Расчет редуктора

СОДЕРЖАНИЕ



1. КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА 

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА 

	2.1 Выбор мощности двигателя 

	2.2 Выбор передаточных отношений привода 

	2.3 Определение чисел оборотов валов 

	2.4 Определение вращающих моментов 

	2.5 Срок службы приводного устройства

3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

	3.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни 

	3.3 Проектный расчет закрытой передачи

	3.4 Проверочный расчет закрытой передачи

4. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА

4.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни

	4.2 Проектный расчет открытой передачи

	4.3 Проверочный расчет открытой передачи

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

	5.1 Выбор материала валов

	5.2 Вал-шестерня

	5.3 Вал колеса

	5.4 Подбор подшипников

6. ПОДБОР И РАСЧЕТ МУФТЫ

7. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ

	7.1 Определение сил в зацеплении закрытой передачи

	7.2 Консольные сила цилиндрической передачи

8. РАСЧЕТ ВАЛОВ

	8.1 Расчетная схема быстроходного вала

	8.2 Расчетная схема тихоходного вала

9. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

9.1 Схема нагружения подшипников

	9.2 Расчет по динамической грузоподъемности

	10. РАСЧЕТ ШПОНОК

11. СМАЗЫВАНИЕ

12. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ




1. КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА












2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА



2.1 Выбор мощности двигателя



Мощность на выходе привода: Pвыхода=F∙v=3.4∙0.60=2.04 кВт

КПД привода:

=оп∙зп∙ муфты∙3подшип.=0.94∙0.96∙0.98∙0.993=0.85

оп=0.94

зп=0.96

муфты=0.98

подшип.=0.99

Требуемая мощность двигателя:

Pдвиг. треб=Pвыхода/=2.04/0.85=2.4 кВт

Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Pном=3 кВт применив для расчета четыре варианта типа двигателя:



Вариант

Тип двигателя

Номинальная мощность Pном, кВт

Частота вращения об/мин







синхронная

при номинальном режиме nном

1

2

3

4

4АМ90L2Y3

4АМ100S4Y3

4АМ112MA6Y3

4АМ112MB8Y3

3

3

3

3

3000

1500

1000

750

2840

1435

955

700



2.2 Выбор передаточных отношений привода.



Частота вращения конвейра (выхода)

nвыхода=v∙60∙1000/(z∙p)=0.6∙60∙1000/(9∙80)=48.75 об/мин

Находим передаточное число привода u для каждого варианта:



u=nном/nвыхода=nном/48.75


Производим разбивку передаточного числа привода u, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным uзп=4.



uрем.пер=u/uчерв.пер.



Передаточное число

Вариант



1

2

3

4

Привода u

Открытой передачи uоп

Закрытой передачи uзп

58.25

14.56

4

29.43

7.35

4

19.59

4.9

4

14.35

3.58

4



Анализ таблицы:

а) первый вариант (u=58.37; nном=2840 об/мин) затрудняет реализацию принятой схемы двухступенчатого привода посредством конического редуктора и цепной передачи из-за большого передаточного числа u всего привода

б) четвертый вариант (u=14.35; nном=700 об/мин) не рекомендуется для приводов общего назначения.

в) в третьем варианте (u=29.43; nном=1435 об/мин) получилось передаточное число открытой передачи больше допускаемого.

г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее второй: u=19.59; nном=955 об/мин. Здесь передаточное число открытой передачи можно уменьшить за счет допускаемого отклонения скорости и таким образом получить среднее приемлемое значение.



2.3 Определение чисел оборотов валов



Ввал двигателя nноминал=955 об/мин

быстроходный вал редуктора nбв=nноминал=955 об/мин

тихоходный вал редуктора nтв=nбв/uзп=955/4=238.75 об/мин

вал привода nпривода=nвыхода=nтв/uоп=238.75/4.9=48.72 об/мин


2.4 Определение вращающих моментов



Tдвиг=PДВ∙103/ωном=3∙103/100=30 Н∙м

Tбв=Тдвиг∙hм∙hпк=30∙0.98∙0.99=29.1 Н∙м

Tтв=Тбв∙uзп∙hзп∙hпк=29.1∙4∙0.96∙0.99=110.6 Н∙м

Твых= Ттв∙uоп∙hоп∙hпк=110.6∙4.9∙0.94∙0.99=504.32 Н∙м



Таким образом, выбираем двигатель 4АМ112MA6Y3 (Рном=3кВт, nном=955 об/мин); передаточные числа: привода u=19.59, редуктора uзп=4, открытой передачи uоп=4.9.



