Редуктор зубчатый прямозубый

РЕДУКТОР ЗУБЧАТЫЙ ПРЯМОЗУБЫЙ


Оглавление



		1	Задание на курсовой проект

		2	ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

		3	КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ

		4	ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

		4.1	Структурная схема редуктора. 

		4.2	Расчет зубчатых колес редуктора

		4.3	Проверочный расчет спроектированной передачи

		4.4	Расчет диаметров валов редуктора. 

		4.5	Конструктивные размеры корпуса редуктора

		4.6	Выбор подшипников и расчет их на долговечность. 

		4.7	Проверка прочности шлицевых и шпоночных соединений

		4.8	Проверка опасных сечений быстроходного вала

		4.9	Проверка опасных сечений тихоходного вала

		5	Расчет муфты (определение диаметра срезаемого штифта) 

		6	Выбор сорта масла. 

		7	ДОПУСКИ И ПОСАДКИ

		8	СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ


1	Задание на курсовой проект



        1                 2                 3            4                   5















1-электродввигатель

2-упругая втулочно-пальцевая муфта

3-передача

4-комбинированая муфта

5-исполнительный механизм



Задание: для приведенной выше схемы выполнить проект передачи, входящей в него.

Исходные данные:

1.1	 Номер варианта……………………………….…….29

Номер схемы……………………………….….……...1

Вид колес………………….……………...прямозубый

Мощность на ведущем валу……………….….2,2 кВт

Частота вращения ведущего вала……..1425 об/мин

ведомого вала ………360 об/мин

Вид нагрузки………….………………….реверсивная 

Смазка зацепления………………………….картерная

Срок службы …………………………...…24000 часов

Характер нагружения…..……вибрационная нагрузка

2	ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

	

	Учитывая исходные данные, по табл. П1 [1, стр. 390] выбираем двигатель асинхронной серии 4А ( по ГОСТ 19523-81) , мощности P = 2,2кВт , n1 = 1425 об/мин. Условные обозначения 90L4/95 .По табл. П2 [1, стр. 391] определяем диаметр выходного вала для выбранного электродвигателя dэ = 24 мм


3. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ

	

		Передаточное число привода находится по формуле 

		

		U12=n1/n2 =1425/360 = 4								 (3.1)

	

	n1 - частота вращения на ведущем валу, (об./мин.) 

	 n2 - частота вращения на ведомом валу, (об./мин.)

	n1 = 1425 об/мин

	n2 =360 об/мин

	Замечание: передаточное число до стандартного значения не доопределяется

	Крутящий момент на валу находится по следующей формуле

		

		Т=9,55Ч106ЧРh/n ,								(3.2)

		

		где :

	Р - мощность электродвигателя, (кВт) 

	h-КПД

	n -частота вращения вaлa, (об/мин)

	КПД привода принемаем за единицу h=1

	Определяем крутящий момент на ведущем валу 

	

	T1 = 9,55Ч106Ч2,2/1425 = 14735,65 НЧмм	

	

	Рассчитываем крутящий момент на ведомом валу

	T2 = T1ЧU12 =14735,65 Ч 4 = 58942,6 НЧмм 		


4. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА



4.2	Расчет зубчатых колес редуктора

	

4.2.1	Выбор материалов и их характеристики.

	Принимаем согласно рекомендациям табл. 2,6 - 2,8 [З] марку материалов и их термообработку. Выписываем механические характеристики из табл. 2.8 [3].

	Материал детали :

		шестерня	 сталь 45

		колесо	 	сталь 45

		Вид термообработки: 

		шестерня	 улучшение

		колесо	 улучшение

		Твердость:

		шестерня HB 300 

		колесо HB 240

		Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость:

		шестерня NHO1=1,7Ч107 

		колесо NHO2=1,3Ч107

		Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость: 

		шестерня Nfo1=4Ч106 

		колесо Nfo2=4Ч106

		Допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов: 

		шестерня sHO1=580 н/мм2

		колесо sHO2=514 н/мм2

		Допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе циклов: 

				шестерня sfo1=294 н/мм2

		колесо sfo2=256 н/мм2

		

4.2.2	Расчет допускаемых напряжений для выбранных материалов

		По рекомендациям табл. 2,9 [3] для прямозубых передач определяем допускаемые напряжения: 

		а) Допускаемое контактное напряжение

		

		[sH] = sHOЧКн 							(4.2.1)

	

	sHO - допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов (см. п. 3.2)

	Кн- коэффициент долговечности принимаем = 1

	Nнo- базовое число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость 

	NHe-эквивалентное число циклов, определяется по формуле

	

	Nнe = Nfe = 60ЧhЧn 						(4.2.2)

