Детали машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

2. Определение силовых и кинематических параметров привода

3. Выбор материала зубчатых передач

4. Определение допускаемых контактных напряжений

5. Определение допускаемых напряжений изгиба зуба

6. Проектировочный расчет закрытой цилиндрической передачи

7. Основные параметры зубчатых колес редуктора

8. Проверочный расчет закрытой цилиндрической передачи

8.1 Проверка пригодности заготовок

8.2 Проверочный расчет на контактную выносливость

8.3 Проверочный расчет на выносливость зубчатых колес при изгибе

9. Расчет валов

9.1 Материалы для валов

9.2 Расчёт вала на жёсткость

9.3. Проектировочный расчет валов

9.4 Силы, действующие на валы

9.5 Расчет на сопротивление усталости

10. Проверочный расчет подшипников

11. Проверочный расчет шпонок

12. Определение основных элементов редуктора

Литература



Исходные данные

привод цепной конвейер напряжение редуктор

Спроектировать привод цепного конвейера.

Окружное усилие на звездочке Р =500 кг;

скорость цепи конвейера v = 0,35 м/с;

шаг звездочки t=65;

число зубьев звездочки z=9;

высота оси конвейера Н=650 мм.

Нагрузка переменная

Выпуск мелкосерийный

Срок службы 5 года

К_сут=0,25 , К_год=0,75

Ширина ленты b =400мм

Р=S₁- S₂, S₂ =0,25S₁



1. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

Потребляемую мощность (кВт) привода определяют по формуле:

P _дв = P /

где - общий коэффициент полезного действия (КПД) привода

для заданной схемы привода механизма передвижения

где

=^к1_з.п х_мх^к2_пкх_пс

Так как задан двухступенчатый редуктор, то общий КПД привода определяется следующим образом =²_з.п х_мх³_пкх_ц

Таблица 1. Расчет общего КПД привода механизма передвижения

Объект расчета	Обозначение	Значение КПД	Кол-во объектов	Принятое значение КПД
Зубчатая закрытая передача	зI ; зII	0,96…0,97	2	0,97
Три пары подшипников качения	зПК	0,99…0,995	4	0,99
Муфта	зМ	0,99	2	0,98
Цепная передача	зц	0,93	1	0,93
Общий КПД привода	зобщ	-	-	0,87

Потребляемую мощность (кВт) на ведомом валу привода (вал тяговой звездочки) определяют по формуле:

P _дв = Р х н/102 х з_общ =500х 0,35 / 102х 0,87= 1,67 кВт

Определяем диаметр делительной окружности тяговой звездочки

D_о =t / sin 180⁰ /z =65/0,3420 =190 мм,

Определяем частоту вращения по формуле.

n_о = 60x1000x н /р x D_о=60х1000х0,35/3,14х190 = 35,2 мин^-1

Принимаем электродвигатель 4АМ90L4У3, частота вращения

n_дв=1500 мин^-1, с параметрами Р_дв=2,2 кВт. и скольжением 5,1%

Номинальная частота вращения n_дв= 1449 мин^-1.

а угловая скорость вала двигателя щ_эл =3,14х n_дв /30=3,14х1449/30 = 151,6 рад/с

Диаметр вала двигателя 24 мм, длина l =50 мм.

Находим передаточное отношение привода. Передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя к частоте вращения приводного вала цепного конвейера

Фактическое общее передаточное отношение

u_общ=1449: 35,2=41,16.

Принимаем общее передаточное отношение для двухступенчатого соосного редуктора u_ред=20 и цепной передачи u_ц=2,06.

Распределяем передаточное отношение между ступенями , учитывая смазку погружением колес в масляную ванну. В соосном редукторе межосевые расстояния обеих ступеней одинаковы. По условиям системы смазки выгодно иметь диаметр колеса у тихоходной ступени несколько большим, чем у быстроходной.

Разбиваем общее передаточное отношение: принимаем для быстроходной ступени u_б=4,45 и для тихоходной u_т =4,5.

