаметр валу (внутрішній посадковий діаметр підшипника);
D = 100,0 мм - зовнішній діаметр підшипника;
C = 52,7 кН - динамічна вантажопідйомність;
Co = 30,0 кН - статична вантажопідйомність.
Радіальні навантаження на опори:
Pr1 = 2383,9351 H;
Pr2 = 2775,2037 H.
Будемо проводити розрахунок довговічності підшипника по найбільш навантаженої опорі 2.
Еквівалентна навантаження обчислюється за формулою:
Ре = (Х x V x Pr2 + Y x Pa) x Кб x Кт,
де - Pr2 = 2775,2037 H - радіальне навантаження; Pa = Fa = 267,2588 H - осьове навантаження; V = 1,0 (обертається внутрішнє кільце підшипника), коефіцієнт безпеки Кб = 1,1 (див. табл. 9.19 [ 1]); температурний коефіцієнт Кт = 1,0 (див. табл. 9.20 [1]).
Ставлення Fa / Co = 267,2588 / 30000,0 = 0,0089; цієї величини (до табл. 9.18 [1]) відповідає e = 0,1209.
Ставлення Fa / (Pr2 x V) = 267,2588 / (2775,2037 x 1,0) = 0,0963 <= e; тоді по табл. 9.18 [1]: X = 1,0; Y = 0,0.
Тоді: Pе = (1,0 x 1,0 x 2775,2037 + 0,0 x 267,2588) x 1,1 x 1,0 = 3052,7241 H.
Розрахункова довговічність, млн. об. (Формула 9.1 [1]):
L = (C / Ре) 3 = (52700,0 / 3052,7241) 3 = 5144,8081 млн. об.
Розрахункова довговічність, ч.:
Lh = L x 106 / (60 x n2) = 5144,8081 x 106 / (60 x 159,168) = 538718,7349 год,
що більше 10000 ч. (мінімально допустима довговічність підшипника), встановлених ГОСТ 16162-85 (див. також стр.307 [1]), тут n2 = 159,168 об / хв - частота обертання валу.
3-Й ВАЛ.
Вибираємо шарикопідшипник радіальний однорядний (за ГОСТ 8338-75) 313 середньої серії з наступними параметрами:
d = 65,0 мм - діаметр валу (внутрішній посадковий діаметр підшипника);
D = 140,0 мм - зовнішній діаметр підшипника;
C = 92,3 кН - динамічна вантажопідйомність;
Co = 56,0 кН - статична вантажопідйомність.
Радіальні навантаження на опори:
Pr1 = 1184,202 H;
Pr2 = 2343,4735 H.
Будемо проводити розрахунок довговічності підшипника по найбільш навантаженої опорі 2.
Еквівалентна навантаження обчислюється за формулою:
Ре = (Х x V x Pr2 + Y x Pa) x Кб x Кт,
де - Pr2 = 2343,4735 H - радіальне навантаження; Pa = Fa = 0,0 H - осьове навантаження; V = 1,0 (обертається внутрішнє кільце підшипника), коефіцієнт безпеки Кб = 1,1 (див. табл. 9.19 [ 1]); температурний коефіцієнт Кт = 1,0 (див. табл. 9.20 [1]).
Ставлення Fa / Co = 0,0 / 56000,0 = 0,0; цієї величини (до табл. 9.18 [1]) відповідає e = 0,0.
Ставлення Fa / (Pr2 x V) = 0,0 / (2343,4735 x 1,0) = 0,0 <= e; тоді по табл. 9.18 [1]: X = 1,0; Y = 0,0.
Тоді: Pе = (1,0 x 1,0 x 2343,4735 + 0,0 x 0,0) x 1,1 x 1,0 = 2577,8208 H.
Розрахункова довговічність, млн. об. (Формула 9.1 [1]):
L = (C / Ре) 3 = (92300,0 / 2577,8208) 3 = 45903,6185 млн. об.
Розрахункова довговічність, ч.:
Lh = L x 106 / (60 x n3) = 45903,6185 x 106 / (60 x 71,0572) = 10766829,4647 год,
що більше 10000 ч. (мінімально допустима довговічність підшипника), встановлених ГОСТ 16162-85 (див. також стр.307 [1]), тут n3 = 71,0572 об / хв - частота обертання валу.
УТОЧНЕНИЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ
РОЗРАХУНОК 1-ГО ВАЛУ.
Крутний момент на валу Tкр. = 122652,556 Hxмм.
РОЗРАХУНОК 1-ГО ВАЛУ.
Крутний момент на валу Tкр. = 122652,556 Hxмм.
Для даного валу обраний матеріал: сталь 45. Для цього матеріалу:
- Межа міцності sb = 780,0 МПа;
- Межа витривалості сталі при симетричному циклі вигину
s-1 = 0,43 x sb = 0,43 x 780,0 = 335,4 МПа;
- Межа витривалості сталі при симетричному циклі кручення
t-1 = 0,58 x s-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
2-E СЕЧЕНІE.
Діаметр вала в цьому перерізі D = 45,0 мм. Концентрація напружень обумовлена посадкою підшипника з гарантованим натягом (див. табл. 8.7 [1]).
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:
Ss = s-1 / ((ks / (es xb)) x sv + ys x sm), де:
- Амплітуда циклу нормальних напруг:
sv = Mізг. / Wнетто = 219366,425 / 8946,176 = 24,521 МПа,
тут
Wнетто = px D3 / 32 =
3,1416 x 45,03 / 32 = 8946,176 мм3
- Середня напруга циклу нормальних напруг:
sm = Fa / (px D2 / 4) = 267,259 / (3,142 x 45,02 / 4) = 0,168 МПа, Fa = -267,259 МПа - поздовжня сила,
- Ys = 0,2 - див. стор 164 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1];
- Ks / es = 4,0 - знаходимо за таблицею 8.7 [1];
Тоді:
Ss = 335,4 / ((4,0 / 0,97) x 24,521 + 0,2 x 0,168) = 3,316.