	

	Подставим в формулы численные значения данных 

	Шестерня

	Nнe1 = Nfе =60Ч24Ч103Ч1425 = 2052000000 

	

	 				(4.2.3)

	

	КHL1 = 1 

	[sH1] = sHO1ЧКH1=580Чl = 580 н/ мм2

	Колесо

	

	NHE = NFE = 60Ч24Ч103Ч360 = 518400000 

					(4.2.4)

	КHL2 = 1 

	[sH2] = sHO2 Ч Кн2=514 Ч l = 514 н/ мм2

	

	б) Допускаемое напряжение при изгибе 

	

	[sF] = sFOЧKF (3.3.4)

	

	sFO - допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе циклов (см. п. 3.2)

	KF - коэффициент долговечности, принимается = 1

	NFO - базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость 

	NFE - эквивалентное число циклов определено выше по формуле (4.2.2)

	Подставим в формулы численные значения данных 

	Шестерня 

	

	NFE1 = NHE1 = 2052000000

					(4.2.5)

	KFL1 = 1 

	[sF1] = sFO1ЧKFL1 = 294Ч1 = 294 н/мм2

	

	Колесо

	
NFE2 = NHE2 = 518400000

						(4.2.6)

	KFL2 = 1 

	[sF2] = sFO2ЧKFL2 = 256Ч1 = 256 н/мм2

	

	Расчетное допускаемое контактное напряжение для передачи 

	

	[sH] = min([sH1],[sH2]) 						 (4.2.7)

	

	[sH1] -допускаемое контактное напряжение для шестерни (см. выше) 

	[sH2]-допускаемое контактное напряжение для колеса (см. выше)

	Численный расчет допустимого контактного напряжения:

	[бн] = [sH2]=514 н/мм2 

	

4.2.3	Определение геометрических параметров зубчатой передачи

	а) Межосевое расстояние

	Ориентировочное значение межосевого расстояния аw , согласно рекомендациям табл. 2.9 [3] определяется следующей формулой

	

	 				 (4.2.8)

	

	КA - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (см. ниже)

	U12 - передаточное число (см. п. 3) 

	Т1 - крутящий момент на ведущем валу (см, п. 3) 

	Кнв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. ниже)

	yBA -коэффициент относительной ширины колеса (см. ниже) 

	[sH] - расчетное допускаемое контактное напряжение для передачи (см. п. 4.2.2)

	Замечание: в скобках знак "+" - соответствует колесам внешнего зацепления, "-'' колесам внутреннего зацепления, в данном задании рассматривается случай внешнего зацепления зубчатых колес, поэтому формуле (4.2.8) соответствует знак «+».

	Зададимся недостающими коэффициентами:

	Коэффициент относительной ширины колес yBA , определяем согласно рекомендациям табл. 2,24 [3] для прямозубых передач: yBA = 0,2-0,6 выбераем 0,4

	Коэффициент yBD вычисляем по формуле

	

	yBD = yBAЧ(1+U12)/2 						(4.2.9) 

	yBD = 0,4Ч(1+4)/2 = 1 

	

	Коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес 

	КA - определяем из таблицы 2.10 [3]

	Вид колес цилиндрический прямозубый

	Материал шестерни и колеса сталь 45 

	Коэффициенты К = 49,5 (н/мм2)

	

	ZM = 274 (н/мм2) 

	

	КHB - определяем из таблицы 2.11 [3] 

	Твердость <350 НВ 

	Расположение шестерни - несимметрично относительно опор

	КH =1,07 – коэффициент учитывающий расположение нагрузки по ширине венца

	

	KF = 1,15

	

	Произведем ориентировочный расчет межосевого расстояния

	

	 		(4.2.10)

	

	Округляем значение Aw до ближайшего значения из ряда R 40 (см. табл. 2.5 [3]): 

	Aw = 100 мм

	б) Значение модуля 

	Определяем значение модуля m = mn из соотношения

	

	m = (0,01 - 0,03) Ч Aw 						(4.2.11)

	

	Рассчитываем 

		m = 0,02Ч100 мм

	Значения модуля лежат в диапазоне от 1,0 мм до 3,0 мм. Выбираемые в соответствии со стандартом, одно из значений таблицы 2.22 [З] 

	mn = 2,0 мм

	в) Ширина венца колеса и шестерни 

	Определяем рабочую ширину венца колеса:

	

	b2 = yBAЧAw 							(4.2.12)

	

	Рассчитываем 

	
b2 = yBAЧAw = 0,4Ч100 = 40 мм 

	

