Размещено на http://www.allbest.ru/

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

ГОУ ВПО «Уральский государственный технический университет - УПИ»

Механико-машиностроительный факультет

Кафедра «Детали машин»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Проектирование привода технологического оборудования

Пояснительная записка

1510.303110.013 ПЗ

Студент гр. М-37021 Саляхов Л.К.

Преподаватель Кичка А.О.

Екатеринбург 2010



Введение

Объектом изучения расчетов и проектирования является привод технологического оборудования, состоящий из двигателя и двухступенчатого коническо-цилиндрического редуктора. Зубчатые редукторы подобного типа широко используются в приводе различных машин (транспортеры, металлорежущие станки и т.д.). Рассматриваемый привод служит для передачи крутящего момента на исполнительный орган - ленточный конвейер.

Для проектирования редуктора выполнены проектные и проверочные расчеты зубчатых передач.

Основные цели этого проекта:

овладеть техникой разработки конструкторских документов;

приобрести навыки решения инженерно-технических задач и умения анализировать полученные результаты;

научиться работать со стандартами, различной инженерной, учебной и справочной литературой.

В результате приобретенные навыки и опыт проектирования машин и механизмов общего назначения станут базой для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам.



Содержание

Задание

Введение

Содержание

Пункт 1. Расчет энергосиловых и кинематических параметров привода.

1.1 Расчет требуемой мощности двигателя

1.2 Определение частоты вращения ведущего вала и подбор электродвигателя

1.3 Общее передаточное число

1.4 Передаточные числа по ступеням привода и частоты вращения валов

1.5 Мощность на промежуточных валах

1.6 Крутящие моменты, передаваемые валами

Пункт 2. Расчет конической передачи с круговым зубом

2.1 Выбор материала

2.2 Расчет допускаемых напряжений

2.2.1 Допускаемые контактные напряжения

2.2.2 Допускаемые напряжения изгиба

2.3 Проектный расчет передачи

2.4 Модуль, числа зубьев колес и фактическое передаточное отношение

2.5 Геометрические параметры передачи

2.6 Коэффициенты смещения

2.7 Окружная скорость

2.8 Проверочный расчет передачи

2.8.1 Проверка по контактным напряжениям

2.8.2 Проверка по напряжениям изгиба

2.9 Силы в зацеплении

Пункт 3. Расчет цилиндрической косозубой передачи.

3.1 Выбор материала

3.2 Расчет допускаемых напряжений

3.2.1 Допускаемые контактные напряжения

3.2.2 Допускаемые напряжения изгиба

3.3 Проектный расчет передачи

3.3.1 Межосевое расстояние

3.3.2 Модуль, суммарное число зубьев

3.4 Геометрические размеры колес

3.5 Окружная скорость

3.6 Проверочный расчет передачи

3.6.1 Проверка по контактным напряжениям

3.6.2 Проверка по напряжениям изгиба

3.7 Силы в зацеплении

Пункт 4. Выбор муфт.

4.1 Выбор конструкций и типоразмера

4.2 Сила, действующая на валы

Пункт 5. Расчет валов, подбор подшипников.

5.1 Конструирование валов и проектный расчет диаметров

5.1.1 Быстроходный вал

5.1.2 Промежуточный вал

5.1.3 Тихоходный вал

5.2 Предварительный подбор подшипников

5.3 Конструкция колес

5.4 Подбор и расчет шпонок

5.5 Эскизная компоновка редуктора

5.5.1 Общий вид

5.5.2 Подбор уплотнительных манжет и крышек .

5.5.3 Расчет валов на статическую прочность

5.5.4 Расчет валов на усталостную прочность

5.5.5 Расчет подшипников на долговечность

Пункт 6. Выбор смазки для колес и подшипников

Пункт 7. Конструирование корпуса

Заключение

Библиографический список



Пункт 1. Расчет энергосиловых и кинематических параметров привода

1.1 Требуемая мощность электродвигателя

P_тр=P/з₀ , то есть P_тр=(F*V)/з_о.

Где з₀- общий КПД привода

з₀=з_з.ц.п. *з_з.к.п.* з_п⁴=0,98Ч0,97Ч0,99⁴=0,913;

где з_з.ц.п.=0,98 (КПД зубчатой цилиндрической передачи);

з_з.к.п.=0,97 (КПД зубчатой конической передачи);

з_п.=0,99 (КПД пары подшипников качения);

Тогда P_тр=12*0,8/0,913=10,55 кВт.

1.2 Определение частоты вращения ведущего вала и подбор электродвигателя

Требуемая частота вращения барабана:

n_III===38.22 мин^-1.

Синхронную частоту вращения двигателя выбираем из диапазона

n_с=(15…20)n_III=(15…20)38.22=573.3…764.4 мин^-1

По требуемой мощности из таблицы приложения выбираем асинхронный электродвигатель 4А160М8 с ближайшей большей стандартной мощностью P_э=11 кВт, синхронной частотой вращения n_с=750 об/мин и коэффициентом удельного скольжения S=2,5%.

Частота вращения вала электродвигателя:

n_I= n_с = 750 мин.

1.3 Общее передаточное число

U_Общ.==731.25/38.22=19.13.

1.4 Передаточные числа по ступеням привода и частота вращения валов

U_Общ.=U_з.ц.п.*U_з.к.п..

Передаточное число зубчатой передачи:

Передаточное число конической зубчатой передачи стандартного значения выберем U_з.к.п.=4, тогда U_ц.з.п.=19.13/4=4.78, округляя до ближайшего стандартного значения, получим U_з.ц.п.=4.5.

nII = nI / Uз.к.п.=731.25/4=182.81 (об/мин)

Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода):

n_I= 731.25 об/мин

n_II= 182.81 об/мин

n_III= 40.62 об/мин



1.5 Мощности, передаваемые валами

P_I = Р *0.99= 10,55 кВт

P_II = Р_I*з_п *з_з.к.п. =10.55*0.99*0.97 =10,24 кВт

P_III= Р_II *з_п² *з_з.ц.п. =10.24*0.99²*0.98= 9,83 кВт

1.6 Крутящие моменты, передаваемые валами

Крутящие моменты, передаваемые валами, определяются по формуле

T_i = 9550.