2.5 Срок службы приводного устройства



Lh=365∙Lr∙tc∙Lc=365∙5∙8∙1=14600 ч

Lr – срок службы привода, лет –5 лет

tc – продолжительность смены – 8 часов

Lc – число смен – 1 смена



Тип двигателя: 4АМ112МА6Y3 Рном=3 кВт; nном=955 об/мин

Параметр

Передача

Параметр

Вал



закрытая

(редуктор)

открытая



двигателя

редуктора

Приводной рабочей

машины











быстрходный

тихоходный



Переда-

точное

число u



4



4.9

Расчетная

мощность Р,

кВт

3

2.91

2.76

2.57







Угловая

скорость ω, 1/с

100

100

25

5.1

КПД

η



0.96



0.94



Частота вращения n об/мин

955

955

238.75

48.72







Вращающий

момент Т, Н∙м

30

29.1

110.6

504.32


3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА



3.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни



Выбираем материал:

а) Для шестерни: Сталь 45; HB=269..302; σВ=890 Н/мм2; σТ=650 Н/мм2

σ-1=380 Н/мм2 ; термообработка улучшение; HBср=285,5

б)Для колеса: Сталь 40Х; HB=235..262; σВ=790 Н/мм2; σТ=640 Н/мм2

σ-1=375 Н/мм2 термообработка нормализация; HBср=248,5

Допускаемые контактные напряжения

а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни







где N1=573ωLh=573∙100∙14600=8.36∙109

NH01 из таблицы 3.3 [1] NH01=19∙106

Т.к. NH01 меньше N1 то принимаем KHL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса







где N2=573ωLh=573∙25∙14600=2.09∙108

NH02 из таблицы 3.3 [1] NH02=16.5∙106

Т.к. NH02 меньше N2 то принимаем KHL2=1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]H01=1.8HBср+67=1.8∙285.5+67=580.9

б) колесо [σ]H02=1.8HBср+67=1.8∙248.5+67=514.4

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]H1=KHL1[[σ]H01=580.9

б) колесо [σ]H2=KHL2[[σ]H02=514.4

выбираем [σ]H=[σ]H2=514.4 Н/мм2

Допускаемые напряжения изгиба

а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни







где N1=573ωLh=573∙100∙14600=8.36∙109

NF0=4∙106

Т.к. NF0 меньше N1 то принимаем KFL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса







где N2=573ωLh=573∙25∙14600=2.09∙108

NF0=4∙106

Т.к. NF0 меньше N2 то принимаем KFL2=1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]F01=1.03HBср=1.03∙285.5=294.065

б) колесо [σ]F02=1.03HBср=1.03∙248.5=255.955

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]F1=KFL1[[σ]F01=294.065

б) колесо [σ]F2=KFL2[[σ]F02=255.955

выбираем [σ]F=[σ]F2=255.955 Н/мм2



Элемент

передачи

Марка

материала

Dпред

мм

Термообработка

HB

σВ

σТ

σ-1

[σ]H

[σ]F











Н/мм2

Шестерня

Колесо

Ст 45

Ст 40Х

80

200

Улучшение

Улучшение

269..302

235..262

890

790

650

640

380

375

-

514,4

-

255.955




3.3 Проектный расчет закрытой передачи



Внешний делительный диаметр







Выбираем стандартное число по таблице 13.15 [1] de2=160.

Углы делительных конусов шестерни d1 и колеса d2.



 



Внешнее конусное расстояние







Ширина зубчатого венца шестерни и колеса



b=ψRRe=0.285∙82.46=23.5 мм



Округляем до стандартного b=25 мм

Внешний окружной модуль







Число зубьев колеса z2 и шестерни z1


 



Фактическое передаточное число







Действительные углы делительных конусов шестерни d1 и колеса d2.