	Выбираем рабочую ширину венца колеса из ряд предпочтительных линейных размеров

	

	b2 = 40 мм

	

	Рабочая ширина шестерни определяется соотношением

	

	b1 = b2 + (2 - 5) = 40+5 = 45 мм 					(4.2.13)

	

	В соответствии со стандартами числовых значений таблицы 2.5 [З], выбираем из полученного диапазона следующее значение для рабочей ширины шестерни 

	b1 = 45 мм

	

	г) Число зубьев шестерни и колеса 

	

	Aw = mnЧ(Z1+Z2) / (2Чcos(b)) 					(4.2.14)

	ZS = Z1+Z2 = 2Aw . cosb / mn

	

	Замечание: для цилиндрической прямозубой передачи b принимаем за 0о 

	Вычислим ZS (сумарное число зубьев) 

	

	ZS = AwЧ2Чcos(b)/mn = 100Ч2Ч1 / 2 = 100 				(4.2.15)

	Определим Z1 и Z2 из соотношения U12=Z2/Z1 

	

	cos(b)=0

	Z2 = U12Ч Z1 =>U12= Z2/Z1 = 80/20 = 4

	Zl = 20 - число зубьев шестерни 

	Z2 = 80 - число зубьев колеса

	

	д) Делительные диаметры колеса и шестерни

	Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формулам: [1, стр. 37]

	

	d1 = Z1Чmn/cos(b) 								(4.2.16) 

	d2 = Z2Чmn/cos(b) 								(4.2.17)

	d1 = 20Ч2/1 = 40 мм 

	d2 = 80Ч2/1 = 160 мм

	

	Осуществим проверку правильности полученных результатов 

	Aw = (d1 +d2)/2 								(4.2.18)

	Aw = (40+160)/2 = 100 мм

	

	Точность произведенных вычислений не превысила допустимую , данные, полученные в ходе расчета являются верными.

	Основные параметры цилиндрических зубчатых передач, выполненных без смещения 

	Диаметр вершин зубьев

	

	шестерни dA1=d1+2Чmn =40+2Ч2 = 44мм 			 (4.2.19)

	колеса dA2=d2+2Чmn =160+2Ч2 = 164 мм 				 (4.2.20)

	Диаметр впадин зубьев 

	шестерни dF1=d1 –2,5Чmn =40-2,5Ч2 = 35 мм 			(4.2.21)

	колеса :dF2=d2 –2,5Чmn =160-2,5Ч2 = 155 мм (4.2.22)

	
е)Степень точности передачи 

	определяем окружную скорость колес по формуле 

	

	V = pЧdlЧnl/60Ч103 								(4.2.23)

	V = 3,14Ч37,14Ч1425/60Ч103 = 2,985 м/с 

	

	Согласно табл. 2.21 [З] выбираем требуемую точности передачи

	степень точности передачи Ст-9

	

4.3	Проверочный расчет спроектированной передачи

	

	а) Расчет на контактную выносливость

	Выполним проверочный расчет спроектированной передачи: sH Ј [sH], согласно рекомендациям табл. 2.9 [З]

	Для цилиндрических передач

	

	 (н/мм2)			(4.3.1)

	

	ZH -коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев (см.ниже)

	ZM -вспомогательный коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (см. п. 4)

	ZE - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (см.ниже)

	WHT - удельная расчетная окружная сила (см.ниже) 

	U12 - передаточное число (см. п, 3) 

	dl - делительный диаметр шестерни (см, п, 4)

	Зададимся недостающими коэффициентами:

	Коэффициент ZH определим из таблицы 2.15 [3], угол наклона линии зуба b=0o 

	

	ZH = 1,76

	

	Коэффициент Ze определим из таблицы 2.17 [3]

	

	ZE = 0,90

	

	Коэффициент ZМ определим из таблицы 2.9 [3]

	

	ZМ=274 

	1.Коэффициент торцового перекрытия

	

	Ea = [1,88 - 3,2 Ч(1/Z1 ± 1/Z2)] cos(b)= [1,88 - 3,2 Ч(1/20+1/80)]/1 = 1,68	(4.3.2)

	

	2.Коэффициент осевого перекрытия

	

	Eв = b2Чsin(b)/(mn) = 40Ч0/2 = 0 					(4.3.3)

	

	Определим удельную расчетную окружную силу WHT : [3, табл. 2.8 , стр 20]

	

	WHT = 2ЧT1ЧKHa ЧKHв.KHV /(d1 Чbw) =2·14740·1,12·1,12·1,2/(40·40) = 27,728 H/мм (4.3.4)

	

	Т1 - крутящий момент на ведущем валу (см. п. 3) 

	KHб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см.ниже)