Угловые скорости и частота вращения валов:

Ведущего вала редуктора ₁=_дв=151,6 рад/с; n₁=n_дв=1441 мин^-1

Промежуточного вала редуктора ₂=₁/ u_б = 151,6/4,45=34,1 рад/с;

n₂ = n_дв/ u_б=1441/4,45=324 мин^-1

Ведомого вала редуктора₃=₂/ u_т =34,1/4,5 =7,58 рад/с;

n₃ =n₂/ u_т =324/4,5=72 мин^-1



2. Определение силовых и кинематических параметров привода

Силовые (мощности и крутящий момент) и кинематические (частота вращения, угловая скорость) параметры для каждого вала привода рассчитывают, исходя из номинальной мощности двигателя Р_дв и его номинальной частоты вращения n _ном.

Вращающие моменты на валах определим, исходя из требуемой мощности электродвигателя, без учета потерь на трение:

Т₁= Р_дв/₁ = 2,210³/151,6 = 0,015Hм = 1510³ H мм

Т₂ = Т₁ u_б = 1510³4,45 = 66,810³ H мм

Т₃ = 66,8х10³х 4,5 =300,6 х10³Н мм



3. Выбор материала зубчатых передач

Выбор твёрдости, термической обработки и материала колёс.

Применяем следующий вариант термической обработки:

т.о. колеса - улучшение, твёрдость 230НВ; т.о. шестерни - улучшение и закалка ТВЧ, твёрдость 45НRC. Марка стали одинакова для колеса и шестерни - 40Х.



4. Определение допускаемых контактных напряжений

Вычисляют по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки.

Для шестерни:

Для колеса:

Минимальные значения коэффициента запаса прочности:

Для шестерни:

Для колеса:

Коэффициент долговечности учитывает влияние ресурса

ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, и времени работы

При переменном режиме нагрузки расчет коэффициентов долговечности K _{H L} выполняется по эквивалентной циклической долговечности

N_{H L}.Согласно графика, приведенного в задании

K _{H L}=1,3³х0,003+1³х0,197х1+0,6³х0,8х1=0,38



Таблица 2. Формулы для определения предела контактной выносливости

Способ термической обработки	Средняя твердость поверхностей зубьев	Сталь	Формула для расчета значений уH lim, МПа
Нормализация или улучшение	Менее 350 НВ	Углеродистая и легированная	уH lim=2 ННВ+70
Объемная или поверхностная закалка	38…50 HRCЭ		уH lim= 17 HRCЭ+200
Цементация или нитроцементация	Более 56 HRCЭ	Легированная	уH lim=23 HRCЭ

Таблица 3. Результаты расчета допускаемых контактных напряжений

Объект расчета	Сталь	Ср. твер-дость, НВ	уH lim, МПа	SH	NK, циклов	ZN	уHP, МПа
Шестерня 1 ступени	40Х	235	470	1,15	2,82*109	0,854	448
Колесо 1 ступени	40Х	200	409	1,15	7,1*108	0,915	424
Шестерня 2 ступени	40Х	235	470	1,15	7,1*108	0,915	480
Колесо 2 ступени	40Х	200	409	1,15	2,24*108	0,969	450



5. Определение допускаемых напряжений изгиба зуба

Принимаем двигатель типа 4АМ90L4У3 , для которого Р_дв=2,2 кВт и

n_дв = 1441 мин^-1.

Определяем допускаемые напряжения.

Контактные для первой ступени.

Принимаем для шестерен сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 235 - 265; для колес сталь 40Х, улучшенную с твердостью НВ 200 - 235.

Допускаемые контактные напряжения при проектном расчете для косозубых колес

[у] _н =0,45 ( [у_н1] + [ун₂] ) ;

Для шестерни [у] _н = (2НВ₁ +70)* K _{H L} / [S_н] =(2235+70)*1/1,15470 МПа, где предел контактной выносливости при базовом числе циклов у_нlinb принимаем у _{н lin b}= 2НВ +70

Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора

K _{H L}=1;

Коэффициент запаса прочности [S_н] =1,15

Для колеса [у] _н = (2НВ₂ +70)* K _{H L} / [S_н] =(2200+70)*1/1,15409 МПа

Принимаем значение коэффициента нагрузки для случая несимметричного расположения колес K _{H в} = 1,25. Коэффициенты ширины венцов по межосево-му расстоянию для быстроходной ступени Ш_{ва б}=0,25 и для тихоходной Ш_ват=0,4.