 



Коэффициент смещения инструмента

xn1=0.38

Основные геометрические размеры передачи

Основные размеры шестерни:

делительный диаметр de1=z1mte=26∙1.51=39.26 мм

диаметр вершин зубьев:



dae1=de1+1.64(1+xn)mtecos1=39.26+1.64∙(1+0.38)∙1.51∙0.97=42.57 мм



диаметр впадин зубьев:



dfe1=de1-1.64(1.2-xn)mtecos1=39.26-1.64∙(1.2-0.38)∙1.51∙0.97=37.3 мм



Основные размеры венца колеса

делительный диаметр de2=z2mte=106∙1.51=160.06 мм

диаметр вершин зубьев:



dae2=de2+1.64(1-xn)mtecos2=160.05+1.64∙(1.2-0.38)∙1.51∙0.23=160.51 мм


диаметр впадин зубьев:



dfe2=de2-1.64(1.2+xn)mtecos2=160.05-1.64∙(1.2+0.38)∙1.51∙0.23=159.15 мм



Средний делительный диаметр

d10.857de1=0.857∙39.26=33.64 мм

d20.857de2=0.857∙160.06=137.17 мм



Проектный расчет

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Внешнее конусное расcтояние Re

82.46

Внешний делительный диаметр:

Шестерни de1

Колеса de2



39.26

160.05

Внешний окружной модуль mte

1.51 мм

Внешний диаметр окружности вершин

Шестерни dae1

Колеса dae2





42.57

160.51

Ширина зубчатого венца b

25





Число зубьев:

Шестерни z1

Колеса z2



26

106

Внешний диаметр окружности

впадин

шестерни dfe1

колеса dfe2





37.3

159.15

Вид зубьев







Угол делительного

конуса, град

шестерни 1

колеса 2





13.79

76.21

Средний делительный диаметр

Шестерни d1

Колеса dq



33,64

137.17



3.4 Проверочный расчет закрытой передачи.



Контактные напряжения





	

	Ft=2∙Tтв∙103/d2=2∙110.6∙103/137.17=1612.6 Н

	KHα=1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями

	

	

	

	KHv=1.02 – коэффициент динамической нагрузки

	Напряжение изгиба зубьев колесаF

	а) колесо

	

	 Н/мм2

	

	YF2=3.62 - коэффициент формы зуба колеса

	Yβ=1– коэффициент учитывающий наклон зуба

	KFα=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

	KFβ=1.1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

	KFv=1.05 – коэффициент динамической нагрузки

	б) шестерня 

	YF1=3.47 - коэффициент формы зуба колеса

	

Проверочный расчет

Параметр

Допускаемые значения

Расчетные значения

Контактные напряжения H, Н/мм2

514.4

446

Напряжения изгиба F, Н/мм2

255.955

170.72




4. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА



4.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни



Выбираем материал

а) Для шестерни: Сталь 45; HB=269..302; σВ=890 Н/мм2; σТ=650 Н/мм2

σ-1=380 Н/мм2; термообработка улучшение; HBср=285,5

б)Для колеса: Сталь 40Х; HB=235..262; σВ=790 Н/мм2; σТ=640 Н/мм2

σ-1=375 Н/мм2 термообработка нормализация; HBср=248,5

Допускаемые контактные напряжения

а) коэффициент долговечности для зубьев шестерни 







где N1=573ωLh=573∙25∙14600=2.09∙108

NH01 из таблицы 3.3 [1] NH01=19∙106

Т.к. NH01 меньше N1 то принимаем KHL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса 







где N2=573ωLh=573∙5.1∙14600=4.2∙107

NH02 из таблицы 3.3 [1] NH02=16.5∙106

Т.к. NH02 меньше N2 то принимаем KHL2=1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]H01=1.8HBср+67=1.8∙285.5+67=580.9

б) колесо [σ]H02=1.8HBср+67=1.8∙248.5+67=514.4

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]H1=KHL1[[σ]H01=580.9

б) колесо [σ]H2=KHL2[[σ]H02=514.4

выбираем [σ]H=[σ]H2=514.4 Н/мм2

Допускаемые напряжения изгиба

а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни 







где N1=573ωLh=573∙25∙14600=2.09∙108

NF0=4∙106

Т.к. NF0 меньше N1 то принимаем KFL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса







где N2=573ωLh=573∙5.1∙14600=4.2∙107

NF0=4∙106

Т.к. NF0 меньше N2 то принимаем KFL2=1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]F01=1.03HBср=1.03∙285.5=294.065

б) колесо [σ]F02=1.03HBср=1.03∙248.5=255.955

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]F1=KFL1[[σ]F01=294.065

б) колесо [σ]F2=KFL2[[σ]F02=255.955

выбираем [σ]F=[σ]F2=255.955 Н/мм2



Элемент

передачи

Марка

материала

Dпред

мм

Термообработка

HB

σВ

σТ

σ-1

[σ]H

[σ]F











Н/мм2

Шестерня

Колесо

Ст 45

Ст 40Х

80

200

Улучшение

Улучшение

269..302

235..262

890

790

650

640

380

375

-

514,4

294,065

255,955


4.2 Проектный расчет открытой передачи.



Межосевое расстояние







Выбираем стандартное число по таблице 13.15 [1] aw=205.

Делительный диаметр колеса







Ширина венца колеса

b2=ψaaw=0.3∙205=61.5 мм

Модуль зацепления



мм



принимаем m=2 мм

Суммарное число зубьев шестерни и колеса







Число зубьев шестерни






Число зубьев колеса 

Фактическое передаточное число



; 



Фактическое межосевое расстояние







Основные геометрические размеры передачи

Основные размеры шестерни:

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев da1=d1+2m=70+2∙2=74 мм

диаметр впадин зубьев df1=d1-2.4m=70-2.4∙2=65.2 мм

ширина венца b1=b2+4=63+4=67 мм

по таблице 13.15 [1] выбираем b1=60 мм

Основные размеры колеса

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев da2=d2+2m=340+2∙2=344 мм

диаметр впадин зубьев df2=d2-2.4m=340-2.4∙1,5=335.2 мм

ширина венца b2=ψaaw=0.3∙205=61.5 мм

по таблице 13.15 [1] выбираем b2=63 мм



4.3 Проверочный расчет открытой передачи.

	

	Межосевое расстояние 

	

	aw=(d1+d2)/2=(70+340)/2=205 мм

	
Контактные напряжения зубьев

	

	 Н/мм2

	

	K=436 – вспомогательный коэффициент

	

	Ft3=2∙Tвых∙103/d2=2∙504.32∙103/340=2966.6 Н

	

	KHα=1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями

	

	

	

	KHv=1.03 – коэффициент динамической нагрузки

	Напряжение изгиба зубьев колеса F 

	а) колесо 

	

	 Н/мм2

	

	YF2=3.63 - коэффициент формы зуба колеса

	Yβ=1 – коэффициент учитывающий наклон зуба

	KFα=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

	KFβ=1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

	KFv=1.20 – коэффициент динамической нагрузки

	б) шестерня 

	

	

	
YF1=3.75 - коэффициент формы зуба колеса

	

Проектный расчет

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Межосевое расстояние aw

205

Угол наклона зубьев β

0

Модуль зацепления m

12

Диаметр делительной

окружности

шестерни

колеса





70

340

Ширина зубчатого венца

Шестерни b1

Колеса b2



67

63





Число зубьев

Шестерни z1

Колеса z2



35

170

Диаметр окружности вершин

Шестерни da1

Колеса da2



74

344

Вид зубьев



Диаметр окружности впадин

Шестерни df1

Колеса df2



65,2

335,2

Проверочный расчет

Параметр

Расчетные значения

Допускаемые значения

Примечания

Контактные напряжения σ, Н/мм2

400

514,4



Напряжения изгиба,

Н/мм2

σF1

105,9

294,065





σF2

102,55

255,5






5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

двигатель муфта подшипник привод

5.1 Выбор материала валов



Для валов выбираем материал: Сталь 45, термообработка – улучшение, твердость 269..302 HB, допускаемые напряжения

