Редуктор зубчатый прямозубый

6

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……………………………….…….29Номер схемы……………………………….….……...1Вид колес………………….……………...прямозубыйМощность на ведущем валу……………….….2,2 кВтЧастота вращения ведущего вала……..1425 об/минведомого вала ………360 об/минВид нагрузки………….………………….реверсивная Смазка зацепления………………………….картернаяСрок службы …………………………...…24000 часовХарактер нагружения…..……вибрационная нагрузка2 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯУчитывая 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 мм3. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИПередаточное 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/минn2 =360 об/минЗамечание: передаточное число до стандартного значения не доопределяетсяКрутящий момент на валу находится по следующей формулеТ=9,55Ч106ЧРh/n , (3.2)где :Р - мощность электродвигателя, (кВт) h-КПДn -частота вращения вaлa, (об/мин)КПД привода принемаем за единицу h=1Определяем крутящий момент на ведущем валу T1 = 9,55Ч106Ч2,2/1425 = 14735,65 НЧмм Рассчитываем крутящий момент на ведомом валуT2 = T1ЧU12 =14735,65 Ч 4 = 58942,6 НЧмм 4. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА4.2 Расчет зубчатых колес редуктора4.2.1 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 45колесо сталь 45Вид термообработки: шестерня улучшениеколесо улучшениеТвердость:шестерня HB 300 колесо HB 240Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость:шестерня NHO1=1,7Ч107 колесо NHO2=1,3Ч107Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость: шестерня Nfo1=4Ч106 колесо Nfo2=4Ч106Допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов: шестерня sHO1=580 н/мм2колесо sHO2=514 н/мм2Допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе циклов: шестерня sfo1=294 н/мм2колесо sfo2=256 н/мм24.2.2 Расчет допускаемых напряжений для выбранных материаловПо 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 = 1Nнo- базовое число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость NHe-эквивалентное число циклов, определяется по формулеNнe = Nfe = 60ЧhЧn (4.2.2)Подставим в формулы численные значения данных ШестерняNнe1 = Nfе =60Ч24Ч103Ч1425 = 2052000000 (4.2.3)КHL1 = 1 [sH1] = sHO1ЧКH1=580Чl = 580 н/ мм2КолесоNHE = NFE = 60Ч24Ч103Ч360 = 518400000 (4.2.4)КHL2 = 1 [sH2] = sHO2 Ч Кн2=514 Ч l = 514 н/ мм2б) Допускаемое напряжение при изгибе [sF] = sFOЧKF (3.3.4)sFO - допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе цик-лов (см. п. 3.2)KF - коэффициент долговечности, принимается = 1NFO - 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/мм2КолесоNFE2 = NHE2 = 518400000 (4.2.6)KFL2 = 1 [sF2] = sFO2ЧKFL2 = 256Ч1 = 256 н/мм2Расчетное 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 передачиа) Межосевое расстояниеОриентировочное 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 0,4Коэффициент yBD вычисляем по формулеyBD = 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 прямозубыйМатериал 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 опорКH =1,07 - коэффициент учитывающий расположение нагрузки по ширине венцаKF = 1,15Произведем ориентировочный расчет межосевого расстояния (4.2.10)Округляем значение Aw до ближайшего значения из ряда R 40 (см. табл. 2.5 [3]): Aw = 100 ммб) Значение модуля Определяем значение модуля m = mn из соотношенияm = (0,01 - 0,03) Ч Aw (4.2.11)Рассчитываем m = 0,02Ч100 ммЗначения 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 ммв) 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 размеровb2 = 40 ммРабочая ширина шестерни определяется соотношениемb1 = 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 ши-рины шестерни b1 = 45 ммг) Число зубьев шестерни и колеса Aw = mnЧ(Z1+Z2) / (2Чcos(b)) (4.2.14)ZS = Z1+Z2 = 2Aw . cosb / mnЗамечание: 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)=0Z2 = U12Ч Z1 =>U12= Z2/Z1 = 80/20 = 4Zl = 20 - число зубьев шестерни Z2 = 80 - число зубьев колесад) Делительные диаметры колеса и шестерниОпределяем 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 ммОсуществим проверку правильности полученных результатов Aw = (d1 +d2)/2 (4.2.18)Aw = (40+160)/2 = 100 ммТочность произведенных вычислений не превысила допустимую , данные, полученные в ходе расчета являются верными.