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:
St = t-1 / ((kt / (et xb)) x tv + yt x tm), де:
- Амплітуда і середня напруга отнулевого циклу:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 122652,556 / 17892,352 = 3,428 МПа,
тут
Wк нетто = px D3 / 16 =
3,1416 x 45,03 / 16 = 17892,352 мм3
- Yt = 0.1 - див. стор 166 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1].
- Kt / et = 2,8 - знаходимо за таблицею 8.7 [1];
Тоді:
St = 194,532 / ((2,8 / 0,97) x 3,428 + 0,1 x 3,428) = 19,004.
Результуючий коефіцієнт запасу міцності:
S = Ss x St / (Ss2 + St2) 1 / 2 = 3,316 x 19,004 / (3,3162 + 19,0042) 1 / 2 = 3,267
Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] = 2,5. Перетин проходить по міцності.
3-E СЕЧЕНІE.
Діаметр вала в цьому перерізі D = 50,0 мм. Концентрація напружень обумовлена наявністю шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 14,0 мм, глибина шпоночной канавки t1 = 5,5 мм.
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:
Ss = s-1 / ((ks / (es xb)) x sv + ys x sm), де:
- Амплітуда циклу нормальних напруг:
sv = Mізг. / Wнетто = 166151,807 / 10747,054 = 15,46 МПа,
тут
Wнетто = px D3 / 32 - bx t1 x (D - t1) 2 / (2 x D) =
3,142 x 50,03 / 32 - 14,0 x 5,5 x (50,0 - 5,5) 2 / (2 x 50,0) = 10747,054 мм3,
де b = 14,0 мм - ширина шпоночно паза; t1 = 5,5 мм - глибина шпоночно паза;
- Середня напруга циклу нормальних напруг:
sm = Fa / (px D2 / 4) = 267,259 / (3,142 x 50,02 / 4) = 0,136 МПа, Fa = -267,259 МПа - поздовжня сила,
- Ys = 0,2 - див. стор 164 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1];
- Ks = 1,8 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];
- Es = 0,82 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];
Тоді:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,82 x 0,97)) x 15,46 + 0,2 x 0,136) = 9,579.
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:
St = t-1 / ((kt / (et xb)) x tv + yt x tm), де:
- Амплітуда і середня напруга отнулевого циклу:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 122652,556 / 23018,9 = 2,664 МПа,
тут
Wк нетто = px D3 / 16 - bx t1 x (D - t1) 2 / (2 x D) =
3,142 x 50,03 / 16 - 14,0 x 5,5 x (50,0 - 5,5) 2 / (2 x 50,0) = 23018,9 мм3,
де b = 14,0 мм - ширина шпоночно паза; t1 = 5,5 мм - глибина шпоночно паза;
- Yt = 0.1 - див. стор 166 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1].
- Kt = 1,7 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];
- Et = 0,7 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];
Тоді:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 x 0,97)) x 2,664 + 0,1 x 2,664) = 28,044.
Результуючий коефіцієнт запасу міцності:
S = Ss x St / (Ss2 + St2) 1 / 2 = 9,579 x 28,044 / (9,5792 + 28,0442) 1 / 2 = 9,065
Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] = 2,5. Перетин проходить по міцності.
РОЗРАХУНОК 2-ГО ВАЛУ.
Крутний момент на валу Tкр. = 372929,696 Hxмм.
Для даного валу обраний матеріал: сталь 45. Для цього матеріалу:
- Межа міцності sb = 780,0 МПа;
- Межа витривалості сталі при симетричному циклі вигину
s-1 = 0,43 x sb = 0,43 x 780,0 = 335,4 МПа;
- Межа витривалості сталі при симетричному циклі кручення
t-1 = 0,58 x s-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
2-E СЕЧЕНІE.
Діаметр вала в цьому перерізі D = 55,0 мм. Концентрація напружень обумовлена наявністю шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 16,0 мм, глибина шпоночной канавки t1 = 6,0 мм.
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:
Ss = s-1 / ((ks / (es xb)) x sv + ys x sm), де:
- Амплітуда циклу нормальних напруг:
sv = Mізг. / Wнетто = 207209,186 / 14238,409 = 14,553 МПа,
тут
Wнетто = px D3 / 32 - bx t1 x (D - t1) 2 / (2 x D) =
3,142 x 55,03 / 32 - 16,0 x 6,0 x (55,0 - 6,0) 2 / (2 x 55,0) = 14238,409 мм3,
де b = 16,0 мм - ширина шпоночно паза; t1 = 6,0 мм - глибина шпоночно паза;
- Середня напруга циклу нормальних напруг:
sm = Fa / (px D2 / 4) = 267,259 / (3,142 x 55,02 / 4) = 0,112 МПа, Fa = 267,259 МПа - поздовжня сила,
- Ys = 0,2 - див. стор 164 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1];
- Ks = 1,8 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];
- Es = 0,76 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];
Тоді:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,76 x 0,97)) x 14,553 + 0,2 x 0,112) = 9,433.
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:
St = t-1 / ((kt / (et xb)) x tv + yt x tm), де:
- Амплітуда і середня напруга отнулевого циклу:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 372929,696 / 30572,237 = 6,099 МПа,
тут
Wк нетто = px D3 / 16 - bx t1 x (D - t1) 2 / (2 x D) =
3,142 x 55,03 / 16 - 16,0 x 6,0 x (55,0 - 6,0) 2 / (2 x 55,0) = 30572,237 мм3,
де b = 16,0 мм - ширина шпоночно паза; t1 = 6,0 мм - глибина шпоночно паза;
- Yt = 0.1 - див. стор 166 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1].
- Kt = 1,7 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];
- Et = 0,65 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];
Тоді:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,65 x 0,97)) x 6,099 + 0,1 x 6,099) = 11,406.
Результуючий коефіцієнт запасу міцності:
S = Ss x St / (Ss2 + St2) 1 / 2 = 9,433 x 11,406 / (9,4332 + 11,4062) 1 / 2 = 7,269
Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] = 2,5. Перетин проходить по міцності.
3-E СЕЧЕНІE.