σВ=890 Н/мм2; σT=650 Н/мм2 σ-1=380 Н/мм2

для шестерни []к=10 Н/мм2

для вала колеса []к=20 Н/мм2



5.2 Вал-шестерня



1-я ступень под полумуфту







стандартный размер d1=20 мм

l1=1.8∙d1=1.8∙20=36 мм

стандартный размер l1=36 мм

фаска с=1 мм

радиус галтели rг=2 мм

2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием.

d2=d1+2t=20+2∙2=24 мм

при t=2

стандартный размер d2=24 мм

l2=0,6d2=0.6∙24=14.4 мм

стандартный размер l2=15 мм

3-я ступень под подшипник

d3=d2+2t=24+2∙2.5=30 мм

l3 определяется графически

4-я ступень под шестерню

d4=d3+3.2r=30+3.2∙2=36,4 мм

при r=2

стандартный d4=37 мм

l3 определяется графически

5-я ступень под резьбу

по таблице 10.11 [1] выбираем

d5=27 мм M27x1.5

l5= определяется графически



5.3 Вал колеса



1-я ступень под элемент открытой передачи







стандартный размер d1=30 мм

l1=1.3∙d1=1.3∙30=39 мм

стандартный размер l1=40 мм

2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d2=d1+2t=30+2∙2.5=35 мм

при t=2.5

стандартный размер d2=35 мм

l2=1.25d2=1.25∙35=43.75 мм

стандартный размер l2=45 мм

3-я ступень под колесо

d3=d2+3.2r=35+3.2∙2.5=43 мм

при r=2.5

стандартный d3=45 мм

l3= определяется графически

4-я ступень под подшипник

d4=d2=35 мм

l4=T+c=24.5+2=26.5 мм

где T-ширина роликовых-конических однорядных подшипников Т=24.5 мм

стандартный размер l4=26 мм

5-я ступень

d5=d3+3f=45+3∙1.6=49.8 мм

стандартный размер d2=50 мм

l5= определяется графически



5.4 Подбор подшипников



Для быстроходного вала шестерни выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 7306 схема расположения врастяжку. (d=30; D=72; T=21; Cr=40 кН; C0r=29.9 кН)

Для тихоходного вала колеса выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 7507 схема расположения враспор. (d=35; D=72; Т=24.5; Cr=53 кН; C0r=40 кН)



	Предварительные размеры валов

Вал

материал: Сталь 45,

σВ=890 Н/мм2;

σТ=650 Н/мм2

σ-1=380 Н/мм2

Размеры ступней, мм

Подшипники



d1

d2

d3

d4

Типоразмер

dxDxB(T), мм

Динамическая грузоподъемность Cr, кН

Статическая грузоподъемность C0r, кН



l1

l2

l3

l4









Быстроходный

20

24

37

30

7306

30x72x21

40

29.9



36

15













Тихоходный

30

35

45

35

7507

35x72x24,5

53

40



40

45



26









6. ПОДБОР И РАСЧЕТ МУФТЫ



Tр=T∙K=30∙2=60 Н∙м

К=2 – коэффициент режима нагрузки

Выбираем упругую муфту со звездочкой. (ГОСТ 21425-93). Диаметр отверстия 24 мм.

T=63 Н∙м

Радиальная сила, с которой муфта действует на вал:







где с∆r=800 Н/мм из таблицы 10.28 [1] (d=24 мм).




7. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ



7.1 Определение сил в зацеплении закрытой передачи



Угол зацепления =20º.

а) Окружная сила на колесе







б) Окружная сила на шестерне

Ft1=Ft2=1612.6H

в) Радиальная сила на шестерне



r=0.44cos1-0.7sin1=0.44cos13.79-0.7sin13.79=0.26

г) Осевая сила на колесе



д) Осевая сила на шестерне



a=0.44sin1+0.7cos1=0.44sin13.79+0.7cos13.79=0.78

е) Радиальная сила на колесе





7.2 Консольные сила цилиндрической передачи



а) Окружная сила на колесе






б) Окружная сила на шестерне

Ft3=Ft4=2966.6 Н

в) Радиальная сила на колесе







г) Радиальная сила на шестерне

Fr3=Fr4=1067.976 Н




8. РАСЧЕТ ВАЛОВ



8.1 Расчетная схема быстроходного вала

		

