Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.

подшипник редуктор привод шпонка

1.1 Общий коэффициент полезного действия привода находим по формуле

_общ = · ₂² · ₃ ·₄ =0,98·0,992³·0,97²·0,98=0,88

где по таблице 1.1. [1, стр. 6]:

_общ - к.п.д. привода;

₁=0,97 - к.п.д. цилиндрической зубчатой передачи;

₂=0,99 - к.п.д. пары подшипников качения;

₃=0,98 - к.п.д. муфты;

₄=0,98 - к.п.д. муфты;

1.2 Потребная мощность электродвигателя находим по формуле [1, стр. 6]

=4/0,88=4,5 кВт.

Выбираем электродвигатель по табл. 1.2. [1, стр. 9]:

Выбранный электродвигатель АИР132S6У3

Его параметры:

P_дв=5,5 кВт;

n_дв.=960 мин^-1.



1.3 Общее передаточное число привода

=960/42,67=22,5

где n_дв - фактическая (асинхронная) частота вращения вала электродвигателя, мин^-1;

n_i - частота вращения выходного вала привода, мин^-1.

1.4 Разбиваем U_общ по ступеням, табл. 1.3. [1, стр. 11]

Примем: U₁=5, U₂=4,5

1.5 Частоты вращения валов для привода с выбранным электродвигателем

n₁=n_дв.=960 мин^-1;

n₂= n₁/u₁=960/5=192 мин^-1;

n₃=42,67 мин^-1,

.

₁=3.14·960/30=100,48 рад/с;

₂=3,14·192/30=20,1 рад/с;

₃=3,14·42,67/30=4,47 рад/с.



1.6 Крутящие (вращающие) моменты валом привода

P₁=5,5·0,99·0,98=5,34 кВт;

P₂=5,5·0,99·0,97²=5,12 кВт;

P₃=5,5·0,88=4,84 кВт;

T₁=9550·5,34/960=53,12 Н·м;

T₂=9550·5,12/192=241,95 Н·м;

T₃=9550·4,84/42,67=1083,24 Н·м.

где Р_i - мощность на i-м валу, кВт;

- к.п.д. механизмов и устройств, предшествующих i-му валу.

1.7 Скорость в зацеплении, для выбора вида передачи, находим по формуле 1.3. [1, стр. 13]

,

где n₁ - частота вращения шестерни, об/мин;

Т₂ - крутящий момент на колесе, Н·м;

u - передаточное число передачи;

с_v - коэффициент, значения которого зависят от вида термической и химико-термической обработки (табл. 1.6 [1, стр. 14]);

_ba - вспомогательный параметр, по табл. 4.1. [1, стр. 14];

v ? = 1,87 м/с;

v ? = 0,65 м/с.

Примем по рекомендации [1, стр. 15]: косозубую передачу и 8-ю степень точности.



2. Расчёт зубчатой передачи

2.1 Материал зубчатой пары выбираем по табл. 2.1. [1, стр. 19]

Примем для шестерни Z₁-сталь 35Х, Н_к=220, Н_о=260, улучшение; для колеса Z₂-сталь 50, улучшение, Н_к=228, Н_о=255; Z₃-сталь 35Х, улучшение, Н_к=220, Н_о=260; Z₄-сталь 50, улучшение, Н_к=228, Н_о=255. Допускаемые напряжения.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при переменном режиме работы и ступенчатой циклограмме нагружения (рис. 3.1, а) можно определить по формуле 3.6. [1, стр. 25]

,

где с - число зубчатых колес, зацепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом;

Т_1i - нагрузка (вращающий момент на шестерне), соответствующая i-й ступени циклограммы нагружения, Н·м;

Т_1H - исходная расчетная нагрузка (крутящий момент на шестерне), учитываемая при расчете на контактную выносливость, Н·м;

n_i - частота вращения, соответствующая i-му режиму, мин^-1;

L_hi - время работы, соответствующее i-му режиму, ч.