Таблица 4. Расчетные формулы для определения предела выносливости зубьев при изгибе

Сталь	Способ термической обработки	Твердость зубьев	уH lim, МПа	Коэф. запаса прочности SF
Углеродистая, легированная марок 45, 40Х, 45Х	Нормализация или улучшение	180…350 НВ	1,75 ННВ	1,7
Легированная марок 40Х, 45Х, 40ХН	Объемная закалка	45…55 HRCЭ	500	1,7
Цементуемая сталь 18ХГТ, 20Х, 20ХГР, 12ХНЗА	Цементация и закалка	57…63 HRCЭ	820	1,55

Таблица 5. Результаты расчета допускаемых напряжений изгиба

Объект расчета	Сталь	Ср. твер-дость, НВ	уH lim, МПа	Коэффициенты	уFP, МПа
				SF	YN	YR
Шестерня 1 ступени	40Х	230	470	1,7	1	1	294
Колесо 1 ступени	40Х	200	409	1,7	1	1	256
Шестерня 2 ступени	40Х	230	470	1,7	1	1	294
Колесо 2 ступени	40Х	200	409	1,7	1	1	256



6. Проектировочный расчет закрытой цилиндрической передачи

Таблица 6. Результаты расчета межосевого расстояния и модуля m для первой и второй ступеней редуктора

Передача	Т, Hm	u	уHP, MПа	аw расч., мм	аw приня-тое, мм	b2, мм	уFP МПа	m расч., мм	m принятое, мм
Косозубая 1	15	4,45	424	119	125	35	256	1,08	1,5
Косозубая 2	66,8	4,5	450	127	125	50	256	1,56	1,5

Принимаем 125 мм



7. Основные параметры зубчатых колес редуктора

Основные размеры шестерни и колеса приведены в таблицах 7 и 7а

Таблица 7. Основные параметры зубчатых колес редуктора, быстроходная ступень

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев.

а _б = К_а(u_б-1) *=43(4,45-1)

где для косозубых колес К_а=43. Принимаем по стандарту, а _б =125 мм

Нормальный модуль

m_nб = (0,010,02) а _б = (0,010,02) 125 = 1,252,5 мм

По стандарту принимаем m _nт=1,5 мм. Принимаем предварительно угол наклона зубьев в=10⁰ и определим число зубьев шестерни и колеса.

₁=

Уточненное значение угла наклона зубьев

cosв =(z₁ + z₂) * m_n /2a_W=(36+130) *1,5/2*125=0,9759;

в=12⁰24¹

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

d₁=m_n/cosв*z₁=1,5/0,9759* 36 = 54 мм;

d₂=m_n/cosв*z₂=1,5/0,9759*130 =196 мм.

Проверка: a_w=d₁+d₂/2=54+196/2=125 мм.

Диаметры вершин зубьев:

d_a1=d₁+2m_n = 54+2*1,5=57 мм;

d_a2=d₂+2m_n = 196+2*1,5=199 мм.

Ширина колеса b₂ = Ш_ba* a_w=0,24*125=30 мм

b₁=b₂ +5 =35 мм



Таблица 7. Основные параметры зубчатых колес редуктора, быстроходная ступень

Параметр	Расчетная формула	Прямозубая передача
		Ш	К
Межосевое расстояние, мм	аw	125
Нормальный модуль, мм	m	1,5
Делительный диаметр, мм	d= mZ	54	196
Диаметр вершин зубьев, мм	dз = d +2(1+x-Дy)m	57	199
Диаметр впадин зубьев, мм	df = d - (2,5+2x)m	50,25	192,25
Ширина венца, мм	b1 = b2 + (2…4) b2 = Шba* aw	35	30
Суммарное число зубьев	ZУ	166
Действительная величина наклона зуба	в = arcos[ZУm/2aw]	120241
Число зубьев	Z1 = ZУ/ (1+u) Z2 = ZУ - Z1	36	130
Передаточное число	u = Z2 /Z1	4,45
Коэффициент смещения исходного контура	х	0	0,34
Нормальн. исходный контур	-	По ГОСТ 13755-81
Степень точности по ГОСТ 1643-81	Принимаем	8-В

Назначаем 8-ю степень точности.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев.

