Курсовая на тему Расчет редуктора
Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2013-10-29Поможем написать учебную работу
Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
от 25%
Подписываем
договор
З А Д А Н И Е
Спроектировать привод.
В состав привода входят следующие передачи:
1 - ременная передача с клиновым ремнём;
2 - закрытая зубчатая цилиндрическая передача;
3 - закрытая зубчатая цилиндрическая передача.
Мощность на выходном валу Р = 6,0 кВт.
Частота вращения выходного вала n = 70,0 об./мин.
Коэффициент годового использования Кг = 1,0.
Коэффициент использования в течении смены Кс = 1,0.
Срок службы L = 5,0 г.
Число смен S = 2,0.
Продолжительность смены T = 8,0 ч.
Тип нагрузки - постоянный.
Курсовой проект выполнен на сайте Детали машин
www.detm.narod.ru
Выполняем следующие виды расчетов :
· расчет плоскоременной передачи
· расчет клиноременной передачи
· расчет цепной передасчи
· расчет конической передачи
· расчет цилиндрической передачи
· расчет червячной передачи
· кинематический расчет привода
· рачет одно-двух-трех ступечатого редуктора
· расчет цилиндрического редуктора
· расчет червячного редектора
· расчет червячно - цилиндрического редектора
· расчет коническо - цилиндрического редектора
· и других видов редукторов и приводов ( до шести передач одновременно)
Спроектировать привод.
В состав привода входят следующие передачи:
1 - ременная передача с клиновым ремнём;
2 - закрытая зубчатая цилиндрическая передача;
3 - закрытая зубчатая цилиндрическая передача.
Мощность на выходном валу Р = 6,0 кВт.
Частота вращения выходного вала n = 70,0 об./мин.
Коэффициент годового использования Кг = 1,0.
Коэффициент использования в течении смены Кс = 1,0.
Срок службы L = 5,0 г.
Число смен S = 2,0.
Продолжительность смены T = 8,0 ч.
Тип нагрузки - постоянный.
Курсовой проект выполнен на сайте Детали машин
www.detm.narod.ru
Выполняем следующие виды расчетов :
· расчет плоскоременной передачи
· расчет клиноременной передачи
· расчет цепной передасчи
· расчет конической передачи
· расчет цилиндрической передачи
· расчет червячной передачи
· кинематический расчет привода
· рачет одно-двух-трех ступечатого редуктора
· расчет цилиндрического редуктора
· расчет червячного редектора
· расчет червячно - цилиндрического редектора
· расчет коническо - цилиндрического редектора
· и других видов редукторов и приводов ( до шести передач одновременно)
СОДЕРЖАНИЕ
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ..................................
РАСЧЁТ 1-Й КЛИНОРЕМЁННОЙ ПЕРЕДАЧИ.............................................................
РАСЧЁТ 2-Й ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.........................................
РАСЧЁТ 3-Й ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.........................................
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ.......................................................................
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРЁН И КОЛЁС................................................
ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ.............................................
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА..............................................
РАСЧЁТ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ...................................................................................
ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ.........................................................
УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ..................................................................................
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ РЕДУКТОРА...............................................................................
ВЫБОР СОРТА МАСЛА..............................................................................................
ВЫБОР ПОСАДОК......................................................................................................
ТЕХНОЛОГИЯ СБОРКИ РЕДУКТОРА..........................................................................
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ..............................................................
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ..................................
РАСЧЁТ 1-Й КЛИНОРЕМЁННОЙ ПЕРЕДАЧИ.............................................................
РАСЧЁТ 2-Й ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.........................................
РАСЧЁТ 3-Й ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.........................................
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ.......................................................................
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРЁН И КОЛЁС................................................
ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ.............................................
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА..............................................
РАСЧЁТ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ...................................................................................
ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ.........................................................
УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ..................................................................................
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ РЕДУКТОРА...............................................................................
ВЫБОР СОРТА МАСЛА..............................................................................................
ВЫБОР ПОСАДОК......................................................................................................
ТЕХНОЛОГИЯ СБОРКИ РЕДУКТОРА..........................................................................
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ..............................................................
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:
- для ременной передачи с клиновым ремнем : h1 = 0,96
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи : h2 = 0,975
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи : h3 = 0,975
Общий КПД привода будет :
h = h1 x ... x hn x hподш.3 = 0,96 x 0,975 x 0,975 x 0,993 = 0,885
где hподш. = 0,99% - КПД одного подшипника.
Угловая скорость на выходном валу будет :
wвых. = p x nвых. / 30 = 3.14 x 70,0 / 30 = 7,33 рад/с
Требуемая мощность двигателя будет :
Pтреб. = Pвых. / h = 6,0 / 0,885 = 6,776 кВт
В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 160M8 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 750,0 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=11,0 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг.=727,0 об/мин, угловая скорость wдвиг. = p x nдвиг. / 30 = 3,14 x 727,0 / 30 = 76,131 рад/с.
Oбщее передаточное отношение:
U = wдвиг. / wвых. = 76,131 / 7,33 = 10,386
Для передач выбрали следующие передаточные числа:
U1 = 1,45
U2 = 3,15
U3 = 2,24
Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу :
Вращающие моменты на валах будут:
T1 = Tдвиг. x U1 x h1 x hподш. = Pтреб. x U1 x h1 x hподш. / wдвиг. =
6,776 x 106 x 1,45 x 0,96 x 0,99 / 76,131 = 122652,556 Нxмм
где wдвиг. = 76,131 рад/с.
T2 = T1 x U2 x h2 x hподш. =
122652,556 x 3,15 x 0,975 x 0,99 = 372929,696 Нxмм
T3 = T2 x U3 x h3 x hподш. =
372929,696 x 2,24 x 0,975 x 0,99 = 806333,672 Нxмм
По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:
- для ременной передачи с клиновым ремнем : h1 = 0,96
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи : h2 = 0,975
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи : h3 = 0,975
Общий КПД привода будет :
h = h1 x ... x hn x hподш.3 = 0,96 x 0,975 x 0,975 x 0,993 = 0,885
где hподш. = 0,99% - КПД одного подшипника.
Угловая скорость на выходном валу будет :
wвых. = p x nвых. / 30 = 3.14 x 70,0 / 30 = 7,33 рад/с
Требуемая мощность двигателя будет :
Pтреб. = Pвых. / h = 6,0 / 0,885 = 6,776 кВт
В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 160M8 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 750,0 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=11,0 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг.=727,0 об/мин, угловая скорость wдвиг. = p x nдвиг. / 30 = 3,14 x 727,0 / 30 = 76,131 рад/с.
Oбщее передаточное отношение:
U = wдвиг. / wвых. = 76,131 / 7,33 = 10,386
Для передач выбрали следующие передаточные числа:
U1 = 1,45
U2 = 3,15
U3 = 2,24
Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу :
| Вал 1-й | n1 = nдвиг. / U1 = 727,0 / 1,45 = 501,379 об./мин. | w1 = wдвиг. / U1 = 76,131 / 1,45 = 52,504 рад/c. |
| Вал 2-й | n2 = n1 / U2 = 501,379 / 3,15 = 159,168 об./мин. | w2 = w1 / U2 = 52,504 / 3,15 = 16,668 рад/c. |
| Вал 3-й | n3 = n2 / U3 = 159,168 / 2,24 = 71,057 об./мин. | w3 = w2 / U3 = 16,668 / 2,24 = 7,441 рад/c. |
T1 = Tдвиг. x U1 x h1 x hподш. = Pтреб. x U1 x h1 x hподш. / wдвиг. =
6,776 x 106 x 1,45 x 0,96 x 0,99 / 76,131 = 122652,556 Нxмм
где wдвиг. = 76,131 рад/с.
T2 = T1 x U2 x h2 x hподш. =
122652,556 x 3,15 x 0,975 x 0,99 = 372929,696 Нxмм
T3 = T2 x U3 x h3 x hподш. =
372929,696 x 2,24 x 0,975 x 0,99 = 806333,672 Нxмм
РАСЧЕТ 1-Й КЛИНОРЕМЁННОЙ ПЕРЕДАЧИ
1. Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве:
T(ведущий шкив) = 89002,493 Нxмм.
2. По номограмме на рис. 7.3[1] в зависимости от частоты вращения меньшего ведущего шкива n(ведущий шкив) (в нашем случае n(ведущий шкив)=727,0 об/мин) и передаваемой мощности:
P = T(ведущий шкив) x w(ведущий шкив) = 89002,493 x 76,131 = 6,776кВт
принимаем сечение клинового ремня А.
3. Диаметр меньшего шкива по формуле 7.25[1]:
d1 = (3...4) x T(ведущий шкив)1/3 = (3...4) x 89002,4931/3 = 133,944...178,591 мм.
Согласно табл. 7.8[1] принимаем d1 = 160,0 мм.
4. Диаметр большого шкива (см. формулу 7.3[1]):
d2 = U x d1 x (1 - e) = 1,45 x 160,0 x (1 - 0,015 = 228,52 мм.
где e = 0,015 - относительное скольжение ремня.
Принимаем d2 = 224,0 мм.
5. Уточняем передаточное отношение:
Uр = d2 / (d1 x (1 - e)) = 224,0 / (160,0 x (1 - 0,015)) = 1,421
При этом угловая скорость ведомого шкива будет:
w(ведомый шкив) = w(ведущий шкив) / Uр = 76,131 / 1,421 = 53,564 рад/с.
Расхождение с требуемым (52,504-53,564)/52,504=-2,018%, что менее допускаемого: 3%.
Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов:
d1 = 160,0 мм;
d2 = 224,0 мм.
6. Межосевое расстояние Ap следует принять в интервале (см. формулу 7.26[1]):
amin = 0.55 x (d1 + d2) + T0 = 0.55 x (160,0 + 224,0) + 6,0 = 217,2 мм;
amax = d1 + d2 = 160,0 + 224,0 = 384,0 мм.
где T0 = 6,0 мм (высота сечения ремня).
Принимаем предварительно значение aw = 447,0 мм.
7. Расчетная длина ремня по формуле 7.7[1]:
L = 2 x aw + 0.5 x p x (d1 + d2) + (d2 - d1)2 / (4 x aw) =
2 x 447,0 + 0.5 x 3,142 x (160,0 + 224,0) + (224,0 - 160,0)2 / (4 x 447,0) =
1499,477 мм.
Выбираем значение по стандарту (см. табл. 7.7[1]) 1500,0 мм.
8. Уточнённое значение межосевого расстояния aр с учетом стандартной длины ремня L (см. формулу 7.27[1]):
aр = 0.25 x ((L - w) + ((L - w)2 - 2 x y)1/2)
где w = 0.5 x p x (d1 + d2) = 0.5 x 3,142 x (160,0 + 224,0) = 603,186 мм;
y = (d2 - d1)2 = (224,0 - 224,0)2 = 4096,0 мм.
Тогда:
aр = 0.25 x ((1500,0 - 603,186) + ((1500,0 - 603,186)2 - 2 x 4096,0)1/2) = 447,262 мм,
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 x L = 15,0 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 x L = 37,5 мм для увеличения натяжения ремней.
9. Угол обхвата меньшего шкива по формуле 7.28[1]:
a1 = 180o - 57 x (d2 - d1) / aр = 180o - 57 x (224,0 - 160,0) / aр = 171,844o
10. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по табл. 7.10[1]: Cp = 1,2.
11. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9[1]: CL = 0,98.
12. Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (см. пояснения к формуле 7.29[1]): Ca = 0,98.
13. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче (см. пояснения к формуле 7.29[1]): предполагая, что ремней в передаче будет от 4 до 6, примем коэффициент Сz = 0,85.
14. Число ремней в передаче:
z = P x Cp / (PoCL x Ca x Cz) = 6775,872 x 1,2 / (1870,0 x 0,98 x 0,98 x 0,85 = 5,329,
где Рo = 1,87 кВт - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт (см. табл. 7.8[1]).
Принимаем z = 6,0.
15. Скорость:
V = 0.5 x w(ведущего шкива) x d1 = 0.5 x 76,131 x 0,16 = 6,091 м/c.
16. Нажатие ветви клинового ремня по формуле 7.30[1]:
F0 = 850 x P x Cр x CL / (z x V x Ca) + q x V2 =
850 x 6,776 x 1,2 x 0,98 / (6,0 x 6,091 x 0,98) + 0,1 x 6,0912 = 192,915 H.
где q = 0,1 Hxc2/м2 - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил (см. пояснения к формуле 7.30[1]).
17. Давление на валы находим по формуле 7.31[1]:
Fв = 2 x F0 x sin(a/2) = 2 x 192,915 x 6,0 x sin(171,844o/2) = 2309,12 H.
18. Напряжение от силы F0 находим по формуле 7.19[1]:
s1 = F0 / A = 192,915 / 81,0 = 2,382 МПа.
где A = 81,0 мм2 - площадь поперечного сечения ремня.
19. Напряжение изгиба (формулa 7.19[1]):
sи = 2 x Еи x y / d1 = 100 x 3,0 / 160,0 = 1,875 МПа.
где Еи = 100 МПа - для резинотканевых ремней; y - растояние от нейтральной оси до опасного волокна сечения ремня y = 3,0.
20. Напряжение от центробежных сил (по формуле 7.19[1]):
sv = r x V2 x 10-6 = 1100 x 0,0062 = 0,041 МПа.
где r = 1100 кг/м3 - плотность ремня.
21. Максимальное напряжение по формуле 7.18[1] будет:
smax = s1 + sи + sv = 2,382 + 1,875 + 0,041 = 4,297 МПа.
Условие прочности smax <= 7 МПа выполнено.
22. Проверка долговечности ремня:
Находим рабочий ресурс ремня по формуле 7.22[1]
а) базовое число циклов для данного типа ремня:
Noц = 4600000,0;
б) коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения;
Ci = 1.5 x U1/3 - 0.5 = 1.5 x 1,4211/3 = 1,187;
в) коэффициент, учитывающий характер нагрузки СH = 1 при постоянной нагрузке.
H0 = Noц x Lр x Ci x CH x (s-1 / smax)8 / (60 x p x d1 x n(ведущий шкив)) =
4600000,0 x 1500,0 x 1,187 x 1,0 x (7,0 / 4,297)8 / (60 x 3,142 x 160,0 x 727,0) =
18503,085 ч.
При среднем режиме нагрузки рабочий ресурс ремня должен быть не менее 2000 часов
Таким образом условие долговечности выполнено.
23. Ширина шкивов Вш (см. табл. 7.12[1]):
Вш = (z - 1) x e + 2 x f = (6,0 - 1) x 15,0 + 2 x 10,0 = 95,0 мм.
1. Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве:
T(ведущий шкив) = 89002,493 Нxмм.
2. По номограмме на рис. 7.3[1] в зависимости от частоты вращения меньшего ведущего шкива n(ведущий шкив) (в нашем случае n(ведущий шкив)=727,0 об/мин) и передаваемой мощности:
P = T(ведущий шкив) x w(ведущий шкив) = 89002,493 x 76,131 = 6,776кВт
принимаем сечение клинового ремня А.
3. Диаметр меньшего шкива по формуле 7.25[1]:
d1 = (3...4) x T(ведущий шкив)1/3 = (3...4) x 89002,4931/3 = 133,944...178,591 мм.
Согласно табл. 7.8[1] принимаем d1 = 160,0 мм.