Основные параметры цилиндрических зубчатых передач, выполненных без смещения Диаметр вершин зубьевшестерни 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 передачистепень точности передачи Ст-94.3 Проверочный расчет спроектированной передачиа) Расчет на контактную выносливостьВыполним 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 = 1,76Коэффициент Ze определим из таблицы 2.17 [3]ZE = 0,90Коэффициент ZМ определим из таблицы 2.9 [3]ZМ=274 1.Коэффициент торцового перекрытияEa = [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 перекрытияEв = 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/сСтепень точности = 9Коэффициенты KHA=1,16 KHB=1,04Коэффициент Кнv определим из таблицы 2.20 [З]Твердость поверхности зубьев < 350 HBКолеса цилиндрическиеКоэффициенты KHV=1,2KFV=1,5По 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 изгибеВыполним проверочный расчет по условиям: sF Ј [sF], согласно рекомендациям табл. 2.9 [3]Для цилиндрических передачsF = 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 колесаZV = 20/13 = 20 - для шестерниШестерняZV = 20YF = 4,08КолесоZV = 80YF = 3,61Коэффициент YB определим из таблицы 2.16 [З]Угол наклона зуба b = 0oYB = 1 Определим удельную расчетную окружную силу WFTWFT = 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 sFКолесоsF = 4,08·1·21,649 /2 = 50,283 H/мм2ШестерняsF = 3,61·1·21,649 /2 = 44,491 H/мм2Заключение: 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 редуктораДиаметр 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/мм2а) быстроходный валШестерню выполняем заодно с валом1) Диаметр d1 хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этомТ = Т1 - крутящий момент на быстроходном валу (см. n. 3) [tk]= 15 Н/мм2 (см. п. 3.1 [8])d1=17Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40 d2 = 17 ммТак 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 кВтАсинхронная частота вращения 1425 об/минДиаметр хвостовика двигателя 24 ммОкончательно диаметр хвостовика принимаем равным: d1 = 24 мм Диаметр вала под подшипник Принимаем d1п = 30 ммдиаметр буртика подшипникаd1бп = d1п+3.r = 36 ммб) Тихоходный вал1) Диаметр d2 хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этомТ = Т2 - крутящий момент на тихоходном валу (см. n. 3) [tk]= 15 Н/мм2 (см. п. 3.1 [8])d2=26,984Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40 d2 = 28 мм Диаметр вала под подшипникПринимаем d2п = 30 ммдиаметр буртика подшипникаd2бп = d1п+3.r = 36 мм4) Диаметр посадочного места колеса Принимаем dк= 36 мм 5)Диаметр буртика колеса dбк = dk+3f = 39 мм4.5 Конструктивные размеры корпуса редуктораСм. 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 долговечностьа) Предварительный выборПо найденным выше диаметрам валов под подшипники подбираем по каталогу (см.[1]) 1)Для тихоходного вала подшипники легкой серии : обозначение 206тип подшипника радиальный однорядныйгрузоподъемность С=15300 НСO = 10200 Ндиаметр внутреннего кольца подшипника, d=30 ммдиаметр внешнего кольца подшипника, D=62 ммширина подшипника, Т =16 мм2) Для быстроходного вала выбираем подшипники легкой серии : обозначение 7206тип подшипника радиальный однорядныйгрузоподъемность С=29800НСO = 22300Ндиаметр внутреннего кольца подшипника, d=30 ммдиаметр внешнего кольца подшипника, D=62 ммширина подшипника, Т =16 мм б)Построение эпюр моментов быстроходного валав)Построение эпюр моментов тихооходного валаг) 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 