а _т =К_а (u_т-1) *=43(4,5-1)

где для косозубых колес К_а=43.Принимаем по стандарту, а _т=125 мм

Нормальный модуль

m_nт=(0,010,02) а _т=(0,010,02) 125=1,252,5 мм

По стандарту принимаем m_nт=1,5 мм

₃=

Принимаем Z₃=38. Тогда Z₄=Z₃u_т = 364,5=162

Таблица 7а. Основные параметры зубчатых колес редуктора, тихоходная ступень

Параметр	Расчетная формула	прямозубая передача
		Ш	К
Межосевое расстояние, мм	аw	125
Нормальный модуль, мм	m	1,5
Делительный диаметр, мм	d= mZ	57	193
Диаметр вершин зубьев, мм	dз = d +2(1+x-Дy)m	60	196
Диаметр впадин зубьев, мм	df = d - (2,5+2x)m	53,25	189,25
Ширина венца, мм	b1 = b2 + (2…4) b2 = Шba* aw	50	45
Суммарное число зубьев	ZУ	166
Действительная величина наклона зуба	в = arcos[ZУm/2aw]	12,25
Число зубьев	Z1 = ZУ/ (1+u) Z2 = ZУ - Z1	38	128
Передаточное число	u = Z2 /Z1	4,5
Коэффициент смещения исходного контура	х	0	0,34
Нормальн. исходный контур	-	По ГОСТ 13755-81
Степень точности по ГОСТ 1643-81	Принимаем	8-В



8. Проверочный расчет закрытой цилиндрической передачи

8.1 Проверка пригодности заготовок

Условие пригодности заготовок колес:

Диаметр заготовки шестерни D_заг= d +6 мм Ширина венца заготовки колеса S_заг=b+4мм. Для шестерни из стали 40Х с твердостью 235…262 НВ.

Размеры шестерни второй ступеней с диаметрами вершин зубьев, равные 66 . Ширина венцов колес 34 и 49 мм.

8.2 Проверочный расчет на контактную выносливость

Коэффициент нагрузки К_н: К_н=К_нв*К_нб*К_нх=1,045*1,08*1,0=1,13

Проверяем контактные напряжения:

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки К_F=K_Fв*K_Fх=1,14*1,3=1,48

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям Y_F в зависимости от эквивалентных чисел зубьев: Z_V2= Y_F1=3,60

Допускаемое напряжение

_F=

Для стали 40Х улучшенной

Для шестерни

Для колеса

Коэффициент запаса прочности _F=_F'*_F⁴=1,75*1,0=1,75

Допускаемые напряжения и отношения _F/Y_F:

Для шестерни _F1=; _F1/Y_F1=237/3,65=65Н/мм²

Для колеса _F2=; _F2/Y_F2=206/3,60=57,5Н/мм²

Дальнейшую проверку проводим для колеса, так как для него _F/Y_F меньше.

Повышение прочности косых зубьев учитываем коэффициентом

Y_в=1-в/140=1- cos12⁰24¹/140=0,9759 Коэффициент К_Fб=0,75.

Проверяем зуб колеса: _F2=

Таблица 8. Результаты расчета на контактную прочность зубчатых колес редуктора

Передача	Обозначение параметра и размерность
	u	Z	в	вb	бt	ZH	Zе	T Н*м
Коcозубая	4,45	166	0	12,24	-	1,764	0,9	15,0
Косозубая	4,5	166	0	12,24	-	1,764	0,9	66,8
Ft, H	KHб	KHв	щ,	н, м/с	KHн	уH, МПа	уHP, МПа
1032	1,1	1	151,4	4,08	1,02	470	424
2186	1,1	1	34,1	3,34	1,04	409	450



8.3 Проверочный расчет на выносливость зубчатых колес при изгибе

Таблица 9. Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора на выносливость при изгибе

Наименование параметра	Обозна-чение	Метод определения	Передача
			косозубая	косозубая
Нормальный модуль, мм	m		1,5	1,5
Ширина зубчатого венца, мм (уточненная)	b2	По результатам проверки уН ?уНР	30	45
Окружная сила на делительном цилиндре, Н	Ft	Табл.	1032	1186
Коэф., учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений на колесе	YF2		3,57	3,535
Эквивалентное число зубьев	ZV2	ZV2= Z2	166	166
Число зубьев	Z2	Табл. 8	130	128
Угол наклона зубьев	в	Табл. 8	120241	120241
Коэффициент смещения	x1 x2	-	0 0,34	0 0,34
Коэффициент, учитывающий наклон зуба	Yв		1	1
Коэффициент, учитываю-щий перекрытие зубьев	Yе	Принято согласно ГОСТ	1	1
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями	KFб	KFб = KНб	1,1	1,1
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца	KFв	KFв =KНв	1	1
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении	KFн	Табл.	1,11	1,2
Окружная скорость, м/с	н	н = щd / 2*103	4,08	3,34
Расчетное напряжение от изгиба в зубьях колес, МПа	уF2	Формула	96,8	200
Допускаемое напряжение, МПа	уFP2	Табл. 6	256	256
Расчетное напряжение от изгиба зубьев шестерен	уF1	уF1 = уF2* YF1/ YF2	104,6	207,9
Коэффициент формы зуба шестерни	YF1	Формула та же, что для YF2	3,858	3,676
Эквивалентное число зубьев шестерен	ZV1	ZV1 = Z1/cos3в	-	-
Число зубьев	Z1	Табл. 8	36	38
Допускаемые напряжения, МПа	уFP1	Табл. 6	294	294