4. Диаметр большого шкива (см. формулу 7.3[1]):
d2 = U x d1 x (1 - e) = 1,45 x 160,0 x (1 - 0,015 = 228,52 мм.
где e = 0,015 - относительное скольжение ремня.
Принимаем d2 = 224,0 мм.
5. Уточняем передаточное отношение:
Uр = d2 / (d1 x (1 - e)) = 224,0 / (160,0 x (1 - 0,015)) = 1,421
При этом угловая скорость ведомого шкива будет:
w(ведомый шкив) = w(ведущий шкив) / Uр = 76,131 / 1,421 = 53,564 рад/с.
Расхождение с требуемым (52,504-53,564)/52,504=-2,018%, что менее допускаемого: 3%.
Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов:
d1 = 160,0 мм;
d2 = 224,0 мм.
6. Межосевое расстояние Ap следует принять в интервале (см. формулу 7.26[1]):
amin = 0.55 x (d1 + d2) + T0 = 0.55 x (160,0 + 224,0) + 6,0 = 217,2 мм;
amax = d1 + d2 = 160,0 + 224,0 = 384,0 мм.
где T0 = 6,0 мм (высота сечения ремня).
Принимаем предварительно значение aw = 447,0 мм.
7. Расчетная длина ремня по формуле 7.7[1]:
L = 2 x aw + 0.5 x p x (d1 + d2) + (d2 - d1)2 / (4 x aw) =
2 x 447,0 + 0.5 x 3,142 x (160,0 + 224,0) + (224,0 - 160,0)2 / (4 x 447,0) =
1499,477 мм.
Выбираем значение по стандарту (см. табл. 7.7[1]) 1500,0 мм.
8. Уточнённое значение межосевого расстояния aр с учетом стандартной длины ремня L (см. формулу 7.27[1]):
aр = 0.25 x ((L - w) + ((L - w)2 - 2 x y)1/2)
где w = 0.5 x p x (d1 + d2) = 0.5 x 3,142 x (160,0 + 224,0) = 603,186 мм;
y = (d2 - d1)2 = (224,0 - 224,0)2 = 4096,0 мм.
Тогда:
aр = 0.25 x ((1500,0 - 603,186) + ((1500,0 - 603,186)2 - 2 x 4096,0)1/2) = 447,262 мм,
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 x L = 15,0 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 x L = 37,5 мм для увеличения натяжения ремней.
9. Угол обхвата меньшего шкива по формуле 7.28[1]:
a1 = 180o - 57 x (d2 - d1) / aр = 180o - 57 x (224,0 - 160,0) / aр = 171,844o
10. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по табл. 7.10[1]: Cp = 1,2.
11. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9[1]: CL = 0,98.
12. Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (см. пояснения к формуле 7.29[1]): Ca = 0,98.
13. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче (см. пояснения к формуле 7.29[1]): предполагая, что ремней в передаче будет от 4 до 6, примем коэффициент Сz = 0,85.
14. Число ремней в передаче:
z = P x Cp / (PoCL x Ca x Cz) = 6775,872 x 1,2 / (1870,0 x 0,98 x 0,98 x 0,85 = 5,329,
где Рo = 1,87 кВт - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт (см. табл. 7.8[1]).
Принимаем z = 6,0.
15. Скорость:
V = 0.5 x w(ведущего шкива) x d1 = 0.5 x 76,131 x 0,16 = 6,091 м/c.
16. Нажатие ветви клинового ремня по формуле 7.30[1]:
F0 = 850 x P x Cр x CL / (z x V x Ca) + q x V2 =
850 x 6,776 x 1,2 x 0,98 / (6,0 x 6,091 x 0,98) + 0,1 x 6,0912 = 192,915 H.
где q = 0,1 Hxc2/м2 - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил (см. пояснения к формуле 7.30[1]).
17. Давление на валы находим по формуле 7.31[1]:
Fв = 2 x F0 x sin(a/2) = 2 x 192,915 x 6,0 x sin(171,844o/2) = 2309,12 H.
18. Напряжение от силы F0 находим по формуле 7.19[1]:
s1 = F0 / A = 192,915 / 81,0 = 2,382 МПа.
где A = 81,0 мм2 - площадь поперечного сечения ремня.
19. Напряжение изгиба (формулa 7.19[1]):
sи = 2 x Еи x y / d1 = 100 x 3,0 / 160,0 = 1,875 МПа.
где Еи = 100 МПа - для резинотканевых ремней; y - растояние от нейтральной оси до опасного волокна сечения ремня y = 3,0.
20. Напряжение от центробежных сил (по формуле 7.19[1]):
sv = r x V2 x 10-6 = 1100 x 0,0062 = 0,041 МПа.
где r = 1100 кг/м3 - плотность ремня.
21. Максимальное напряжение по формуле 7.18[1] будет:
smax = s1 + sи + sv = 2,382 + 1,875 + 0,041 = 4,297 МПа.
Условие прочности smax <= 7 МПа выполнено.
22. Проверка долговечности ремня:
Находим рабочий ресурс ремня по формуле 7.22[1]
а) базовое число циклов для данного типа ремня:
Noц = 4600000,0;
б) коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения;
Ci = 1.5 x U1/3 - 0.5 = 1.5 x 1,4211/3 = 1,187;
в) коэффициент, учитывающий характер нагрузки СH = 1 при постоянной нагрузке.
H0 = Noц x Lр x Ci x CH x (s-1 / smax)8 / (60 x p x d1 x n(ведущий шкив)) =
4600000,0 x 1500,0 x 1,187 x 1,0 x (7,0 / 4,297)8 / (60 x 3,142 x 160,0 x 727,0) =
18503,085 ч.
При среднем режиме нагрузки рабочий ресурс ремня должен быть не менее 2000 часов
Таким образом условие долговечности выполнено.
23. Ширина шкивов Вш (см. табл. 7.12[1]):
Вш = (z - 1) x e + 2 x f = (6,0 - 1) x 15,0 + 2 x 10,0 = 95,0 мм.
РАСЧЕТ 2-Й ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[1]):
- для шестерни : сталь : 45
термическая обработка : улучшение
твердость : HB 230
- для колеса : сталь : 45Л
термическая обработка : нормализация
твердость : HB 160
Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:
[s]H = sH lim x ZN x ZR x Zv / SH ,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :
sH lim b = 2 x HB + 70 .
sH lim(шестерня) = 2 x 230,0 + 70 = 530,0 МПа;
sH lim(колесо) = 2 x 160,0 + 70 = 390,0 МПа;
SH - коэффициент безопасности SH = 2,2; ZN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
ZN = (NHG / NHE)1/6,
где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:
NHG = 30 x HBср2.4 <= 12 x 107
NHG(шест.) = 30 x 230,02.4 = 13972305,126
NHG(кол.) = 30 x 160,02.4 = 5848024,9
NHE = mH x Nк - эквивалентное число циклов.
Nк = 60 x n x c x tS
Здесь :
- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 501,379 об./мин.; nкол. = 159,168 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=5,0 г. - срок службы передачи;
- С=2 - количество смен;
- tc=8,0 ч. - продолжительность смены.
tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч.
mH = 0,18 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:
Nк(шест.) = 60 x 501,379 x 1 x 29200,0 = 878416008,0
Nк(кол.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0
NHE(шест.) = 0,18 x 878416008,0 = 158114881,44
NHE(кол.) = 0,18 x 278862336,0 = 50195220,48
В итоге получаем:
ZN(шест.) = (13972305,126 / 158114881,44)1/6 = 0,667
Так как ZN(шест.)<1.0 , то принимаем ZN(шест.) = 1,0
ZN(кол.) = (5848024,9 / 50195220,48)1/6 = 0,699
Так как ZN(кол.)<1.0 , то принимаем ZN(кол.) = 1,0
ZR = 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.
Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1...1.15
Предварительное значение межосевого расстояния:
aw' = K x (U + 1) x (Tшест. / U)1/3
где К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда:
aw' = 10 x (3,15 + 1) x (122,653 / 3,15)1/3 = 140,66 мм.
Окружная скорость Vпредв. :
Vпредв. = 2 x p x aw' x nшест. / (6 x 104 x (U + 1)) =
2 x 3.142 x 140,66 x 501,379 / (6 x 104 x (3,15 + 1)) = 1,78 м/с
По найденной скорости получим Zv:
Zv = 0.85 x V0.1 = 0.85 x 1,780.1 = 0,9
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [s]H1 = 530,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 216,818 МПа;
для колеса [s]H2 = 390,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 159,545 МПа;
Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение находим по формуле 3.10 гл.3[1]:
[s]H = (0.5 x ( [s]H12 + [s]H22 ))1/2
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[s]H = (0.5 x (216,8182 + 159,5452))1/2 = 190,348 МПа.
Требуемое условие выполнено :
[s]H = 190,348МПа < 1.25 x [s]H2 = 1.25 x 159,545 = 199,432
Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:
[s]F = sF lim x YN x YR x YA / SF ,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем
sF lim(шестерня) = 414,0 МПа;
sF lim(колесо) = 288,0 МПа;
SF - коэффициент безопасности SF = 1,7; YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
YN = (NFG / NFE)1/6,
где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:
NFG = 4 x 106
NFE = mF x Nк - эквивалентное число циклов.
Nк = 60 x n x c x tS
Здесь :
- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 501,379 об./мин.; nкол. = 159,168 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=5,0 г. - срок службы передачи;
- С=2 - количество смен;
- tc=8,0 ч. - продолжительность смены.
tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч.
mF = 0,065 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:
Nк(шест.) = 60 x 501,379 x 1 x 29200,0 = 878416008,0
Nк(кол.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0
NFE(шест.) = 0,065 x 878416008,0 = 57097040,52
NFE(кол.) = 0,065 x 278862336,0 = 18126051,84
В итоге получаем:
YN(шест.) = (4 x 106 / 57097040,52)1/6 = 0,642
Так как YN(шест.)<1.0 , то принимаем YN(шест.) = 1,0
YN(кол.) = (4 x 106 / 18126051,84)1/6 = 0,777
Так как YN(кол.)<1.0 , то принимаем YN(кол.) = 1,0
YR = 1,0 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.
YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При реверсивной нагрузке для материала шестерни YA1 = 0,65. Для материала шестерни YA2 = 0,65 (стр. 16[2]).
Допустимые напряжения изгиба:
для шестерни [s]F1 = 414,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 158,294 МПа;
для колеса [s]F2 = 288,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 110,118 МПа;
По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности.
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):
aw = K x a x (U + 1) x (KH x Tшест. / (yba x U x [s]2H))1/3 ,
где Кa = 410 - для косозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем yba = 0,315; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[1]):
- для шестерни : сталь : 45
термическая обработка : улучшение
твердость : HB 230
- для колеса : сталь : 45Л
термическая обработка : нормализация
твердость : HB 160
Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:
[s]H = sH lim x ZN x ZR x Zv / SH ,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :
sH lim b = 2 x HB + 70 .
sH lim(шестерня) = 2 x 230,0 + 70 = 530,0 МПа;
sH lim(колесо) = 2 x 160,0 + 70 = 390,0 МПа;
SH - коэффициент безопасности SH = 2,2; ZN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
ZN = (NHG / NHE)1/6,
где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:
NHG = 30 x HBср2.4 <= 12 x 107
NHG(шест.) = 30 x 230,02.4 = 13972305,126
NHG(кол.) = 30 x 160,02.4 = 5848024,9
NHE = mH x Nк - эквивалентное число циклов.
Nк = 60 x n x c x tS
Здесь :
- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 501,379 об./мин.; nкол. = 159,168 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=5,0 г. - срок службы передачи;
- С=2 - количество смен;
- tc=8,0 ч. - продолжительность смены.
tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч.
mH = 0,18 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:
Nк(шест.) = 60 x 501,379 x 1 x 29200,0 = 878416008,0
Nк(кол.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0
NHE(шест.) = 0,18 x 878416008,0 = 158114881,44
NHE(кол.) = 0,18 x 278862336,0 = 50195220,48
В итоге получаем:
ZN(шест.) = (13972305,126 / 158114881,44)1/6 = 0,667
Так как ZN(шест.)<1.0 , то принимаем ZN(шест.) = 1,0
ZN(кол.) = (5848024,9 / 50195220,48)1/6 = 0,699
Так как ZN(кол.)<1.0 , то принимаем ZN(кол.) = 1,0
ZR = 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.
Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1...1.15
Предварительное значение межосевого расстояния:
aw' = K x (U + 1) x (Tшест. / U)1/3
где К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда:
aw' = 10 x (3,15 + 1) x (122,653 / 3,15)1/3 = 140,66 мм.
Окружная скорость Vпредв. :
Vпредв. = 2 x p x aw' x nшест. / (6 x 104 x (U + 1)) =
2 x 3.142 x 140,66 x 501,379 / (6 x 104 x (3,15 + 1)) = 1,78 м/с
По найденной скорости получим Zv:
Zv = 0.85 x V0.1 = 0.85 x 1,780.1 = 0,9
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [s]H1 = 530,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 216,818 МПа;
для колеса [s]H2 = 390,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 159,545 МПа;
Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение находим по формуле 3.10 гл.3[1]:
[s]H = (0.5 x ( [s]H12 + [s]H22 ))1/2
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[s]H = (0.5 x (216,8182 + 159,5452))1/2 = 190,348 МПа.
Требуемое условие выполнено :
[s]H = 190,348МПа < 1.25 x [s]H2 = 1.25 x 159,545 = 199,432
Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:
[s]F = sF lim x YN x YR x YA / SF ,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем
sF lim(шестерня) = 414,0 МПа;
sF lim(колесо) = 288,0 МПа;
SF - коэффициент безопасности SF = 1,7; YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
YN = (NFG / NFE)1/6,
где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:
NFG = 4 x 106
NFE = mF x Nк - эквивалентное число циклов.
Nк = 60 x n x c x tS
Здесь :
- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 501,379 об./мин.; nкол. = 159,168 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=5,0 г. - срок службы передачи;
- С=2 - количество смен;
- tc=8,0 ч. - продолжительность смены.
tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч.
mF = 0,065 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:
Nк(шест.) = 60 x 501,379 x 1 x 29200,0 = 878416008,0
Nк(кол.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0
NFE(шест.) = 0,065 x 878416008,0 = 57097040,52
NFE(кол.) = 0,065 x 278862336,0 = 18126051,84
В итоге получаем:
YN(шест.) = (4 x 106 / 57097040,52)1/6 = 0,642
Так как YN(шест.)<1.0 , то принимаем YN(шест.) = 1,0
YN(кол.) = (4 x 106 / 18126051,84)1/6 = 0,777
Так как YN(кол.)<1.0 , то принимаем YN(кол.) = 1,0
YR = 1,0 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.
YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При реверсивной нагрузке для материала шестерни YA1 = 0,65. Для материала шестерни YA2 = 0,65 (стр. 16[2]).
Допустимые напряжения изгиба:
для шестерни [s]F1 = 414,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 158,294 МПа;
для колеса [s]F2 = 288,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 110,118 МПа;
По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности.