Діаметр вала в цьому перерізі D = 50,0 мм. Концентрація напружень обумовлена наявністю шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 14,0 мм, глибина шпоночной канавки t1 = 5,5 мм.
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:
Ss = s-1 / ((ks / (es xb)) x sv + ys x sm), де:
- Амплітуда циклу нормальних напруг:
sv = Mізг. / Wнетто = 263644,353 / 10747,054 = 24,532 МПа,
тут
Wнетто = px D3 / 32 - bx t1 x (D - t1) 2 / (2 x D) =
3,142 x 50,03 / 32 - 14,0 x 5,5 x (50,0 - 5,5) 2 / (2 x 50,0) = 10747,054 мм3,
де b = 14,0 мм - ширина шпоночно паза; t1 = 5,5 мм - глибина шпоночно паза;
- Середня напруга циклу нормальних напруг:
sm = Fa / (px D2 / 4) = 267,259 / (3,142 x 50,02 / 4) = 0,136 МПа, Fa = 267,259 МПа - поздовжня сила,
- Ys = 0,2 - див. стор 164 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1];
- Ks = 1,8 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];
- Es = 0,82 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];
Тоді:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,82 x 0,97)) x 24,532 + 0,2 x 0,136) = 6,039.
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:
St = t-1 / ((kt / (et xb)) x tv + yt x tm), де:
- Амплітуда і середня напруга отнулевого циклу:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 372929,696 / 23018,9 = 8,101 МПа,
тут
Wк нетто = px D3 / 16 - bx t1 x (D - t1) 2 / (2 x D) =
3,142 x 50,03 / 16 - 14,0 x 5,5 x (50,0 - 5,5) 2 / (2 x 50,0) = 23018,9 мм3,
де b = 14,0 мм - ширина шпоночно паза; t1 = 5,5 мм - глибина шпоночно паза;
- Yt = 0.1 - див. стор 166 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1].
- Kt = 1,7 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];
- Et = 0,7 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];
Тоді:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 x 0,97)) x 8,101 + 0,1 x 8,101) = 9,223.
Результуючий коефіцієнт запасу міцності:
S = Ss x St / (Ss2 + St2) 1 / 2 = 6,039 x 9,223 / (6,0392 + 9,2232) 1 / 2 = 5,052
Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] = 2,5. Перетин проходить по міцності.
РОЗРАХУНОК 3-ГО ВАЛУ.
Крутний момент на валу Tкр. = 806333,672 Hxмм.
Для даного валу обраний матеріал: сталь 45. Для цього матеріалу:
- Межа міцності sb = 780,0 МПа;
- Межа витривалості сталі при симетричному циклі вигину
s-1 = 0,43 x sb = 0,43 x 780,0 = 335,4 МПа;
- Межа витривалості сталі при симетричному циклі кручення
t-1 = 0,58 x s-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
2-E СЕЧЕНІE.
Діаметр вала в цьому перерізі D = 70,0 мм. Концентрація напружень обумовлена наявністю шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 20,0 мм, глибина шпоночной канавки t1 = 7,5 мм.
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:
Ss = s-1 / ((ks / (es xb)) x sv + ys x sm), де:
- Амплітуда циклу нормальних напруг:
sv = Mізг. / Wнетто = 222629,98 / 29488,678 = 7,55 МПа,
тут
Wнетто = px D3 / 32 - bx t1 x (D - t1) 2 / (2 x D) =
3,142 x 70,03 / 32 - 20,0 x 7,5 x (70,0 - 7,5) 2 / (2 x 70,0) = 29488,678 мм3,
де b = 20,0 мм - ширина шпоночно паза; t1 = 7,5 мм - глибина шпоночно паза;
- Середня напруга циклу нормальних напруг:
sm = Fa / (px D2 / 4) = 0,0 / (3,142 x 70,02 / 4) = 0,0 МПа, Fa = 0,0 МПа - поздовжня сила,
- Ys = 0,2 - див. стор 164 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1];
- Ks = 1,8 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];
- Es = 0,76 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];
Тоді:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,76 x 0,97)) x 7,55 + 0,2 x 0,0) = 18,195.
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:
St = t-1 / ((kt / (et xb)) x tv + yt x tm), де:
- Амплітуда і середня напруга отнулевого циклу:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 806333,672 / 63162,625 = 6,383 МПа,
тут
Wк нетто = px D3 / 16 - bx t1 x (D - t1) 2 / (2 x D) =
3,142 x 70,03 / 16 - 20,0 x 7,5 x (70,0 - 7,5) 2 / (2 x 70,0) = 63162,625 мм3,
де b = 20,0 мм - ширина шпоночно паза; t1 = 7,5 мм - глибина шпоночно паза;
- Yt = 0.1 - див. стор 166 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1].
- Kt = 1,7 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];
- Et = 0,65 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];
Тоді:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,65 x 0,97)) x 6,383 + 0,1 x 6,383) = 10,899.
Результуючий коефіцієнт запасу міцності:
S = Ss x St / (Ss2 + St2) 1 / 2 = 18,195 x 10,899 / (18,1952 + 10,8992) 1 / 2 = 9,35
Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] = 2,5. Перетин проходить по міцності.
4-E СЕЧЕНІE.
Діаметр вала в цьому перерізі D = 60,0 мм. Це перетин при передачі обертаючого моменту через муфту розраховуємо на кручення. Концентрацію напружень викликає наявність шпоночной канавки.
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:
St = t-1 / ((kt / (et xb)) x tv + yt x tm), де:
- Амплітуда і середня напруга отнулевого циклу:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 806333,672 / 39462,051 = 10,217 МПа,
тут
Wк нетто = px D3 / 16 - bx t1 x (D - t1) 2 / (2 x D) =
3,142 x 60,03 / 16 - 18,0 x 7,0 x (60,0 - 7,0) 2 / (2 x 60,0) = 39462,051 мм3
де b = 18,0 мм - ширина шпоночно паза; t1 = 7,0 мм - глибина шпоночно паза;
- Yt = 0.1 - див. стор 166 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1].
- Kt = 1,7 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];
- Et = 0,65 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];
Тоді:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,65 x 0,97)) x 10,217 + 0,1 x 10,217) = 6,809.
