РЕДУКТОР ЗУБЧАТЫЙ ПРЯМОЗУБЫЙ
Оглавление
1 Заданиена курсовой проект
2 ВЫБОРЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
3 КИНЕМАТИЧЕСКИЙРАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ
4 ПРОЕКТНЫЙРАСЧЕТ РЕДУКТОРА
4.1 Структурнаясхема редуктора.
4.2 Расчетзубчатых колес редуктора
4.3 Проверочныйрасчет спроектированной передачи
4.4 Расчетдиаметров валов редуктора.
4.5 Конструктивныеразмеры корпуса редуктора
4.6 Выборподшипников и расчет их на долговечность.
4.7 Проверкапрочности шлицевых и шпоночных соединений
4.8 Проверкаопасных сечений быстроходного вала
4.9 Проверкаопасных сечений тихоходного вала
5 Расчетмуфты (определение диаметра срезаемого штифта)
6 Выборсорта масла.
7 ДОПУСКИИ ПОСАДКИ
8 СПИСОКИСПОЛЬЗОВАННЫХ 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 проектпередачи, входящей в него.
Исходные данные:1.1 Номерварианта……………………………….…….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 нагрузка2 />/>ВЫБОРЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Учитывая исходные данные, по табл. П1 [1, стр. 390] выбираемдвигатель 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 длявыбранного 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 недоопределяется
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 иххарактеристики.
Принимаем согласно рекомендациям табл. 2,6 — 2,8 [З] маркуматериалов 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 наконтактную выносливость:
шестерня NHO1=1,7Ч107
колесо NHO2=1,3Ч107
Базовое число циклов перемены напряжений при расчете наизгибную 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 числециклов:
шестерня sfo1=294 н/мм2
колесо sfo2=256 н/мм24.2.2 />Расчет допускаемых напряженийдля выбранных материалов
По рекомендациям табл. 2,9 [3] для прямозубых передачопределяем допускаемые напряжения:
а) Допускаемое контактное напряжение
[sH] = sHOЧКн (4.2.1)
sHO — допускаемое контактное напряжение при базовомчисле циклов (см. п. 3.2)
Кн- коэффициент долговечности принимаем = 1
Nнo- базовое число циклов перемены напряжений при расчете наконтактную 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 прибазовом числе циклов (см. п. 3.2)
KF — коэффициент долговечности, принимается = 1
NFO — базовое число циклов перемены напряжений прирасчете на изгибную выносливость
NFE — эквивалентное число циклов определено вышепо 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]-допускаемоеконтактное напряжение для колеса (см. выше)
Численный расчет допустимого контактного напряжения:
[бн] = [sH2]=514 н/мм24.2.3 />Определение геометрическихпараметров 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 механическиесвойства материалов колес (см. ниже)
U12 — передаточное число (см. п. 3)
Т1 — крутящий момент на ведущем валу (см, п. 3)
Кнв — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки поширине венца (см. ниже)
yBA -коэффициент относительной ширины колеса (см.ниже)
[sH] — расчетное допускаемое контактное напряжениедля передачи (см. п. 4.2.2)
Замечание: в скобках знак "+" — соответствуетколесам внешнего зацепления, "-'' колесам внутреннего зацепления, в данном заданиирассматривается 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 материалаколес
КA — определяем из таблицы 2.10 [3]
Вид колес цилиндрический прямозубый
Материал шестерни и колеса сталь 45
Коэффициенты Кa = 49,5 (н/мм2)
ZM = 274 (н/мм2)
КHB — определяем из таблицы 2.11 [3]
Твердость
Расположение шестерни — несимметрично относительно опор
КHb =1,07 – коэффициент учитывающий расположение нагрузки поширине венца
KFb= 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 = mnиз 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 предпочтительныхлинейных 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 ширинышестерни
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 поформулам: [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 />/>Проверочныйрасчет 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 сопряженныхповерхностей зубьев (см.ниже)
ZM -вспомогательный коэффициент, учитывающиймеханические свойства материалов колес (см. п. 4)
ZE — коэффициент, учитывающий суммарную длинуконтактных 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], уголнаклона 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 = 2ЧT1ЧKHaЧKHв.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 распределениенагрузки между зубьями (см.ниже)
KHв — коэффициент, учитывающий динамическуюнагрузку в зацеплении (см.ниже )
KHV — коэффициент, учитывающий распределениенагрузки 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
Колеса цилиндрические
Коэффициенты KHV=1,2
KFV=1,5
/>
По формуле (4.3.1) рассчитываем
Проверяем условие sH
Заключение: расчетное контактное напряжение не превзошлозначения допустимого контактного напряжения. Выбор материалов и проведенныйрасчет 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
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 распределениенагрузки по ширине венца (см. выше п. 4)
KFV — коэффициент, учитывающий динамическуюнагрузку 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 выносливостьпри изгибе зубьев колес не превзошли допустимых показателей напряжений приизгибе. Выбор материалов и проведенный расчет геометрических параметровпроизведен верно.4.4 />/>Расчетдиаметров валов редуктора
Диаметр вала оцениваем исходя из расчета только на кручениепри пониженных допускаемых напряжениях:
/> (4.4.1)
T — крутящий момент, действующий в расчетном сечении вала (НЧмм)
[tk]—допускаемое напряжение при кручении длястальных 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 поформуле (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 рядапредпочтительных 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
2) Диаметр вала под подшипник
Принимаем d1п = 30 мм
3) диаметр буртика подшипника
d1бп = d1п+3.r = 36 мм
б) Тихоходный вал
1) Диаметр d2 хвостовика вала определяем поформуле (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 рядапредпочтительных чисел R 40
d2 = 28 мм
2) Диаметр вала подподшипник
Принимаем d2п = 30 мм
3) 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 мм4.5 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 />/>Выборподшипников и расчет их на долговечность
а) Предварительный выбор
По найденным выше диаметрам валов под подшипники подбираем покаталогу (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 запасдолговечности и могут быть использованы в опорных узлах редуктора.