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):
aw = K x a x (U + 1) x (KH x Tшест. / (yba x U x [s]2H))1/3 ,
где Кa = 410 - для косозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем yba = 0,315; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:
KH = KHv x KHb x KHa
где KHv = 1,036 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KHb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KHb определяют по формуле:
KHb = 1 + (KHbo - 1) x KHw
Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHbo предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента ybd:
yba = 0.5 x yba x (U + 1) =
0.5 x 0,315 x (3,15 + 1) = 0,654
По таблице 2.7[2] KHbo = 1,091. KHw = 0,194 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:
KHb = 1 + (1,091 - 1) x 0,194 = 1,018
Коэффициент KHa определяют по формуле:
KHa = 1 + (KHao - 1) x KHw
KHao - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для косозубой передачи и для данного типа сталей колёс:
KHao = 1 + 0.25 x (nст - 5) =
1 + 0.25 x (9,0 - 5) = 2,0
Так как значение получилось большим 1.6, то принимаем KHao = 1.6
KHa = 1 + (1,6 - 1) x 0,194 = 1,116
В итоге:
KH = 1,036 x 1,018 x 1,116 = 1,176
Тогда:
aw = 410,0 x (3,15 + 1) x (1,176 x 122,653 / (0,315 x 3,15 x 190,3482))1/3 = 270,398 мм.
Принимаем ближайшее значение aw по стандартному ряду: aw = 280,0 мм.
Предварительные основные размеры колеса:
Делительный диаметр:
d2 = 2 x aw x U / (U + 1) =
2 x 280,0 x 3,15 / (3,15 + 1) = 425,06 мм.
Ширина:
b2 = yba x aw =
0,315 x 280,0 = 88,2 мм.
Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2 = 90,0 мм.
Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:
mmax = 2 x aw / (17 x (U + 1)) =
2 x 280,0 / (17 x (3,15 + 1)) = 7,938 мм.
Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:
mmin = (Km x KF x Tшест. x (U + 1)) / (aw x b2 x [s]F)
где Km = 2.8 x 103 - для косозубых передач; [s]F - наименьшее из значений [s]F1 и [s]F2.
Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:
KF = KFv x KFb x KFa
Здесь коэффициент KFv = 1,071 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KFb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:
KFb = 0.18 + 0.82 x KHbo = 0.18 + 0.82 x 1,091 = 1,074
KFa = KFbo = 1,6 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
Тогда:
KF = 1,071 x 1,074 x 1,6 = 1,841
mmin = (2.8 x 103 x 1,841 x 122,653 x (3,15 + 1)) / (280,0 x 90,0 x 110,118) = 0,946 мм.
Из полученного диапазона (mmin...mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 1,0.
Для косозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев: b = 8,0o.
Суммарное число зубьев:
ZS = 2 x aw x cos(b) / m =
2 x 280,0 x cos(8,395o) / 1,0 = 554,55
Полученное значение ZS округляем в меньшую сторону до целого числа ZS = 554. После этого определяется действительное значение угла bo наклона зубьев:
b = arccos(ZS x m / (2 x aw)) =
arccos(554,0 x 1,0 / (2 x 280,0)) = 8,395o
Число зубьев шестерни:
z1 = ZS / (U + 1) >= z1min = 17
z1 = 554 / ( 3.15 + 1) = 133,494
Принимаем z1 = 134
Коэффициент смещения x1 = 0 при z1 >= 17.
Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 = 0,0
Число зубьев колеса внешнего зацепления:
z2 = ZS - z1 = 554 - 134 = 420
Фактическое передаточное число:
Uф = z2 / z1 = 420 / 134 = 3,134
Фактическое значение передаточного числа отличается на 0,498%, что не более, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора.
Делительное межосевое расстояние:
a = 0.5 x m x (z2 + z1) / cos(b) = 0.5 x 1,0 x ( 420 + 134) / cos(8,395o) = 280,0 мм.
Коэффициент воспринимаемого смещения:
y = -(aw - a) / m = -(280,0 - 280,0) / 1,0 = 0,0
Диаметры колёс:
делительные диаметры:
d1 = z1 x m / cos(b) = 134 x 1,0 / cos(8,395o) = 135,451 мм.
d2 = 2 x aw - d1 = 2 x 280 - 135,451 = 424,549 мм.
диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:
da1 = d1 + 2 x (1 + x1 - y) x m = 135,451 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 1,0 = 137,451 мм.
df1 = d1 - 2 x (1.25 - x1) x m = 135,451 - 2 x (1.25 - 0,0) x 1,0 = 132,951 мм.
da2 = d2 + 2 x (1 + x2 - y) x m = 424,549 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 1,0 = 426,549 мм.
df2 = d2 - 2 x (1.25 - x2) x m = 424,549 - 2 x (1.25 - 0,0) x 1,0 = 422,049 мм.
Расчётное значение контактного напряжения:
sH = Zs x ((KH x Tшест. x (Uф + 1)3) / (b2 x Uф))1/2 / aw <= [s]H
где Zs = 8400 - для прямозубой передачи. Тогда:
sH = 8400 x ((1,176 x 122,653 x (3,134 + 1)3) / (90,0 x 3,134))1/2 / 280,0 =
180,365 МПа <= [s]H = 190,348 МПа.
Силы в зацеплении:
окружная:
Ft = 2 x Tшест. / d1 = 2 x 122652,556 / 135,451 = 1811,021 H;
радиальная:
Fr = Ft x tg(a) / cos(b) = 1811,021 x tg(20o) / cos(8,395o) = 666,297 H;
осевая:
Fa = Ft x tg(b) = 1811,021 x tg(8,395o) = 267,259 H.
Расчётное напряжение изгиба:
в зубьях колеса:
sF2 = KF x Ft x YFS2 x Yb x Ye / (b2 x m) <= [s]F2
в зубьях шестерни:
sF1 = sF2 x YFS1 / YFS2 <= [s]F1
Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:
zv1 = z1 / cos3(b) = 134 / cos3(8,395o) = 138,401
zv2 = z2 / cos3(b) = 420 / cos3(8,395o) = 433,795
По табл. 2.10[2]:
YFS1 = 3,59
YFS2 = 3,59
Значение коэффициента Yb, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:
Yb = 1 - b / 100 = 1 - 8,395 / 100 = 0,916
Для косозубой передачи значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 0,65.
Тогда:
sF2 = 1,841 x 1811,021 x 3,59 x 0,916 x 0,65 / (90,0 x 1,0) =
79,206 МПа <= [s]F2 = 110,118 МПа.
sF1 = 79,206 x 3,59 / 3,59 =
79,206 МПа <= [s]F1 = 158,294 МПа.
где KHv = 1,036 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KHb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KHb определяют по формуле:
KHb = 1 + (KHbo - 1) x KHw
Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHbo предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента ybd:
yba = 0.5 x yba x (U + 1) =
0.5 x 0,315 x (3,15 + 1) = 0,654
По таблице 2.7[2] KHbo = 1,091. KHw = 0,194 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:
KHb = 1 + (1,091 - 1) x 0,194 = 1,018
Коэффициент KHa определяют по формуле:
KHa = 1 + (KHao - 1) x KHw
KHao - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для косозубой передачи и для данного типа сталей колёс:
KHao = 1 + 0.25 x (nст - 5) =
1 + 0.25 x (9,0 - 5) = 2,0
Так как значение получилось большим 1.6, то принимаем KHao = 1.6
KHa = 1 + (1,6 - 1) x 0,194 = 1,116
В итоге:
KH = 1,036 x 1,018 x 1,116 = 1,176
Тогда:
aw = 410,0 x (3,15 + 1) x (1,176 x 122,653 / (0,315 x 3,15 x 190,3482))1/3 = 270,398 мм.
Принимаем ближайшее значение aw по стандартному ряду: aw = 280,0 мм.
Предварительные основные размеры колеса:
Делительный диаметр:
d2 = 2 x aw x U / (U + 1) =
2 x 280,0 x 3,15 / (3,15 + 1) = 425,06 мм.
Ширина:
b2 = yba x aw =
0,315 x 280,0 = 88,2 мм.
Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2 = 90,0 мм.
Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:
mmax = 2 x aw / (17 x (U + 1)) =
2 x 280,0 / (17 x (3,15 + 1)) = 7,938 мм.
Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:
mmin = (Km x KF x Tшест. x (U + 1)) / (aw x b2 x [s]F)
где Km = 2.8 x 103 - для косозубых передач; [s]F - наименьшее из значений [s]F1 и [s]F2.
Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:
KF = KFv x KFb x KFa
Здесь коэффициент KFv = 1,071 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KFb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:
KFb = 0.18 + 0.82 x KHbo = 0.18 + 0.82 x 1,091 = 1,074
KFa = KFbo = 1,6 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
Тогда:
KF = 1,071 x 1,074 x 1,6 = 1,841
mmin = (2.8 x 103 x 1,841 x 122,653 x (3,15 + 1)) / (280,0 x 90,0 x 110,118) = 0,946 мм.
Из полученного диапазона (mmin...mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 1,0.
Для косозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев: b = 8,0o.
Суммарное число зубьев:
ZS = 2 x aw x cos(b) / m =
2 x 280,0 x cos(8,395o) / 1,0 = 554,55
Полученное значение ZS округляем в меньшую сторону до целого числа ZS = 554. После этого определяется действительное значение угла bo наклона зубьев:
b = arccos(ZS x m / (2 x aw)) =
arccos(554,0 x 1,0 / (2 x 280,0)) = 8,395o
Число зубьев шестерни:
z1 = ZS / (U + 1) >= z1min = 17
z1 = 554 / ( 3.15 + 1) = 133,494
Принимаем z1 = 134
Коэффициент смещения x1 = 0 при z1 >= 17.
Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 = 0,0
Число зубьев колеса внешнего зацепления:
z2 = ZS - z1 = 554 - 134 = 420
Фактическое передаточное число:
Uф = z2 / z1 = 420 / 134 = 3,134
Фактическое значение передаточного числа отличается на 0,498%, что не более, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора.
Делительное межосевое расстояние:
a = 0.5 x m x (z2 + z1) / cos(b) = 0.5 x 1,0 x ( 420 + 134) / cos(8,395o) = 280,0 мм.
Коэффициент воспринимаемого смещения:
y = -(aw - a) / m = -(280,0 - 280,0) / 1,0 = 0,0
Диаметры колёс:
делительные диаметры:
d1 = z1 x m / cos(b) = 134 x 1,0 / cos(8,395o) = 135,451 мм.
d2 = 2 x aw - d1 = 2 x 280 - 135,451 = 424,549 мм.
диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:
da1 = d1 + 2 x (1 + x1 - y) x m = 135,451 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 1,0 = 137,451 мм.
df1 = d1 - 2 x (1.25 - x1) x m = 135,451 - 2 x (1.25 - 0,0) x 1,0 = 132,951 мм.
da2 = d2 + 2 x (1 + x2 - y) x m = 424,549 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 1,0 = 426,549 мм.
df2 = d2 - 2 x (1.25 - x2) x m = 424,549 - 2 x (1.25 - 0,0) x 1,0 = 422,049 мм.
Расчётное значение контактного напряжения:
sH = Zs x ((KH x Tшест. x (Uф + 1)3) / (b2 x Uф))1/2 / aw <= [s]H
где Zs = 8400 - для прямозубой передачи. Тогда:
sH = 8400 x ((1,176 x 122,653 x (3,134 + 1)3) / (90,0 x 3,134))1/2 / 280,0 =
180,365 МПа <= [s]H = 190,348 МПа.
Силы в зацеплении:
окружная:
Ft = 2 x Tшест. / d1 = 2 x 122652,556 / 135,451 = 1811,021 H;
радиальная:
Fr = Ft x tg(a) / cos(b) = 1811,021 x tg(20o) / cos(8,395o) = 666,297 H;
осевая:
Fa = Ft x tg(b) = 1811,021 x tg(8,395o) = 267,259 H.
Расчётное напряжение изгиба:
в зубьях колеса:
sF2 = KF x Ft x YFS2 x Yb x Ye / (b2 x m) <= [s]F2
в зубьях шестерни:
sF1 = sF2 x YFS1 / YFS2 <= [s]F1
Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:
zv1 = z1 / cos3(b) = 134 / cos3(8,395o) = 138,401
zv2 = z2 / cos3(b) = 420 / cos3(8,395o) = 433,795
По табл. 2.10[2]:
YFS1 = 3,59
YFS2 = 3,59
Значение коэффициента Yb, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:
Yb = 1 - b / 100 = 1 - 8,395 / 100 = 0,916
Для косозубой передачи значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 0,65.
Тогда:
sF2 = 1,841 x 1811,021 x 3,59 x 0,916 x 0,65 / (90,0 x 1,0) =
79,206 МПа <= [s]F2 = 110,118 МПа.
sF1 = 79,206 x 3,59 / 3,59 =
79,206 МПа <= [s]F1 = 158,294 МПа.
РАСЧЕТ 3-Й ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[1]):
- для шестерни : сталь : 45
термическая обработка : улучшение
твердость : HB 230
- для колеса : сталь : 45
термическая обработка : улучшение
твердость : HB 210
Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:
[s]H = sH lim x ZN x ZR x Zv / SH ,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :
sH lim b = 2 x HB + 70 .
sH lim(шестерня) = 2 x 230,0 + 70 = 530,0 МПа;
sH lim(колесо) = 2 x 210,0 + 70 = 490,0 МПа;
SH - коэффициент безопасности SH = 2,2; ZN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
ZN = (NHG / NHE)1/6,
где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:
NHG = 30 x HBср2.4 <= 12 x 107
NHG(шест.) = 30 x 230,02.4 = 13972305,126
NHG(кол.) = 30 x 210,02.4 = 11231753,462
NHE = mH x Nк - эквивалентное число циклов.
Nк = 60 x n x c x tS
Здесь :
- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 159,168 об./мин.; nкол. = 71,057 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=5,0 г. - срок службы передачи;
- С=2 - количество смен;
- tc=8,0 ч. - продолжительность смены.
tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч.
mH = 0,18 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:
Nк(шест.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0
Nк(кол.) = 60 x 71,057 x 1 x 29200,0 = 124491864,0
NHE(шест.) = 0,18 x 278862336,0 = 50195220,48
NHE(кол.) = 0,18 x 124491864,0 = 22408535,52
В итоге получаем:
ZN(шест.) = (13972305,126 / 50195220,48)1/6 = 0,808
Так как ZN(шест.)<1.0 , то принимаем ZN(шест.) = 1,0
ZN(кол.) = (11231753,462 / 22408535,52)1/6 = 0,891
Так как ZN(кол.)<1.0 , то принимаем ZN(кол.) = 1,0
ZR = 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.
Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1...1.15
Предварительное значение межосевого расстояния:
aw' = K x (U + 1) x (Tшест. / U)1/3
где К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда:
aw' = 10 x (2,24 + 1) x (372,93 / 2,24)1/3 = 178,24 мм.
Окружная скорость Vпредв. :
Vпредв. = 2 x p x aw' x nшест. / (6 x 104 x (U + 1)) =
2 x 3.142 x 178,24 x 159,168 / (6 x 104 x (2,24 + 1)) = 0,917 м/с
По найденной скорости получим Zv:
Zv = 0.85 x V0.1 = 0.85 x 0,9170.1 = 0,843
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [s]H1 = 530,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 216,818 МПа;
для колеса [s]H2 = 490,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 200,455 МПа;
Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[s]H = [s]H2 = 200,455 МПа.
