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 , n_>1> = 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

U_>12>=n_>1>/n_>2> =1425/360 = 4 (3.1)

n_>1 >- частота вращения на ведущем валу, (об./мин.)

_> >n_>2 >- частота вращения на ведомом валу, (об./мин.)

n_>1 >= 1425 об/мин

n_>2 >=360 об/мин

Замечание: передаточное число до стандартного значения не доопределяется

Крутящий момент на валу находится по следующей формуле

Т=9,55×10⁶×Рh/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

T_>1> = 9,55×10⁶×2,2/1425 =_> >14735,65 Н×мм

Рассчитываем крутящий момент на ведомом валу

T_>2> = T_>1>×U_>12> =14735,65 × 4 = 58942,6 Н×мм

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 N_>HO1>=1,7×10⁷

колесо N_>HO2>=1,3×10⁷

Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость:

шестерня N_>fo1>=4×10⁶

колесо N_>fo2>=4×10⁶

Допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов:

шестерня s_>HO1=>580 н/мм²

колесо s_>HO2>=514 н/мм²

Допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе циклов:

шестерня s_>fo1>=294 н/мм²

колесо s_>fo2>=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

[s_>H>] = s_>HO>×Кн (4.2.1)

s_>HO> - 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 = 60×h×n (4.2.2)

Подставим в формулы численные значения данных

Шестерня

Nнe_>1> = Nfе =60×24×10³×1425 = 2052000000

(4.2.3)

К_>HL1> = 1

[s_>H2>]_> >= s_>HO1>×К_>H2>=580×l = 580 н/ мм²

Колесо

N_>HE> = N_>FE> = 60×24×10³×360 = 518400000

(4.2.4)

К_>HL2> = 1

[s_>H3>]_> >= s_>HO2 >× Кн_>2>=514 × l = 514 н/ мм²

б) Допускаемое напряжение при изгибе

[s_>F>] = s_>FO>×K_>F> (3.3.4)

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

K_>F> - коэффициент долговечности, принимается = 1

N_>FO >- базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость

N_>FE >- эквивалентное число циклов определено выше по формуле (4.2.2)

Подставим в формулы численные значения данных

Шестерня

N_>FE1> = N_>HE1 >= 2052000000

(4.2.5)

K_>FL1> = 1

[s_>F1>]_> >= s_>FO1>×K_>FL1 >= 294×1 = 294 н/мм²

Колесо

N_>FE2 >= N_>HE2 >= 518400000

(4.2.6)

K_>FL2> = 1

[s_>F2>]_> >= s_>FO2>×K_>FL2 >= 256×1 = 256 н/мм²

Расчетное допускаемое контактное напряжение для передачи

[s_>H>] = min([s_>H2>],[s_>H3>]) (4.2.7)

[s_>H2>] -допускаемое контактное напряжение для шестерни (см. выше)

[s_>H3>]-допускаемое контактное напряжение для колеса (см. выше)

Численный расчет допустимого контактного напряжения:

[бн] = [s_>H3>]=514 н/мм²

4.2.3 Определение геометрических параметров зубчатой передачи

а) Межосевое расстояние

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

(4.2.8)

К_>A> - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (см. ниже)

U_>12> - передаточное число (см. п. 3)

Т_>1> - крутящий момент на ведущем валу (см, п. 3)

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

y_>BA> -коэффициент относительной ширины колеса (см. ниже)

[s_>H>] - 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 y_>BA >, определяем согласно рекомендациям табл. 2,24 [3] для прямозубых передач: y_>BA> = 0,2-0,6 выбераем 0,4

Коэффициент y_>BD> вычисляем по формуле

y_>BD> = y_>BA>×(1+U_>12>)/2 (4.2.9)

y_>BD> = 0,4×(1+4)/2 = 1

Коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес

К_>A> - определяем из таблицы 2.10 [3]

Вид колес цилиндрический прямозубый

Материал шестерни и колеса сталь 45

Коэффициенты К_>> = 49,5 (н/мм²)

Z_>M> = 274 (н/мм²)

К_>HB >- определяем из таблицы 2.11 [3]

Твердость <350 НВ

Расположение шестерни - несимметрично относительно опор

К_>H>_>> =1,07 – коэффициент учитывающий расположение нагрузки по ширине венца

K_>F>_>>_> >= 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 = m_>n> из соотношения

m = (0,01 - 0,03) × Aw (4.2.11)