	KHв - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см.ниже )

	KHV - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. п. 4)

	d1 - делительный диаметр шестерни (см. п. 4) 

	bw - рабочая ширина венца колеса (см. п. 4 )

	Зададимся недостающими коэффициентами:

	Коэффициент KHб определим из таблицы 2.19[3]: 

	Окружная скорость = 2,985 м/с

	Степень точности = 9

	Коэффициенты KHA=1,16 

	KHB=1,04

	Коэффициент Кнv определим из таблицы 2.20 [З]

	Твердость поверхности зубьев < 350 HB

	Колеса цилиндрические

	Коэффициенты KHV=1,2

	KFV=1,5

	



	По формуле (4.3.1) рассчитываем 

	

	Проверяем условие sH < [s'H]

	Заключение: расчетное контактное напряжение не превзошло значения допустимого контактного напряжения. Выбор материалов и проведенный расчет были сделаны правильно.

	б) Расчет на выносливость при изгибе

	Выполним проверочный расчет по условиям: sF Ј [sF], согласно рекомендациям табл. 2.9 [3]

	Для цилиндрических передач

	

	sF = YF1ЧYBЧWFT/m < [sF] 					 (4.3.5)

	

	YF - коэффициент формы зуба (см.ниже)

	YB – коэффициент учитывающий наклон зуба (см.ниже) 

	WFT - удельная расчетная окружная сила (см.ниже) 

	m - модуль зуба (см. п. 4)

	Зададимся недостающими коэффициентами:

	Коэффициент YF определим по таблице 2.18 [3];

	1. Эквивалентное число зубьев:

	

	ZV = Z/cos3(b) 								(4.3.6)

	ZV = 80/13 = 80 - для колеса

	ZV = 20/13 = 20 - для шестерни

	

	Шестерня

	

	ZV = 20

	YF = 4,08

	

	Колесо

	

	ZV = 80

	YF = 3,61

	

	Коэффициент YB определим из таблицы 2.16 [З]

	Угол наклона зуба b = 0o

	
YB = 1 

	Определим удельную расчетную окружную силу WFT

		

		WFT = 2ЧT1ЧKFбЧKFвЧKFV/d1Чbw = 2·14740·1·1,15·1,28/(40·44) = 21,649 Н/мм2 (4.3.7)

	

	KFB - коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. выше п. 4)

	KFV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см. п. 4)

	По формуле (4.3.5) рассчитываем sF

	Колесо

	

	sF = 4,08·1·21,649 /2 = 50,283 H/мм2

	

	Шестерня

	

	sF = 3,61·1·21,649 /2 = 44,491 H/мм2

	

	Заключение: результаты проверочного расчета на выносливость при изгибе зубьев колес не превзошли допустимых показателей напряжений при изгибе. Выбор материалов и проведенный расчет геометрических параметров произведен верно.



4.4	Расчет диаметров валов редуктора



Диаметр вала оцениваем исходя из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях:

 (4.4.1)



T - крутящий момент, действующий в расчетном сечении вала (НЧмм) 

	[tk]—допускаемое напряжение при кручении для стальных валов согласно табл (3.1) [8]

	

	[tk] = (10 - 15) Н/мм2

	

а) быстроходный вал

Шестерню выполняем заодно с валом

1) Диаметр d1 хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этом

Т = Т1 - крутящий момент на быстроходном валу (см. n. 3) 

[tk]= 15 Н/мм2 (см. п. 3.1 [8])







d1=17

Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40 



d2 = 17 мм



Так как диаметр d1 соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласоватьдиаметры вала электродвигателя dэ и d1. Вo избежание разработки "специальной" муфты, принимаем d1 = (0,8 - 1,2) Чdэ 

Исполнение 90L4/95 

Мощность 2,2 кВт

Асинхронная частота вращения 1425 об/мин

Диаметр хвостовика двигателя 24 мм

Окончательно диаметр хвостовика принимаем равным: d1 = 24 мм 

Диаметр вала под подшипник 

	Принимаем d1п = 30 мм

диаметр буртика подшипника



d1бп = d1п+3.r = 36 мм



б) Тихоходный вал

1) Диаметр d2 хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этом

Т = Т2 - крутящий момент на тихоходном валу (см. n. 3) 







[tk]= 15 Н/мм2 (см. п. 3.1 [8])



d2=26,984

Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40 



d2 = 28 мм 



Диаметр вала под подшипник

Принимаем d2п = 30 мм

диаметр буртика подшипника

d2бп = d1п+3.r = 36 мм



4) Диаметр посадочного места колеса 

Принимаем dк= 36 мм 

5)Диаметр буртика колеса 



dбк = dk+3f = 39 мм



4.5	Конструктивные размеры корпуса редуктора



См. рис.10.18 и табл. 10.2 и 10.3 [1].