T_I= 9550*(10.55/731.25)=137.78 Н*м;

T_II= 9550* (10.24/182.81)=534.94 Н*м;

T_III= 9550*(9.83/40.62) =2311.1 Н*м;

Валы	Pi кВт	ni об/мин	Ti Нм
I	10.55	731.25	137.78
II	10.24	182.81	534.94
III	9.83	40.62	2311.1



Пункт 2. Расчет конической передачи с круговым зубом

Исходные данные:

Тип зуба - Косой. Тип передачи - Нереверсивная.

Крутящий момент на шестерне Т_I = 137.78 Н*м.

Частота вращения шестерни n₁= 731.25 мин ^-1.

Передаточное число u= 4.

Режим нагружения - легкий.

Коэффициент использования передачи:

в течение года - K_г = 0,6,

в течение суток - K_с = 0,7.

Cрок службы передачи в годах - L = 10 лет

Продолжительность включения - ПВ = 15 %

2.1 Выбор материалов зубчатых колес

Определяем размеры характерных сечений заготовок по формулам, принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи U >2.5 шестерня изготавливается в виде вал-шестерни.

D_m=K_m* = 28* =91.1 мм,

S_m=1.2*(1+u)* =1.2*(1+4)* =19.52 мм, где

T- крутящий момент на шестерне, u-передаточное число зубчатой передачи, D_m-наружный диаметр заготовки вал-шестерни, K_m-коэффициент, учитывающий вид передачи (коэффициент равен 28 для прямозубых конических передач), S_m-характерный размер заготовки для насадного зубчатого колеса;

Диаметр заготовки колеса равен d_k=u*D_m=4*91.1=364.4 мм;

Выбираем материал для колеса и шестерни по таблице.

Шестерня

Материал - Сталь 40 Х

Термическая обработка - Улучшение,

Твердость поверхности зуба - 269-302 HB

Колесо

Материал - Сталь 40 Х

Термическая обработка - Улучшение

Твердость поверхности зуба - 235-262 HB

D_m1 = 125 мм, D_m1 >D_m, S_m1 =80 мм, (S_m1=80)> (S_m=19.52).

Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса

НB₁ = 0,5•( НB_1min+ НB _1max) = 0,5•(269+302) = 285.5,

НВ₂ = 0,5•( НВ_2min+ НВ_2max) = 0,5•(235+262) = 248.5.

2.2 Расчет допускаемых напряжений

2.2.1 Расчет допускаемых контактных напряжений

_HPj =

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

_{Hlim j} предел контактной выносливости определим по формуле,

_Hlim1 =2*HB₁+70=2*285.5+70=641 МПа

_Hlim2= 2*HB₂+70=2*248.5+70=567 МПа

S_Hj коэффициент безопасности (табл.2.1 [1]),

S_H1= 1,1 S_H2= 1,1

K_HLj - коэффициент долговечности;

K_HLj =1,

здесь N_H0j - базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл.1.1 [1]),

N_H01= 23,510⁶ N_H02 = 16,810⁶

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табл.3.1 [1] в зависимости от режима нагружения: _h = 0,125

Суммарное время работы передачи в часах

t_h = 365L24K_гК_сПВ = 36510240,60,70,15 = 5518,8 ч

Суммарное число циклов нагружения

N_j = 60 n_j c t_h,

где с - число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;

n_j - частота вращения j-го колеса, n₁= 731.25 мин^-1, n₂= 182.81 мин^-1;

N₁=60*731.25*1*5518.8=2,42⁸; N₂=60*182.81*1*5518.8=0,6*10⁸

Эквивалентное число циклов контактных напряжений, N_{HE j}= _h N_Уj;

N_HE1= 0.125*2.42*10⁸= 30.25*10⁶ N_HE2=0.125*0.6*10⁸= 7.5*10⁶

Поскольку NHE1> NH01 и NHE2> NH02, то примем коэффициенты долговечности равные единице:

K_HL1= 1 K_HL2= 1

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

_HP1==515,45 МПа _HP2= 465.45 МПа

Для конических передач с прямым зубом _HP=0.45*(_HP1+_HP2) 1.15 _HPmin.

Допускаемые контактные напряжения передачи:

_HP= 582,73 МПа

2.2.2 Допускаемые напряжения изгиба

_FPj=,

где _{F lim j} предел выносливости зубьев при изгибе (табл.4.1 [1]),

_{F lim 1} = 1.75*285.5= 499.625 МПа _{F lim 2} = 1.75*248.5= 434.875 МПа

S_Fj коэффициент безопасности при изгибе (табл.4.1 [1]), S_F1= 1,7, S_F2= 1,7;

K_FCj коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для нереверсивного привода, (табл.4.1 [1]) K_FC1= 1, K_FC2= 1

K_FLj коэффициент долговечности при изгибе:

K_{FL j}=1.

здесь q_j - показатели степени кривой усталости: q₁ = 6, q₂ = 6 (табл.3.1 [1]);

N_F0 - базовое число циклов при изгибе; N_F0 = 4*10⁶.

N_FEj - эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; N_{FE j}= _Fj N_Уj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл.3.1[1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

_F1 =0,038; _F2 =0,038,

N_FE1 =0,038*2,48*10⁸=9.2*10⁶, N_FE2 =0,038*0.6*10⁸=2.28*10⁶

K_FL1 =1, K_FL2 =1.098

Допускаемые напряжения изгиба:

_FP1= 293,9 МПа

_FP2= 280,88 МПа

2.3 Проектный расчет передачи

Внешний делительный диаметр колеса:

d_e2=1650*,(стр. 44 [1])

где значения T_I=137.78, Н*м; у_НР=582.73 Н*м²; K_H -коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Принимаем на этом этапе расчета K_H=1.2;

??_Н-коэффициент вида конических колес. ??_Н=0.85

de2=1650*=345.3, округлим до значения из таблицы 12.1. [1], de2=355 мм для корректной работы редуктора.