Рассчитываем

m = 0,02×100 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]

m_>n> = 2,0 мм

в) Ширина венца колеса и шестерни

Определяем рабочую ширину венца колеса:

b_>2 >= y_>BA>×Aw (4.2.12)

Рассчитываем

b_>2> = y_>BA>×Aw = 0,4×100 = 40 мм

Выбираем рабочую ширину венца колеса из ряд предпочтительных линейных размеров

b_>2> = 40 мм

Рабочая ширина шестерни определяется соотношением

b_>1> = b_>2> + (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

b_>1 >= 45 мм

г) Число зубьев шестерни и колеса

Aw = m_>n>×(Z_>1>+Z_>2>) / (2×cos(b)) (4.2.14)

Z_>S> = Z_>1>+Z_>2> = 2Aw ^. cosb / m_>n>

Замечание: для цилиндрической прямозубой передачи b принимаем за 0^о

Вычислим Z_>S> (сумарное число зубьев)

Z_>S> = Aw×2×cos(b)/m_>n >= 100×2×1 / 2 = 100 (4.2.15)

Определим Z_>1> и Z_>2> из соотношения U_>12>=Z_>2>/Z_>1>

cos(b)=0

Z_>2> = U_>12>× Z_>1 >=>U_>12>= Z_>2>/Z_>1 >= 80/20 = 4

Z_>l> = 20 - число зубьев шестерни

Z_>2> = 80 - число зубьев колеса

д) Делительные диаметры колеса и шестерни

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

d_>1> = Z_>1>×m_>n>/cos(b) (4.2.16)

d_>2> = Z_>2>×m_>n>/cos(b) (4.2.17)

d_>1 >= 20×2/1 = 40 мм

d_>2> = 80×2/1 = 160 мм

Осуществим проверку правильности полученных результатов

Aw = (d_>1> +d_>2>)/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 d_>A1>=d_>1>+2×m_>n >=40+2×2 = 44мм (4.2.19)

колеса dA2=d2+2×m_>n> =160+2×2 = 164 мм (4.2.20)

Диаметр впадин зубьев

шестерни dF1=d1 –2,5×m_>n> =40-2,5×2 = 35 мм (4.2.21)

колеса :dF2=d2 –2,5×m_>n >=160-2,5×2 = 155 мм (4.2.22)

е)Степень точности передачи

определяем окружную скорость колес по формуле

V = p×d_>l>×n_>l>/60×10³ (4.2.23)

V = 3,14×37,14×1425/60×10³ = 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: s_>H> £ [s_>H>], согласно рекомендациям табл. 2.9 [З]

Для цилиндрических передач

(н/мм²) (4.3.1)

Z_>H> -коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев (см.ниже)

Z_>M> -вспомогательный коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (см. п. 4)

Z_>E> - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (см.ниже)

W_>HT >- удельная расчетная окружная сила (см.ниже)

U_>12> - передаточное число (см. п, 3)

d_>l >- делительный диаметр шестерни (см, п, 4)

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент Z_>H> определим из таблицы 2.15 [3], угол наклона линии зуба b=0^o

Z_>H >= 1,76

Коэффициент Ze определим из таблицы 2.17 [3]

Z_>E> = 0,90

Коэффициент Z_>М> определим из таблицы 2.9 [3]

Z_>М>=274

1.Коэффициент торцового перекрытия

E_>a> = [1,88 - 3,2 ×(1/Z_>1 >± 1/Z_>2>)] cos(b)= [1,88 - 3,2 ×(1/20+1/80)]/1 = 1,68 (4.3.2)

2.Коэффициент осевого перекрытия

E_>в> = b_>2>×sin(b)/(m_>n>) = 40×0/2 = 0 (4.3.3)

Определим удельную расчетную окружную силу W_>HT> : [3, табл. 2.8 , стр 20]

W_>HT> = 2×T_>1>×K_>H>_>a>_> >×K_>Hв>^.K_>HV >/(d_>1> ×b_>w>) =2·14740·1,12·1,12·1,2/(40·40) = 27,728 H/мм (4.3.4)

Т_>1> - крутящий момент на ведущем валу (см. п. 3)

K_>Hб> - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см.ниже)

K_>Hв> - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см.ниже )

K_>HV> - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (см. п. 4)

d_>1> - делительный диаметр шестерни (см. п. 4)

b_>w> - рабочая ширина венца колеса (см. п. 4 )

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент K_>Hб> определим из таблицы 2.19[3]:

Окружная скорость = 2,985 м/с

Степень точности = 9

Коэффициенты K_>HA>=1,16

K_>HB>=1,04

Коэффициент Кнv определим из таблицы 2.20 [З]

Твердость поверхности зубьев < 350 HB

Колеса цилиндрические

Коэффициенты K_>HV>=1,2

K_>FV>=1,5

По формуле (4.3.1) рассчитываем

Проверяем условие s_>H> < [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: s_>F> £ [s_>F>], согласно рекомендациям табл. 2.9 [3]

Для цилиндрических передач

s_>F> = Y_>F1>×Y_>B>×W_>FT>/m < [s_>F>] (4.3.5)

Y_>F> - коэффициент формы зуба (см.ниже)

Y_>B> – коэффициент учитывающий наклон зуба (см.ниже)

W_>FT >- удельная расчетная окружная сила (см.ниже)

m - модуль зуба (см. п. 4)

Зададимся недостающими коэффициентами:

Коэффициент Y_>F> определим по таблице 2.18 [3];

1. Эквивалентное число зубьев:

Z_>V> = Z/cos³(b) (4.3.6)

Z_>V> = 80/1³ = 80 - для колеса

Z_>V> = 20/1³ = 20 - для шестерни

Шестерня

Z_>V> = 20

Y_>F> = 4,08

Колесо

Z_>V> = 80

Y_>F> = 3,61

Коэффициент Y_>B> определим из таблицы 2.16 [З]

Угол наклона зуба b = 0^o

Y_>B> = 1

Определим удельную расчетную окружную силу W_>FT>

W_>FT> = 2×T_>1>×K_>Fб>×K_>Fв>×K_>FV>/d_>1>×b_>w> = 2·14740·1·1,15·1,28/(40·44) = 21,649 Н/мм² (4.3.7)

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

K_>FV> - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (см. п. 4)

По формуле (4.3.5) рассчитываем s_>F>

Колесо

s_>F >= 4,08·1·21,649 /2 = 50,283 H/мм²

Шестерня

s_>F >= 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 (Н×мм)

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

[t_>k>] = (10 - 15) Н/мм²

а) быстроходный вал

Шестерню выполняем заодно с валом

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

Т = Т_>1> - крутящий момент на быстроходном валу (см. n. 3)

[t_>k>]= 15 Н/мм² (см. п. 3.1 [8])

d1=17

Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40

d_>2> = 17 мм

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

Исполнение 90L4/95

Мощность 2,2 кВт

Асинхронная частота вращения 1425 об/мин

Диаметр хвостовика двигателя 24 мм

Окончательно диаметр хвостовика принимаем равным: d_>1> = 24 мм

Диаметр вала под подшипник

Принимаем d_>1п> = 30 мм

диаметр буртика подшипника

d_>1бп >= d_>1п>+3^.r = 36 мм

б) Тихоходный вал

1) Диаметр d_>2> хвостовика вала определяем по формуле (4.4.1); при этом

Т = Т_>2> - крутящий момент на тихоходном валу (см. n. 3)

[t_>k>]= 15 Н/мм² (см. п. 3.1 [8])

d2=26,984

Округляем результат до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел R 40

d_>2> = 28 мм

Диаметр вала под подшипник

Принимаем d_>2п> = 30 мм

диаметр буртика подшипника

d_>2бп>_> >= d_>1>_>п>+3^.r = 36 мм

4) Диаметр посадочного места колеса

Принимаем d_>к>= 36 мм

5)Диаметр буртика колеса

d_>бк >= d_>k>+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 ³0,025·а_>w>+1 = 0,025·100+1 = 3,5 мм

Принимаем d = 8 мм

Толщина стенок крышки

d_>1> ³0,02·а_>w>+1 = 0,02·100+1 = 3 мм

Принимаем d_>1> = 8 мм

Толщина фланцев

Верхнего пояса крышки и корпуса

b = b_>1 >=1,5d = 1,5 · 8 = 12 мм

Нижнего пояса корпуса

p = 2,35 · 8 = 19 мм

Принимаем p = 20 мм

Диаметр фундаментных болтов

d_>1> = (0,03 – 0,036)a_>w> +12 = 15 мм

Диаметр болтов для крепления крышки к корпусу

d_>2> = (0,5 – 0,6)d_>1> = 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

С_>O >= 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

С_>O >= 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 = 2×T_>1> /d_>1> = 2×14740/40 = 736,783 Н (4.6.1)