Требуемое условие выполнено :
[s]H = 200,455МПа < 1.25 x [s]H2 = 1.25 x 200,455 = 250,568
Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:
[s]F = sF lim x YN x YR x YA / SF ,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем
sF lim(шестерня) = 414,0 МПа;
sF lim(колесо) = 378,0 МПа;
SF - коэффициент безопасности SF = 1,7; YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
YN = (NFG / NFE)1/6,
где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:
NFG = 4 x 106
NFE = mF x Nк - эквивалентное число циклов.
Nк = 60 x n x c x tS
Здесь :
- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 159,168 об./мин.; nкол. = 71,057 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=5,0 г. - срок службы передачи;
- С=2 - количество смен;
- tc=8,0 ч. - продолжительность смены.
tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч.
mF = 0,065 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:
Nк(шест.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0
Nк(кол.) = 60 x 71,057 x 1 x 29200,0 = 124491864,0
NFE(шест.) = 0,065 x 278862336,0 = 18126051,84
NFE(кол.) = 0,065 x 124491864,0 = 8091971,16
В итоге получаем:
YN(шест.) = (4 x 106 / 18126051,84)1/6 = 0,777
Так как YN(шест.)<1.0 , то принимаем YN(шест.) = 1,0
YN(кол.) = (4 x 106 / 8091971,16)1/6 = 0,889
Так как YN(кол.)<1.0 , то принимаем YN(кол.) = 1,0
YR = 1,0 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.
YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При реверсивной нагрузке для материала шестерни YA1 = 0,65. Для материала шестерни YA2 = 0,65 (стр. 16[2]).
Допустимые напряжения изгиба:
для шестерни [s]F1 = 414,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 158,294 МПа;
для колеса [s]F2 = 378,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 144,529 МПа;
По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности.
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):
aw = K x a x (U + 1) x (KH x Tшест. / (yba x U x [s]2H))1/3 ,
где Кa = 450 - для прямозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем yba = 0,315; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:
KH = KHv x KHb x KHa
где KHv = 1,06 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KHb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KHb определяют по формуле:
KHb = 1 + (KHbo - 1) x KHw
Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHbo предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента ybd:
yba = 0.5 x yba x (U + 1) =
0.5 x 0,315 x (2,24 + 1) = 0,51
По таблице 2.7[2] KHbo = 1,067. KHw = 0,174 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:
KHb = 1 + (1,067 - 1) x 0,174 = 1,012
Коэффициент KHa определяют по формуле:
KHa = 1 + (KHao - 1) x KHw
KHao - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для прямозубой передачи:
KHao = 1 + 0.06 x (nст - 5) =
1 + 0.06 x (9,0 - 5) = 1,24
KHa = 1 + (1,24 - 1) x 0,174 = 1,042
В итоге:
KH = 1,06 x 1,012 x 1,042 = 1,117
Тогда:
aw = 450,0 x (2,24 + 1) x (1,117 x 372,93 / (0,315 x 2,24 x 200,4552))1/3 = 357,111 мм.
Принимаем ближайшее значение aw по стандартному ряду: aw = 360,0 мм.
Предварительные основные размеры колеса:
Делительный диаметр:
d2 = 2 x aw x U / (U + 1) =
2 x 360,0 x 2,24 / (2,24 + 1) = 497,778 мм.
Ширина:
b2 = yba x aw =
0,315 x 360,0 = 113,4 мм.
Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2 = 110,0 мм.
Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:
mmax = 2 x aw / (17 x (U + 1)) =
2 x 360,0 / (17 x (2,24 + 1)) = 13,072 мм.
Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:
mmin = (Km x KF x Tшест. x (U + 1)) / (aw x b2 x [s]F)
где Km = 3.4 x 103 - для прямозубых передач; [s]F - наименьшее из значений [s]F1 и [s]F2.
Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:
KF = KFv x KFb x KFa
Здесь коэффициент KFv = 1,018 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KFb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:
KFb = 0.18 + 0.82 x KHbo = 0.18 + 0.82 x 1,067 = 1,055
KFa = KFbo = 1,24 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
Тогда:
KF = 1,018 x 1,055 x 1,24 = 1,331
mmin = (3.4 x 103 x 1,331 x 372,93 x (2,24 + 1)) / (360,0 x 110,0 x 144,529) = 0,955 мм.
Из полученного диапазона (mmin...mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 3,0.
Для прямозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев: b = 0o.
Суммарное число зубьев:
ZS = 2 x aw x cos(b) / m =
2 x 360,0 x cos(0,0o) / 3,0 = 240,0
Полученное значение ZS округляем в меньшую сторону до целого числа ZS = 240. После этого определяется действительное значение угла bo наклона зубьев:
b = arccos(ZS x m / (2 x aw)) =
arccos(240,0 x 3,0 / (2 x 360,0)) = 0,0o
Число зубьев шестерни:
z1 = ZS / (U + 1) >= z1min = 17
z1 = 240 / ( 2.24 + 1) = 74,074
Принимаем z1 = 75
Коэффициент смещения x1 = 0 при z1 >= 17.
Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 = 0,0
Число зубьев колеса внешнего зацепления:
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[1]):
- для шестерни : сталь : 45
термическая обработка : улучшение
твердость : HB 230
- для колеса : сталь : 45
термическая обработка : улучшение
твердость : HB 210
Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:
[s]H = sH lim x ZN x ZR x Zv / SH ,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :
sH lim b = 2 x HB + 70 .
sH lim(шестерня) = 2 x 230,0 + 70 = 530,0 МПа;
sH lim(колесо) = 2 x 210,0 + 70 = 490,0 МПа;
SH - коэффициент безопасности SH = 2,2; ZN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
ZN = (NHG / NHE)1/6,
где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:
NHG = 30 x HBср2.4 <= 12 x 107
NHG(шест.) = 30 x 230,02.4 = 13972305,126
NHG(кол.) = 30 x 210,02.4 = 11231753,462
NHE = mH x Nк - эквивалентное число циклов.
Nк = 60 x n x c x tS
Здесь :
- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 159,168 об./мин.; nкол. = 71,057 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=5,0 г. - срок службы передачи;
- С=2 - количество смен;
- tc=8,0 ч. - продолжительность смены.
tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч.
mH = 0,18 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:
Nк(шест.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0
Nк(кол.) = 60 x 71,057 x 1 x 29200,0 = 124491864,0
NHE(шест.) = 0,18 x 278862336,0 = 50195220,48
NHE(кол.) = 0,18 x 124491864,0 = 22408535,52
В итоге получаем:
ZN(шест.) = (13972305,126 / 50195220,48)1/6 = 0,808
Так как ZN(шест.)<1.0 , то принимаем ZN(шест.) = 1,0
ZN(кол.) = (11231753,462 / 22408535,52)1/6 = 0,891
Так как ZN(кол.)<1.0 , то принимаем ZN(кол.) = 1,0
ZR = 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.
Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1...1.15
Предварительное значение межосевого расстояния:
aw' = K x (U + 1) x (Tшест. / U)1/3
где К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда:
aw' = 10 x (2,24 + 1) x (372,93 / 2,24)1/3 = 178,24 мм.
Окружная скорость Vпредв. :
Vпредв. = 2 x p x aw' x nшест. / (6 x 104 x (U + 1)) =
2 x 3.142 x 178,24 x 159,168 / (6 x 104 x (2,24 + 1)) = 0,917 м/с
По найденной скорости получим Zv:
Zv = 0.85 x V0.1 = 0.85 x 0,9170.1 = 0,843
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [s]H1 = 530,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 216,818 МПа;
для колеса [s]H2 = 490,0 x 1,0 x 0,9 x 1,0 / 2,2 = 200,455 МПа;
Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[s]H = [s]H2 = 200,455 МПа.
Требуемое условие выполнено :
[s]H = 200,455МПа < 1.25 x [s]H2 = 1.25 x 200,455 = 250,568
Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:
[s]F = sF lim x YN x YR x YA / SF ,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем
sF lim(шестерня) = 414,0 МПа;
sF lim(колесо) = 378,0 МПа;
SF - коэффициент безопасности SF = 1,7; YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
YN = (NFG / NFE)1/6,
где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:
NFG = 4 x 106
NFE = mF x Nк - эквивалентное число циклов.
Nк = 60 x n x c x tS
Здесь :
- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 159,168 об./мин.; nкол. = 71,057 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
tS = 365 x Lг x C x tc - пордолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=5,0 г. - срок службы передачи;
- С=2 - количество смен;
- tc=8,0 ч. - продолжительность смены.
tS = 365 x 5,0 x 2 x 8,0 = 29200,0 ч.
mF = 0,065 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:
Nк(шест.) = 60 x 159,168 x 1 x 29200,0 = 278862336,0
Nк(кол.) = 60 x 71,057 x 1 x 29200,0 = 124491864,0
NFE(шест.) = 0,065 x 278862336,0 = 18126051,84
NFE(кол.) = 0,065 x 124491864,0 = 8091971,16
В итоге получаем:
YN(шест.) = (4 x 106 / 18126051,84)1/6 = 0,777
Так как YN(шест.)<1.0 , то принимаем YN(шест.) = 1,0
YN(кол.) = (4 x 106 / 8091971,16)1/6 = 0,889
Так как YN(кол.)<1.0 , то принимаем YN(кол.) = 1,0
YR = 1,0 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.
YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При реверсивной нагрузке для материала шестерни YA1 = 0,65. Для материала шестерни YA2 = 0,65 (стр. 16[2]).
Допустимые напряжения изгиба:
для шестерни [s]F1 = 414,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 158,294 МПа;
для колеса [s]F2 = 378,0 x 1,0 x 1,0 x 0,65 / 1,7 = 144,529 МПа;
По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности.
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):
aw = K x a x (U + 1) x (KH x Tшест. / (yba x U x [s]2H))1/3 ,
где Кa = 450 - для прямозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем yba = 0,315; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:
KH = KHv x KHb x KHa
где KHv = 1,06 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KHb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KHb определяют по формуле:
KHb = 1 + (KHbo - 1) x KHw
Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHbo предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента ybd:
yba = 0.5 x yba x (U + 1) =
0.5 x 0,315 x (2,24 + 1) = 0,51
По таблице 2.7[2] KHbo = 1,067. KHw = 0,174 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:
KHb = 1 + (1,067 - 1) x 0,174 = 1,012
Коэффициент KHa определяют по формуле:
KHa = 1 + (KHao - 1) x KHw
KHao - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для прямозубой передачи:
KHao = 1 + 0.06 x (nст - 5) =
1 + 0.06 x (9,0 - 5) = 1,24
KHa = 1 + (1,24 - 1) x 0,174 = 1,042
В итоге:
KH = 1,06 x 1,012 x 1,042 = 1,117
Тогда:
aw = 450,0 x (2,24 + 1) x (1,117 x 372,93 / (0,315 x 2,24 x 200,4552))1/3 = 357,111 мм.
Принимаем ближайшее значение aw по стандартному ряду: aw = 360,0 мм.
Предварительные основные размеры колеса:
Делительный диаметр:
d2 = 2 x aw x U / (U + 1) =
2 x 360,0 x 2,24 / (2,24 + 1) = 497,778 мм.
Ширина:
b2 = yba x aw =
0,315 x 360,0 = 113,4 мм.
Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2 = 110,0 мм.
Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:
mmax = 2 x aw / (17 x (U + 1)) =
2 x 360,0 / (17 x (2,24 + 1)) = 13,072 мм.
Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:
mmin = (Km x KF x Tшест. x (U + 1)) / (aw x b2 x [s]F)
где Km = 3.4 x 103 - для прямозубых передач; [s]F - наименьшее из значений [s]F1 и [s]F2.
Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:
KF = KFv x KFb x KFa
Здесь коэффициент KFv = 1,018 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KFb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:
KFb = 0.18 + 0.82 x KHbo = 0.18 + 0.82 x 1,067 = 1,055
KFa = KFbo = 1,24 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
Тогда:
KF = 1,018 x 1,055 x 1,24 = 1,331
mmin = (3.4 x 103 x 1,331 x 372,93 x (2,24 + 1)) / (360,0 x 110,0 x 144,529) = 0,955 мм.
Из полученного диапазона (mmin...mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 3,0.
Для прямозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев: b = 0o.
Суммарное число зубьев:
ZS = 2 x aw x cos(b) / m =
2 x 360,0 x cos(0,0o) / 3,0 = 240,0
Полученное значение ZS округляем в меньшую сторону до целого числа ZS = 240. После этого определяется действительное значение угла bo наклона зубьев:
b = arccos(ZS x m / (2 x aw)) =
arccos(240,0 x 3,0 / (2 x 360,0)) = 0,0o
Число зубьев шестерни:
z1 = ZS / (U + 1) >= z1min = 17
z1 = 240 / ( 2.24 + 1) = 74,074
Принимаем z1 = 75
Коэффициент смещения x1 = 0 при z1 >= 17.
Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 = 0,0
Число зубьев колеса внешнего зацепления:
z2 = ZS - z1 = 240 - 75 = 165
Фактическое передаточное число:
Uф = z2 / z1 = 165 / 75 = 2,2
Фактическое значение передаточного числа отличается на 1,786%, что не более, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора.
Делительное межосевое расстояние:
a = 0.5 x m x (z2 + z1) / cos(b) = 0.5 x 3,0 x ( 165 + 75) / cos(0,0o) = 360,0 мм.
Коэффициент воспринимаемого смещения:
y = -(aw - a) / m = -(360,0 - 360,0) / 3,0 = 0,0
Диаметры колёс:
делительные диаметры:
d1 = z1 x m / cos(b) = 75 x 3,0 / cos(0,0o) = 225,0 мм.
d2 = 2 x aw - d1 = 2 x 360 - 225,0 = 495,0 мм.
диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:
da1 = d1 + 2 x (1 + x1 - y) x m = 225,0 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 3,0 = 231,0 мм.
df1 = d1 - 2 x (1.25 - x1) x m = 225,0 - 2 x (1.25 - 0,0) x 3,0 = 217,5 мм.
da2 = d2 + 2 x (1 + x2 - y) x m = 495,0 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 3,0 = 501,0 мм.
df2 = d2 - 2 x (1.25 - x2) x m = 495,0 - 2 x (1.25 - 0,0) x 3,0 = 487,5 мм.
Расчётное значение контактного напряжения:
sH = Zs x ((KH x Tшест. x (Uф + 1)3) / (b2 x Uф))1/2 / aw <= [s]H
где Zs = 9600 - для прямозубой передачи. Тогда:
sH = 9600 x ((1,117 x 372,93 x (2,2 + 1)3) / (110,0 x 2,2))1/2 / 360,0 =
200,286 МПа <= [s]H = 200,455 МПа.
Силы в зацеплении:
окружная:
Ft = 2 x Tшест. / d1 = 2 x 372929,696 / 225,0 = 3314,931 H;
радиальная:
Fr = Ft x tg(a) / cos(b) = 3314,931 x tg(20o) / cos(0,0o) = 1206,536 H;
осевая:
Fa = Ft x tg(b) = 3314,931 x tg(0,0o) = 0,0 H.