2.4 Модуль, числа зубьев колес и фактическое передаточное отношение

Расчетное значение модуля (стр.44 [1])

m_te===2.49

Округлим модуль до ближайшего стандартного значения из первого ряда таблицы 11.1 [1]: m_te=2.5 мм;

Число зубьев колеса:

Z₂= ==142.

Число зубьев шестерни:

Z₁= = = 35.5,

округлим до ближайшего целого числа Z₁=36.

Фактическое передаточное число:

u_ф = ==3,94

u = 100 =100

2.5 Геометрические параметры передачи

Внешние делительные диаметры колеса и шестерни:

d_e2=m_te*Z₂=2.5*142=355 мм, d_e1=m_te*Z₁=2.5*36=90 мм.

Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

d_ae1= d_e1+2*(1+x₁)*m_te*cosд₁= 90+2*(1+0,3125)*2.5*0,971= 96.361 мм,

d_ae2= d_e2+2*(1-x₁)*m_te*cosд₂= 355+2*(1-0.3125)*2.5*0.242= 355.846 мм.

Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

d_fe1= d_e1-2*(1.2-x₁)*m_te*cosд₁= 90-2*(1.2-0,3125)*2.5*0,971= 85.7 мм,

d_fe2= d_e2+2*(1.2+x₁)*m_te*cosд₂= 355-*(1.2+0.3125)*2.5*0.242= 353.91 мм.

Определить углы делительных конусов шестерни д₁ и колеса д₂:

д₂= arctg U_ф=arctg 3.94=76^?, д₁=90-76^?=14^?

Определить внешнее конусное расстояние R_e, мм:

R_e===182.92 мм

Определить ширину зубчатого венца шестерни и колеса b, мм:

b=*R_e,

где =0,285 - коэффициент ширины венца.

b=0,285*182.92=52.1322, округлим до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69 (с.12 [1]), b= 53 мм.

2.6 Коэффициенты смещения

=2**=2**=0.3125,

x₂= -x₁=-0.3125.

2.7 Средняя окружная скорость в зацеплении

V =.

Где d_m1=d_e1*(1-0.5*)- средний делительный диаметр шестерни,

===0.290, тогда d_m1=90*(1-0.5*0.290)=76.95,

V ===2.945 м/с.

Назначаем степень точности по таблице 8.1 [1], n_cт=8.

2.8 Проверочный расчет передачи

2.8.1 Проверка контактной прочности зубьев

Условие контактной прочности передачи имеет вид _.

Контактные напряжения равны

=67000*

K_Н - коэффициент контактной нагрузки,

K_Н = K_Hв K_НV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Hв =1.074 при HB₂<350.

Динамический коэффициент определим по табл.15.1. [1]

K_НV= 1,15

Окончательно получим

K_H=1.074*1.15 = 1,235

Расчетные контактные напряжения

=67000*= 559.34 МПа

Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле

=100==4,014% < 5 %

2.8.2 Проверка изгибной прочности зубьев

Напряжение изгиба в зубьях шестерни:

.

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

,

где ??_F= 0.85,

Y_Fj коэффициенты формы зуба,

K_F - коэффициент нагрузки при изгибе;

K_F = K_Fв K_FV

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Fв = 0.18+0.82*K_Hв= 0.18+0.82*1.074= 1.061

Динамический коэффициент при НВ₂ < 350

K_FV =1+1.5( K_НV -1) = 1+1.5(1.15-1)= 1.225.

В результате получим K_F = 1.061*1.225 = 1.3.

Эквивалентные числа зубьев

Z_V1===37.14,

Z_V2===577.22

Коэффициенты формы зуба

Y_F1=3.47 + + 0.092* = 3.47+ + 0.092*0.3125²=3.6,

Y_F2=3.47 + + 0.092* = 3.47+ + 0.092*(-0.3125)²=3.52.

Напряжения изгиба



2.9 Силы в зубчатой передаче

Окружные силы

F_t1=F_t2 = == 3581 Н,

Принимая, что направление вращения шестерни совпадает с направлением винтовой линии ее зубьев, определим радиальную и осевую силы на шестерне:

F_r1 = F_t1*tgб*cosд₁= 3581*tg20*cos 14= 1263.3 Н,

F_a1 = F_t1*tgб*sinд₁= 5284*tg20*sin14= 320.6 Н

Радиальная и осевая силы на колесе

F_r2=F_a1=1263.3Н, F_a2=F_r1=320.6 Н.



Пункт 3. Расчет цилиндрической косозубой передачи

Исходные данные:

Тип зуба - Косой. Тип передачи - Нереверсивная.

Крутящий момент на шестерне Т_II = 534.94 Н*м.

Частота вращения шестерни n₁ = 182.81 мин ^-1.

Передаточное число u= 4.5

Режим нагружения - легкий.

Коэффициент использования передачи:

в течение года - K_г = 0,6,

в течение суток - K_с = 0,7.

Cрок службы передачи в годах - L = 10 лет

Продолжительность включения - ПВ = 15 %

3.1 Выбор материалов зубчатых колес

Определяем размеры характерных сечений заготовок по формулам, принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи U >2.5 шестерня изготавливается в виде вал-шестерни.

D_m=K_m* = 20* = 98.34мм,

S_m=1.2*(1+u)* =1.2*(1+4.5)* =32.45 мм, где

T- крутящий момент на шестерне, u-передаточное число зубчатой передачи, D_m-наружный диаметр заготовки вал-шестерни, K_m-коэффициент, учитывающий вид вид передачи (коэффициент равен 20 для непрямозубых передач), S_m-характерный размер заготовки для насадного зубчатого колеса;

Диаметр заготовки колеса равен d_k=u*D_m=4.5*98.34= 442.53 мм;

Выбираем материал для колеса и шестерни по таблице.

Шестерня

Материал - Сталь 40 Х

Термическая обработка - Улучшение,

Твердость поверхности зуба - 269-302 HB

Колесо

Материал - Сталь 40 Х

Термическая обработка - Улучшение

Твердость поверхности зуба - 235-262 HB

D_m1 = 125 мм, D_m1 >D_m, S_m1 =80 мм, S_m1> S_m.

Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса

НB₁ = 0,5•( НB_1min+ НB _1max) = 0,5•(269+302) = 285.5,

НВ₂ = 0,5•( НВ_2min+ НВ_2max) = 0,5•(235+262)= 248.5.

3.2 Расчет допускаемых напряжений

3.2.1 Расчет допускаемых контактных напряжений

_HPj =

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

_{Hlim j} предел контактной выносливости определим по формуле,

_Hlim1 =2*HB₁+70=2*285.5+70=641 МПа

_Hlim2= 2*HB₂+70=2*248.5+70=567 МПа



S_Hj коэффициент безопасности (табл.2.1 [1]),

S_H1= 1,1 S_H2= 1,1

K_HLj - коэффициент долговечности;

K_HLj =1,

здесь N_H0j - базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл.1.1 [1]),

N_H01= 23,510⁶ N_H02 = 16,810⁶

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табл.3.1 [1] в зависимости от режима нагружения: _h = 0,125

Суммарное время работы передачи в часах

t_h = 365L24K_гК_сПВ = 36510240,60,70,15 = 5518,8 ч

Суммарное число циклов нагружения

N_j = 60 n_j c t_h,

где с - число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;

n_j - частота вращения j-го колеса, n₁= 116.07 мин^-1, n₂= 38.21 мин^-1;

N₁=60*182.81*1*5518.8=0,605⁸; N₂=0,605⁸ /4.5=0,134⁸

Эквивалентное число циклов контактных напряжений, N_{HE j}= _h N_Уj;

N_HE1= 0.125*0.605*10⁸= 7.56*10⁶ N_HE2=0.125*0.134*10⁸= 1.67*10⁶

Поскольку NHE1> NH01 и NHE2> NH02, то примем коэффициенты долговечности равные:

K_HL1= 1.208 K_HL2= 1.469

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

_HP1==703,93 МПа _HP2= 757.2 МПа

Для косозубой передачи _HP=0.45*(_HP1+_HP2) 1.23 _HPmin.

Допускаемые контактные напряжения передачи:

_HP= 657,51 МПа

3.2.2 Допускаемые напряжения изгиба

_FPj=,

где _{F lim j} предел выносливости зубьев при изгибе (табл.4.1 [1]),

_{F lim 1} = 1.75*285.5= 499.625 МПа _{F lim 2} = 1.75*248.5= 434.875 МПа

S_Fj коэффициент безопасности при изгибе (табл.4.1 [1]), S_F1= 1,7, S_F2= 1,7;

K_FCj коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для нереверсивного привода, (табл.4.1 [1]) K_FC1= 1, K_FC2= 1

K_FLj коэффициент долговечности при изгибе:

K_{FL j}=1.

здесь q_j - показатели степени кривой усталости: q₁ = 6, q₂ = 6 (табл.3.1 [1]);

N_F0 - базовое число циклов при изгибе; N_F0 = 4*10⁶.

N_FEj - эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; N_{FE j}= _Fj N_Уj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл.3.1[1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

_F1 =0,038; _F2 =0,038,

N_FE1 =0,038*0,605*10⁸=2.3*10⁶, N_FE2 =0,038*0.134*10⁸=0.509*10⁶

K_FL1 =1.097, K_FL2 =1.41

Допускаемые напряжения изгиба:

_FP1= 322,4 МПа

_FP2= 360,69 МПа

3.3 Проектный расчет передачи

3.3.1 Межосевое расстояние.

Определяем из условия контактной прочности:

=(u +1)

где - коэффициент вида передачи, = 410 для косозубых колес.

K_Н - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем K_Н =1.2.

Коэффициент ширины зубчатого венца для косозубых передач= 0,4 (ряд по ГОСТ 2185-66 на с.11 [1]).



a_щ= 410*(4.5+1)*= 287.03 мм.

Округлим до ближайшего большего стандартного значения (табл.6.1 [1]).

a_щ=315 мм.

3.3.2 Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Модуль выберем из диапазона (для непрямозубых передач стандартизован нормальный модуль m_n)

m_n = =(0,01…0,02)*315=3,15…6,3 мм.

Округлим m до стандартного значения (табл.5.1. [1]): m_n = 5

Суммарное число зубьев

Z=,

где =для прямозубых передач, = для косозубых передач и = для шевронных передач.

Z= 123.25,

Полученное значение округлим до ближайшего целого числа Z_У'=124.

Уточним для косозубой передачи делительный угол наклона зуба

= arccos = arccos 10.22°

Число зубьев шестерни



Z₁=== 22.54.

Округлим полученное значение до ближайшего целого: Z₁=23.

Число зубьев колеса

Z₂= Z - Z₁=124-23= 101.

Фактическое передаточное число

u_ф = == 4.39.

Значение u_ф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5 % при u4.5 и более чем на 4 % при u > 4.5.

u = 100 =100

Для непрямозубых передач Z_1min=17*cos³в; (Z_1min=16,59) <Z₁

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x₁= 0, x₂= 0

3.4 Геометрические размеры колес

Ширинa зубчатых венцов и диаметр колес

Ширинa зубчатого венца колеса

bw₂== 0,25•315 = 78.75 мм.

Это значение bw₂ есть в ряде нормальных линейных размеров на с.12 [1].

b_w2 = 80

Ширину венца шестерни bw₁ примем на 5 мм больше чем bw₂:

bw₁= 85 мм.

Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

диаметры делительных окружностей для косозубых колес

:

d₁ == 116.85 мм. d₂ ==513.145 мм.

Диаметры окружностей вершин: d_aj = d_j + 2m(1 + x_j):

d_a1 = мм. ; d_a2=мм.

Диаметры окружностей впадин dfj = dj - 2m(1.25 - xj):

d_f1 = мм. d_a2= мм.

3.5 Окружная скорость в зацеплении и степень точности передач

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V == 1,118 м./с.

Степень точности передачи выбираем по табл.8 [1] в зависимости от окружной скорости в зацеплении: n_ст= 8, степень точности n_ст.=9 для закрытых передач применять не рекомендуется.