Таблица10. Зависимости для определения сил, действующих в зацеплении

Тип зацепления	Силы
	Окружная	Радиальная	Осевая
Цилиндрическое косозубое	Ft = 2TБ/ d2	Fr = Ft * tgб/cosв	-
Цилиндрическое косозубое	Ft = 2TТ/ d4	Fr = Ft * tgб/cosв

Силы, действующие в зацеплении , быстроходной ступени:

окружная F_t =

радиальная F_r= F_t * tgб/cosв =555*0,3640/0,9720= 207,8 Н

осевая F_а= F_t * tgв=555 *0,2199=122 Н

Силы, действующие в зацеплении промежуточной ступени:

окружная F_t =

радиальная F_r= F_t * tgб/ cosв =681*0,3640/0,9720= 255 Н

осевая F_а= F_t * tgв=681 *0,2199=150 Н

Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:

окружная F_t =

радиальная F_r= F_t * tgб/ cosв =3061*0,3640/0,9720= 1146 Н

осевая F_а= F_t * tgв=3061 *0,2199=673 Н

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений

К_н=К_нК_нК_нV=1,11,0651=1,17 (К_н, К_н, К_нV - из таблицы)

тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба:

Определяем коэффициент нагрузки К_F=K_FV = 1,24*1,1 =1,37

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям Y_F выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

Для шестерни Z_V3= Y_F3=3,82

Для колеса Z_V4= Y_F4=3,6

Допускаемое напряжение:

_F=

Для стали 45 улучшенной предел выносливости при нулевом цикле изгиба: ;

для шестерни

для колеса

Коэффициент запаса прочности _F=_F'*_F⁴

Табличные данные _F'=1,75; _F^”=1,0

Допускаемые напряжения и отношения ;

Для шестерни;

Для колеса

Найденное отношение меньше для колеса. Следовательно, дальнейший расчет проводим для зубьев колеса.

Коэффициент К_Fб=0,75.

Проверяем зуб колеса:

у_F4=

что значительно меньше 241 Н/мм².

Расчет быстроходной ступени.

Из условий а_щб = 125 мм

Коэффициент Ш_ваБ=0,24. Допускаемое контактное напряжение для материала колеса такое же, как в тихоходной ступени: _Н=408 Н/мм².

Нормальный модуль m_n для быстроходной ступени в целях увеличения плавности и бесшумности передачи принимают одинаковый с тихоходной. Принимаем m_nБ =1,5 мм.



9. Расчет валов

Порядок расчетов: а) выбирают материал; б) проводят предварительный проектировочный расчет и разработанный конструкцию вала в) составляют расчетную схему вала и определяют действующие силы; г) выбирают подшипники; д) строят эпюры моментов; е) проводят проверочный расчет на прочность.

9.1 Материалы для валов

Для валов и осей применяют углеродистые и легированные стали в виде проката и поковок. Для валов применяем качественные углеродистые марки Сталь 45 ГОСТ 1050-88.

Проверочный расчёт валов на статическую прочность в опасных сечениях

Материал валов сталь 45 НВ 217

предел текучести

предел прочности

предел выносливости

по нормальным напряжениям

по касательным напряжениям

модуль

закалка 840^оС, вода

ведущий вал

Где -пределы прочности на изгиб и растяжение, МПа

Где S,W_x - площадь поперечного сечения и момент сопротивления вала в опасном сечении.

9.2 Расчёт вала на жёсткость

Приведённый момент инерции

где -максимальный диаметр шестерни

-минимальный диаметр шестерни

стрела прогиба

Условие жёсткости ведущего вала выполняется.