	

	

	Определение реакций в подшипниках

	Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал)

	1. Вертикальная плоскость

	а) определяем опорные реакции




; 

	

	; 

	



б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

MA=0; MB=0; MC=RBY∙lБ; MD=RBY∙(lБ+l1)+RCY∙l1; MD=Fa1∙d1/2

	2. Вертикальная плоскость

	а) определяем опорные реакции

	

	;

	

	;;

	



б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

MA=0; MB=-FM∙lM; MC=-FM∙(lM+lБ)+RBX∙lБ; MC=Ft1∙lБ; MD=0

3. Строим эпюру крутящих моментов







4. Суммарные радиальные реакции








5. Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях











	Проверка прочности валов

	Сечение В

	материал вала: Сталь 45 (σ-1=380 Н/мм2 τ-1=220.4 Н/мм2 ) d=30 мм;

	а) нормальные напряжения

	

	 

	

	б) касательные напряжения

	

	 

	

	в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

	







Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] (посадка с натягом) выбираем 


; 



KF – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] KF=1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала









д) коэффициент запаса прочности









е) общий коэффициент запаса прочности







	Сечение С

	материал вала: Сталь 45 (σ-1=390 Н/мм2 τ-1=220.4 Н/мм2 ) d=30 мм;

	а) нормальные напряжения

	

	 

	

	б) касательные напряжения

	
 

	

	в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

	







Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] (посадка с натягом) выбираем ; 

KF – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] KF=1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала









д) коэффициент запаса прочности









е) общий коэффициент запаса прочности






	Сечение D

	материал вала: Сталь 45 (σ-1=390 Н/мм2 τ-1=220.4 Н/мм2 ) d=33.64 мм;

	а) нормальные напряжения

	

	

	

	

	б) касательные напряжения

	

	

	

	

	в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

	







Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] выбираем Kσ=1.7 Kτ=1.55

по таблице 11.3 [1] выбираем Kd=0.87 для (Kσ)D ; Kd=0.76 для (Kτ)D

KF – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] KF=1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала









д) коэффициент запаса прочности









е) общий коэффициент запаса прочности








8.2 Расчетная схема тихоходного вала





	

	Определение реакций в подшипниках

	Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал)

	1. Вертикальная плоскость

	а) определяем опорные реакции

	

	;;

	

	;;

	



б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

MA=0; MB=RAY∙l2; MD=0; MC=-Fr3∙lОП; MB=Fr3∙(lОП+lT)-RCY∙lT;

	2. Вертикальная плоскость

	а) определяем опорные реакции

	

	;  ;

	

	;  ;

	



б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

MA=0; MB=RAX∙l2; MD=0; MC=-Ft3∙lОП; MB=-Ft3∙(lОП+lT)+RCx∙lT;

3. Строим эпюру крутящих моментов







4. Суммарные радиальные реакции









5. Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях




	

	

	Проверка прочности валов

	Сечение В

	материал вала: Сталь 45 (σ-1=390 Н/мм2 τ-1=220.4 Н/мм2 ) d=45 мм;

	а) нормальные напряжения

	

	

	

	

	б) касательные напряжения

	

	

	

	

	в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

	







Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] по таблице 11.2 [1] выбираем Kσ=2 Kτ=1.9

по таблице 11.3 [1] выбираем Kd=0.84 для (Kσ)D ; Kd=0.72 для (Kτ)D

KF – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] KF=1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала









д) коэффициент запаса прочности









е) общий коэффициент запаса прочности







	Сечение C

	материал вала: Сталь (σ-1=390 Н/мм2 τ-1=220.4 Н/мм2 ) d=35 мм;

	а) нормальные напряжения

	

	 

	

	б) касательные напряжения

	

	 

	
в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений

	







Kσ и Kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 [1] (посадка с натягом) выбираем ; 

KF – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] KF=1.40

г) предел выносливости в расчетном сечении вала









д) коэффициент запаса прочности









е) общий коэффициент запаса прочности






9. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ



9.1 Схема нагружения подшипников



Быстроходный вал (подшипник 7306 d=30 D=72 Cr=40000Н e=0.34 Y=1.780)