д) Расчет на долговечность (тихоходный вал)
1) Реакции в опорах
2) 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 = 988,92H
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 запасдолговечности и могут быть использованы в опорных узлах редуктора.4.7 />/>Проверкапрочности 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)
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 стальнойступице:
Рассчитываем по формуле (4.7.1):
sсмmax = 2.58940/28. 32. (7 — 4) = 43 МПа
3аключвние: проверочный расчет шпонки на смятие показал, чтонапряжение смятия не превосходит допустимого значения. Использование шпонокданного типа и с данными геометрическими параметрами вполне допустимо в рамкахпроектируемой передачи.5.8 />/>Проверкаопасных сечений быстроходного вала 5hmhffyrw3ZY754FV7THH
Определение точек приложения радиальных нагрузок на валу(расстояний L1 и L2)
Определим расстояние от внутреннего кольца подшипника доточки приложения нагрузки
/>
(см. формулу 9.11 [1])
Коэффициенты T,d,D,e, — размеры подшипника см. выше
а = 16.3
Расстояния L1 и L2 (определяем изпервого 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 касательныхнапряжений 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 черезмуфту 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 необходимостьюувеличения 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 обеспечена4.9 />/>Проверкаопасных сечений тихоходного вала
Определение точек приложения радиальных нагрузок на валу(расстояний L1 и L2)
/>
Определим расстояние от внутреннего кольца подшипника доточки приложения нагрузки (см. формулу 9.11 [1])
Коэффициенты T,d,D,e, — размеры подшипника
а = 16.3 мм
Расстояния L1 и L2 (определяем изпервого 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 касательныхнапряжений 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 черезмуфту 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 шлицевогосоединения
/>
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 пренебрежимомала)
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 ГОСТ3128 – 70
d = 4 мм
6 />/>Выборсорта масла
Смазывание шевронного зацепления производится окунаниемшевронного колеса в масло заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающегопогружение 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 материаломУТ-1, натриевой основы(см, табл. 9.14 [1])
7 />/>ДОПУСКИИ 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 СПИСОКИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
1. Курсовое проектирование деталеймашин. С.А. Чернавский, К. Н. Боков; И. М. Чернин и др. М.: машиностроение,1987.
2. Проектирование механических передач/Под ред. С. А. Чернавского 5-е изд.: Машиностроение; 1984, 558 с.
3. Методические указания к практическими 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.
4. Методические указания к курсовомупроектированию по курсам «Основы конструирования»,«Конструирование машин», «Инженерное проектирование». Ю.И. Сазонов. М.: Изд-во МЭИ, 1991.
5. Общетехнический справочник /Под ред.Е. А, Скороходова — 2-е изд., перераб., и доп. — М.: Машиностроение. 1982.415с.
6. Оформление расчетно-пояснительнойзаписки (РПЗ) к курсовому проекту и типового расчета (ТР). А. Г. Фролов — М.:Изд-во МЭИ,1989.
7. Методические указания к практическими лабораторным занятиям по курсу «Основы конструирования». Соединения/Под ред. С. Ф. Мороз -М.: Изд-во МЭИ, 1981.
8. Машиностроительное черчение /Под ред.Г. П. Вяткина — 2-е изд., перераб, и доп. — М,: Машиностроение, 1985.368 с.
9. «Конструирование узлов и деталеймашин», П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов, М.: Высшая школа, 1985.
10. «Деталимашин», П. Г. Гузенков, 3-е изд., перераб. и доп. -М.: Высш. Школа,1982ю-351 с., ил.
11. «Деталимашин» атлас конструкций 1, 2 части; /Под. Ред. Д.Н. Решетова, 5-е изд.,перераб. и доп. -М.: Машиностроение, 1992 г.