N_HE1--=--6_--Е--1--Е--96_--Е--9___Е[1,5³Е_,__1+_,799+_,4³Е_,2]=422Е1_⁶

Для колеса Z₂:

N_HE2,3--=--6_--Е--1--Е--192--Е--9___Е[1,5³Е_,__1+_,799+_,4³Е_,2]=84,5Е1_⁶

N_HE4--=--6_--Е--1--Е--42,67--Е--9___Е[1,5³Е_,__1+_,799+_,4³Е_,2]=18,8Е1_⁶



2.2 Допускаемые контактное напряжение, Мпа [1, стр. 20]

,

где - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, Мпа

Z_N - коэффициент долговечности,

S_H - коэффициент безопасности;

Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

Z_V - коэффициент, учитывающий окружную скорость;

Z_L - коэффициент, учитывающий влияние смазки;

Z_X - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

=0,95111=0,95;

==2240+70=550 МПа;

==2240+70=550 МПа;

==2240+70=550 МПа;

==2240+70=550 МПа;

Допускаемые контактные напряжения:

у_HP1==445 МПа;

у_HP2==450 МПа;

у_HP3==480 МПа;

у_HP4==485 МПа;



Z_N1 = = = 0,89;

Z_N2 = = = 0,96;

Z_N3 = = = 0,83;

Z_N4 = = = 0,9;

Базовое число циклов напряжений для шестерни и колеса вычисляют по формуле .

N_{H lim1} = 30?=30?350^2,4=38?10⁶;

N_{H lim2} = 30?=30?350^2,4=38?10⁶;

N_{H lim3} = 30?=30?200^2,4=10?10⁶;

N_{H lim4} = 30?=30?200^2,4=10?10⁶;

Допускаемые контактные напряжения [1, стр. 21]

.

у_HP1 = 0,45?(445+450) = 895 МПа;

у_HP2 = 0,45?(480+485) = 965 МПа;

Допускаемые напряжения _FР при расчёте на выносливость зубьев при изгибе находим по формуле (3.4.) [1, стр. 29]

,



где _Flimb - предел выносливости зубьев при изгибе, МПа формула (3.5) [1, стр. 29]);

S_F - коэффициент безопасности;

Y_N - коэффициент долговечности;

Y_д - коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений;

Y_R - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;

Y_X - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.

Значения _Flimb определяют по следующей зависимости:

_Flimb = _FlimbY_TY_ZY_gY_dY_A, где

_Flimb - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа;

Y_T - коэффициент, учитывающий технологию изготовления;

Y_Z - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса;

Y_g - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба;

Y_d - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения и электрохимической обработки переходной поверхности;

Y_A - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки.

Пределы выносливости _Flimb для шестерни и колеса, определяют по табл. 3.4. - [1, стр. 33].

_Flimb =612,5 МПа.

Коэффициент Y_T при соблюдении технологии изготовления, предусмотренной ГОСТ 21354-87, принимают равным 1.

Коэффициент Y_Z, учитывающий способ получения заготовок, принимается: для поковок и штамповок Y_Z = 1; для проката Y_Z = 0,9; для литых заготовок Y_Z = 0,8. При выборе заготовки можно учитывать ориентировочные рекомендации табл. 3.3 [1, стр. 28] или условия производства. Y_Z принимаем равным 1.

Коэффициент Y_g для зубчатых колес с нешлифованной переходной поверхностью зубьев принимают равным 1, в иных случаях по табл. 3.4 (с учетом прим. 2) [1, стр. 33-34]. Y_g принимаем равным 1,1.

Коэффициент Y_d для зубчатых колес без деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности принимают равным 1, а при наличии упрочняющей обработки - по табл. 3.4 (с учетом прим. 3) [1, стр. 33-34]. Y_d принимаем равным 1,1.

Коэффициент Y_A при одностороннем приложении нагрузки (нереверсивные передачи) принимают равным 1.

Коэффициент долговечности Y_N находим по формуле

,

где N_Flim - базовое число циклов напряжений; N_Flim = 4·10⁶;

N_FE - эквивалентное число циклов напряжений при расчете изгибной выносливости, по формуле [1, стр. 34];

q_F - показатель степени кривой усталости, q_F=6, при НВ<350.

N_FE1=609609000(1,5⁶0,001+0,799+0,4⁶0,2)=420,510⁶;

N_FE2,3=601929000(1,5⁶0,001+0,799+0,4⁶0,2)=84,110⁶;

N_FE4=6042,679000(1,5⁶0,001+0,799+0,4⁶0,2)=18,710⁶;

Y_N1 = =0,46;

Y_N2,3 = =0,6;

Y_N4 = =0,77.

Коэффициент Y_д, градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений, находят по формуле

,

где m - нормальный модуль, мм.