	

	

Нагружение подшипников



Fa1-RaВ+RaА=0

RaA=RsA=RA∙e∙0.83=708.34∙0.34∙0.83=200 Н

RaB=Fa1+RaA=1257.8+200=1457.8

RsB=RB∙e∙0.83=2155.6∙0.34∙0.83=608.3 Н



Тихоходный вал (подшипник 7507 d=35 D=72 Cr=53000Н e=0.346 Y=1.733)

		

		

		

		RaA

Нагружение подшипников



Fa2-RaC+RaА=0

RaC=RsC=RC∙e∙0.83=4883.23∙0.346∙0.83=1402.36 Н

RaА=-Fa2+RaC=-419.4+1402.36=982.96 H

RsA=RA∙e∙0.83=3647.7∙0.346∙0.83=1047.54 Н



9.2 Расчет по динамической грузоподъемности



Быстроходный вал (подшипник 7306 d=30 D=72 Cr=40000Н Y=1.780)

а) Коэффициент влияния осевого нагружения e=0.34

б) Осевые составляющие RsA=200 RsB=608.3

в) Осевые нагрузки подшипников RaA=200 RaB=1457.8

г) Отношения RaA/VRA=200/708.34=0.282<e

RaB/VRB=1457.8/2155.6=0.676>e

Для B REB=(XVRB+YRaB)KбKТ=(0.4∙1∙2155.6+1.78∙1457.8) ∙1.2∙1=4148.54

Для A REA=VRAKбKТ=1∙708.34∙1.2∙1=850

Кб=1.2 по таблице 9.4 [1] (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)

Более нагруженный подшипник B









Подшипник подходит

Тихоходный вал (подшипник 7507 d=35 D=72 Cr=53000Н Y=1.733)

а) Коэффициент влияния осевого нагружения e=0.346

б) Осевые составляющие RsA=1047.54 RsC=1402.36

в) Осевые нагрузки подшипников RaA=982.96 RaC=1402.36

г) Отношения RaA/VRA=982.96/3647.7=0.269<e

RaC/VRC=1402.36/4883.23=0.287<e

Для A REA=VRAKбKТ=1∙3647.7∙1.2∙1=4377.24

Для C REC=VRCKбKТ=1∙4883.23∙1.2∙1=5859.87

Кб=1.2 по таблице 9.4 [1] (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)

Более нагруженный подшипник C









Подшипник подходит



Вал

Подшипник

Размеры dxDxT, мм

Динамическая грузоподъемность, Н

Долговечность







Crр

Сr

L10h

Lh

Б

7306

30x72x21

35621

40000

21479.6

14600

Т

7507

35x72x24.5

33181.8

53000

69437

14600




10. РАСЧЕТ ШПОНОК



10.1 Соединение колеса и вала



Шпонка 14x9x36 (ГОСТ 23360-78) d=45 мм

Ft=1612.6Н

lр=l-b=36-14=22 мм









10.2 Соединение шестерни открытой передачи и вала



Шпонка 8x7x50 (ГОСТ 23360-78) d=30 мм

Ft=2966.4 Н

lр=l-b=50-8=42 мм









10.3 Соединение полумуфты и вала



Шпонка 6x6x25 (ГОСТ 23360-78) d=20 мм

Ft=160 Н

lр=l-b=25-6=19 мм











11. СМАЗЫВАНИЕ



Для смазывания зубчатого зацепления применим способ непрерывного смазывания жидким маслом окунанием.

В редукторе будем использовать масло И-Г-А-68 ГОСТ 17479.4-87 для Н>600Мпа и окружной скорости до 2 м/с табл. 10.29 [1].

Для контроля уровня масла применим трубчатый маслоуказатель, так как он удобен для обзора.

Для слива загрязненного масла предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой М161,5.

Для осмотра зацепления и заливки масла в крышке корпуса выполним одно окно. Окно закроем крышкой.




12. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ



1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Калининград, 1999

2. Иванов М.Н. Детали машин. М.,1998