Толщина стенок корпуса 



d і0,025·аw+1 = 0,025·100+1 = 3,5 мм



Принимаем d = 8 мм

Толщина стенок крышки



d1 і0,02·аw+1 = 0,02·100+1 = 3 мм



Принимаем d1 = 8 мм

Толщина фланцев 

Верхнего пояса крышки и корпуса



b = b1 =1,5d = 1,5 · 8 = 12 мм



Нижнего пояса корпуса



p = 2,35 · 8 = 19 мм

Принимаем p = 20 мм

Диаметр фундаментных болтов 



d1 = (0,03 – 0,036)aw +12 = 15 мм



Диаметр болтов для крепления крышки к корпусу 



d2 = (0,5 – 0,6)d1 = 9 мм 



4.6	Выбор подшипников и расчет их на долговечность



а) Предварительный выбор

По найденным выше диаметрам валов под подшипники подбираем по каталогу (см.[1]) 

1)Для тихоходного вала подшипники легкой серии : 

обозначение 206

тип подшипника радиальный однорядный

грузоподъемность С=15300 Н

СO = 10200 Н

диаметр внутреннего кольца подшипника, d=30 мм

диаметр внешнего кольца подшипника, D=62 мм

ширина подшипника, Т =16 мм



2) Для быстроходного вала выбираем подшипники легкой серии :

 обозначение 7206

тип подшипника радиальный однорядный

грузоподъемность С=29800Н

СO = 22300Н

диаметр внутреннего кольца подшипника, d=30 мм

диаметр внешнего кольца подшипника, D=62 мм

ширина подшипника, Т =16 мм 

б)Построение эпюр моментов быстроходного вала



	

	




в)Построение эпюр моментов тихооходного вала

	



г) Расчет на долговечность (быстроходный вал)

1) Силы действующие в зацеплении (см. рис. 2)

Окружная составляющая 



Ft = 2ЧT1 /d1 = 2Ч14740/40 = 736,783 Н				(4.6.1)



T1 - крутящий момент на ведущем валу , (НЧмм)

d1 - делительный диаметр шестерни ,(мм)

Радиальная составляющая



Fr = FtЧ(tg(a) /cos(b))	=2,747Ч103 Н				(4.6.2)



Ft - окружная сила (см. выше), (Н)

a - угол зацепления a = 20

b - угол наклона зубьев (см. п. 4)

Осевые составляющие



FA = Ft Чtg(b)=	FA12 = FA21 = 0 Н					(4.6.3)



Реакции в опорах:

в плоскости XZ



Rrx1 = Rx2 = Ft/2





в плоскости YZ







Рассчитаем



Rrx1 = Rx2 =1,228Ч103 /2=613,983 Н

Ry1 = Ry2= 1,374Ч103 Н



Определяем суммарные радиальные реакции


			(4.6.6)

Pr1 = Pr2 =1,505Ч103 H



Осевые нагрузки для быстроходного вала : 



S=0,83.e.Fr= 0,83Ч0,36Ч2,747Ч103 = 820,804 H 			(4.6.7)



В соответствии с таблицей 9.21 [2], осевые нагрузки:



FaI = S=820,804 H

FaII = S + Fa=820,804 +0 = 820,804 H



Эквивалентная нагрузка см. формулу (9.3) [1]



Рэ = V Ч Fr Ч Кб . Kt = 1Ч2,747Ч103 Ч1,2 . 1 = 3296 H	 		(4.6.8)



V - коэффициент , при вращении внутреннего кольца 

V = 1

Кб – коэффициент нагрузки см.[1, табл. 9.19]

Кб = 1,2

Kt - температурный коэффициент см.[1, табл. 9.20]

Kt=1

2) Расчет на долговечность 

Расчетная долговечность, ч (см. формулу (9.1.) [1]):



Lh=106Ч(C/ Рэ)p /60Чn 							(4.6.9)



С - динамическая нагрузка по каталогу, (Н) 

Рэ - эквивалентная нагрузка, (Н)

р - показатель степени, для роликоподшипников p = 3,33

n - частота вращения; об/мин 

Рассчитываем роликоподшипник

Lh = 106Ч (29800/3296)3,33/60 Ч1425 = 1,788 .104 ч

Lh = 1,788 .104 > 24Ч103 (заданный срок службы)

Заключение: Выбранные подшипники обеспечивают требуемый запас долговечности и могут быть использованы в опорных узлах редуктора.