Приближенно m можно определить, используя данные п. 3.1.,

табл. 4.4 [1] и зависимость m = d/z.

Y_д1=1,082-0,172 3=0,99.

Коэффициент Y_R, учитывает шероховатость переходной поверхности.

Для поверхностей, подвергаемых шлифованию при шероховатости поверхности выше 4 класса (R_a < 10 мкм), принимаем Y_R = 1.

Коэффициент Y_X, учитывающий размеры шестерни или колеса, вычисляют по формуле

,

где d - размер зубчатого колеса, мм.

=1,05;

Коэффициент безопасности S_F принимаем по табл. 3.4 [1, стр. 32-33]

S_F принимаем равным 1,7.

Из всего вышеперечисленного получается, что:

_Flimb - пределы выносливости зубьев при изгибе равны:

_Flimb = 1,7535011111=612,5 МПа;

Допускаемые напряжения _FР при расчёте на выносливость зубьев при изгибе равны:

у_FP1 =?0,46?1,2?1,05=208,83 МПа;

у_FP2,3 =?0,6?1,2?1,05=272,38 МПа;

у_FP4 =?0,77?1,2?1,05=349,56 МПа;

При проектировочном расчете определяем ориентировочное значение межосевого расстояния а_w (мм) по формуле:

а_w = , а_w1 = 430?(5+1)? =144,12

а_w2 = 430?(5+1)?=208,74

где К_а - вспомогательный коэффициент;

u - передаточное число (п. 1.3. расчёта);

Т_1Н - исходная расчетная нагрузка (крутящий момент на шестерне), Н·м (п. 1.7. расчёта);

_ba, _bd - вспомогательные параметры;

К_Нв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине контактных линий;

_НР - допускаемое контактное напряжение, МПа (п. 3.2.3. расчёта).

Вспомогательный коэффициент К_а для передач со стальными зубчатыми колесами имеют следующие значения:

К_а = 430 - косозубая или шевронная.

Т_1Н - наибольшая нагрузка из числа подводимых к передаче, число циклов действия которой превышает 0,03·N_HE, Н·м (см. п. 1.7. и п. 3.1. расчёта).

Т₂=254,67 Н·м;

Вспомогательные параметры

_ba = и _bd =

(где рабочая ширина венца b_w в мм), связанные между собой зависимостью можно определить, используя данные табл. 4.1 [1, стр. 39].

Примем _ba=0,35

_bd1 =_bd2 = =1,05;

_bd3 =_bd4 = =0,79;

Коэффициент К_Нв находят по рис. 4.1. [1, стр. 40].

Находим К_Нв1=1,15; К_Нв2=1,1

Из всего вышеперечисленного получается, что ориентировочное значение межосевого расстояния а_w равно:

Принимаем а_w=200 мм.

Определяем по а_w интервал рекомендуемых модулей (m_min - m_max) для передачи, учитывая данные табл. 4.2. [1, стр. 40]

m=(0,01.. 0,02) а_w;.

Примем =3 мм.

Выбор суммарного числа зубьев при в=13.

Z_?1 = = = 130;

Z_?1 = = = 130;

Z₁ = z_? /(u + 1)=130/(5-1)=33; Z₃ = z_? /(u + 1)=130/(4,5-1)=37;

Z₂ = Z_?1 - Z₁=130-33=97; Z₄ = Z_?2 - Z₁=130-37=93;

Определяем делительные параметры d₁ и d₂ (с точностью до 0,01 мм), а также другие основные геометрические параметры.

d₁ = = = 102 мм;

d₂ = = = 298 мм;

d₃ = = = 113,8 мм;

d₁ = = = 286,2 мм;

Ширина шестерни и колеса.

b₂= а_{w ba}=0,35200=70 мм;

b₁=b₂+5 мм=70+5=75 мм;

2.3 Проверка межосевого расстояния

а_w = = = 200 мм;

2.4 Определяем по формулам табл. 4.6 [1, стр. 46] силы, действующие в зацеплении. В приведенных формулах: F_t, F_r, F_x в Н; Т₁, Т₂ в Н·м; d_w в мм; Р в кВт; v в м/с; б_w = 20° (при x_У = 0)

Окружная: F_t = = = 1073,33 Н.

Радиальная: F_r = = = 400,93 Н.

Осевая: =1073,33tg13°=247,8 Н.