Расчётное напряжение изгиба:
в зубьях колеса:
sF2 = KF x Ft x YFS2 x Yb x Ye / (b2 x m) <= [s]F2
в зубьях шестерни:
sF1 = sF2 x YFS1 / YFS2 <= [s]F1
Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:
zv1 = z1 / cos3(b) = 75 / cos3(0,0o) = 75,0
zv2 = z2 / cos3(b) = 165 / cos3(0,0o) = 165,0
По табл. 2.10[2]:
YFS1 = 3,605
YFS2 = 3,59
Значение коэффициента Yb, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:
Yb = 1 - b / 100 = 1 - 0,0 / 100 = 1,0
Для прямозубой передачи для 9-й точности значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 1.
Тогда:
sF2 = 1,331 x 3314,931 x 3,59 x 1,0 x 1,0 / (110,0 x 3,0) =
47,997 МПа <= [s]F2 = 144,529 МПа.
sF1 = 47,997 x 3,605 / 3,59 =
48,198 МПа <= [s]F1 = 158,294 МПа.
Фактическое передаточное число:
Uф = z2 / z1 = 165 / 75 = 2,2
Фактическое значение передаточного числа отличается на 1,786%, что не более, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора.
Делительное межосевое расстояние:
a = 0.5 x m x (z2 + z1) / cos(b) = 0.5 x 3,0 x ( 165 + 75) / cos(0,0o) = 360,0 мм.
Коэффициент воспринимаемого смещения:
y = -(aw - a) / m = -(360,0 - 360,0) / 3,0 = 0,0
Диаметры колёс:
делительные диаметры:
d1 = z1 x m / cos(b) = 75 x 3,0 / cos(0,0o) = 225,0 мм.
d2 = 2 x aw - d1 = 2 x 360 - 225,0 = 495,0 мм.
диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:
da1 = d1 + 2 x (1 + x1 - y) x m = 225,0 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 3,0 = 231,0 мм.
df1 = d1 - 2 x (1.25 - x1) x m = 225,0 - 2 x (1.25 - 0,0) x 3,0 = 217,5 мм.
da2 = d2 + 2 x (1 + x2 - y) x m = 495,0 + 2 x (1 + 0,0 - 0,0) x 3,0 = 501,0 мм.
df2 = d2 - 2 x (1.25 - x2) x m = 495,0 - 2 x (1.25 - 0,0) x 3,0 = 487,5 мм.
Расчётное значение контактного напряжения:
sH = Zs x ((KH x Tшест. x (Uф + 1)3) / (b2 x Uф))1/2 / aw <= [s]H
где Zs = 9600 - для прямозубой передачи. Тогда:
sH = 9600 x ((1,117 x 372,93 x (2,2 + 1)3) / (110,0 x 2,2))1/2 / 360,0 =
200,286 МПа <= [s]H = 200,455 МПа.
Силы в зацеплении:
окружная:
Ft = 2 x Tшест. / d1 = 2 x 372929,696 / 225,0 = 3314,931 H;
радиальная:
Fr = Ft x tg(a) / cos(b) = 3314,931 x tg(20o) / cos(0,0o) = 1206,536 H;
осевая:
Fa = Ft x tg(b) = 3314,931 x tg(0,0o) = 0,0 H.
Расчётное напряжение изгиба:
в зубьях колеса:
sF2 = KF x Ft x YFS2 x Yb x Ye / (b2 x m) <= [s]F2
в зубьях шестерни:
sF1 = sF2 x YFS1 / YFS2 <= [s]F1
Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:
zv1 = z1 / cos3(b) = 75 / cos3(0,0o) = 75,0
zv2 = z2 / cos3(b) = 165 / cos3(0,0o) = 165,0
По табл. 2.10[2]:
YFS1 = 3,605
YFS2 = 3,59
Значение коэффициента Yb, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:
Yb = 1 - b / 100 = 1 - 0,0 / 100 = 1,0
Для прямозубой передачи для 9-й точности значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 1.
Тогда:
sF2 = 1,331 x 3314,931 x 3,59 x 1,0 x 1,0 / (110,0 x 3,0) =
47,997 МПа <= [s]F2 = 144,529 МПа.
sF1 = 47,997 x 3,605 / 3,59 =
48,198 МПа <= [s]F1 = 158,294 МПа.
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ
Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Диаметр вала при допускаемом напряжении [tкр] = 20 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:
dв >= (16 x Tк / (p x [tк]))1/3
В е д у щ и й в а л.
dв = (16 x 122652,556 / (3,142 x 25))1/3 = 29,235 мм.
Под 1-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 36,0 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45,0 мм.
Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 50,0 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45,0 мм.
2 - й в а л.
dв = (16 x 372929,696 / (3,142 x 25))1/3 = 42,353 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45,0 мм.
Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 55,0 мм.
Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 50,0 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45,0 мм.
В ы х о д н о й в а л.
dв = (16 x 806333,672 / (3,142 x 25))1/3 = 54,766 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 65,0 мм.
Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 70,0 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 65,0 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 60,0 мм.
Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.
Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Диаметр вала при допускаемом напряжении [tкр] = 20 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:
dв >= (16 x Tк / (p x [tк]))1/3
В е д у щ и й в а л.
dв = (16 x 122652,556 / (3,142 x 25))1/3 = 29,235 мм.
Под 1-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 36,0 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45,0 мм.
Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 50,0 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45,0 мм.
2 - й в а л.
dв = (16 x 372929,696 / (3,142 x 25))1/3 = 42,353 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45,0 мм.
Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 55,0 мм.
Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 50,0 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45,0 мм.
В ы х о д н о й в а л.
dв = (16 x 806333,672 / (3,142 x 25))1/3 = 54,766 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 65,0 мм.
Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 70,0 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 65,0 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 60,0 мм.
Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРЕН И КОЛЁС
ВЕДУЩИЙ ШКИВ 1-Й РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 48,0 = 72,0 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1,2...1,5) x dвала = 1,2 x 48,0 = 57,6 мм = 95,0 мм.Толщина обода:dо = (1,1...1,3) x h = 1,1 x 8,7 = 9,57 мм = 10,0 мм.
где h = 8,7 мм - глубина канавки под ремень от делительного диаметра.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = d1 - 2 x do = 160,0 - 2 x 10,0 = 140,0 мм = 122,6 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (122,6 + 72,0) = 97,3 мм = 97,0 мм
где Doбода = 122,6 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (122,6 + 72,0) / 4 = 12,65 мм = 13,0 мм.
ВЕДОМЫЙ ШКИВ 1-Й РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 36,0 = 54,0 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1...1,5) x dвала = 1,2 x 36,0 = 43,2 мм = 95,0 мм.Толщина обода:dо = (1,1...1,3) x h = 1,1 x 8,7 = 9,57 мм = 10,0 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = d2 - 2 x do = 224,0 - 2 x 10,0 = 204,0 мм = 186,6 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (186,6 + 54,0) = 120,3 мм = 120,0 мм
где Doбода = 186,6 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (186,6 + 54,0) / 4 = 33,15 мм = 33,0 мм.
ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ШЕСТЕРНЯ 2-Й ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 50,0 = 75,0 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 50,0 = 40,0 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b1 = 95,0 мм.
Толщина обода: dо = 2,2 x mn + 0,05 x b1 = 2,2 x 1,0 + 0,05 x 1,0 = 6,95 мм = 7,0 мм.
где b1 = 95,0 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина диска: С = 0,5 x (dо + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (7,0 + 0,5 x (75,0 - 50,0)) = 9,75 мм = 24,0 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = Df1 - 2 x do = 132,951 - 2 x 7,0 = 118,951 мм = 119,0 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (119,0 + 75,0) = 97,0 мм = 98,0 мм
где Doбода = 119,0 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (119,0 + 75,0) / 4 = 11,0 мм
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1,0 = 0,5 мм
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1,0 мм.
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЕ КОЛЕСО 2-Й ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 55,0 = 82,5 мм. = 82,0 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 55,0 = 44,0 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b2 = 90,0 мм.
Толщина обода: dо = 2,2 x mn + 0,05 x b2 = 2,2 x 1,0 + 0,05 x 1,0 = 6,7 мм = 7,0 мм.
где b2 = 90,0 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина диска: С = 0,5 x (dо + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (7,0 + 0,5 x (82,0 - 55,0)) = 10,25 мм = 22,0 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = Df2 - 2 x do = 422,049 - 2 x 7,0 = 408,049 мм = 408,0 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (408,0 + 82,0) = 245,0 мм = 246,0 мм
где Doбода = 408,0 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (408,0 + 82,0) / 4 = 81,5 мм = 82,0 мм.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1,0 = 0,5 мм
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1,0 мм.
ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ШЕСТЕРНЯ 3-Й ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 50,0 = 75,0 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 50,0 = 40,0 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b1 = 115,0 мм.
Толщина обода: dо = 2,2 x mn + 0,05 x b1 = 2,2 x 3,0 + 0,05 x 3,0 = 12,35 мм = 12,0 мм.
где b1 = 115,0 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина диска: С = 0,5 x (dо + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (12,0 + 0,5 x (75,0 - 50,0)) = 12,25 мм = 29,0 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = Df1 - 2 x do = 217,5 - 2 x 12,0 = 193,5 мм = 194,0 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (194,0 + 75,0) = 134,5 мм = 135,0 мм
где Doбода = 194,0 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (194,0 + 75,0) / 4 = 29,75 мм = 30,0 мм.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 3,0 = 1,5 мм
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 2,0 мм.
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЕ КОЛЕСО 3-Й ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 70,0 = 105,0 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 70,0 = 56,0 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b2 = 110,0 мм.
Толщина обода: dо = 2,2 x mn + 0,05 x b2 = 2,2 x 3,0 + 0,05 x 3,0 = 12,1 мм = 12,0 мм.
где b2 = 110,0 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина диска: С = 0,5 x (dо + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (12,0 + 0,5 x (105,0 - 70,0)) = 14,75 мм = 28,0 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = Df2 - 2 x do = 487,5 - 2 x 12,0 = 463,5 мм = 464,0 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (464,0 + 105,0) = 284,5 мм = 285,0 мм
где Doбода = 464,0 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (464,0 + 105,0) / 4 = 89,75 мм = 90,0 мм.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 3,0 = 1,5 мм
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 2,0 мм.
ВЕДУЩИЙ ШКИВ 1-Й РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 48,0 = 72,0 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1,2...1,5) x dвала = 1,2 x 48,0 = 57,6 мм = 95,0 мм.Толщина обода:dо = (1,1...1,3) x h = 1,1 x 8,7 = 9,57 мм = 10,0 мм.
где h = 8,7 мм - глубина канавки под ремень от делительного диаметра.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = d1 - 2 x do = 160,0 - 2 x 10,0 = 140,0 мм = 122,6 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (122,6 + 72,0) = 97,3 мм = 97,0 мм
где Doбода = 122,6 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (122,6 + 72,0) / 4 = 12,65 мм = 13,0 мм.
ВЕДОМЫЙ ШКИВ 1-Й РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 36,0 = 54,0 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1...1,5) x dвала = 1,2 x 36,0 = 43,2 мм = 95,0 мм.Толщина обода:dо = (1,1...1,3) x h = 1,1 x 8,7 = 9,57 мм = 10,0 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = d2 - 2 x do = 224,0 - 2 x 10,0 = 204,0 мм = 186,6 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (186,6 + 54,0) = 120,3 мм = 120,0 мм
где Doбода = 186,6 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (186,6 + 54,0) / 4 = 33,15 мм = 33,0 мм.
ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ШЕСТЕРНЯ 2-Й ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 50,0 = 75,0 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 50,0 = 40,0 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b1 = 95,0 мм.
Толщина обода: dо = 2,2 x mn + 0,05 x b1 = 2,2 x 1,0 + 0,05 x 1,0 = 6,95 мм = 7,0 мм.
где b1 = 95,0 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина диска: С = 0,5 x (dо + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (7,0 + 0,5 x (75,0 - 50,0)) = 9,75 мм = 24,0 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = Df1 - 2 x do = 132,951 - 2 x 7,0 = 118,951 мм = 119,0 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (119,0 + 75,0) = 97,0 мм = 98,0 мм
где Doбода = 119,0 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (119,0 + 75,0) / 4 = 11,0 мм
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1,0 = 0,5 мм
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1,0 мм.
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЕ КОЛЕСО 2-Й ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 55,0 = 82,5 мм. = 82,0 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 55,0 = 44,0 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b2 = 90,0 мм.
Толщина обода: dо = 2,2 x mn + 0,05 x b2 = 2,2 x 1,0 + 0,05 x 1,0 = 6,7 мм = 7,0 мм.
где b2 = 90,0 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина диска: С = 0,5 x (dо + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (7,0 + 0,5 x (82,0 - 55,0)) = 10,25 мм = 22,0 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = Df2 - 2 x do = 422,049 - 2 x 7,0 = 408,049 мм = 408,0 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (408,0 + 82,0) = 245,0 мм = 246,0 мм
где Doбода = 408,0 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (408,0 + 82,0) / 4 = 81,5 мм = 82,0 мм.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 1,0 = 0,5 мм
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1,0 мм.
ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ШЕСТЕРНЯ 3-Й ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 50,0 = 75,0 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 50,0 = 40,0 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b1 = 115,0 мм.
Толщина обода: dо = 2,2 x mn + 0,05 x b1 = 2,2 x 3,0 + 0,05 x 3,0 = 12,35 мм = 12,0 мм.
где b1 = 115,0 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина диска: С = 0,5 x (dо + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (12,0 + 0,5 x (75,0 - 50,0)) = 12,25 мм = 29,0 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = Df1 - 2 x do = 217,5 - 2 x 12,0 = 193,5 мм = 194,0 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (194,0 + 75,0) = 134,5 мм = 135,0 мм
где Doбода = 194,0 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (194,0 + 75,0) / 4 = 29,75 мм = 30,0 мм.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 3,0 = 1,5 мм
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 2,0 мм.
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЕ КОЛЕСО 3-Й ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 70,0 = 105,0 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 70,0 = 56,0 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b2 = 110,0 мм.
Толщина обода: dо = 2,2 x mn + 0,05 x b2 = 2,2 x 3,0 + 0,05 x 3,0 = 12,1 мм = 12,0 мм.
где b2 = 110,0 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина диска: С = 0,5 x (dо + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (12,0 + 0,5 x (105,0 - 70,0)) = 14,75 мм = 28,0 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = Df2 - 2 x do = 487,5 - 2 x 12,0 = 463,5 мм = 464,0 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (464,0 + 105,0) = 284,5 мм = 285,0 мм
где Doбода = 464,0 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (464,0 + 105,0) / 4 = 89,75 мм = 90,0 мм.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 3,0 = 1,5 мм
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 2,0 мм.
ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
ВЕДУЩИЙ ШКИВ 1-Й РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 89002,493 / (48,0 x (90,0 - 14,0) x (9,0 - 5,5)) = 13,941 МПа <= [sсм]
где Т = 89002,493 Нxмм - момент на валу; dвала = 48,0 мм - диаметр вала; h = 9,0 мм - высота шпонки; b = 14,0 мм - ширина шпонки; l = 90,0 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75,0 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 89002,493 / (48,0 x (90,0 - 14,0) x 14,0) = 3,485 МПа <= [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Все условия прочности выполнены.