T_>1> - крутящий момент на ведущем валу , (Н×мм)

d_>1> - делительный диаметр шестерни ,(мм)

Радиальная составляющая

Fr = Ft×(tg(a) /cos(b)) =2,747×10³ Н (4.6.2)

Ft - окружная сила (см. выше), (Н)

a - угол зацепления a = 20

b - угол наклона зубьев (см. п. 4)

Осевые составляющие

F_>A> = Ft ×tg(b)= F_>A12 >= F_>A21> = 0 Н (4.6.3)

Реакции в опорах:

в плоскости XZ

Rrx_>1 >= Rx_>2 >= Ft/2

в плоскости YZ

Рассчитаем

Rrx_>1 >= Rx_>2 >=1,228×10³ /2=613,983 Н

Ry_>1> = Ry_>2>= 1,374×10³ Н

Определяем суммарные радиальные реакции

(4.6.6)

Pr_>1> = Pr_>2> =1,505×10³ H

Осевые нагрузки для быстроходного вала :

S=0,83^.e^.F_>r>= 0,83×0,36×2,747×10³ = 820,804 H_> >(4.6.7)

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

F_>aI> = S=820,804 H

F_>aII >= S + F_>a>=820,804 +0 = 820,804 H

Эквивалентная нагрузка см. формулу (9.3) [1]

Р_>э> = V × F_>r> × К_>б >^. K_>t>_> >= 1×2,747×10³ ×1,2 ^. 1 = 3296 H_> >(4.6.8)

V - коэффициент , при вращении внутреннего кольца

V = 1

К_>б >– коэффициент нагрузки см.[1, табл. 9.19]

К_>б> = 1,2

K_>t>_> >- температурный коэффициент см.[1, табл. 9.20]

K_>t>=1

2) Расчет на долговечность

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

Lh=10⁶×(C/ Р_>э>)^p /60×n (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 = 10⁶× (29800/3296)^3,33/60 ×1425 = 1,788 ^.10⁴ ч

Lh = 1,788 ^.10⁴ > 24×10³ (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 = 2×T_>2> /d_>2> = 2^.58942,6/160 = 736,783 Н

Т_>2 >- крутящий момент на ведомом валу , (Н×мм)

d_>2> - делительный диаметр колеса ,(мм)

Радиальная составляющая

Fr = Ft×(tg(a) /cos(b)) =2,747×10³ Н

Ft - окружная сила (см. выше), (Н)

a - угол зацепления a = 20

b - угол наклона зубьев (см. п. 4)

Осевые составляющие

F_>A> = Ft ×tg(b)= F_>A12 >= F_>A21> = 0 Н

Реакции в опорах:

в плоскости XZ

Rrx_>1 >= Rx_>2 >= Ft/2

в плоскости YZ

Рассчитаем

Rrx_>1 >= Rx_>2 >=1,228×10³ /2=613,983 Н

Ry_>1> = Ry_>2>= 1,374×10³ Н

Определяем суммарные радиальные реакции

Pr_>1> = Pr_>2> =1,505×10³ H

Осевые нагрузки для тихоходного вала :

S=e^.F_>r>= 0,36×2,747×10³ = 988,92 H_> >

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

F_>aI> = S=988,92 H

F_>aII >= S + F_>a>=988,92 +0 = 988,92 H

Эквивалентная нагрузка см. формулу (9.3) [1]

Р_>э> = V × F_>r> × К_>б >^. K_>t>_> >= 1×2,747×10³ ×1,2 ^. 1 = 3296 H_> >

V - коэффициент , при вращении внутреннего кольца

V = 1

К_>б >– коэффициент нагрузки см.[1, табл. 9.19]

К_>б> = 1,2

K_>t>_> >- температурный коэффициент см.[1, табл. 9.20]

K_>t>=1

2) Расчет на долговечность

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

Lh=10⁶×(C/ Р_>э>)^p /60×n (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=10⁶×(C/ Р_>э>)^p /60×n = 10⁶×(15300/3296)³/60×360 =4,631^.10⁴ ч

Lh = 4,631^.10⁴ > 24×10³ (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 s_>в> >600 Н/мм² см. параграф 8.4 [1]