Проверочный расчёт на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев проводим по формуле 4.5. [1, стр. 47]

,

где Z_E - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;

Z_Н - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

Z_е - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

К_А - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

К_Нв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

К_Нб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

К_Нv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, действующую в зацеплении до зоны резонанса;

F_t - окружная сила, Н;

b_w - рабочая ширина венца, мм;

d₁ - делительный диаметр шестерни, мм;

u - передаточное число передачи.

Для зубчатой передачи со стальными зубчатыми колесами Z_E = 190.

Коэффициент Z_Н принимают по рис. 4.5. [1, стр. 48].

Тогда получается, что: Z_Н1=2,45; Z_Н2=2,45.

Коэффициент Z_е определяют с учетом коэффициентов осевого е_в и торцового перекрытия е_б.

Коэффициенты осевого е_в и торцового перекрытия е_б определяют из выражений

;

,

где b_w - рабочая ширина венца, мм;

в - угол наклона линии зуба, град.;

m_n - нормальный модуль, мм.

= = 1,67;

= =[1,88 - 3,2 = 1,71;

= =[1,88 - 3,2 = 1,71;

В итоге находим Z_е:

Z_е1 =Z_е2=0,83;

Z_е3= Z_е4=0,83;

Коэффициент К_А = 1, если в циклограмме нагружения учтены все внешние нагрузки. Принимаем К_А = 1.

Коэффициент К_Нв определяется по рис. 4.1. [1, стр. 40].

Тогда получаем, что: К_Нв1=1,15; К_Нв2=1,15.

Для колес с непрямыми зубьями К_Нб приближенно может быть найден по рис. 4.7. [1, стр. 49]

Получаем, что: К_Нб1= 1,03; К_Нб2=1,01.

Коэффициент К_Нv определяют по формуле

,

где: _Н - динамическая добавка;

w_Hv - удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

b_w - рабочая ширина венца, мм;

F_t - окружная сила, Н;

К_А - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (см. п. 4.7.4 расчёта).

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм, определяется по формуле 4.15. из литературы [1, стр. 50]:

=0,04 4,7 0,65 ? =0,81;

Здесь: коэффициент д_Н, учитывающий влияние проявления погрешностей зацепления на динамическую нагрузку, находят по табл. 4.7 [1, стр. 50], а коэффициент g₀, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, - по табл. 4.8. [1, стр. 50-51].

= = = 5,12 м/с;

Вычисляем коэффициент К_Нv:

= 1+ = 1+ = 1,14;

Теперь можем вычислить :

= 190 ? 2,45 ? 0,83 ? = 193,56 МПа (=445МПа);

= 190 ? 2,45 ? 0,83 ? = 133,46 МПа (=450МПа);

= 190 ? 2,45 ? 0,83 ? = 351,18 МПа (=480МПа);

= 190 ? 2,45 ? 0,83 ? = 284,2 МПа (=485МПа);

2.5 Расчёт зубьев цилиндрических эвольвентных передач на выносливость при изгибе

Для предотвращения усталостного излома зубьев производим сопоставление расчетного напряжения на переходной поверхности зуба у_F, МПа, с допускаемым напряжением у_FР (см. п. 3.3 расчёта). При этом должно соблюдаться условие

,

где - окружная сила, Н (см. п. 4.6 расчета);

b_w - рабочая ширина венца в зубчатой передаче, мм;

m(m_n) - нормальный модуль, мм;

К_А - коэффициент, учитывающий внешнюю нагрузку;

К_Fv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса;

К_Fв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

К_F - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

Y_FS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;

Y_в - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Значения F_t, b_w, m(m_n) принимаем из предыдущих расчетов (см. п. 4.6, 4.4.1, 4.1.9, 4.2.)

Коэффициент К_А = 1, если в циклограмме нагружения учтены все внешние нагрузки. Принимаем К_А = 1.

Коэффициент К_Fv определяем по формуле:

,

где ,

где коэффициент g₀, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, находят по табл. 4.8 [1, стр. 50]. Принимаем g₀=5,6. Коэффициент д_F, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев, принимаем для косозубых и шевронных передач равным д_F1=0,06, для прямозубых передач без модификации головки д_F2 = 0,16.

Вычисляем:

=0,064,71,87=3,34;

= 1+ = 1+ = 1,21;

Коэффициент К_Fв определяем по рис. 6.1. [1, стр. 53]

Принимаем К_Fв1=1,31; К_Fв2=1,12.