ВЕДОМЫЙ ШКИВ 1-Й РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 10x8. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 122652,556 / (36,0 x (90,0 - 10,0) x (8,0 - 5,0)) = 28,392 МПа <= [sсм]
где Т = 122652,556 Нxмм - момент на валу; dвала = 36,0 мм - диаметр вала; h = 8,0 мм - высота шпонки; b = 10,0 мм - ширина шпонки; l = 90,0 мм - длина шпонки; t1 = 5,0 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75,0 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 122652,556 / (36,0 x (90,0 - 10,0) x 10,0) = 8,518 МПа <= [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Все условия прочности выполнены.
ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ШЕСТЕРНЯ 2-Й ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 122652,556 / (50,0 x (90,0 - 14,0) x (9,0 - 5,5)) = 18,444 МПа <= [sсм]
где Т = 122652,556 Нxмм - момент на валу; dвала = 50,0 мм - диаметр вала; h = 9,0 мм - высота шпонки; b = 14,0 мм - ширина шпонки; l = 90,0 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75,0 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 122652,556 / (50,0 x (90,0 - 14,0) x 14,0) = 4,611 МПа <= [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Все условия прочности выполнены.
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЕ КОЛЕСО 2-Й ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 16x10. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 372929,696 / (55,0 x (80,0 - 16,0) x (10,0 - 6,0)) = 52,973 МПа <= [sсм]
где Т = 372929,696 Нxмм - момент на валу; dвала = 55,0 мм - диаметр вала; h = 10,0 мм - высота шпонки; b = 16,0 мм - ширина шпонки; l = 80,0 мм - длина шпонки; t1 = 6,0 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75,0 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 372929,696 / (55,0 x (80,0 - 16,0) x 16,0) = 13,243 МПа <= [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Все условия прочности выполнены.
ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ШЕСТЕРНЯ 3-Й ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 372929,696 / (50,0 x (110,0 - 14,0) x (9,0 - 5,5)) = 44,396 МПа <= [sсм]
где Т = 372929,696 Нxмм - момент на валу; dвала = 50,0 мм - диаметр вала; h = 9,0 мм - высота шпонки; b = 14,0 мм - ширина шпонки; l = 110,0 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75,0 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 372929,696 / (50,0 x (110,0 - 14,0) x 14,0) = 11,099 МПа <= [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Все условия прочности выполнены.
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЕ КОЛЕСО 3-Й ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 20x12. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 806333,672 / (70,0 x (100,0 - 20,0) x (12,0 - 7,5)) = 63,995 МПа <= [sсм]
где Т = 806333,672 Нxмм - момент на валу; dвала = 70,0 мм - диаметр вала; h = 12,0 мм - высота шпонки; b = 20,0 мм - ширина шпонки; l = 100,0 мм - длина шпонки; t1 = 7,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75,0 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 806333,672 / (70,0 x (100,0 - 20,0) x 20,0) = 14,399 МПа <= [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Все условия прочности выполнены.
ВЕДУЩИЙ ШКИВ 1-Й РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 89002,493 / (48,0 x (90,0 - 14,0) x (9,0 - 5,5)) = 13,941 МПа <= [sсм]
где Т = 89002,493 Нxмм - момент на валу; dвала = 48,0 мм - диаметр вала; h = 9,0 мм - высота шпонки; b = 14,0 мм - ширина шпонки; l = 90,0 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75,0 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 89002,493 / (48,0 x (90,0 - 14,0) x 14,0) = 3,485 МПа <= [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Все условия прочности выполнены.
ВЕДОМЫЙ ШКИВ 1-Й РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 10x8. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 122652,556 / (36,0 x (90,0 - 10,0) x (8,0 - 5,0)) = 28,392 МПа <= [sсм]
где Т = 122652,556 Нxмм - момент на валу; dвала = 36,0 мм - диаметр вала; h = 8,0 мм - высота шпонки; b = 10,0 мм - ширина шпонки; l = 90,0 мм - длина шпонки; t1 = 5,0 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75,0 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 122652,556 / (36,0 x (90,0 - 10,0) x 10,0) = 8,518 МПа <= [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Все условия прочности выполнены.
ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ШЕСТЕРНЯ 2-Й ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 122652,556 / (50,0 x (90,0 - 14,0) x (9,0 - 5,5)) = 18,444 МПа <= [sсм]
где Т = 122652,556 Нxмм - момент на валу; dвала = 50,0 мм - диаметр вала; h = 9,0 мм - высота шпонки; b = 14,0 мм - ширина шпонки; l = 90,0 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75,0 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 122652,556 / (50,0 x (90,0 - 14,0) x 14,0) = 4,611 МПа <= [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Все условия прочности выполнены.
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЕ КОЛЕСО 2-Й ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 16x10. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 372929,696 / (55,0 x (80,0 - 16,0) x (10,0 - 6,0)) = 52,973 МПа <= [sсм]
где Т = 372929,696 Нxмм - момент на валу; dвала = 55,0 мм - диаметр вала; h = 10,0 мм - высота шпонки; b = 16,0 мм - ширина шпонки; l = 80,0 мм - длина шпонки; t1 = 6,0 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75,0 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 372929,696 / (55,0 x (80,0 - 16,0) x 16,0) = 13,243 МПа <= [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Все условия прочности выполнены.
ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ШЕСТЕРНЯ 3-Й ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 372929,696 / (50,0 x (110,0 - 14,0) x (9,0 - 5,5)) = 44,396 МПа <= [sсм]
где Т = 372929,696 Нxмм - момент на валу; dвала = 50,0 мм - диаметр вала; h = 9,0 мм - высота шпонки; b = 14,0 мм - ширина шпонки; l = 110,0 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75,0 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 372929,696 / (50,0 x (110,0 - 14,0) x 14,0) = 11,099 МПа <= [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Все условия прочности выполнены.
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЕ КОЛЕСО 3-Й ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 20x12. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
sсм = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =
2 x 806333,672 / (70,0 x (100,0 - 20,0) x (12,0 - 7,5)) = 63,995 МПа <= [sсм]
где Т = 806333,672 Нxмм - момент на валу; dвала = 70,0 мм - диаметр вала; h = 12,0 мм - высота шпонки; b = 20,0 мм - ширина шпонки; l = 100,0 мм - длина шпонки; t1 = 7,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75,0 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
tср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =
2 x 806333,672 / (70,0 x (100,0 - 20,0) x 20,0) = 14,399 МПа <= [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x [sсм] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.
Все условия прочности выполнены.
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА
Для редукторов толщину стенки корпуса, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жёсткости корпуса, вычисляют по формуле:
d = 1.3 x (T(тихоходная ступень))1/4 = 1.3 x 806,3341/4 = 6,927 мм
Так как должно быть d >= 8.0 мм, принимаем d = 8.0 мм.
В местах расположения обработанных платиков, приливов, бобышек, во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:
d1 = 1.5 x d = 1.5 x 8,0 = 12,0 мм
Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягают радиусом
r = 0.5 x d = 0.5 x 8,0 = 4,0 мм. Плоскости стенок, встречающиеся под тупым углом, сопрягают радиусом R = 1.5 x d = 1.5 x 8,0 = 12,0 мм.
Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна 0,8 x d = 0,8 x 8,0 = 6,4 мм.
Учитывая неточности литья, размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2...4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.
Для редукторов толщину стенки корпуса, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жёсткости корпуса, вычисляют по формуле:
d = 1.3 x (T(тихоходная ступень))1/4 = 1.3 x 806,3341/4 = 6,927 мм
Так как должно быть d >= 8.0 мм, принимаем d = 8.0 мм.
В местах расположения обработанных платиков, приливов, бобышек, во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:
d1 = 1.5 x d = 1.5 x 8,0 = 12,0 мм
Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягают радиусом
r = 0.5 x d = 0.5 x 8,0 = 4,0 мм. Плоскости стенок, встречающиеся под тупым углом, сопрягают радиусом R = 1.5 x d = 1.5 x 8,0 = 12,0 мм.
Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна 0,8 x d = 0,8 x 8,0 = 6,4 мм.
Учитывая неточности литья, размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2...4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.
Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков, высота h которых принимается h = (0,4...0,5) x d. Принимаем h = 0,5 x 8,0 = 4,0 мм.
Толщина стенки крышки корпуса d3 = 0,9 x d = 0,9 x 6,927 = 6,235 мм. Округляя, получим
d3 = 6,0 мм.
Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:
d = 1,25 x (T(тихоходная ступень))1/3 = 1,25 x 806,3341/3 = 11,635 мм
Принимаем d = 12,0 мм.
Диаметр штифтов dшт = (0,7...0,8) x d = 0,7 x 12,0 = 8,4 мм. Принимаем dшт = 9,0 мм.
Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):
dф = 1.25 x d = 1.25 x 12,0 = 15,0 мм. Принимаем dф = 16,0 мм.
Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:
h0 = 2,5 x d = 2,5 x 16,0 = 40,0 мм.
Толщина стенки крышки корпуса d3 = 0,9 x d = 0,9 x 6,927 = 6,235 мм. Округляя, получим
d3 = 6,0 мм.
Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:
d = 1,25 x (T(тихоходная ступень))1/3 = 1,25 x 806,3341/3 = 11,635 мм
Принимаем d = 12,0 мм.
Диаметр штифтов dшт = (0,7...0,8) x d = 0,7 x 12,0 = 8,4 мм. Принимаем dшт = 9,0 мм.
Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):
dф = 1.25 x d = 1.25 x 12,0 = 15,0 мм. Принимаем dф = 16,0 мм.
Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:
h0 = 2,5 x d = 2,5 x 16,0 = 40,0 мм.
РАСЧЕТ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ
1-Й ВАЛ.
Силы, действующие на вал, плечи сил Fa и углы контактов элементов передач:
Fy1 = -2309,12 H
Fx3 = -1811,021 H
Fy3 = -666,297 H
Fz3 = -267,259 H
H3 = 67,726 мм
a3 = 90,0o
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:
Rx2 = ( - F3 x Hx3 x - Fx1 x ( L1 + L2 + L3 ) - Fx3 x L3 ) / ( L2 + L3 )
= ( - 0,0 x 0,0 x - (0,0) x (95,0 + 85,0 + 198,0) - (-1811,021) x 198,0) / (85,0 + 198,0)
= 1267,075 H
Ry2 = ( - F3 x Hy3 x - Fy1 x ( L1 + L2 + L3 ) - Fy3 x L3 ) / ( L2 + L3 )
= ( - 0,0 x 67,726 x - (-2309,12) x (95,0 + 85,0 + 198,0) - (-666,297) x 198,0) / (85,0 + 198,0)
= 3614,397 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:
Rx4 = - Fx1 - Rx2 - Fx3
= - (0,0) - 1267,075 - (-1811,021)
= 543,946 H
Ry4 = - Fy1 - Ry2 - Fy3
= - (-2309,12) - 3614,397 - (-666,297)
= -638,98 H
Суммарные реакции опор:
R2 = (Rx22 + Ry22)1/2 = (1267,0752 + 3614,3972)1/2 = 3830,058 H;
R4 = (Rx42 + Ry42)1/2 = (543,9462 + (-638,98)2)1/2 = 839,151 H;
2-Й ВАЛ.
Силы, действующие на вал, плечи сил Fa и углы контактов элементов передач:
Fx2 = -1811,021 H
Fy2 = 666,297 H
Fz2 = 267,259 H
H2 = 212,274 мм
a2 = 270,0o
Fx3 = -3314,931 H
Fy3 = -1206,536 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:
Rx1 = ( - F2 x Hx2 x - Fx2 x ( L2 + L3 ) - Fx3 x L3 ) / ( L1 + L2 + L3 )
= ( - 0,0 x (0,0) x - (-1811,021) x (103,0 + 95,0) - (-3314,931) x 95,0) / (85,0 + 103,0 + 95,0)
= 2379,861 H
Ry1 = ( - F2 x Hy2 x - Fy2 x ( L2 + L3 ) - Fy3 x L3 ) / ( L1 + L2 + L3 )
= ( - 0,0 x (-212,274) x - 666,297 x (103,0 + 95,0) - (-1206,536) x 95,0) / (85,0 + 103,0 + 95,0)
= 139,316 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:
Rx4 = - Rx1 - Fx2 - Fx3
= - 2379,861 - (-1811,021) - (-3314,931)
= 2746,091 H
Ry4 = - Ry1 - Fy2 - Fy3
= - 139,316 - 666,297 - (-1206,536)
= 400,924 H
Суммарные реакции опор:
R1 = (Rx12 + Ry12)1/2 = (2379,8612 + 139,3162)1/2 = 2383,935 H;
R4 = (Rx42 + Ry42)1/2 = (2746,0912 + 400,9242)1/2 = 2775,204 H;
3-Й ВАЛ.
Силы, действующие на вал, плечи сил Fa и углы контактов элементов передач:
Fx2 = -3314,931 H
Fy2 = 1206,536 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:
Rx1 = ( - Fx2 x L2 ) / ( L1 + L2 )
= ( - (-3314,931) x 95,0) / (188,0 + 95,0)
= 1112,786 H
Ry1 = ( - Fy2 x L2 ) / ( L1 + L2 )
= ( - 1206,536 x 95,0) / (188,0 + 95,0)
= -405,021 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:
Rx3 = - Rx1 - Fx2
= - 1112,786 - (-3314,931)
= 2202,145 H
Ry3 = - Ry1 - Fy2
= - (-405,021) - 1206,536
= -801,515 H
Суммарные реакции опор:
R1 = (Rx12 + Ry12)1/2 = (1112,7862 + (-405,021)2)1/2 = 1184,202 H;
R3 = (Rx32 + Ry32)1/2 = (2202,1452 + (-801,515)2)1/2 = 2343,473 H;
1-Й ВАЛ.
2-Й ВАЛ.
3-Й ВАЛ.
1-Й ВАЛ.
Силы, действующие на вал, плечи сил Fa и углы контактов элементов передач:
Fy1 = -2309,12 H
Fx3 = -1811,021 H
Fy3 = -666,297 H
Fz3 = -267,259 H
H3 = 67,726 мм
a3 = 90,0o
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:
Rx2 = ( - F3 x Hx3 x - Fx1 x ( L1 + L2 + L3 ) - Fx3 x L3 ) / ( L2 + L3 )
= ( - 0,0 x 0,0 x - (0,0) x (95,0 + 85,0 + 198,0) - (-1811,021) x 198,0) / (85,0 + 198,0)
= 1267,075 H
Ry2 = ( - F3 x Hy3 x - Fy1 x ( L1 + L2 + L3 ) - Fy3 x L3 ) / ( L2 + L3 )
= ( - 0,0 x 67,726 x - (-2309,12) x (95,0 + 85,0 + 198,0) - (-666,297) x 198,0) / (85,0 + 198,0)
= 3614,397 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:
Rx4 = - Fx1 - Rx2 - Fx3
= - (0,0) - 1267,075 - (-1811,021)
= 543,946 H
Ry4 = - Fy1 - Ry2 - Fy3
= - (-2309,12) - 3614,397 - (-666,297)
= -638,98 H
Суммарные реакции опор:
R2 = (Rx22 + Ry22)1/2 = (1267,0752 + 3614,3972)1/2 = 3830,058 H;
R4 = (Rx42 + Ry42)1/2 = (543,9462 + (-638,98)2)1/2 = 839,151 H;
2-Й ВАЛ.