ГОСТ 16162-78 вказує на те, щоб конструкція редукторів передбачала можливість сприйняття консольної навантаження, прикладеної в середині посадочної частини валу. Величина цього навантаження для редукторів повинна бути 2,5 x Т1 / 2.
Прийнявши у ведучого валу довжину посадочної частини під муфту дорівнює довжині напівмуфти l = 80 мм, отримаємо Мізг. = 2,5 x Tкр1 / 2 xl / 2 = 2,5 x 806333,6721 / 2 x 80 / 2 = 89796,084 Н * мм.
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:
Ss = s-1 / ((ks / (es xb)) x sv + ys x sm), де:
- Амплітуда циклу нормальних напруг:
sv = Mізг. / Wнетто = 89796,084 / 18256,3 = 4,919 МПа,
тут
Wнетто = px D3 / 32 - bx t1 x (D - t1) 2 / (2 x D) =
3,142 x 60,03 / 32 - 18,0 x 7,0 x (60,0 - 7,0) 2 / (2 x 60,0) = 18256,3 мм3,
де b = 18,0 мм - ширина шпоночно паза; t1 = 7,0 мм - глибина шпоночно паза;
- Середня напруга циклу нормальних напруг:
sm = Fa / (px D2 / 4) = 0 / (3,142 x 60,02 / 4) = 0,0 МПа, Fa = 0 МПа - поздовжня сила,
- Ys = 0,2 - див. стор 164 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1];
- Ks = 1,8 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];
- Es = 0,76 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];
Тоді:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,76 x 0,97)) x 4,919 + 0,2 x 0,0) = 27,927.
Результуючий коефіцієнт запасу міцності:
S = Ss x St / (Ss2 + St2) 1 / 2 = 27,927 x 6,809 / (27,9272 + 6,8092) 1 / 2 = 6,616
Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] = 2,5. Перетин проходить по міцності.
- Межа міцності sb = 780,0 МПа;
- Межа витривалості сталі при симетричному циклі вигину
s-1 = 0,43 x sb = 0,43 x 780,0 = 335,4 МПа;
- Межа витривалості сталі при симетричному циклі кручення
t-1 = 0,58 x s-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
2-E СЕЧЕНІE.
Діаметр вала в цьому перерізі D = 45,0 мм. Концентрація напружень обумовлена посадкою підшипника з гарантованим натягом (див. табл. 8.7 [1]).
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:
Ss = s-1 / ((ks / (es xb)) x sv + ys x sm), де:
- Амплітуда циклу нормальних напруг:
sv = Mізг. / Wнетто = 219366,425 / 8946,176 = 24,521 МПа,
тут
Wнетто = px D3 / 32 =
3,1416 x 45,03 / 32 = 8946,176 мм3
- Середня напруга циклу нормальних напруг:
sm = Fa / (px D2 / 4) = 267,259 / (3,142 x 45,02 / 4) = 0,168 МПа, Fa = -267,259 МПа - поздовжня сила,
- Ys = 0,2 - див. стор 164 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1];
- Ks / es = 4,0 - знаходимо за таблицею 8.7 [1];
Тоді:
Ss = 335,4 / ((4,0 / 0,97) x 24,521 + 0,2 x 0,168) = 3,316.
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:
St = t-1 / ((kt / (et xb)) x tv + yt x tm), де:
- Амплітуда і середня напруга отнулевого циклу:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 122652,556 / 17892,352 = 3,428 МПа,
тут
Wк нетто = px D3 / 16 =
3,1416 x 45,03 / 16 = 17892,352 мм3
- Yt = 0.1 - див. стор 166 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1].
- Kt / et = 2,8 - знаходимо за таблицею 8.7 [1];
Тоді:
St = 194,532 / ((2,8 / 0,97) x 3,428 + 0,1 x 3,428) = 19,004.
Результуючий коефіцієнт запасу міцності:
S = Ss x St / (Ss2 + St2) 1 / 2 = 3,316 x 19,004 / (3,3162 + 19,0042) 1 / 2 = 3,267
Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] = 2,5. Перетин проходить по міцності.
3-E СЕЧЕНІE.
Діаметр вала в цьому перерізі D = 50,0 мм. Концентрація напружень обумовлена наявністю шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 14,0 мм, глибина шпоночной канавки t1 = 5,5 мм.
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:
Ss = s-1 / ((ks / (es xb)) x sv + ys x sm), де:
- Амплітуда циклу нормальних напруг:
sv = Mізг. / Wнетто = 166151,807 / 10747,054 = 15,46 МПа,
тут
Wнетто = px D3 / 32 - bx t1 x (D - t1) 2 / (2 x D) =
3,142 x 50,03 / 32 - 14,0 x 5,5 x (50,0 - 5,5) 2 / (2 x 50,0) = 10747,054 мм3,
де b = 14,0 мм - ширина шпоночно паза; t1 = 5,5 мм - глибина шпоночно паза;
- Середня напруга циклу нормальних напруг:
sm = Fa / (px D2 / 4) = 267,259 / (3,142 x 50,02 / 4) = 0,136 МПа, Fa = -267,259 МПа - поздовжня сила,
- Ys = 0,2 - див. стор 164 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1];
- Ks = 1,8 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];
- Es = 0,82 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];
Тоді:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,82 x 0,97)) x 15,46 + 0,2 x 0,136) = 9,579.
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:
St = t-1 / ((kt / (et xb)) x tv + yt x tm), де:
- Амплітуда і середня напруга отнулевого циклу:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 122652,556 / 23018,9 = 2,664 МПа,
тут
Wк нетто = px D3 / 16 - bx t1 x (D - t1) 2 / (2 x D) =
3,142 x 50,03 / 16 - 14,0 x 5,5 x (50,0 - 5,5) 2 / (2 x 50,0) = 23018,9 мм3,
де b = 14,0 мм - ширина шпоночно паза; t1 = 5,5 мм - глибина шпоночно паза;
- Yt = 0.1 - див. стор 166 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1].