9.3 Проектировочный расчет валов

Расчет на кручение.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

Ведущего Т₁=15*10³ Н*мм;

Промежуточного Т₂=66,8*10³Н*мм;

Ведомого Т₃ =300,6*10³ Н*мм.

Диаметр выходного конца ведущего вала при _к=25 Н/мм²

d_b1=

диаметры шеек под подшипники d_n1=30 мм.

У промежуточного вала расчетом на кручение определяем диаметр опасного сечения (под шестерней Z₃) по пониженным допускаемым напряжениям

_к=15 Н/мм²:

d_к3=

Ведомый вал рассчитываем при _к=25 Н/мм²

Диаметр выходного конца вала d_в3=

Принимаем d_в4=40 мм; диаметр под подшипниками d_n4=40 мм; под колесом d_к4=45 мм.

=

Диаметры валов:

Ведущий вал

под вал под полумуфту 22 мм

посадочный под правый подшипник 30 мм

посадочный под левый подшипник 30 мм

Промежуточный вал

посадочный под правый подшипник 40 мм

посадочный под левый подшипник 40 мм

Ведомый вал под звездочку 30 мм

посадочный под правый подшипник 35 мм

посадочный под левый подшипник 35 мм



9.4 Силы, действующие на валы

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

Ведущего Т₁=15*10³ Н*мм;

Промежуточного Т₂= 66,8*10³ Н*мм;

Ведомого Т₃ =300*10³ Н*мм.

Направление окружной силы зависит от направления вращения колеса и от того, является колесо ведущим или ведомым.

Окружная силы от воздействия муфты на быстроходном валу определяется по формуле F_м= 70 Т₁

Сила, действующая на тихоходном валу от цепной передачи, определяется по формуле F_oп = 1,15 F_t + F_o

9.5 Расчет на сопротивление усталости

Коэффициент запаса прочности:

- коэффициент запаса по нормальным напряжениям:

где

-коэффициент, характеризующий чувствительность материала асимметрии цикла нагружения. Суммарный коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости при кручении:



где =1- коэффициент влияния шероховатости поверхности .=1- коэффициент упрочнения поверхности, т.к. упрочнения нет, то он равен 1.

- коэффициент влияния абсолютных размеров сечения:

=1,9- коэффициент концентрации напряжений

- амплитуда цикла нормальных напряжений,

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений.

Коэффициент запаса по нормальным напряжениям:

; - коэффициент запаса по касательным напряжениям:

где

-коэффициент, характеризующий чувствительность материала асимметрии цикла нагружения.

Суммарный коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости при кручении:

где

=1,7- эффективный коэффициент концентрации напряжений на шпоночном участке вала

- амплитуда цикла касательных напряжений.

Коэффициент запаса по касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности:

<1,5...2,5

Вал имеет необходимый запас по сопротивлению усталости

Определение реакций в подшипниках

Вал ведущий

В плоскости ZOY

УМ_Ву = 0

F_r(с+1) - R_Ау *1 + F_t1*a = 0 ;

R_Ау= {F_r(с+1) + F_t1*a}/ l =207,8*108+555*37/74=580 Н;

УМ_Ау = 0

R_Ву *1 - F _t1 *b +(- F_м*с ) = 0 ;

R_Ву={ F _t1 *b + F_м*с}/ 1 =555*37+207,7*108/74=580 Н;

В плоскости ZOХ

УМ_Вх = 0

-R_{А1 *} l + F_r1 *а +F_a1 / l = 0

R_А1 = F_r1 *а +F_a1 / l =207,8*37+122*(60/2)/74=128 Н

УМ_Ау = 0

- F_{r1 *} l + F_a1 + R_Ву *1 = 0

R_В1 = F_r1 * b - F_a1 / l =207,8*37-122*(60/2)/74=128Н

Суммарные реакции:

R_А===818,5 Н

R_В===349,7 Н

Суммарные изгибающие моменты:

В сечении I-I М _I-I= F_м*с=207,8*108 =1688,6 Н

В сечении II-II М _II-II= R_В* a=349,7*37=1293,8 Н

Определение реакций в подшипниках

Промежуточный вал

В плоскости ZOY

УМ_Сy = 0

F_t3*c + F_t2 * (c+b) - R_Дy*(a+b+c) = 0

= 1146*108+ 681*145/182= 784 Н

УМ_Дy = 0

R_Cy*(a+b+c) - F_t3* (b+a) - F_t2*a = 0

=1146*70+620,5*37/74=989 Н

В плоскости ZOX

УМ_Сx = 0

-F_r3*c + F_r2*(c+b) + F_a2*(d₂/2) - R_Дx*(a+b+c) = 0

=

=255*145 + 1146*108+150*(198/2)/182=146,2 Н

УМ_Дx = 0

-R_Cx*(a+b+c) + F_a2*(d₂/2) + F_r3*(a+b) - F_r2*a = 0

=

=150*99+ 255*74- 255*37/182=317,6 Н

Суммарные реакции:

R_С===640 Н

R_Д===797 Н

Суммарные изгибающие моменты:

В сечении I-I

М _I-I= R_C*с =640*108=3188

В сечении II-II

М _II-II= R_Д* а=797*37=1078,6

Определение реакций в подшипниках

Ведущий вал

В плоскости ZOY

УМ_Кy = 0

-F_t4*a + R_By*(a+b) - F_OП*(a+b+c) = 0

=3061*37 + 470*108/74=1240 Н

УМ_By = 0

-R_Ky*(a+b) + F_t4*b - (-F_OП*c) = 0

=470*108+3061*37/74=1236 Н

В плоскости ZOX

УМ_Кx = 0

F_r4*a - R_Bx*(a+b) = 0

=3061*37/74=372,5 Н

УМ_Bx = 0

R_Kx*(a+b) - F_r4*b = 0

=1236*37/74=838 Н

Суммарные реакции:

R_С===1490Н

R_Д===1290 Н

Суммарные изгибающие моменты:

В сечении I-I

М _I-I= R_К*а=1490*37=5960н

В сечении II-II М _II-II= F_ОП*с=470*1108=5170Н



10. Проверочный расчет подшипников

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально - упорных подшипников:

S₁ = eF_r1 = 0,68555 = 377,4 H

S₂ = eF_r2 = 0,68255 = 173,4 H

где для подшипников шариковых радиально - упорных с углом = 12⁰ коэффициент осевого нагружения е = 0,68.

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае S₁ S₂; F_а = P_а1 ? S₂ - S₁; тогда F_а1 = S₁ = 377,4 Н; F_а2 = S₁ + F_а = 377,4+150 =527,4 Н

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение , осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Р_э1 = F_r1 х V х K_б х К_т = 207,81,3 = 269,1 Н

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение > е,

Поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой:

Р_э2 = (ХF_r2V + Y F_а2)K_бК_т = (255+150) 1,3 = 490 Н

Расчетная долговечность, млн.об.:

L= млн.об.

Расчетная долговечность, ч.:

L_h = ч,

Ведомый вал

Расстояние между опорами l₂ = 74 мм. Диаметр d₂ = 198 мм.

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально - упорных подшипников:

S₃ = 0,83eF_r3 = 0,830,310255 = 723 H

S₄ = 0,83eF_r4 = 0,830,3101146 = 576 H

где для подшипников коэффициент влияния осевого нагружения е = 0,310.

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае S₃ S₄; F_а = P_а2 > S₄ - S₃; тогда F_а3 = S₃ = 122 Н; F_а4 = S₃ + F_а = 723+122 =845 Н

Для правого (с индексом «3») подшипника

отношение е, поэтому при расчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Р_э3 = F_r3VK_бК_т = 2551,3 = 331,5 Н

В качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники. Долговечность определяем для левого подшипника («четвертого»), для которого эквивалентная нагрузка значительно больше.

Для левого подшипника > е,

Примем V=1, К_б=1,3 и К_Т=1; для конических подшипников при > е коэффициенты Х = 0,4 и Y = 1,459;

Р_э4 = (0,422371+1,4592116) 1,31 = 5171 Н = 5,71 кН

Расчетная долговечность, млн.об.:

L= млн.об.