д) Расчет на долговечность (тихоходный вал)

Реакции в опорах



 Ft = 2ЧT2 /d2 = 2.58942,6/160 = 736,783 Н



Т2 - крутящий момент на ведомом валу , (НЧмм)

d2 - делительный диаметр колеса ,(мм)



Радиальная составляющая



Fr = FtЧ(tg(a) /cos(b))	=2,747Ч103 Н



Ft - окружная сила (см. выше), (Н)

a - угол зацепления a = 20

b - угол наклона зубьев (см. п. 4)

Осевые составляющие

FA = Ft Чtg(b)=	FA12 = FA21 = 0 Н



Реакции в опорах:

в плоскости XZ



Rrx1 = Rx2 = Ft/2





в плоскости YZ







Рассчитаем



Rrx1 = Rx2 =1,228Ч103 /2=613,983 Н

Ry1 = Ry2= 1,374Ч103 Н



Определяем суммарные радиальные реакции 





Pr1 = Pr2 =1,505Ч103 H



Осевые нагрузки для тихоходного вала : 



S=e.Fr= 0,36Ч2,747Ч103 = 988,92 H 	



В соответствии с таблицей 9.21 [2], осевые нагрузки:



FaI = S=988,92 H

FaII = S + Fa=988,92 +0 = 988,92 H



Эквивалентная нагрузка см. формулу (9.3) [1]



Рэ = V Ч Fr Ч Кб . Kt = 1Ч2,747Ч103 Ч1,2 . 1 = 3296 H	 

V - коэффициент , при вращении внутреннего кольца 

V = 1

Кб – коэффициент нагрузки см.[1, табл. 9.19]

Кб = 1,2

Kt - температурный коэффициент см.[1, табл. 9.20]

Kt=1

2) Расчет на долговечность 

Расчетная долговечность, ч (см. формулу (9.1.) [1]):



Lh=106Ч(C/ Рэ)p /60Чn 						(4.6.9)



С - динамическая нагрузка по каталогу, (Н) 

Рэ - эквивалентная нагрузка, (Н)

р - показатель степени, для шарикоподшипников р = 3

n - частота вращения; об/мин 

Рассчитываем 

шарикоподшипник



Lh=106Ч(C/ Рэ)p /60Чn = 106Ч(15300/3296)3/60Ч360 =4,631.104 ч 

Lh = 4,631.104 > 24Ч103 (заданный срок службы) 



Заключение: Выбранные подшипники обеспечивают требуемый запас долговечности и могут быть использованы в опорных узлах редуктора.



4.7	Проверка прочности шлицевых и шпоночных соединений

	

	Шпонки призматические

		Материал шпонки: сталь 45 чисто тянутая

		Предел текучести материала шпонки sв >600 Н/мм2 см. параграф 8.4 [1]

		Допускаемое напряжение смятия [s]см = 70 МПа

		1) Ведомый вал

		диаметр вала d2 = 28 мм 

		длина l = 32 мм

		высота шпонки h = 7 мм

		ширина шпонки b = 8 мм 

		глубина паза вала t1=4,0 мм

		втулки t2=3,3 мм

	Проверочный расчет на смятие 

	Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле (п. 3.3) [7]

	

	sсмmax=2ЧT / dЧlЧ(h- t1) < [sсм] 						(4.7.1)

	

	Т - передаваемый вращающий момент (см. п. 3) (НЧмм) 

	d - диаметр вала в месте установки шпонки (см. выше) (мм) 

	h - высота шпонки (см. выше) (мм) 

	b - ширина шпонки (см. выше); (мм) 

	l - длина шпонки (см. выше) (мм) 

	[sсм] - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице: 

	Рассчитываем по формуле (4.7.1):

	

	sсмmax = 2.58940/28 . 32 . (7 - 4) = 43 МПа 

	

	3аключвние: проверочный расчет шпонки на смятие показал, что напряжение смятия не превосходит допустимого значения. Использование шпонок данного типа и с данными геометрическими параметрами вполне допустимо в рамках проектируемой передачи.