- Kt = 1,7 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];
- Et = 0,7 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];
Тоді:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 x 0,97)) x 2,664 + 0,1 x 2,664) = 28,044.
Результуючий коефіцієнт запасу міцності:
S = Ss x St / (Ss2 + St2) 1 / 2 = 9,579 x 28,044 / (9,5792 + 28,0442) 1 / 2 = 9,065
Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] = 2,5. Перетин проходить по міцності.
РОЗРАХУНОК 2-ГО ВАЛУ.
Крутний момент на валу Tкр. = 372929,696 Hxмм.
Для даного валу обраний матеріал: сталь 45. Для цього матеріалу:
- Межа міцності sb = 780,0 МПа;
- Межа витривалості сталі при симетричному циклі вигину
s-1 = 0,43 x sb = 0,43 x 780,0 = 335,4 МПа;
- Межа витривалості сталі при симетричному циклі кручення
t-1 = 0,58 x s-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
2-E СЕЧЕНІE.
Діаметр вала в цьому перерізі D = 55,0 мм. Концентрація напружень обумовлена наявністю шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 16,0 мм, глибина шпоночной канавки t1 = 6,0 мм.
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:
Ss = s-1 / ((ks / (es xb)) x sv + ys x sm), де:
- Амплітуда циклу нормальних напруг:
sv = Mізг. / Wнетто = 207209,186 / 14238,409 = 14,553 МПа,
тут
Wнетто = px D3 / 32 - bx t1 x (D - t1) 2 / (2 x D) =
3,142 x 55,03 / 32 - 16,0 x 6,0 x (55,0 - 6,0) 2 / (2 x 55,0) = 14238,409 мм3,
де b = 16,0 мм - ширина шпоночно паза; t1 = 6,0 мм - глибина шпоночно паза;
- Середня напруга циклу нормальних напруг:
sm = Fa / (px D2 / 4) = 267,259 / (3,142 x 55,02 / 4) = 0,112 МПа, Fa = 267,259 МПа - поздовжня сила,
- Ys = 0,2 - див. стор 164 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1];
- Ks = 1,8 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];
- Es = 0,76 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];
Тоді:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,76 x 0,97)) x 14,553 + 0,2 x 0,112) = 9,433.
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:
St = t-1 / ((kt / (et xb)) x tv + yt x tm), де:
- Амплітуда і середня напруга отнулевого циклу:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 372929,696 / 30572,237 = 6,099 МПа,
тут
Wк нетто = px D3 / 16 - bx t1 x (D - t1) 2 / (2 x D) =
3,142 x 55,03 / 16 - 16,0 x 6,0 x (55,0 - 6,0) 2 / (2 x 55,0) = 30572,237 мм3,
де b = 16,0 мм - ширина шпоночно паза; t1 = 6,0 мм - глибина шпоночно паза;
- Yt = 0.1 - див. стор 166 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1].
- Kt = 1,7 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];
- Et = 0,65 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];
Тоді:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,65 x 0,97)) x 6,099 + 0,1 x 6,099) = 11,406.
Результуючий коефіцієнт запасу міцності:
S = Ss x St / (Ss2 + St2) 1 / 2 = 9,433 x 11,406 / (9,4332 + 11,4062) 1 / 2 = 7,269
Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] = 2,5. Перетин проходить по міцності.
3-E СЕЧЕНІE.
Діаметр вала в цьому перерізі D = 50,0 мм. Концентрація напружень обумовлена наявністю шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 14,0 мм, глибина шпоночной канавки t1 = 5,5 мм.
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:
Ss = s-1 / ((ks / (es xb)) x sv + ys x sm), де:
- Амплітуда циклу нормальних напруг:
sv = Mізг. / Wнетто = 263644,353 / 10747,054 = 24,532 МПа,
тут
Wнетто = px D3 / 32 - bx t1 x (D - t1) 2 / (2 x D) =
3,142 x 50,03 / 32 - 14,0 x 5,5 x (50,0 - 5,5) 2 / (2 x 50,0) = 10747,054 мм3,
де b = 14,0 мм - ширина шпоночно паза; t1 = 5,5 мм - глибина шпоночно паза;
- Середня напруга циклу нормальних напруг:
sm = Fa / (px D2 / 4) = 267,259 / (3,142 x 50,02 / 4) = 0,136 МПа, Fa = 267,259 МПа - поздовжня сила,
- Ys = 0,2 - див. стор 164 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1];
- Ks = 1,8 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];
- Es = 0,82 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];
Тоді:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,82 x 0,97)) x 24,532 + 0,2 x 0,136) = 6,039.
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:
St = t-1 / ((kt / (et xb)) x tv + yt x tm), де:
- Амплітуда і середня напруга отнулевого циклу:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 372929,696 / 23018,9 = 8,101 МПа,
тут
Wк нетто = px D3 / 16 - bx t1 x (D - t1) 2 / (2 x D) =
3,142 x 50,03 / 16 - 14,0 x 5,5 x (50,0 - 5,5) 2 / (2 x 50,0) = 23018,9 мм3,
де b = 14,0 мм - ширина шпоночно паза; t1 = 5,5 мм - глибина шпоночно паза;
- Yt = 0.1 - див. стор 166 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1].
- Kt = 1,7 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];
- Et = 0,7 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];
Тоді:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 x 0,97)) x 8,101 + 0,1 x 8,101) = 9,223.
Результуючий коефіцієнт запасу міцності:
S = Ss x St / (Ss2 + St2) 1 / 2 = 6,039 x 9,223 / (6,0392 + 9,2232) 1 / 2 = 5,052
Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] = 2,5. Перетин проходить по міцності.
РОЗРАХУНОК 3-ГО ВАЛУ.
Крутний момент на валу Tкр. = 806333,672 Hxмм.
Для даного валу обраний матеріал: сталь 45. Для цього матеріалу:
- Межа міцності sb = 780,0 МПа;
- Межа витривалості сталі при симетричному циклі вигину
s-1 = 0,43 x sb = 0,43 x 780,0 = 335,4 МПа;
- Межа витривалості сталі при симетричному циклі кручення
t-1 = 0,58 x s-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
2-E СЕЧЕНІE.