Коэффициент К_F находим, используя те же рекомендации, что и для выбора коэффициента К_Н (см. п. 4.7.6 расчёта)

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений в передачах внешнего зацепления, находим по рис. 6.2 [1, стр. 54]. Принимаем =3,8.

Коэффициент Y_в, учитывающий наклон зубьев, определяем по формуле

, (принимаются значения Y_в = 0,82),

где _в - коэффициент осевого перекрытия (формула расчёта (4.7.3));

в - угол наклона линии зуба, град.

= 1 - 1,67 ? 1+ = 0,82;

Коэффициент Y, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых передач при предварительных расчетах принимают равным 1.

Получается, что:

= = 22 МПа ? (208,83 МПа);



4. Ориентировочный расчёт валов редуктора

4.1 Ведущий вал. Минимальное значение входного вала определим по формуле

d₁=7…8=8…9 =26…30 мм,

примем d₁=28 мм, под подшипник d₁'=25 мм, диаметр буртика d₂''=36 мм, диаметр выходного конца вала d₁'=18 мм.

4.2 Промежуточный вал

d₂=6…7=6…7=44…51 мм,

примем d₂=45 мм, под подшипник d₂^'=40 мм, диаметр буртика d₂''=53 мм.

Выходной вал. Минимальное значение выходного вала определим по формуле:

d₁=5…6=5…6=72…82 мм,

примем d₁=75 мм, под подшипник d₁'=70 мм, диаметр буртика d₂''=83 мм, диаметр выходного конца вала d₁'=63 мм.



5. Конструктивные размеры шестерен и колёс

Шестерни будем делать цельными, но не совместно с валами

Расчет зубчатого колеса 2:

Диаметр ступицы:

d_2ст. =1,5 d₂ +10''=1,528+10=52 мм;

Длина ступицы:

L_2ст.= b₂=70 мм;

Толщина обода:

у=(2,5…4) m_n=33=9 мм;

Толщина диска:

С=0,375b₂=0,37570=28 мм;



6. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

6.1 Толщина стенок корпуса и крышки

=0,025а_w+3=0.025 ? 200+3=8 мм,

примем =8 мм.

₁=0,02а_w+3=0.02 ? 200+3=7 мм,

примем ₁=8 мм.

Толщина фланцев корпуса и крышки

b=1,5 ? =1,5 ? 8=12 мм;

b₁=1,5 ? =1,5 ? 8=12 мм.

Толщина лап корпуса

p=2,35=2,358=18,8 мм,

примем p=20 мм.

Диаметр болтов

Фундаментных: d₁=0.033а_w+12=0.033200+12=18,6 мм,

примем болты М18;

Крепящих крышку к корпусу: d₂=0,7d₁= 0,716=12 мм,

примем болты М12.

Крепящих смотровое окно: d₅=0,5d₁= 0,512=6 мм,

примем болты М6.



7. Подбор и проверка шпонок

7.1 Материал шпонок

Сталь 45, нормализация.

Размеры шпонок примем в зависимости от диаметра вала по табл. 7.7 [3]. и проверим её на смятие по формуле 7.27:

=100…120 Н/мм²,

где l_p - рабочая длина шпонки, мм;

l_p=l-b, где

l - полная длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм;

t - глубина паза вала, мм;

h - высота шпонки, мм.

7.2 Ведущий вал

По d₁=28 мм, L_cт.=75 мм. Примем шпонку 8 750.

= = 33,7 Н/мм².

7.4 Ведомый вал

По d₂=45 мм, L_cт.=70 мм. Примем шпонку 14 9 50.

= = 47,9 Н/мм².

По d₂''=75 мм, L_cт.=70 мм. Примем шпонку 20 12 70.

= = 115,5 Н/мм².

8. Эскизная компоновка редуктора

Этап эскизной компоновки служит для приближенного определения положения зубчатых колёс и шкива ремённой передачи относительно опор, для последующего определения реакций в опорах и подбора подшипников.



9. Подбор и проверка долговечности подшипников

Подшипник подбираем по динамической грузоподъёмности, т.к. n_з.>10 об/мин.

9.1 Ведущий вал

Из предыдущих расчётов:

F_t=1105,86 Н; F_r=373,34 Н; F_a=413,09 Н; F_м=369,93 Н;

а=7,5 мм, L_м=60 мм, L_n=50 мм, В=20 мм, L₃=70 мм, L=190 мм

Опорные реакции:

от F_t (в плоскости XZ):

= ? l - ? - ? 135=0.