Расчетная долговечность, ч.:

L_h = ч,

Подбор подшипников

ведущий вал

Минимальные осевые нагрузки:

Из условия равновесия сил:

-силы определены правильно

левая опора

Подбор по динамической грузоподъемности

С=25700Н К_Б=1,3 е=0,24 К_т=1,05 (t=119<125^ОС)

V=1

отсюда X=1;Y=0

долговечность, млн. об

долговечность, часов

час

правая опора

подшипник 36204

Подбор по динамической грузоподъемности

С=12300Н К_Б=1,3 е=0,79 К_т=1,05 V=1

долговечность, млн. об

долговечность, часов

час

ведомый вал

Минимальные осевые нагрузки:

Из условия равновесия сил:

- силы определены правильно

левая опора

подшипник 36210

Подбор по динамической грузоподъемности

С=33900Н К_Б=1,3 е=0,33 К_т=1,05 отсюда X=0,4;Y=1,8

долговечность, млн. об

долговечность, часов

час

правая опора

подшипник 36210

Подбор по динамической грузоподъемности

С=25700Н К_Б=1,3 е=0,33 К_т=1,05

V=1

X=1;Y=0

долговечность, млн. об

долговечность, часов

час

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте насадки.



Таблица 12. Подшипники качения

Условное обозначение подшипников	d	D	В	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С	С0
36206	30	62	16	12,3	8,4
307	35	80	21	18,2	13,3
308	40	90	23	33,9	27,6



11. Проверочный расчет шпонок

Все шпоночные соединения выполняются с натягом

(посадка с натягом:

- под полумуфту Т=15 Н*м d_вала= 26 мм ведущего вала

по ГОСТ подбирается шпонка 8 х 7 мм

минимальная длина шпонки

длина шпонки примерно равна

проверка прочности шпонки на смятие

промежуточный вал

- под зубчатое колесо Т=66,8 Н*м d_вала= 45 мм

по ГОСТ подбирается шпонка14х9 мм

длина шпонки примерно равна

ведомого вала

- под зубчатое колесо Т=300,6 Н*м d_вала= 44мм

по ГОСТ подбирается шпонка 14х9 мм

длина шпонки примерно равна

- под звездочку Т=300,6Н*м d_вала= 32 мм

по ГОСТ подбирается шпонка 10 х8 мм

Принимаем длину шпонки 45 мм.

Проверка прочности шпонки на смятие



12. Определение основных элементов редуктора

Таблица 13. Соотношение размеров основных элементов редуктора

Параметры	Ориентированные соотношения
Толщина стенки корпуса редуктора	6
Толщина стенки крышки редуктора	6
Толщина верхнего фланца корпуса	9
Толщина нижнего фланца крышки	9
Толщина нижнего фланца корпуса: без бобышки при наличии бобышки	14 9 14
Толщина ребер основания корпуса	6
Толщина ребер крышки	6
Диаметры болтов: у подшипников в крышке и корпусе соединяющих фланцы крышки и корпуса крепящих смотровую крышку фундаменты	12 10 8 14
Диаметр штифта	10
Расстояние от гнезда под подшипник до оси болта	10
Диаметры валов:
Быстроходного	Под подшипник Под муфту Под подшипник	30 22 30
Промежуточного	Под подшипник Под подшипник	40 40
Тихоходного	Под подшипник Под ступицу звездочки Под подшипник	35 30 35
Ширина ступиц зубчатых колес	B
Длины шпонок	20,32,45
Ширина фланцев	39
Расстояние от стенки до оси болтов	21
Габариты подшипников (предварительно выбирают по легкой серии)	Подшипники радиально-упорные шариковые типа



Литература

Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин М.Высшая школа 1991

Решетев Д.Н. Детали машин М. «Машиностроение»,1989

Фролов М.И. Техническая механика. Детали машин. М. Высшая школа,1990

ГОСТ 16532-70 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет геометрии.

Эрдеди А.А. Эрдеди Н.А. Детали машин: М. Высшая школа, 2001

И.М. Чернин, А.В. Кузьмин, Г.М. Ицкович. Расчёты деталей машин. Справочник. Высшая школа Минск 1974

Л.Я.Перель. Подшипники качения. Справочник. Машиностроение.1983

В.И.Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. Машиностроение.1982

Г.М. Ицкович,С.А. Чернавский. Курсовое проектирование деталей машин. Машиностроение.1970

П.Ф. Дунаев. О.П. Леликов. Л.П. Варламова. Допуски и посадки. Обоснование выбора. Высшая школа 1984

ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Расчет на прочность.

ГОСТ 2185-88 Передачи зубчатые цилиндрические. Основные параметры

Размещено на Allbest.ru