Силы, действующие на вал, плечи сил Fa и углы контактов элементов передач:
Fx2 = -1811,021 H
Fy2 = 666,297 H
Fz2 = 267,259 H
H2 = 212,274 мм
a2 = 270,0o
Fx3 = -3314,931 H
Fy3 = -1206,536 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:
Rx1 = ( - F2 x Hx2 x - Fx2 x ( L2 + L3 ) - Fx3 x L3 ) / ( L1 + L2 + L3 )
= ( - 0,0 x (0,0) x - (-1811,021) x (103,0 + 95,0) - (-3314,931) x 95,0) / (85,0 + 103,0 + 95,0)
= 2379,861 H
Ry1 = ( - F2 x Hy2 x - Fy2 x ( L2 + L3 ) - Fy3 x L3 ) / ( L1 + L2 + L3 )
= ( - 0,0 x (-212,274) x - 666,297 x (103,0 + 95,0) - (-1206,536) x 95,0) / (85,0 + 103,0 + 95,0)
= 139,316 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:
Rx4 = - Rx1 - Fx2 - Fx3
= - 2379,861 - (-1811,021) - (-3314,931)
= 2746,091 H
Ry4 = - Ry1 - Fy2 - Fy3
= - 139,316 - 666,297 - (-1206,536)
= 400,924 H
Суммарные реакции опор:
R1 = (Rx12 + Ry12)1/2 = (2379,8612 + 139,3162)1/2 = 2383,935 H;
R4 = (Rx42 + Ry42)1/2 = (2746,0912 + 400,9242)1/2 = 2775,204 H;
3-Й ВАЛ.
Силы, действующие на вал, плечи сил Fa и углы контактов элементов передач:
Fx2 = -3314,931 H
Fy2 = 1206,536 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:
Rx1 = ( - Fx2 x L2 ) / ( L1 + L2 )
= ( - (-3314,931) x 95,0) / (188,0 + 95,0)
= 1112,786 H
Ry1 = ( - Fy2 x L2 ) / ( L1 + L2 )
= ( - 1206,536 x 95,0) / (188,0 + 95,0)
= -405,021 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:
Rx3 = - Rx1 - Fx2
= - 1112,786 - (-3314,931)
= 2202,145 H
Ry3 = - Ry1 - Fy2
= - (-405,021) - 1206,536
= -801,515 H
Суммарные реакции опор:
R1 = (Rx12 + Ry12)1/2 = (1112,7862 + (-405,021)2)1/2 = 1184,202 H;
R3 = (Rx32 + Ry32)1/2 = (2202,1452 + (-801,515)2)1/2 = 2343,473 H;
1-Й ВАЛ.
| Z |
| X |
| Y |
| 1 |
| 95 |
| 2 |
| 85 |
| 3 |
| 198 |
| 4 |
| Fy1 |
| Fx1 |
| Fy3 |
| Fx3 |
| Fz3 |
| Ry2 |
| Rx2 |
| Ry4 |
| Rx4 |
| 219366,425 |
| 166151,807 |
| 152820,214 |
| -219366,425 |
| -126518,135 |
 | |||||||||||||
 | |||||||||||||
 | |||||||||||||
| |||||||||||||
| |||||||||||||
 | |||||||||||||
| |||||||||||||
| |||||||||||||
 | |||||||||||||
 | |||||||||||||
| |||||||||||||
 | |||||||||||||
| |||||||||||||
2-Й ВАЛ.
| Z |
| X |
| Y |
| 1 |
| 85 |
| 2 |
| 103 |
| 3 |
| 95 |
| 4 |
| Fy2 |
| Fx2 |
| Fz2 |
| Fy3 |
| Fx3 |
| Ry1 |
| Rx1 |
| Ry4 |
| Rx4 |
| 11841,842 |
| 202288,169 |
| 260878,648 |
| 207209,186 |
| 202634,481 |
| 263644,353 |
| ||||||||||||||
 | ||||||||||||||
 | ||||||||||||||
| ||||||||||||||
 | ||||||||||||||
| ||||||||||||||
| ||||||||||||||
 | ||||||||||||||
| ||||||||||||||
 | ||||||||||||||
| ||||||||||||||
 | ||||||||||||||
| ||||||||||||||
3-Й ВАЛ.
| Z |
| X |
| Y |
| 1 |
| 188 |
| 2 |
| 95 |
| 3 |
| 130 |
| 4 |
| Fy2 |
| Fx2 |
| Ry1 |
| Rx1 |
| Ry3 |
| Rx3 |
| -76143,938 |
| |||||||||||||
 | |||||||||||||
| |||||||||||||
| |||||||||||||
 | |||||||||||||
| |||||||||||||
| |||||||||||||
 | |||||||||||||
| |||||||||||||
 | |||||||||||||
| |||||||||||||
 | |||||||||||||
| |||||||||||||
ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ
1-Й ВАЛ.
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 309 средней серии со следующими параметрами:
d = 45,0 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 100,0 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 52,7 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 30,0 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = 3830,0585 H;
Pr2 = 839,1505 H.
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х x V x Pr1 + Y x Pa) x Кб x Кт,
где - Pr1 = 3830,0585 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 267,2588 H - осевая нагрузка; V = 1,0 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1,0 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение Fa / Co = 267,2588 / 30000,0 = 0,0089; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,1209.
Отношение Fa / (Pr1 x V) = 267,2588 / (3830,0585 x 1,0) = 0,0698 <= e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1,0; Y = 0,0.
Тогда: Pэ = (1,0 x 1,0 x 3830,0585 + 0,0 x 267,2588) x 1,1 x 1,0 = 4213,0643 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = (C / Рэ)3 = (52700,0 / 4213,0643)3 = 1957,2107 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = L x 106 / (60 x n1) = 1957,2107 x 106 / (60 x 501,3793) = 65060,8785 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n1 = 501,3793 об/мин - частота вращения вала.
2-Й ВАЛ.
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 309 средней серии со следующими параметрами:
d = 45,0 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 100,0 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 52,7 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 30,0 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = 2383,9351 H;
Pr2 = 2775,2037 H.
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х x V x Pr2 + Y x Pa) x Кб x Кт,
где - Pr2 = 2775,2037 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 267,2588 H - осевая нагрузка; V = 1,0 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1,0 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение Fa / Co = 267,2588 / 30000,0 = 0,0089; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,1209.
Отношение Fa / (Pr2 x V) = 267,2588 / (2775,2037 x 1,0) = 0,0963 <= e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1,0; Y = 0,0.
Тогда: Pэ = (1,0 x 1,0 x 2775,2037 + 0,0 x 267,2588) x 1,1 x 1,0 = 3052,7241 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = (C / Рэ)3 = (52700,0 / 3052,7241)3 = 5144,8081 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = L x 106 / (60 x n2) = 5144,8081 x 106 / (60 x 159,168) = 538718,7349 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n2 = 159,168 об/мин - частота вращения вала.
3-Й ВАЛ.
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 313 средней серии со следующими параметрами:
d = 65,0 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 140,0 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 92,3 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 56,0 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = 1184,202 H;
Pr2 = 2343,4735 H.
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х x V x Pr2 + Y x Pa) x Кб x Кт,
где - Pr2 = 2343,4735 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0,0 H - осевая нагрузка; V = 1,0 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1,0 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение Fa / Co = 0,0 / 56000,0 = 0,0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,0.
Отношение Fa / (Pr2 x V) = 0,0 / (2343,4735 x 1,0) = 0,0 <= e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1,0; Y = 0,0.
Тогда: Pэ = (1,0 x 1,0 x 2343,4735 + 0,0 x 0,0) x 1,1 x 1,0 = 2577,8208 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = (C / Рэ)3 = (92300,0 / 2577,8208)3 = 45903,6185 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = L x 106 / (60 x n3) = 45903,6185 x 106 / (60 x 71,0572) = 10766829,4647 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n3 = 71,0572 об/мин - частота вращения вала.
1-Й ВАЛ.
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 309 средней серии со следующими параметрами:
d = 45,0 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 100,0 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 52,7 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 30,0 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = 3830,0585 H;
Pr2 = 839,1505 H.
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х x V x Pr1 + Y x Pa) x Кб x Кт,
где - Pr1 = 3830,0585 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 267,2588 H - осевая нагрузка; V = 1,0 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1,0 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение Fa / Co = 267,2588 / 30000,0 = 0,0089; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,1209.
Отношение Fa / (Pr1 x V) = 267,2588 / (3830,0585 x 1,0) = 0,0698 <= e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1,0; Y = 0,0.
Тогда: Pэ = (1,0 x 1,0 x 3830,0585 + 0,0 x 267,2588) x 1,1 x 1,0 = 4213,0643 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = (C / Рэ)3 = (52700,0 / 4213,0643)3 = 1957,2107 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = L x 106 / (60 x n1) = 1957,2107 x 106 / (60 x 501,3793) = 65060,8785 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n1 = 501,3793 об/мин - частота вращения вала.
2-Й ВАЛ.
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 309 средней серии со следующими параметрами:
d = 45,0 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 100,0 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 52,7 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 30,0 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = 2383,9351 H;
Pr2 = 2775,2037 H.
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х x V x Pr2 + Y x Pa) x Кб x Кт,
где - Pr2 = 2775,2037 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 267,2588 H - осевая нагрузка; V = 1,0 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1,0 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение Fa / Co = 267,2588 / 30000,0 = 0,0089; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,1209.
Отношение Fa / (Pr2 x V) = 267,2588 / (2775,2037 x 1,0) = 0,0963 <= e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1,0; Y = 0,0.
Тогда: Pэ = (1,0 x 1,0 x 2775,2037 + 0,0 x 267,2588) x 1,1 x 1,0 = 3052,7241 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = (C / Рэ)3 = (52700,0 / 3052,7241)3 = 5144,8081 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = L x 106 / (60 x n2) = 5144,8081 x 106 / (60 x 159,168) = 538718,7349 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n2 = 159,168 об/мин - частота вращения вала.
3-Й ВАЛ.
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 313 средней серии со следующими параметрами:
d = 65,0 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 140,0 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 92,3 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 56,0 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = 1184,202 H;
Pr2 = 2343,4735 H.
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х x V x Pr2 + Y x Pa) x Кб x Кт,
где - Pr2 = 2343,4735 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0,0 H - осевая нагрузка; V = 1,0 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1,0 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение Fa / Co = 0,0 / 56000,0 = 0,0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,0.
Отношение Fa / (Pr2 x V) = 0,0 / (2343,4735 x 1,0) = 0,0 <= e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1,0; Y = 0,0.
Тогда: Pэ = (1,0 x 1,0 x 2343,4735 + 0,0 x 0,0) x 1,1 x 1,0 = 2577,8208 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = (C / Рэ)3 = (92300,0 / 2577,8208)3 = 45903,6185 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = L x 106 / (60 x n3) = 45903,6185 x 106 / (60 x 71,0572) = 10766829,4647 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n3 = 71,0572 об/мин - частота вращения вала.
УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ
РАСЧЁТ 1-ГО ВАЛА.
Крутящий момент на валу Tкр. = 122652,556 Hxмм.
РАСЧЁТ 1-ГО ВАЛА.
Крутящий момент на валу Tкр. = 122652,556 Hxмм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности sb = 780,0 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1 = 0,43 x sb = 0,43 x 780,0 = 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1 = 0,58 x s-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
2-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 45,0 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es x b)) x sv + ys x sm) , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 219366,425 / 8946,176 = 24,521 МПа,
здесь
Wнетто = p x D3 / 32 =
3,1416 x 45,03 / 32 = 8946,176 мм3
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p x D2 / 4) = 267,259 / (3,142 x 45,02 / 4) = 0,168 МПа, Fa = -267,259 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks/es = 4,0 - находим по таблице 8.7[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((4,0 / 0,97) x 24,521 + 0,2 x 0,168) = 3,316.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et x b)) x tv + yt x tm), где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 122652,556 / 17892,352 = 3,428 МПа,
здесь
Wк нетто = p x D3 / 16 =
3,1416 x 45,03 / 16 = 17892,352 мм3
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt/et = 2,8 - находим по таблице 8.7[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((2,8 / 0,97) x 3,428 + 0,1 x 3,428) = 19,004.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss x St / (Ss2 + St2)1/2 = 3,316 x 19,004 / (3,3162 + 19,0042)1/2 = 3,267
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
3-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 50,0 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 14,0 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 5,5 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es x b)) x sv + ys x sm) , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 166151,807 / 10747,054 = 15,46 МПа,
здесь
Wнетто = p x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 50,03 / 32 - 14,0 x 5,5 x (50,0 - 5,5)2/ (2 x 50,0) = 10747,054 мм3,
где b=14,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p x D2 / 4) = 267,259 / (3,142 x 50,02 / 4) = 0,136 МПа, Fa = -267,259 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- es = 0,82 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,82 x 0,97)) x 15,46 + 0,2 x 0,136) = 9,579.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et x b)) x tv + yt x tm), где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 122652,556 / 23018,9 = 2,664 МПа,
здесь
Wк нетто = p x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 50,03 / 16 - 14,0 x 5,5 x (50,0 - 5,5)2/ (2 x 50,0) = 23018,9 мм3,
где b=14,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- et = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 x 0,97)) x 2,664 + 0,1 x 2,664) = 28,044.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss x St / (Ss2 + St2)1/2 = 9,579 x 28,044 / (9,5792 + 28,0442)1/2 = 9,065
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
РАСЧЁТ 2-ГО ВАЛА.
Крутящий момент на валу Tкр. = 372929,696 Hxмм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности sb = 780,0 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1 = 0,43 x sb = 0,43 x 780,0 = 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1 = 0,58 x s-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
2-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 55,0 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 16,0 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 6,0 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es x b)) x sv + ys x sm) , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 207209,186 / 14238,409 = 14,553 МПа,
здесь
Wнетто = p x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 55,03 / 32 - 16,0 x 6,0 x (55,0 - 6,0)2/ (2 x 55,0) = 14238,409 мм3,
где b=16,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=6,0 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p x D2 / 4) = 267,259 / (3,142 x 55,02 / 4) = 0,112 МПа, Fa = 267,259 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- es = 0,76 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,76 x 0,97)) x 14,553 + 0,2 x 0,112) = 9,433.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et x b)) x tv + yt x tm), где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 372929,696 / 30572,237 = 6,099 МПа,
здесь
Wк нетто = p x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 55,03 / 16 - 16,0 x 6,0 x (55,0 - 6,0)2/ (2 x 55,0) = 30572,237 мм3,
где b=16,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=6,0 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- et = 0,65 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,65 x 0,97)) x 6,099 + 0,1 x 6,099) = 11,406.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss x St / (Ss2 + St2)1/2 = 9,433 x 11,406 / (9,4332 + 11,4062)1/2 = 7,269
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
3-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 50,0 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 14,0 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 5,5 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es x b)) x sv + ys x sm) , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 263644,353 / 10747,054 = 24,532 МПа,
здесь
Wнетто = p x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 50,03 / 32 - 14,0 x 5,5 x (50,0 - 5,5)2/ (2 x 50,0) = 10747,054 мм3,
где b=14,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p x D2 / 4) = 267,259 / (3,142 x 50,02 / 4) = 0,136 МПа, Fa = 267,259 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- es = 0,82 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,82 x 0,97)) x 24,532 + 0,2 x 0,136) = 6,039.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et x b)) x tv + yt x tm), где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 372929,696 / 23018,9 = 8,101 МПа,
здесь
Wк нетто = p x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 50,03 / 16 - 14,0 x 5,5 x (50,0 - 5,5)2/ (2 x 50,0) = 23018,9 мм3,
где b=14,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- et = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 x 0,97)) x 8,101 + 0,1 x 8,101) = 9,223.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss x St / (Ss2 + St2)1/2 = 6,039 x 9,223 / (6,0392 + 9,2232)1/2 = 5,052
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
РАСЧЁТ 3-ГО ВАЛА.