5.8	Проверка опасных сечений быстроходного вала 5hmhffyrw3ZY754FV7THH



	Определение точек приложения радиальных нагрузок на валу (расстояний L1 и L2)

	Определим расстояние от внутреннего кольца подшипника до точки приложения нагрузки 

	



	

	(см. формулу 9.11 [1])

	Коэффициенты T,d,D,e, - размеры подшипника см. выше

	

	а = 16.3

	

	Расстояния L1 и L2 (определяем из первого этапа компоновки редуктора)

	

	L1 = L2 = 61 мм

	

	Материал вала

	Сталь 45 . Термическая обработка – улучшение

	Среднее значение sв = 780 Мпа

	Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

	

	s-1 @ 0,43 *sв

	s-1 = 0,43*780 = 335 Мпа

	
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений t-1 = 0.58*s-1

	

	t-1 = 0,58*335 = 193 Мпа

	

	а)Сечение А-А

Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту расчитываем на кручение







Коэффициент запаса прочности (см. формулу 8.19 [1])







Aмплитуда нормальных напряжений кручения 

Wk – момент сопротивления кручению







b – ширина шпонки

t1 – глубина паза

	

	Wk = 3,14*263/16-8*4*(26-4)2/2/26 = 3151 мм3

	tu = tm = 41446/2/3151 = 6.6 МПа

	Из таблиц 8.5 ; 8.8 [1]

	

	kt = 1.68

	et = 0.79

	

	Для принятого материала вала yt = 0.1

	

	S = St = 13.6

	

	Такой большой запас прочности обьясняется необходимостью увеличения диаметра под стандартную муфту.

	Заключение: прочность в сечении А-А обеспечена

	б) Сечение B-B

	Принимаем диаметр вала d @ df1 @32 мм





	

	Коэффициент запаса прочности





	

	Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

	Коэффициенты :

	

	yt =0.1; и ys =0.2 (см стр 163 и стр166 [1])

	ks =1.78; kt = 1.67 (см. табл. 8.6 [1])

	es = 0.90; et = 0.76 (см. табл. 8.8 [1])

	Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

	

	Мx=RxII*L2 

	Мx= 506,8*61 = 68076 Н*мм

	

	Изгибающий момент в вертикальной плоскости

	

	Мy=RyII*L2

	Мy= 331,4*61 = 30915 Н*мм

	

	Суммарный изгибающий момент

	

	 Н*мм

	

	Момент сопротивления кручению





	W=3,14*323/32 = 3215 мм3



	

	Aмплитуда нормальных напряжений изгиба

	

	su = 23.2 МПа



	

	Среднее напряжение цикла нормальных напряжений

	
sm = 566,8/3,14/322*4 = 0.71 МПа



В дальнейших расчетах не учитываем (величина пренебрежимо мала)

	

	Ss = 7.3



Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям







	

	Aмплитуда нормальных напряжений кручения 

	





Wk – момент сопротивления кручению

Wk = 3,14*323/16 = 6430 мм3

	tu = tm = 41446/2/6430 = 3.2 МПа

	St = 28.5

	S=7.0

	

	Заключение: прочность в сечении В-В обеспечена

	

4.9	Проверка опасных сечений тихоходного вала



	Определение точек приложения радиальных нагрузок на валу (расстояний L1 и L2)



	

	Определим расстояние от внутреннего кольца подшипника до точки приложения нагрузки (см. формулу 9.11 [1])

	Коэффициенты T,d,D,e, - размеры подшипника

	

	а = 16.3 мм

	

	Расстояния L1 и L2 (определяем из первого этапа компоновки редуктора)

	

	L1 = L2 = 61 мм

	

	Материал вала

	Сталь 45 . Термическая обраьотка – нормализация

	Среднее значение sв = 570 Мпа

	Предел выносливости при симметричном цикле изгиба s-1 @ 0.43 *sв

	

	s-1 = 0,43 * 570 = 246 Мпа

	

	Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений t-1 = 0.58*s-1

	

	t-1 = 0,58*246 = 142 Мпа

	

	а)Сечение С-С

Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту расчитываем на кручение





Коэффициент запаса прочности (см. формулу 8.19 [1])







Aмплитуда нормальных напряжений кручения 

Wk – момент сопротивления кручению

b – ширина шпонки







t1 – глубина паза

	

	Wk = 3,14*403/16-8*5*(40-5)2/2/40 = 11648 мм3

	tu=tm=248676/2/11648 = 10.2

	

	Из таблиц 8.5 ; 8.8 [1]

	

	kt = 1.50

	et = 0.73

	

	Для принятого материала вала yt = 0.1

	

	S = St = 6.4

	
Заключение: прочность в сечении С-С- обеспечена

	б) Сечение D-D

	Концентрация напряжений обусловлена наличием шлицевого соединения

	



	

	Коэффициент запаса прочности

	



	

	Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

	Коэффициенты :

	

	yt =0.1; и ys =0.2 (см стр 163 и стр166 [1])

	ks =1.55; kt = 2.35 (см. табл. 8.6 [1])

	es = 0.85; et = 0.73 (см. табл. 8.8 [1])

	

	Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

	

	Мx=RxII*L2 

	Мx=1116*61 = 68076 Н*мм

	

	Изгибающий момент в вертикальной плоскости

	