Діаметр вала в цьому перерізі D = 70,0 мм. Концентрація напружень обумовлена наявністю шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 20,0 мм, глибина шпоночной канавки t1 = 7,5 мм.
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:
Ss = s-1 / ((ks / (es xb)) x sv + ys x sm), де:
- Амплітуда циклу нормальних напруг:
sv = Mізг. / Wнетто = 222629,98 / 29488,678 = 7,55 МПа,
тут
Wнетто = px D3 / 32 - bx t1 x (D - t1) 2 / (2 x D) =
3,142 x 70,03 / 32 - 20,0 x 7,5 x (70,0 - 7,5) 2 / (2 x 70,0) = 29488,678 мм3,
де b = 20,0 мм - ширина шпоночно паза; t1 = 7,5 мм - глибина шпоночно паза;
- Середня напруга циклу нормальних напруг:
sm = Fa / (px D2 / 4) = 0,0 / (3,142 x 70,02 / 4) = 0,0 МПа, Fa = 0,0 МПа - поздовжня сила,
- Ys = 0,2 - див. стор 164 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1];
- Ks = 1,8 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];
- Es = 0,76 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];
Тоді:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,76 x 0,97)) x 7,55 + 0,2 x 0,0) = 18,195.
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:
St = t-1 / ((kt / (et xb)) x tv + yt x tm), де:
- Амплітуда і середня напруга отнулевого циклу:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 806333,672 / 63162,625 = 6,383 МПа,
тут
Wк нетто = px D3 / 16 - bx t1 x (D - t1) 2 / (2 x D) =
3,142 x 70,03 / 16 - 20,0 x 7,5 x (70,0 - 7,5) 2 / (2 x 70,0) = 63162,625 мм3,
де b = 20,0 мм - ширина шпоночно паза; t1 = 7,5 мм - глибина шпоночно паза;
- Yt = 0.1 - див. стор 166 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1].
- Kt = 1,7 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];
- Et = 0,65 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];
Тоді:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,65 x 0,97)) x 6,383 + 0,1 x 6,383) = 10,899.
Результуючий коефіцієнт запасу міцності:
S = Ss x St / (Ss2 + St2) 1 / 2 = 18,195 x 10,899 / (18,1952 + 10,8992) 1 / 2 = 9,35
Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] = 2,5. Перетин проходить по міцності.
4-E СЕЧЕНІE.
Діаметр вала в цьому перерізі D = 60,0 мм. Це перетин при передачі обертаючого моменту через муфту розраховуємо на кручення. Концентрацію напружень викликає наявність шпоночной канавки.
Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:
St = t-1 / ((kt / (et xb)) x tv + yt x tm), де:
- Амплітуда і середня напруга отнулевого циклу:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 806333,672 / 39462,051 = 10,217 МПа,
тут
Wк нетто = px D3 / 16 - bx t1 x (D - t1) 2 / (2 x D) =
3,142 x 60,03 / 16 - 18,0 x 7,0 x (60,0 - 7,0) 2 / (2 x 60,0) = 39462,051 мм3
де b = 18,0 мм - ширина шпоночно паза; t1 = 7,0 мм - глибина шпоночно паза;
- Yt = 0.1 - див. стор 166 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1].
- Kt = 1,7 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];
- Et = 0,65 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];
Тоді:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,65 x 0,97)) x 10,217 + 0,1 x 10,217) = 6,809.
ГОСТ 16162-78 вказує на те, щоб конструкція редукторів передбачала можливість сприйняття консольної навантаження, прикладеної в середині посадочної частини валу. Величина цього навантаження для редукторів повинна бути 2,5 x Т1 / 2.
Прийнявши у ведучого валу довжину посадочної частини під муфту дорівнює довжині напівмуфти l = 80 мм, отримаємо Мізг. = 2,5 x Tкр1 / 2 xl / 2 = 2,5 x 806333,6721 / 2 x 80 / 2 = 89796,084 Н * мм.
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:
Ss = s-1 / ((ks / (es xb)) x sv + ys x sm), де:
- Амплітуда циклу нормальних напруг:
sv = Mізг. / Wнетто = 89796,084 / 18256,3 = 4,919 МПа,
тут
Wнетто = px D3 / 32 - bx t1 x (D - t1) 2 / (2 x D) =
3,142 x 60,03 / 32 - 18,0 x 7,0 x (60,0 - 7,0) 2 / (2 x 60,0) = 18256,3 мм3,
де b = 18,0 мм - ширина шпоночно паза; t1 = 7,0 мм - глибина шпоночно паза;
- Середня напруга циклу нормальних напруг:
sm = Fa / (px D2 / 4) = 0 / (3,142 x 60,02 / 4) = 0,0 МПа, Fa = 0 МПа - поздовжня сила,
- Ys = 0,2 - див. стор 164 [1];
- B = 0.97 - коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, див. стор 162 [1];
- Ks = 1,8 - знаходимо за таблицею 8.5 [1];
- Es = 0,76 - знаходимо за таблицею 8.8 [1];
Тоді:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,76 x 0,97)) x 4,919 + 0,2 x 0,0) = 27,927.
Результуючий коефіцієнт запасу міцності:
S = Ss x St / (Ss2 + St2) 1 / 2 = 27,927 x 6,809 / (27,9272 + 6,8092) 1 / 2 = 6,616
Розрахункове значення вийшло більше мінімально допустимого [S] = 2,5. Перетин проходить по міцності.
Тепловий розрахунок редуктора
Для проектованого редуктора площа телоотводящей поверхні А = 1,089 мм2 (тут враховувалася також площа днища, тому що конструкція опорних лап забезпечує циркуляцію повітря близько днища).
За формулою 10.1 [1] умова роботи редуктора без перегріву при тривалій роботі:
Dt = tм - tв = Pтр x (1 - h) / (Kt x A) <= [Dt],
де РТР = 6,776 кВт - необхідна потужність для роботи приводу; tм - температура масла; tв - температура повітря.