Крутящий момент на валу Tкр. = 806333,672 Hxмм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности sb = 780,0 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1 = 0,43 x sb = 0,43 x 780,0 = 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1 = 0,58 x s-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
2-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 70,0 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 20,0 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 7,5 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es x b)) x sv + ys x sm) , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 222629,98 / 29488,678 = 7,55 МПа,
здесь
Wнетто = p x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 70,03 / 32 - 20,0 x 7,5 x (70,0 - 7,5)2/ (2 x 70,0) = 29488,678 мм3,
где b=20,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=7,5 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p x D2 / 4) = 0,0 / (3,142 x 70,02 / 4) = 0,0 МПа, Fa = 0,0 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- es = 0,76 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,76 x 0,97)) x 7,55 + 0,2 x 0,0) = 18,195.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et x b)) x tv + yt x tm), где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 806333,672 / 63162,625 = 6,383 МПа,
здесь
Wк нетто = p x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 70,03 / 16 - 20,0 x 7,5 x (70,0 - 7,5)2/ (2 x 70,0) = 63162,625 мм3,
где b=20,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=7,5 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- et = 0,65 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,65 x 0,97)) x 6,383 + 0,1 x 6,383) = 10,899.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss x St / (Ss2 + St2)1/2 = 18,195 x 10,899 / (18,1952 + 10,8992)1/2 = 9,35
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
4-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 60,0 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et x b)) x tv + yt x tm), где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 806333,672 / 39462,051 = 10,217 МПа,
здесь
Wк нетто = p x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 60,03 / 16 - 18,0 x 7,0 x (60,0 - 7,0)2/ (2 x 60,0) = 39462,051 мм3
где b=18,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=7,0 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- et = 0,65 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,65 x 0,97)) x 10,217 + 0,1 x 10,217) = 6,809.
ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для редукторов должна быть 2,5 x Т1/2.
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим Мизг. = 2,5 x Tкр1/2 x l / 2 = 2,5 x 806333,6721/2 x 80 / 2 = 89796,084 Н*мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es x b)) x sv + ys x sm) , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 89796,084 / 18256,3 = 4,919 МПа,
здесь
Wнетто = p x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 60,03 / 32 - 18,0 x 7,0 x (60,0 - 7,0)2/ (2 x 60,0) = 18256,3 мм3,
где b=18,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=7,0 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p x D2 / 4) = 0 / (3,142 x 60,02 / 4) = 0,0 МПа, Fa = 0 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- es = 0,76 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,76 x 0,97)) x 4,919 + 0,2 x 0,0) = 27,927.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss x St / (Ss2 + St2)1/2 = 27,927 x 6,809 / (27,9272 + 6,8092)1/2 = 6,616
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
- предел прочности sb = 780,0 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1 = 0,43 x sb = 0,43 x 780,0 = 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1 = 0,58 x s-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
2-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 45,0 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es x b)) x sv + ys x sm) , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 219366,425 / 8946,176 = 24,521 МПа,
здесь
Wнетто = p x D3 / 32 =
3,1416 x 45,03 / 32 = 8946,176 мм3
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p x D2 / 4) = 267,259 / (3,142 x 45,02 / 4) = 0,168 МПа, Fa = -267,259 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks/es = 4,0 - находим по таблице 8.7[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((4,0 / 0,97) x 24,521 + 0,2 x 0,168) = 3,316.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et x b)) x tv + yt x tm), где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 122652,556 / 17892,352 = 3,428 МПа,
здесь
Wк нетто = p x D3 / 16 =
3,1416 x 45,03 / 16 = 17892,352 мм3
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt/et = 2,8 - находим по таблице 8.7[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((2,8 / 0,97) x 3,428 + 0,1 x 3,428) = 19,004.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss x St / (Ss2 + St2)1/2 = 3,316 x 19,004 / (3,3162 + 19,0042)1/2 = 3,267
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
3-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 50,0 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 14,0 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 5,5 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es x b)) x sv + ys x sm) , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 166151,807 / 10747,054 = 15,46 МПа,
здесь
Wнетто = p x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 50,03 / 32 - 14,0 x 5,5 x (50,0 - 5,5)2/ (2 x 50,0) = 10747,054 мм3,
где b=14,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p x D2 / 4) = 267,259 / (3,142 x 50,02 / 4) = 0,136 МПа, Fa = -267,259 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- es = 0,82 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,82 x 0,97)) x 15,46 + 0,2 x 0,136) = 9,579.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et x b)) x tv + yt x tm), где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 122652,556 / 23018,9 = 2,664 МПа,
здесь
Wк нетто = p x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 50,03 / 16 - 14,0 x 5,5 x (50,0 - 5,5)2/ (2 x 50,0) = 23018,9 мм3,
где b=14,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- et = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 x 0,97)) x 2,664 + 0,1 x 2,664) = 28,044.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss x St / (Ss2 + St2)1/2 = 9,579 x 28,044 / (9,5792 + 28,0442)1/2 = 9,065
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
РАСЧЁТ 2-ГО ВАЛА.
Крутящий момент на валу Tкр. = 372929,696 Hxмм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности sb = 780,0 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1 = 0,43 x sb = 0,43 x 780,0 = 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1 = 0,58 x s-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
2-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 55,0 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 16,0 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 6,0 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es x b)) x sv + ys x sm) , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 207209,186 / 14238,409 = 14,553 МПа,
здесь
Wнетто = p x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 55,03 / 32 - 16,0 x 6,0 x (55,0 - 6,0)2/ (2 x 55,0) = 14238,409 мм3,
где b=16,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=6,0 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p x D2 / 4) = 267,259 / (3,142 x 55,02 / 4) = 0,112 МПа, Fa = 267,259 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- es = 0,76 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,76 x 0,97)) x 14,553 + 0,2 x 0,112) = 9,433.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et x b)) x tv + yt x tm), где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 372929,696 / 30572,237 = 6,099 МПа,
здесь
Wк нетто = p x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 55,03 / 16 - 16,0 x 6,0 x (55,0 - 6,0)2/ (2 x 55,0) = 30572,237 мм3,
где b=16,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=6,0 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- et = 0,65 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,65 x 0,97)) x 6,099 + 0,1 x 6,099) = 11,406.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss x St / (Ss2 + St2)1/2 = 9,433 x 11,406 / (9,4332 + 11,4062)1/2 = 7,269
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
3-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 50,0 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 14,0 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 5,5 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es x b)) x sv + ys x sm) , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 263644,353 / 10747,054 = 24,532 МПа,
здесь
Wнетто = p x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 50,03 / 32 - 14,0 x 5,5 x (50,0 - 5,5)2/ (2 x 50,0) = 10747,054 мм3,
где b=14,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p x D2 / 4) = 267,259 / (3,142 x 50,02 / 4) = 0,136 МПа, Fa = 267,259 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- es = 0,82 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,82 x 0,97)) x 24,532 + 0,2 x 0,136) = 6,039.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et x b)) x tv + yt x tm), где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 372929,696 / 23018,9 = 8,101 МПа,
здесь
Wк нетто = p x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 50,03 / 16 - 14,0 x 5,5 x (50,0 - 5,5)2/ (2 x 50,0) = 23018,9 мм3,
где b=14,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- et = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 x 0,97)) x 8,101 + 0,1 x 8,101) = 9,223.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss x St / (Ss2 + St2)1/2 = 6,039 x 9,223 / (6,0392 + 9,2232)1/2 = 5,052
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
РАСЧЁТ 3-ГО ВАЛА.
Крутящий момент на валу Tкр. = 806333,672 Hxмм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности sb = 780,0 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1 = 0,43 x sb = 0,43 x 780,0 = 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1 = 0,58 x s-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
2-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 70,0 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 20,0 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 7,5 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es x b)) x sv + ys x sm) , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 222629,98 / 29488,678 = 7,55 МПа,
здесь
Wнетто = p x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 70,03 / 32 - 20,0 x 7,5 x (70,0 - 7,5)2/ (2 x 70,0) = 29488,678 мм3,
где b=20,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=7,5 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p x D2 / 4) = 0,0 / (3,142 x 70,02 / 4) = 0,0 МПа, Fa = 0,0 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- es = 0,76 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,76 x 0,97)) x 7,55 + 0,2 x 0,0) = 18,195.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et x b)) x tv + yt x tm), где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 806333,672 / 63162,625 = 6,383 МПа,
здесь
Wк нетто = p x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 70,03 / 16 - 20,0 x 7,5 x (70,0 - 7,5)2/ (2 x 70,0) = 63162,625 мм3,
где b=20,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=7,5 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- et = 0,65 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,65 x 0,97)) x 6,383 + 0,1 x 6,383) = 10,899.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss x St / (Ss2 + St2)1/2 = 18,195 x 10,899 / (18,1952 + 10,8992)1/2 = 9,35
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
4-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 60,0 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et x b)) x tv + yt x tm), где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 806333,672 / 39462,051 = 10,217 МПа,
здесь
Wк нетто = p x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 60,03 / 16 - 18,0 x 7,0 x (60,0 - 7,0)2/ (2 x 60,0) = 39462,051 мм3
где b=18,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=7,0 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- et = 0,65 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St = 194,532 / ((1,7 / (0,65 x 0,97)) x 10,217 + 0,1 x 10,217) = 6,809.
ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для редукторов должна быть 2,5 x Т1/2.
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим Мизг. = 2,5 x Tкр1/2 x l / 2 = 2,5 x 806333,6721/2 x 80 / 2 = 89796,084 Н*мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es x b)) x sv + ys x sm) , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 89796,084 / 18256,3 = 4,919 МПа,
здесь
Wнетто = p x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =
3,142 x 60,03 / 32 - 18,0 x 7,0 x (60,0 - 7,0)2/ (2 x 60,0) = 18256,3 мм3,
где b=18,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=7,0 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p x D2 / 4) = 0 / (3,142 x 60,02 / 4) = 0,0 МПа, Fa = 0 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- es = 0,76 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,76 x 0,97)) x 4,919 + 0,2 x 0,0) = 27,927.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss x St / (Ss2 + St2)1/2 = 27,927 x 6,809 / (27,9272 + 6,8092)1/2 = 6,616
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ РЕДУКТОРА
Для проектируемого редуктора площадь телоотводящей поверхности А = 1,089 мм2 (здесь учитывалась также площадь днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).
По формуле 10.1[1] условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:
Dt = tм - tв = Pтр x (1 - h) / (Kt x A) <= [Dt],
где Ртр = 6,776 кВт - требуемая мощность для работы привода; tм - температура масла; tв - температура воздуха.
Считаем, что обеспечивается нормальная циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплоотдачи Kt = 15 Вт/(м2xoC). Тогда:
Dt = 6775,872 x (1 - 0,885) / (15 x 1,089) = 47,5o <= [Dt],
где [Dt] = 50oС - допускаемый перепад температур.
Температура лежит в пределах нормы.
Для проектируемого редуктора площадь телоотводящей поверхности А = 1,089 мм2 (здесь учитывалась также площадь днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).
По формуле 10.1[1] условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:
Dt = tм - tв = Pтр x (1 - h) / (Kt x A) <= [Dt],
где Ртр = 6,776 кВт - требуемая мощность для работы привода; tм - температура масла; tв - температура воздуха.
Считаем, что обеспечивается нормальная циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплоотдачи Kt = 15 Вт/(м2xoC). Тогда:
Dt = 6775,872 x (1 - 0,885) / (15 x 1,089) = 47,5o <= [Dt],
где [Dt] = 50oС - допускаемый перепад температур.
Температура лежит в пределах нормы.
ВЫБОР СОРТА МАСЛА
Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V = 0,25 x 6,776 = 1,694 дм3.
По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sH = 200,286 МПа и скорости v = 1,875 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 32,0 x 10-6 м/с2По таблице 10.10[1] принимаем масло авиационное МС-22 (по ГОСТ 20799-75*).
Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшинпиков заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.
Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V = 0,25 x 6,776 = 1,694 дм3.
По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sH = 200,286 МПа и скорости v = 1,875 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 32,0 x 10-6 м/с2По таблице 10.10[1] принимаем масло авиационное МС-22 (по ГОСТ 20799-75*).
Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшинпиков заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.
ВЫБОР ПОСАДОК
Посадки элементов передач на валы - Н7/р6, что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.
Посадка муфты на выходной вал редуктора - Н8/h8.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 8.11[1].
Посадки элементов передач на валы - Н7/р6, что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.
Посадка муфты на выходной вал редуктора - Н8/h8.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 8.11[1].
ТЕХНОЛОГИЯ СБОРКИ РЕДУКТОРА
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.
На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.
На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г. 416с.
2. Дунаев П.Ф. ,Леликов О.П. 'Детали машин. Курсовое проектирование', М.: Высшая школа, 2003. 495 c.
3. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983. 384 c.
4. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983. 575 c.
5. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986. 360 с.
6. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979. 367 с.
7. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975. 542 с.
8. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986. 402 c.
9. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984. 310 c.
10. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978. 311 c.
11. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983.588 c.
12. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984. 280 с.
13. 'Проектирование механических передач' / Под ред. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984. 558 c.
Курсовой проект выполнен на сайте Детали машин
www.detm.narod.ru
Выполняем следующие виды расчетов :
· расчет плоскоременной передачи
· расчет клиноременной передачи
· расчет цепной передасчи
· расчет конической передачи
· расчет цилиндрической передачи
· расчет червячной передачи
· кинематический расчет привода
· рачет одно-двух-трех ступечатого редуктора
· расчет цилиндрического редуктора
· расчет червячного редектора
· расчет червячно - цилиндрического редектора
· расчет коническо - цилиндрического редектора
· и других видов редукторов и приводов ( до шести передач одновременно)
1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г. 416с.
2. Дунаев П.Ф. ,Леликов О.П. 'Детали машин. Курсовое проектирование', М.: Высшая школа, 2003. 495 c.
3. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983. 384 c.
4. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983. 575 c.
5. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986. 360 с.
6. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979. 367 с.
7. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975. 542 с.
8. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986. 402 c.
9. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984. 310 c.
10. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978. 311 c.
11. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983.588 c.
12. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984. 280 с.
13. 'Проектирование механических передач' / Под ред. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984. 558 c.
Курсовой проект выполнен на сайте Детали машин
www.detm.narod.ru
Выполняем следующие виды расчетов :
· расчет плоскоременной передачи
· расчет клиноременной передачи
· расчет цепной передасчи
· расчет конической передачи
· расчет цилиндрической передачи
· расчет червячной передачи
· кинематический расчет привода
· рачет одно-двух-трех ступечатого редуктора
· расчет цилиндрического редуктора
· расчет червячного редектора
· расчет червячно - цилиндрического редектора
· расчет коническо - цилиндрического редектора
· и других видов редукторов и приводов ( до шести передач одновременно)