3.6 Проверочный расчет передачи

3.6.1 Проверка контактной прочности зубьев

Для проверочного расчета зубьев на контактную прочность используем формулу

=,

где Z- коэффициент вида передачи, Z= 8400 для косозубых колес.

K_Н - коэффициент контактной нагрузки,

K_Н = K_Hб K_Hв K_НV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Hб =1+ A (n_ст - 5) K_w,

где А = 0.15 для косозубых и шевронных передач;

K_w - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При HB₂<350, K_w= 0,002·HB₂+0,036(V-9)= 0.002*248.5+0.036*(1.118-9)= 0.213.

Тогда, K_Hб =1+ 0.15 (8 - 5) *0.213= 1.096

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса



K_Hв =1+ (K- 1) K_w,

где K - коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы, определяемый по табл.9 [1] в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру.

= 0.5(u + 1)=

K= 1,03. Тогда K_Hв =1+(1,03-1)*0.213=1,00639.

Динамический коэффициент определим по табл.10 [1]

K_НV= 1,05

Окончательно получим

K_H=1,096*1,03*1,05 = 1,18

Расчетные контактные напряжения

= 447,37 МПа

Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле

=100==14 % < 15 %

3.6.2 Проверка изгибной прочности зубьев

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

,



где Y_Fj коэффициенты формы зуба;

K_F - коэффициент нагрузки при изгибе;

Y коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность: Y=1- =0,874

Напряжение изгиба в зубьях колеса

.

Коэффициенты формы зуба

Y_Fj=3.47 + ,

где Z_Vj - эквивалентное число зубьев, для прямозубых передач Z_Vj = Z_j, для непрямозубых передач Z_Vj = .

Z_V1 = Z_V2 ==107.02

Y_F1 ==4.01 Y_F2 =3,59

Коэффициент торцевого перекрытия

о_б={1.88-3.2(+}cosв ={1.88-3.2(+}cos11.222= 1,676;

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Y_о===0,6

Коэффициент нагрузки при изгибе



K_F = K_Fб K_Fв K_FV = 1,45*1,041*1,03 = 1,555

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Fб =1+0.15(n_ст.-5); K_Fa=1,45.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Fв =0,18+0,82K⁰_Hв; K_Fв= 1,025

Динамический коэффициент при НВ₂ < 350

K_FV =1+1.5( K_НV -1); K_FV=1,075

Напряжения изгиба

==73,64 МПа

==62,05 МПа

Условия изгибной прочности передачи выполняются, поскольку F₁FP₁ и F₂FP_2.

3.7 Силы в зацеплении

Окружная сила



Ft = == 9156 Н

Распорная сила

Fr = Ft == 3397.75 Н

Осевая сила

Fа = Ft *tgв= 9156*0,223= 1816.6 Н.



Пункт 4. Выбор муфт

4.1 Выбор конструкций и типоразмера

Исходные данные:

Т_I=137.78 Н*м, T_III= 2311.1 Н*м,

режим работы - легкий, нереверсивный.

Для соединения концов вала электродвигателя и вал-шестерни конической передачи для передачи крутящего момента Т_I=137.78 Н*м, воспользуемся упругой втулочно-пальцевой муфтой. При выборе стандартной муфты должно выполняться условие T_Н?T_р=K*T, где T_р- расчетный крутящий момент, T- передаваемый крутящий момент, K- коэффициент режима работы муфты (в данном случае K= 2).

T_р=2*137.78=275.56, по таблице 4.7 [1] выбираю муфту при T_Н =250 Н*м, изготовленную по ГОСТ 21425-93 с цилиндрическими отверстиями для коротких концов валов, со следующими типоразмерами: диаметр окружности размещения осей пальцев муфт, D_о, равен 105 мм, D=140 мм, диаметр вала ,d, равен 38 мм, длина соединения двух полумуфт,L, равна 121 мм, d_отв.=28 мм, угловое смещение валов ,г, не более 1^?, радиальное смещение валов ,?, равно 0.3 мм.

Для соединения концов вала с зубчатым цилиндрическим колесом и вала с барабаном ременного транспортера с целью передачи крутящего момента Т_III=2311.1 Н*м, воспользуемся зубчатой муфтой с исполнением по ГОСТ Р50895-96. Зубчатая муфта компенсирует все виды смещений валов за счет боковых зазоров в зацеплении, имеет малые габариты. Она состоит из двух втулок с наружными зубьями и обоймы с внутренними зубьями. Для расчета коэффициента режима работы зубчатой муфты используют следующую зависимость: K=K₁*K₂*K₃,

где К₁- коэффициент ответственности (если при поломке произойдет остановка машины, то К₁=1); К₂- коэффициент условий работы машины (при тяжелой работе с ударами и реверсами К₂=1.3…1.5); К₃- коэффициент углового смещения (при угле перекосов валов г=1^?, К₃=1)

T_Н?T_р=(1*1.3*1.5)*2311.1= 4507 Н*м. По таблице 2.7 [1] выбираю муфту при T_Н =6300 Н*м со следующими типоразмерами: D=230 мм, диаметр вала ,d, равен 80 мм, длина соединения двух полумуфт,L, не более 270 мм, m=3, z=48.

4.2 Сила, действующая на валы

При компенсации смещений на концы вала электродвигателя и вала I со стороны упругой втулочно-пальцевой муфты действует радиальная сила,

F_MI=== 735.34…1470.69 Н*м.

На концы вала III и вала с барабаном ременного транспортера со стороны зубчатой муфты действует радиальная сила, F_MIII=== 12519 Н*м, где d_m=m*z= 3*48= 144,(делительный диаметр зубчатого зацепления муфты)



Пункт 5. Расчет валов, подбор подшипников

• 5.1 Конструирование валов и проектный расчет диаметров

Проектный расчет и конструирование быстроходного, промежуточного и тихоходного валов.

Силы, приложенные к быстроходному валу со стороны конического зубчатого зацепления: F_t=3,581 кН, F_r=1,263 кН, F_a=0,302 кН, со стороны упругой втулочно-пальцевой муфты F_M1= 1,47 кН.