составляющаяFr = FtЧ(tg(a) /cos(b)) =2,747Ч103 Н (4.6.2)Ft - окружная сила (см. выше), (Н)a - угол зацепления a = 20b - угол наклона зубьев (см. п. 4)Осевые составляющиеFA = Ft Чtg(b)= FA12 = FA21 = 0 Н (4.6.3)Реакции в опорах:в плоскости XZRrx1 = Rx2 = Ft/2в плоскости YZРассчитаемRrx1 = Rx2 =1,228Ч103 /2=613,983 НRy1 = Ry2= 1,374Ч103 НОпределяем суммарные радиальные реакции (4.6.6)Pr1 = Pr2 =1,505Ч103 HОсевые 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 HFaII = S + Fa=820,804 +0 = 820,804 HЭквивалентная 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 = 1Кб - коэффициент нагрузки см.[1, табл. 9.19]Кб = 1,2Kt - температурный коэффициент см.[1, табл. 9.20]Kt=12) 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 = 3,33n - частота вращения; об/мин Рассчитываем роликоподшипникLh = 106Ч (29800/3296)3,33/60 Ч1425 = 1,788 .104 чLh = 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 НТ2 - крутящий момент на ведомом валу , (НЧмм)d2 - делительный диаметр колеса ,(мм)Радиальная составляющаяFr = FtЧ(tg(a) /cos(b)) =2,747Ч103 НFt - окружная сила (см. выше), (Н)a - угол зацепления a = 20b - угол наклона зубьев (см. п. 4)Осевые составляющиеFA = Ft Чtg(b)= FA12 = FA21 = 0 НРеакции в опорах:в плоскости XZRrx1 = Rx2 = Ft/2в плоскости YZРассчитаемRrx1 = Rx2 =1,228Ч103 /2=613,983 НRy1 = Ry2= 1,374Ч103 НОпределяем суммарные радиальные реакции Pr1 = Pr2 =1,505Ч103 HОсевые 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 HFaII = S + Fa=988,92 +0 = 988,92 HЭквивалентная 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 = 1Кб - коэффициент нагрузки см.[1, табл. 9.19]Кб = 1,2Kt - температурный коэффициент см.[1, табл. 9.20]Kt=12) 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 = 3n - частота вращения; об/мин Рассчитываем шарикоподшипникLh=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 соединенийШпонки призматическиеМатериал шпонки: сталь 45 чисто тянутаяПредел текучести материала шпонки sв >600 Н/мм2 см. параграф 8.4 [1]Допускаемое напряжение смятия [s]см = 70 МПа1) Ведомый валдиаметр вала d2 = 28 мм длина l = 32 ммвысота шпонки h = 7 ммширина шпонки b = 8 мм глубина паза вала t1=4,0 ммвтулки t2=3,3 ммПроверочный 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 5hmhffyrw3ZY754FV7THHОпределение 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. вышеа = 16.3Расстояния L1 и L2 (определяем из первого этапа компоновки редуктора)L1 = L2 = 61 ммМатериал валаСталь 45 . Термическая обработка - улучшениеСреднее значение sв = 780 МпаПредел выносливости при симметричном цикле изгибаs-1 @ 0,43 *sвs-1 = 0,43*780 = 335 МпаПредел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений t-1 = 0.58*s-1t-1 = 0,58*335 = 193 Мпаа)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 валаОпределение 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 подшипникаа = 16.3 ммРасстояния L1 и L2 (определяем из первого этапа компоновки редуктора)L1 = L2 = 61 ммМатериал валаСталь 45 . Термическая обраьотка - нормализацияСреднее значение sв = 570 МпаПредел выносливости при симметричном цикле изгиба s-1 @ 0.43 *sвs-1 = 0,43 * 570 = 246 МпаПредел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений t-1 = 0.58*s-1t-1 = 0,58*246 = 142 Мпаа)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 - 43Диаметр срезного штифта см.формулу 11.3 [1]где :Тm - максимальный моментR - расстояние от осивала до оси штифтаtср -предел прочности на срез для материала штифта tср = 400 Мпа см. параграф 11.2 [1]Tm = 1,05kTном = 1,05*2,5*248676 = 626664 Нммk=2,5 см. табл. 11.3 [1]Принимаем R = 65 ммОкругляем значение d вверх до стандартного значения по ГОСТ 3128 - 70d = 4 мм6 Выбор сорта маслаСмазывание 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/сСорт 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 про-ектирование". 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.