Вважаємо, що забезпечується нормальна циркуляція повітря, і приймаємо коефіцієнт тепловіддачі Kt = 15 Вт / (м2xoC). Тоді:
Dt = 6775,872 x (1 - 0,885) / (15 x 1,089) = 47,5 o <= [Dt],
де [Dt] = 50oС - дозволений перепад температур.
Температура лежить в межах норми.
Для проектованого редуктора площа телоотводящей поверхні А = 1,089 мм2 (тут враховувалася також площа днища, тому що конструкція опорних лап забезпечує циркуляцію повітря близько днища).
За формулою 10.1 [1] умова роботи редуктора без перегріву при тривалій роботі:
Dt = tм - tв = Pтр x (1 - h) / (Kt x A) <= [Dt],
де РТР = 6,776 кВт - необхідна потужність для роботи приводу; tм - температура масла; tв - температура повітря.
Вважаємо, що забезпечується нормальна циркуляція повітря, і приймаємо коефіцієнт тепловіддачі Kt = 15 Вт / (м2xoC). Тоді:
Dt = 6775,872 x (1 - 0,885) / (15 x 1,089) = 47,5 o <= [Dt],
де [Dt] = 50oС - дозволений перепад температур.
Температура лежить в межах норми.
ВИБІР СОРТИ ОЛІЇ
Змазування елементів передач редуктора проводиться зануренням нижніх елементів в масло, налити всередину корпусу до рівня, що забезпечує занурення елемента передачі приблизно на 10-20 мм. Місткість масляної ванни V визначається з розрахунку 0,25 дм3 олії на 1 кВт переданої потужності:
V = 0,25 x 6,776 = 1,694 дм3.
По таблиці 10.8 [1] встановлюємо в'язкість масла. При контактних напругах sH = 200,286 МПа і швидкості v = 1,875 м / с рекомендована в'язкість масла повинна бути приблизно дорівнює 32,0 x 10-6 м/с2По таблиці 10.10 [1] приймаємо масло авіаційне МС-22 (за ГОСТ 20799-75 * ).
Вибираємо для підшипників кочення пластичну мастило УТ-1 за ГОСТ 1957-73 (див. табл. 9.14 [1]). Камери подшінпіков заповнюються даної мастилом і періодично поповнюються їй.
Змазування елементів передач редуктора проводиться зануренням нижніх елементів в масло, налити всередину корпусу до рівня, що забезпечує занурення елемента передачі приблизно на 10-20 мм. Місткість масляної ванни V визначається з розрахунку 0,25 дм3 олії на 1 кВт переданої потужності:
V = 0,25 x 6,776 = 1,694 дм3.
По таблиці 10.8 [1] встановлюємо в'язкість масла. При контактних напругах sH = 200,286 МПа і швидкості v = 1,875 м / с рекомендована в'язкість масла повинна бути приблизно дорівнює 32,0 x 10-6 м/с2По таблиці 10.10 [1] приймаємо масло авіаційне МС-22 (за ГОСТ 20799-75 * ).
Вибираємо для підшипників кочення пластичну мастило УТ-1 за ГОСТ 1957-73 (див. табл. 9.14 [1]). Камери подшінпіков заповнюються даної мастилом і періодично поповнюються їй.
ВИБІР ПОСАДОК
Посадки елементів передач на вали - Н7/р6, що згідно з СТ СЕВ 144-75 відповідає легкопрессовой посадці.
Посадка муфти на вихідний вал редуктора - Н8/h8.
Шийки валів під підшипники виконуємо з відхиленням вала k6.
Решта посадки призначаємо, користуючись даними таблиці 8.11 [1].
Посадки елементів передач на вали - Н7/р6, що згідно з СТ СЕВ 144-75 відповідає легкопрессовой посадці.
Посадка муфти на вихідний вал редуктора - Н8/h8.
Шийки валів під підшипники виконуємо з відхиленням вала k6.
Решта посадки призначаємо, користуючись даними таблиці 8.11 [1].
ТЕХНОЛОГІЯ СКЛАДАННЯ РЕДУКТОР
Перед складанням внутрішню порожнину корпусу редуктора ретельно очищають і покривають маслостійкої фарбою. Збірку виробляють відповідно до креслення загального вигляду редуктора, починаючи з вузлів валів.
На вали закладають шпонки і напресовують елементи передач редуктора. Мазеудержівающіе кільця і підшипники слід насаджувати, попередньо нагрівання в олії до 80-100 градусів за Цельсієм, послідовно з елементами передач. Зібрані вали укладають в основу корпуса редуктора і надівають кришку корпуса, покриваючи попередньо поверхні стику кришки і корпусу спиртовим лаком. Для центрування встановлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів; затягують болти, що кріплять кришку до корпуса. Після цього в підшипникові камери закладають мастило, ставлять кришки підшипників з комплектом металевих прокладок, регулюють тепловий зазор. Перед постановкою наскрізних кришок в проточки закладають повстяні ущільнення, просочені гарячою олією. Перевіряють проворачиванием валів відсутність заклинювання підшипників (вали повинні провертатися від руки) і закріплюють кришку гвинтами. Потім ввертають пробку маслоспускного отвори з прокладкою і жезлових маслоуказателе. Заливають в корпус масло і закривають оглядовий отвір кришкою з прокладкою, закріплюють кришку болтами. Зібраний редуктор обкатують і піддають випробуванню на стенді за програмою, яка встановлюється технічними умовами.
Перед складанням внутрішню порожнину корпусу редуктора ретельно очищають і покривають маслостійкої фарбою. Збірку виробляють відповідно до креслення загального вигляду редуктора, починаючи з вузлів валів.