Силы, приложенные к тихоходному валу со стороны цилиндрического зубчатого зацепления: F_t=9,156 кН, F_r=3,3977 кН, F_a=1,8166 кН, со стороны зубчатой муфты F_M1= 12,519 кН.

Силы, приложенные к промежуточному валу со стороны цилиндрического зубчатого зацепления: F_t=9,156 кН, F_r=3,3977 кН, F_a=1,8166 кН, со стороны конического зубчатого зацепления: F_t=3,581 кН, F_r=1,263 кН, F_a=0,302 кН.

Материал быстроходного вала- сталь 45, промежуточного и тихоходного валов- сталь 40 Х.

Диаметры опасного сечения валов определяют по формуле:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Где [ф_k]-пониженные допускаемые напряжения на кручение = (0.025…0.03)*у_b=22.5...27 МПа, при стали 40Х. При стали 45, [ф_k]= 19.5…23.5 МПа.

Где у_b - предел прочности материала вала, для стали 40 Х равен 900 МПа. Для стали 45 предел прочности равен 780 МПа.

Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении, мм

Диаметр опасного сечения быстроходного вала хвостовика

мм.

Диаметр опасного сечения тихоходного вала

мм.

Диаметр опасного сечения промежуточного вала

мм.

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда на с.86 по ГОСТ 6636-69: d_1Т= 80 мм, d_1Б=32 мм, d_1П=48 мм.

Предельный наружный диаметр заготовки (D_m) равен 125 мм, термообработка - улучшение.

Определение размеров ступеней валов (таблица 7.1.[2]).

Вал-шестерня конической зубчатой передачи (быстроходный вал):



1-ая ступень под полумуфту, d₁=38 мм, длина соединения двух полумуфт, L, равна 121 мм, l₁= 1.5*d₁= 1.5*38= 58 мм.

2-ая ступень под уплотнение, d₂= d₁+2*t= 38+2*2.5= 43 мм, округлю до 45 мм, l₂= 0.6*d₄= 0.6*50= 30 мм.

3-я под шестерню, d₃= d₄+3.2*r= 50+3.2*3= 59.6, b₃= m_te= 4, где d₃ и b₃ - соответственно диаметр и ширина буртика, l₃ определить графически на эскизной компоновке.

4-ая под подшипник, d₄= d₅+(2…4)= 48+2= 50 мм , l₄ определить графически.

5-ая под резьбу (на ней устанавливается регулирующая гайка с мелкой метрической резьбой), d₅ определим в зависимости от d₂, по таблице 10.11 [2], d₅= М48Ч1.5, l₅= 0.4*d₄= 50*0.4= 20 мм.

Вал-шестерня цилиндрической зубчатой передачи (промежуточный вал).



подшипник привод вращение вал

1-ая ступень под уплотнение и подшипник, d₁= d_1П +2= 50 мм, l₁= 1.5*d₁= 1.25*50= 62.5 мм.

2-ая под подшипник, d₂= d₁= 50 мм , l₂ = T, предварительно l₂=22 мм.

3-ая под коническое колесо, d₃ = d₁+3.2*r =59.6 мм, округлим до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69, d₃=60 мм l₃ определить графически на эскизной компоновке.

4-я под шестерню, является упорной для конического колеса, d₄ = d₃+3*f=60+3*2= 66 мм, l₄ определить графически на эскизной компоновке.

Примечание: в связи с заменой изначально выбранного подшипника на другой с большей базовой грузоподъемностью, длины первого и второго участков измены: l₁= 70 мм, l₂=30 мм.



Тихоходный вал :

1-ая ступень под полумуфту, d₁=80 мм, длина соединения двух полумуфт, L, не более 270 мм, l₁= 130 мм.

2-я под цилиндрическое колесо, d₂= d₃+3.2*r= 90+3.2*3.5= 101.2 мм, округлим до целого числа, d₂=101 мм, l₂ определить графически на эскизной компоновке.

3-ая и 4-ая ступени - под подшипники и уплотнения (металлические втулки), d₃= d₄= d₁+2*t=80+2*3.5= 87 мм, округлим до числа кратного 5, d₃= d₄= 90 мм, l₃= 1.2*90= 108 мм, l₄ определить графически..

Размер фаски с определим по таблице 10.8 [2], c= 2.5 мм.

• 5.2 Предварительный подбор подшипников
• Предварительный выбор подшипника осуществляют по диаметру участка вала, предназначенного для установки подшипника. Для тихоходных валов редуктора предварительно выбирают подшипники легкой серии, для быстроходных валов - подшипники средней серии. Для определения диаметра участка вала под подшипник к диаметру хвостовика добавляют 5…10 мм и округляют эту величину до ближайшего числа, кратного 5.При конструировании промежуточного вала двухступенчатого редуктора диаметр участка вала под подшипник равен диаметру рассчитанного опасного сечения, в моем случае округлил до значения кратного 5. Предварительно выберем подшипники для быстроходного вала с d₄=50 мм - роликовые конические однорядные средней серии 7310 с углом контакта б =11…16^?, схема установки врастяжку. Для промежуточного вала с d₁= 50 мм - роликовые конические однорядные подшипники легкой серии 7210 с углом контакта б =11…16^?, схема установки враспор. Для тихоходного вала с d₃= 90 мм - радиальные шариковые однорядные подшипники легкой серии 218, схема установки- враспор.
• Разрабатывают конструкцию вала и выполняют его сборочный чертеж. По чертежу формируют расчетную схему вала, представляя его в виде двухопорной балки и раскладывая внешние силы, нагружающие вал, по двум взаимно ортогональным плоскостям. Определяют радиальные опорные реакции и наибольшую из них обозначают F_r1.
• Если внешняя осевая сила на валу отсутствует или не нагружает подшипники, то вал устанавливают либо на шарикоподшипники радиальные однорядные, либо на роликоподшипники с короткими цилиндрическими роликами. При нагружении подшипника внешней осевой силой F_a критерием для выбора типа подшипника является отношение F_a/F_r1. При F_a/F_r1 ? 0.35, рекомендуется использовать наиболее дешевые шарикоподшипники радиальные однорядные. При F_a/F_r1 > 0.35 следует использовать радиально-упорные подшипники. В моем случае F_a/F_r1 =2.089/=; ? 0.35, вал устанавливаем на шарикоподшипники радиальные однорядные.