	Мy=RyII*L2

	Мy=331,4*61 = 30915 Н*мм

	Суммарный изгибающий момент

	

	 Н*мм



	

	Момент сопротивления кручению

	

	W=3,14*523/32 = 13797 мм3



	

	Aмплитуда нормальных напряжений изгиба

	

	su = 74767/13797 = 5.4 МПа



	

	Среднее напряжение цикла нормальных напряжений

	

	sm = 566,8/3,14/522*4 = 0.27 МПа

	

	В дальнейших расчетах не учитываем (величина пренебрежимо мала)

	

	Ss = 23




Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям







Aмплитуда нормальных напряжений кручения 

Wk – момент сопротивления кручению





Wk = 3,14*523/16 = 27594 мм3

	tu = tm = 248676/2/27594 = 4.3 МПа

	St = 14.8

	S=12.4

	

	Заключение: прочность в сечении D-D обеспечена


5	Расчет муфты (определение диаметра срезаемого штифта)

	

	Материал штифта: сталь 45, закаленная до HRC 38 – 43

	



	

	Диаметр срезного штифта см.формулу 11.3 [1]

	где :

	Тm – максимальный момент

	R – расстояние от осивала до оси штифта

	tср –предел прочности на срез для материала штифта 

	tср = 400 Мпа см. параграф 11.2 [1]

	Tm = 1,05kTном = 1,05*2,5*248676 = 626664 Нмм

	k=2,5 см. табл. 11.3 [1]



	

	Принимаем R = 65 мм

	Округляем значение d вверх до стандартного значения по ГОСТ 3128 – 70

	d = 4 мм


6	Выбор сорта масла

	

	Смазывание шевронного зацепления производится окунанием шевронного колеса в масло заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колес.

	По табл. 10.18[1] устанавливаем вязкость масла:

	Контактные напряжения,sH: до 550 МПа 

		окружная скорость V: до 1.5 м/с 

	вязкость масла: 34Ч10-6 м2/с 

	Согласно табл. 10.10 [1] осуществляем выбор масла:

	Вязкость масла: 34Ч10-6 м2/с

	Сорт масла: индустриальное.

	Марка: И-40А.

	Камеры подшипников заполнять пластичным смазочным материалом УТ-1, натриевой основы(см, табл. 9.14 [1])


7	ДОПУСКИ И ПОСАДКИ



Сопрягаемые детали

Посадка

Предельные отклонения

Предельные размеры, мм

Схемы посадок

Наиб. наим. натяги зазоры, мкм

Подшипник 

Качения – вал



		





+





-



 

Подшипник 

Качения – корпус











+





-



 

Крышка подшипника – корпус 

 







+





-



 

Подшипник качения – вал



		





+





-



 

 Подшипник качения – корпус











+





-



 


8	СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

	

	Курсовое проектирование деталей машин. С.А. Чернавский, К. Н. Боков; И. М. Чернин и др. М.: машиностроение, 1987.

	Проектирование механических передач /Под ред. С. А. Чернавского 5-е изд.: Машиностроение; 1984, 558 с.

	Методические указания к практическим и лабораторным занятиям по курсам "Основы конструирования " и "Основы инженерного проектирования". Механические передачи. С. ф. Мороз, Н. А. Аксенова, В. В. Баранов и др., М.: Изд-во МЭИ, 1987.

	Методические указания к курсовому проектированию по курсам "Основы конструирования", "Конструирование машин", "Инженерное проектирование". Ю. И. Сазонов. М.: Изд-во МЭИ, 1991.

	Общетехнический справочник /Под ред. Е. А, Скороходова - 2-е изд., перераб., и доп. - М.: Машиностроение. 1982.415 с.

	Оформление расчетно-пояснительной записки (РПЗ) к курсовому проекту и типового расчета (ТР). А. Г. Фролов - М.: Изд-во МЭИ,1989.

	Методические указания к практическим и лабораторным занятиям по курсу "Основы конструирования". Соединения /Под ред. С. Ф. Мороз -М.: Изд-во МЭИ, 1981.

	Машиностроительное черчение /Под ред. Г. П. Вяткина - 2-е изд., перераб, и доп. - М,: Машиностроение, 1985.368 с.

	"Конструирование узлов и деталей машин", П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов, М.: Высшая школа, 1985.

	 "Детали машин", П. Г. Гузенков, 3-е изд., перераб. и доп. -М.: Высш. Школа, 1982ю-351 с., ил.

	 "Детали машин" атлас конструкций 1, 2 части; /Под. Ред. Д.Н. Решетова, 5-е изд., перераб. и доп. -М.: Машиностроение, 1992 г.

6