Допускаемое напряжение смятия [s]_>см> = 70 МПа

1) Ведомый вал

диаметр вала d_>2 >= 28 мм

длина l = 32 мм

высота шпонки h = 7 мм

ширина шпонки b = 8 мм

глубина паза вала t_>1>=4,0 мм

втулки t_>2>=3,3 мм

Проверочный расчет на смятие

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

s_>см>^max=2×T / d×l×(h- t1) < [s_>см>] (4.7.1)

Т - передаваемый вращающий момент (см. п. 3) (Н×мм)

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)

[s_>см>] - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице:

Рассчитываем по формуле (4.7.1):

s_>см>^max = 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 L_{>1 и} >L_>2>)

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 L_>1> и L_>2 >(определяем из первого этапа компоновки редуктора)

L_>1> = L_>2> = 61 мм

Материал вала

Сталь 45 . Термическая обработка – улучшение

Среднее значение s_>в> = 780 Мпа

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

s_>-1> @ 0,43 *s_>в>

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

W_>k> – момент сопротивления кручению

b – ширина шпонки

t_>1> – глубина паза

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

t_>u>_> >= t_>m >= 41446/2/3151 = 6.6 МПа

Из таблиц 8.5 ; 8.8 [1]

k_>t> = 1.68

e_>t>_> >= 0.79

Для принятого материала вала y_>t> = 0.1

S = S_>t> = 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 @ d_>f1> @32 мм

Коэффициент запаса прочности

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициенты :

y_>t>_> >=0.1; и y_>s> =0.2 (см стр 163 и стр166 [1])

k_>s> =1.78; k_>t> = 1.67 (см. табл. 8.6 [1])

e_>s> = 0.90; e_>t> = 0.76 (см. табл. 8.8 [1])

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

М_>x>=R_>xII>*L_>2>

М_>x>= 506,8*61 = 68076 Н*мм

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

М_>y>=R_>yII>*L_>2>

М_>y>= 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

s_>u>_> >= 23.2 МПа

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений

s_>m> = 566,8/3,14/32²*4 = 0.71 МПа

В дальнейших расчетах не учитываем (величина пренебрежимо мала)

S_>s> = 7.3

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Aмплитуда нормальных напряжений кручения

W_>k> – момент сопротивления кручению

W_>k> = 3,14*32³/16 = 6430 мм³

t_>u>_> >= t_>m >= 41446/2/6430 = 3.2 МПа

S_>t> = 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 L_{>1 и} >L_>2>)

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 L_>1> и L_>2 >(определяем из первого этапа компоновки редуктора)

L_>1> = L_>2> = 61 мм

Материал вала

Сталь 45 . Термическая обраьотка – нормализация

Среднее значение s_>в> = 570 Мпа

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба s_>-1> @ 0.43 *s_>в>

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

W_>k> – момент сопротивления кручению

b – ширина шпонки

t_>1> – глубина паза

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

t_>u>=t_>m>=248676/2/11648 = 10.2

Из таблиц 8.5 ; 8.8 [1]

k_>t> = 1.50

e_>t>_> >= 0.73

Для принятого материала вала y_>t> = 0.1

S = S_>t> = 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 :

y_>t>_> >=0.1; и y_>s> =0.2 (см стр 163 и стр166 [1])

k_>s> =1.55; k_>t> = 2.35 (см. табл. 8.6 [1])

e_>s> = 0.85; e_>t> = 0.73 (см. табл. 8.8 [1])

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

М_>x>=R_>xII>*L_>2>

М_>x>=1116*61 = 68076 Н*мм

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

М_>y>=R_>yII>*L_>2>

М_>y>=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

s_>u>_> >= 74767/13797 = 5.4 МПа

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений

s_>m> = 566,8/3,14/52²*4 = 0.27 МПа

В дальнейших расчетах не учитываем (величина пренебрежимо мала)

S_>s> = 23

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Aмплитуда нормальных напряжений кручения

W_>k> – момент сопротивления кручению

W_>k> = 3,14*52³/16 = 27594 мм³

t_>u>_> >= t_>m >= 248676/2/27594 = 4.3 МПа

S_>t> = 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 :

Т_>m> – максимальный момент

R – расстояние от осивала до оси штифта

t_>ср> –предел прочности на срез для материала штифта

t_>ср> = 400 Мпа см. параграф 11.2 [1]

T_>m> = 1,05kT_>ном> = 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,s_>H>: до 550 МПа

окружная скорость V: до 1.5 м/с

вязкость масла: 34×10^-6 м²/с

Согласно табл. 10.10 [1] осуществляем выбор масла:

Вязкость масла: 34×10^-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.