5.3 Конструкция колес

Конструкция и размеры зубчатого цилиндрического колеса (табл. 10.2 [2]).

Способ получения заготовки - штамповка. Элемент колеса - обод, диаметр, d_a=389.18 мм, толщина, S= 2.2*m+0.05*b₂= 2.2*4+0.05*100=13.8 мм, ширина, b₂= 100 мм. Элемент колеса- ступица, диаметр внутренний, d= d₆= 101 мм, диаметр наружный d_ст = 1.52*d= 1.52*101 =153.56 (при соединении шпоночном и с натягом), толщина, д_ст= 26.28 мм, длина, l_ст = 1.0*d= 1.0*101= 101 мм. Элемент колеса - диск, толщина, с= 0.5*(S+д_ст)?0.25*b₂, с=0.5*(13.8+26.28)=20.04<(0.25*100=25), значит, возьмем с=25 мм, при этом увеличив S до 18.2 мм. Радиусы закруглений и уклон, R?6, г?7^?, d_отв?25 мм, возьмем d_отв.=40 мм. На торцах зубьев выполняют фаски размером f= 0.6*m=2.4 с округлением до стандартного значения по таблице 10.1 [2], f=2.5

Конструкция и размеры конического колеса с круговым расположением зубьев (стр. 30 [3], табл.10.3 [2])

Способ получения заготовки - литье. Элемент колеса - обод, диаметр, d_ae= 356.63 мм, толщина, S= 2.5*m_te+2=2.5*4+2=12 мм, ширина, b_о=0.5*b= 0.5*50=25 мм. Элемент колеса- ступица, диаметр внутренний, d=d₃=60 мм, диаметр наружный, d_ст= 1.55*d (при соединении шпоночном и с натягом), d_ст= 1.55*60= 93 мм, толщина, д_ст= 16.5 мм, длина, l_ст= 1.2*d=1.2*60= 72 мм. Элемент колеса - диск, толщина, с= 0.5*(S+д_ст)? 0.25*b; c=0.5*(12+16.5)=14.25 мм > (0.25*b=0.25*50=12.5 мм), выберу c=12.5 мм, S_о>1.2*m_te, то есть , S_о>4.8 мм. Радиусы закруглений и уклон, R>10, г?7^?, d_отв.?25 мм. На торцах зубьев выполняют фаски с округлением до стандартного значения при необходимости, размером f= 0.5*m_te=0.5*4=2 мм.

• 5.4 Подбор и расчет шпонок
• Расчет выполняется как проверочный на смятие по формуле

=[],

где T - крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом, Нм;

h - высота шпонки; t₁ - глубина паза на валу; l_р - рабочая длина шпонки, для шпонок со скругленными торцами l_р =l - b, здесь l - длина шпонки, назначают из стандартного ряда на 5 … 10 мм меньше длины ступицы; b - ширина шпонки, [] - допускаемое напряжение смятия. Для стальных ступиц при нереверсивном приводе []=150 МПа, при реверсивном приводе []=120 МПа. Результаты расчета шпонок представлены в виде таблицы.

Размеры шпонки под коническое зубчатое колесо при d=80 мм, l_ст=72 мм, мм

Размеры шпонки под коническое зубчатое колесо при d=80 мм, lст=72 мм, мм	t1, мм	T, Нм	, МПа
b	h	l	lр
22	14	63	45	7	534.94	150

Проверочный расчет призматической шпонки под цилиндрическое зубчатое колесо при d=101 мм, l_ст=101 мм на смятие дал результат

.

Размеры шпонки, мм	t1, мм	T, Нм	, МПа
b	h	l	lр
28	14	90	62	10	2249.41	120

Если , то допускается установка двух шпонок под углом 180°, однако более рациональным вариантом является переход к шлицевому соединению.

Размеры шпонки для соединения вала I с полумуфтой при d=38 мм, l₁ =58 мм, мм

Размеры шпонки для соединения вала I с полумуфтой при d=38 мм, l1 =58 мм, мм	t1, мм	T, Нм	, МПа
b	h	l	lр
10	8	32	22	5	127.46	120

.

Размеры шпонки для соединения вала III с полумуфтой при d=80 мм, l₁ =130 мм, мм

Размеры шпонки для соединения вала III с полумуфтой при d=80 мм, l1 =130 мм, мм	t1, мм	T, Нм	, МПа
b	h	l	lр
22	14	125	103	9	2249.41	120

.

• 5.5 Эскизная компоновка редуктора
• 5.5.1 Общий вид

Чертеж общего вида редуктора устанавливает положение колес редукторной пары, муфты относительно опор(подшипников);определяет расстояние lБ, lТ, lП между точками приложения реакций подшипников быстроходного, тихоходного, промежуточного валов, а также точками приложения сил давлений муфт на I и III валах, lМI и lМIII и точками реакций смежных подшипников.

1.Наметить расположение проекций чертежа в соответствии с кинематической схемой привода и наибольшими размерами колес.

2.Провести оси проекций и осевые линии валов.

3.Вычертить редукторные пары в соответствии с геометрическими параметрами.

4.Прочертить контур внутренней поверхности стенок корпуса редуктора с зазором x от вращающихся поверхностей колеса для предотвращения задевания: x=+3=+3=7.96+3=10.96 мм, округлим x до 11 мм. В конической паре нужно предусмотреть симметричность корпуса относительно оси быстроходного вала.

Расстояние y между дном корпуса и поверхностью колеса принять y?4*x.

5.Вычертить ступени вала на соответствующих осях по размерам d и l.

Вычерчивание ступеней быстроходного вала зависит от положения подшипников на 4-й ступени. Нужно по ширине подшипника T определить положение правого подшипника, а по величине a_Б = 0.5*(T+*e)=0.5*(29.25+*0.35)=24 мм найти точку 1 приложения его реакции и графически рассчитать отрезок a₁(a₁=36.18 мм); затем отложить расстояние a₂= 0.6*l=0.6*187.58=112.54 мм; найти точку 2 приложения реакции левого подшипника и по a_Б и T определить его положение на валу. Так определится длина 4-й ступени l₄=117.95 мм.