На вали закладають шпонки і напресовують елементи передач редуктора. Мазеудержівающіе кільця і підшипники слід насаджувати, попередньо нагрівання в олії до 80-100 градусів за Цельсієм, послідовно з елементами передач. Зібрані вали укладають в основу корпуса редуктора і надівають кришку корпуса, покриваючи попередньо поверхні стику кришки і корпусу спиртовим лаком. Для центрування встановлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів; затягують болти, що кріплять кришку до корпуса. Після цього в підшипникові камери закладають мастило, ставлять кришки підшипників з комплектом металевих прокладок, регулюють тепловий зазор. Перед постановкою наскрізних кришок в проточки закладають повстяні ущільнення, просочені гарячою олією. Перевіряють проворачиванием валів відсутність заклинювання підшипників (вали повинні провертатися від руки) і закріплюють кришку гвинтами. Потім ввертають пробку маслоспускного отвори з прокладкою і жезлових маслоуказателе. Заливають в корпус масло і закривають оглядовий отвір кришкою з прокладкою, закріплюють кришку болтами. Зібраний редуктор обкатують і піддають випробуванню на стенді за програмою, яка встановлюється технічними умовами.
СПИСОК використання літератури
1. Чернавський С.А., Боков К.Н., Чернин І.М., Іцкевич Г.М., Козинцев В.П. 'Курсове проектування деталей машин': Навчальний посібник для учнів. М.: Машинобудування, 1988 р. 416с.
2. Дунаєв П.Ф. , Льоліком О.П. 'Деталі машин. Курсове проектування ', М.: Вища школа, 2003. 495 c.
3. Березовський Ю.М., Чернілевський Д.В., Петров М.С. 'Деталі машин', М.: Машинобудування, 1983. 384 c.
4. Боков В.М., Чернілевський Д.В., Будько П.П. 'Деталі машин: Атлас конструкцій.' М.: Машинобудування, 1983. 575 c.
5. Гузенко П.Г., 'Деталі машин'. 4-е вид. М.: Вища школа, 1986. 360 с.
6. Деталі машин: Атлас конструкцій / За ред. Д. Р. Решетова. М.: Машинобудування, 1979. 367 с.
7. Дружинін Н.С., Цилбов П.П. Виконання креслень по ЕСКД. М.: Изд-во стандартів, 1975. 542 с.
8. Кузьмін А.В., Чернин І.М., Козинцев Б.П. 'Розрахунки деталей машин', 3-е вид. - Мінськ: Вишейшая школа, 1986. 402 c.
9. Куклін Н.Г., Кукліна Г.С., 'Деталі машин' 3-тє вид. М.: Вища школа, 1984. 310 c.
10. 'Мотор-редуктори й редуктори': Каталог. М.: Изд-во стандартів, 1978. 311 c.
11. Перель Л.Я. 'Підшипники кочення'. M.: Машинобудування, 1983.588 c.
12. 'Підшипники кочення': Довідник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского і В.М. Наришкіна. М.: Машинобудування, 1984. 280 с.
13. 'Проектування механічних передач' / Под ред. С.А. Чернавського, 5-е вид. М.: Машинобудування, 1984. 558 c.
Курсовий проект виконано на сайті Деталі машин
www.detm.narod.ru
Виконуємо наступні види розрахунків:
· Розрахунок плоскопасової передачі
· Розрахунок клиноремінною передачі
· Розрахунок ланцюгової передасчі
· Розрахунок конічної передачі
· Розрахунок циліндричної передачі
· Розрахунок черв'ячної передачі
· Кінематичний розрахунок приводу
· Рачетов одно-двох-трьох ступечатого редуктора
· Розрахунок циліндричного редуктора
· Розрахунок черв'ячного редектора
· Розрахунок червячно - циліндричного редектора
· Розрахунок конічні - циліндричного редектора
· І інших видів редукторів і приводів (до шести передач одночасно)
1. Чернавський С.А., Боков К.Н., Чернин І.М., Іцкевич Г.М., Козинцев В.П. 'Курсове проектування деталей машин': Навчальний посібник для учнів. М.: Машинобудування, 1988 р. 416с.
2. Дунаєв П.Ф. , Льоліком О.П. 'Деталі машин. Курсове проектування ', М.: Вища школа, 2003. 495 c.
3. Березовський Ю.М., Чернілевський Д.В., Петров М.С. 'Деталі машин', М.: Машинобудування, 1983. 384 c.
4. Боков В.М., Чернілевський Д.В., Будько П.П. 'Деталі машин: Атлас конструкцій.' М.: Машинобудування, 1983. 575 c.
5. Гузенко П.Г., 'Деталі машин'. 4-е вид. М.: Вища школа, 1986. 360 с.
6. Деталі машин: Атлас конструкцій / За ред. Д. Р. Решетова. М.: Машинобудування, 1979. 367 с.
7. Дружинін Н.С., Цилбов П.П. Виконання креслень по ЕСКД. М.: Изд-во стандартів, 1975. 542 с.
8. Кузьмін А.В., Чернин І.М., Козинцев Б.П. 'Розрахунки деталей машин', 3-е вид. - Мінськ: Вишейшая школа, 1986. 402 c.
9. Куклін Н.Г., Кукліна Г.С., 'Деталі машин' 3-тє вид. М.: Вища школа, 1984. 310 c.
10. 'Мотор-редуктори й редуктори': Каталог. М.: Изд-во стандартів, 1978. 311 c.
11. Перель Л.Я. 'Підшипники кочення'. M.: Машинобудування, 1983.588 c.
12. 'Підшипники кочення': Довідник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского і В.М. Наришкіна. М.: Машинобудування, 1984. 280 с.
13. 'Проектування механічних передач' / Под ред. С.А. Чернавського, 5-е вид. М.: Машинобудування, 1984. 558 c.
Курсовий проект виконано на сайті Деталі машин
www.detm.narod.ru
Виконуємо наступні види розрахунків:
· Розрахунок плоскопасової передачі
· Розрахунок клиноремінною передачі
· Розрахунок ланцюгової передасчі
· Розрахунок конічної передачі
· Розрахунок циліндричної передачі
· Розрахунок черв'ячної передачі
· Кінематичний розрахунок приводу
· Рачетов одно-двох-трьох ступечатого редуктора
· Розрахунок циліндричного редуктора
· Розрахунок черв'ячного редектора
· Розрахунок червячно - циліндричного редектора
· Розрахунок конічні - циліндричного редектора
· І інших видів редукторів і приводів (до шести передач одночасно)