Определим точки приложения реакции подшипников на промежуточном валу. Для радиально-упорных подшипников точка приложения реакции смещается от средней плоскости, и ее положение определяется расстоянием a_П = 0.5*(T+*e)=0.5*(24.75+*0.421)=22.19 мм, измеренным от широкого торца наружного кольца.

6.Определить точки приложения консольных сил.

Сила давления муфты F_м приложена между полумуфтами, поэтому можно принять, что в полумуфте точка приложения силы F_м находится в торцевой плоскости выходного конца соответствующего вала на расстоянии l_м от точки приложения реакций смежного подшипника.

Силовая схема нагружения валов редуктора:

Силовая схема нагружения валов имеет целью определить направление сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны муфт, реакций в подшипниках, а также направление вращающих моментов и угловых скоростей валов.

В цилиндрических косозубых передачах принять шестерню с левым зубом, колесо - с правым; в конических передачах с круговыми зубьями - шестерню с правым зубом, колесо- с левым. Привод реверсивный, направление вращения двигателя можно выбрать произвольно. Примем вращение двигателя по ходу часовой стрелки, если смотреть со стороны вершины делительного конуса шестерни в конической передаче; возникающая при этом осевая сила на шестерне Fa₁ будет направлена к основанию делительного конуса, что исключит заклинивание зубьев в процессе зацепления. Силы F_t1 и F_t2 направлены так, чтобы моменты этих сил уравновешивали вращающие моменты T₁ и T₂, приложенные к валам редуктора со стороны двигателя и рабочей машины: F_t1 направлена противоположно вращению шестерни, F_t2 - по направлению вращения колеса. Консольная сила от муфты F_м перпендикулярна оси вала, но ее направление в отношении окружной силы F_t может быть любым, в зависимости от случайных неточностей монтажа муфты. Поэтому рекомендуется принять худший случай нагружения - направить силу F_м противоположно силе F_t, что увеличит напряжения и деформацию вала. Радиальные реакции в подшипниках быстроходного и тихоходного валов направить противоположно направлению окружных F_t и радиальных сил F_r в зацеплении редукторной передачи.

• 5.5.2 Подбор уплотнительных манжет и крышек, стакана
• Для герметизации подшипниковых узлов редуктора, осевой фиксации подшипников и восприятия осевых нагрузок применяют крышки. Манжетные уплотнения используют при смазывании подшипников как густым, так и жидким материалом при низких и средних скоростях, так как они оказывают сопротивление вращению вала.
• Осевое фиксирование быстроходного вала в двух опорах - врастяжку. Коническая шестерня выполняется консольной. Подшипники, поддерживающие ее вал, заключают в стакан. Внутреннее кольцо левого подшипника упирают в стопорную шайбу, внутреннее кольцо другого упирают в буртик третьей ступени вала. Наружные кольца подшипников упирают широкими торцами в буртики отверстия стакана. Толщина стенки стакана, д, равна 5 мм, высота упорного буртика, t, равна 1.5*r, где r- радиус скругления наружного кольца подшипника, r=3 мм. Тогда, t= 1.5*3= 4.5 мм, толщина фланца д₂=1.2*д= 1.2*5= 6 мм. Диаметры фланца D₁,D₂ и количество отверстий n соответствуют размерам D₁,D₂ и количеству отверстий крышки подшипникового узла (стр. 212 [2]), профиль канавки на наружной поверхности стакана: b= 8 мм, h= 0.5 мм . Выбрал крышку торцовую с отверстием для манжетного уплотнения, крышка 21-110Ч45 ГОСТ 18512-73. D₁= 130 мм, D₂= 155 мм, n=6. Выбрал резиновую армированную манжету- манжета 1.1-45Ч65-1 ГОСТ 8752-79. Выбрал гайку круглую шлицевую класса точности А- гайка М48Ч1.5-6H ГОСТ 11871-88. Гайка предохраняется от развинчивания стопорной многолапчатой шайбой, шайба 48.21 ГОСТ 11872-89.
• Осевое фиксирование промежуточного вала в двух опорах - враспор. Внутренние кольца подшипников закреплены на валу упором в буртик 4-ой ступени и торец втулки, установленной на 1-ой ступени. Наружные кольца подшипников закреплены от осевого смещения упором в торцы крышек Выбрал крышки торцовые глухие с 6 болтами, стр. 23 [4].
• Осевое фиксирование тихоходного вала в двух опорах - враспор. Внутреннее кольцо одного подшипника закреплено на валу упором в торец втулки, установленной на 4-ой ступени, другого - в кольцо. Наружные кольца подшипников закреплены от осевого смещения упором в компенсаторные кольца. Выбрал врезные крышки, одна из которых сквозная с манжетным уплотнением, другая- глухая.
• 5.5.3 Расчет валов на статическую прочность
• Расчет выполняют по наибольшей возможной кратковременной нагрузке. Эквивалентное напряжение определяют на основании энергетической теории прочности по формуле
• у_экв=?[у] (1),
• где =, =, [у]- допускаемые напряжения, которые определяют по формуле: [у]=, учитывая, что =2* преобразуем формулу (1) к виду =?[у].
• Материал быстроходного и тихоходного валов- сталь 45, промежуточного- сталь 40Х.
• Расчет быстроходного вала:
• В сечении 2 действуют: изгибающий момент М = 192.02 Н*м, крутящий момент
• T=127.46 Н*м, осевая сила F_a=2892.6 Н, осевой момент сопротивления
• W_x===12265.6 мм³. [у]===360 МПа. ==18.06 МПа<360 МПа.
• Расчет промежуточного вала:
• В сечении 2 действуют: изгибающий момент М = 705.65 Н*м, крутящий момент
• T=556.83 Н*м, осевая сила F_a=2089.2 Н, осевой момент сопротивления
• W_x===205783.6 мм³. [у]===500 МПа. ==4.15 МПа<500 МПа.
• В сечении 3 действуют: : изгибающий момент М = 625.26 Н*м, крутящий момент