= = = 341,36 Н.

= ? 190 - ? - ? 55=0.

= = = 31,98 Н.

от F_t (в плоскости YZ):

= ? 70 - ? - ? 190=0.

= = = 922,03 Н.

= ? (190+70) - ? + ? 55=0.

= = = -186,1 Н.



Суммарные реакции:

R_a===188,81 Н.

R_b===983,13Н.

Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипника.

P=(xF_r+Y F_x) KK_т,

где -коэффициент вращения, =1;

F_x-осевая нагрузка;

K-коэффициент безотказности, табл. 8.40 [3];

K_т-температурный коэффициент;

Y-коэффициент осевой нагрузки, табл. 8.41. [3];

По d₁'=25 мм, примем роликовый подшипник 205, для которого С=14000 Н, Р=1,1786,43=865,07 Н

Долговечность подшипника: ? = 99821 ч.

L_h= ? = 99821 ч.

Рис. 1 Расчётная схема ведущего вала

9.2 Выходной вал

Из предыдущих расчётов:

F_t=7566,53 Н; F_r=2826,43 Н; F_a=1746,87 Н; F_м=1645,27 Н;

а=10 мм, L_м=60 мм, L_n=50 мм, В=20 мм, L₃=70 мм, L=190 мм

Опорные реакции:

от F_t (в плоскости XZ):

= ? l - ? - ? 55=0.

= = = 2133,85 Н.

= ? l - ? + ? 135=0.

= = = 692,58 Н.

от F_t (в плоскости YZ):

= ? l - ? (70+190) - ? 55=0.

= = = -61,11 Н.

= ? l + ? 70 + ? 135=0.

= = = 5982,37 Н.

Суммарные реакции:

R_a===6022,33 Н.

R_b===2134,72 Н

По d₂'=75 мм, примем подшипник 115, для которого С=39700 Н.

P=4573,31,1=5030,63 Н.

Долговечность подшипника:

L_h= ? = 356764 ч.



Рис. 2 Расчётная схема выходного вала

9.2 Промежуточный вал

Из предыдущих расчётов:

F_t2=1751 Н; F_r2=654 Н; F_a2=404 Н; =396 H; =1715 H;

F_t3=4360 Н; F_r3=1670 Н; F_a3=1416 Н;

а=7,5 мм, В=20 мм, L₁=55 мм, L₂=135, L₃=55,

Опорные реакции:

от F_t (в плоскости XZ):



= ? 190 + ? ? 135 - ? ? 55=0.

= = = 767 Н.

= ? 190 + ? + ? 55 - ? + ? 135=0.

= = = 1602 Н.

от F_t (в плоскости YZ):

= ? 190 + ? 135 - ? 55=0.

= = = 85 Н.

= ? 190 - ? 55 + ? 135=0.

= = = 2754 Н.

Суммарные реакции:

R_a===3186,05 Н.

R_b===771,7Н

По d₂'=45 мм, примем подшипник 208, для которого С=32000 Н.

P=10691,1=1176 Н.

Долговечность подшипника:

L_h= ? = 4711924 ч.

Рис. 3 Расчётная схема промежуточного вала



10. Расчёт валов на сопротивление усталости

Определим коэффициент запаса прочности для опасных сечений валов и сравним его с допускаемым.

10.1 Ведущий вал

Материал вала-сталь 40 Х, улучшение, =900 МПа. Пределы выносливости определяем по табл. 10.2 [3] =410 МПа; =240 МПа.

Сечение А-А. Концентрация напряжений вызвана посадкой подшипника на вал с натягом. В сечении возникает изгибающий и крутящий момент.

Изгибающий момент:

T_из===54075,54 Нм.

Момент сопротивления сечения:

- ==1,910³ мм³.

Амплитуда напряжений изгиба находим по табл. 10.8 [3]:

==28.5 МПа.



Полярный момент сопротивления

W_p==5,510³ мм³.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

==7,8.

Пределы выносливости находим по табл. 10.9 [3]

==161,4 МПа;

==91,6 МПа,

где и - коэффициенты снижения предела выносливости по таблице 10.10 [3]

=(2,2/0,9+1/0,91-1)/1=2.54;

=(2,05/0,8+1/0.95-1)/1=2,62,



гдеи-эффективные коэффициенты концентрации напряжений, табл. 10.10 [3].

и- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения, табл. 10.7 [3].

и-коэффициенты влияния качества поверхности, табл. 10.8 [3].

K_v-коэффициент влияния поверхностного упрочнения, табл. 10.9 [3].

Для деталей с натягом и , табл. 10.13 [3].

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

==15,9,

где -коэффициент влияния асимметрии цикла по табл. 10.11 [3]

=/=0,1/2,62=0,038,

где-коэффициент чувствительности материала, табл. 10.2 [3]

====29,17 МПа.

Запас прочности находим по формуле 10.5 [3].

S==[1,5…2,5]



10.2 Промежуточный вал

Материал вала-Сталь 40Х, нормализация; =900 МПа. Пределы выносливости определяем по табл. 10.2 [3] =410 МПа; =240 МПа.

Сечение А-А. Концентрация напряжений вызвана посадкой колеса на вал с натягом. В сечении возникает изгибающий и крутящий момент.

Изгибающий момент:

T_из===42443,25 Нм.

Момент сопротивления сечения:

-=7,810³ мм³,

где d=45 мм; b, t по табл. 7.7

Амплитуда напряжений изгиба находим по табл. 10.8 [3]:

==5,4 МПа.

Полярный момент сопротивления.

W_p=-=16,710³ мм³.



Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

==7,17.

Пределы выносливости находим по табл. 10.9 [3].

==149,1 МПа;

==82,76 МПа,

где и - коэффициенты снижения предела выносливости по табл. 10.10 [3]

=(2,2/0,83+1/0,91-1)/1=2,75;

=(2,05/0,72+1/0.95-1)/1=2,9,

где и-эффективные коэффициенты концентрации напряжений, табл. 10.10 [3].

и- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения, табл. 10.7 [3].

и-коэффициенты влияния качества поверхности, табл. 10.8 [3].

K_v-коэффициент влияния поверхностного упрочнения, табл. 10.9 [3].

Для деталей с натягом и , табл. 10.13 [3].

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

===14,35,

где -коэффициент влияния асимметрии цикла по табл. 10.11 [3]

=/=0,1/2,9=0,034,

где -коэффициент чувствительности материала, табл. 10.2 [3]

====15,2 МПа.

Запас прочности находим по формуле 10.5 [3].

S== [1,5…2,5]

Выходной вал

Материал вала-Сталь 40Х, нормализация; =650 МПа. Пределы выносливости определяем по табл. 10.2 [3] =310 МПа; =170 МПа.

Сечение А-А. Концентрация напряжений вызвана посадкой колеса на вал с натягом. В сечении возникает изгибающий и крутящий момент.

Изгибающий момент:



T_из===437315,85 Нм.

Момент сопротивления сечения:

-=37,610³ мм³,

где d=75 мм; b, t по табл. 7.7

Амплитуда напряжений изгиба находим по табл. 10.8 [3]:

===1,2 МПа.

Полярный момент сопротивления.

W_p=-=7910³ мм³.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

==14,13.

Пределы выносливости находим по табл. 10.9 [3].

==493,98 МПа;

==200МПа,

где и - коэффициенты снижения предела выносливости по табл. 10.10 [3]

=(2,2/0,75+1/91-1)/1=0,83;

=(2,05/0,63+1/0,95-1)/1=1,2,

где и-эффективные коэффициенты концентрации напряжений, табл. 10.10 [3].

и- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения, табл. 10.7 [3].

и-коэффициенты влияния качества поверхности, табл. 10.8 [3].

K_v-коэффициент влияния поверхностного упрочнения, табл. 10.9 [3].

Для деталей с натягом и , табл. 10.13 [3].

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

==33,27,

где -коэффициент влияния асимметрии цикла по табл. 10.11 [3]

=/=0,1/1,2=0,083,



где -коэффициент чувствительности материала, табл. 10.2 [3]

====13,71 МПа.

Запас прочности находим по формуле 10.5 [3].

S== [1,5…2,5]



11. Посадки основных деталей

По рекомендации [3] выбираем посадку колеса на валы , полумуфт, шкива.

При вращающихся валах и неподвижном корпусе выбираем посадку подшипников: на валы , в корпус .



12. Смазка зубчатых колёс и подшипников

12.1 Вязкость масла для зубчатой передачи находим по формуле [3, стр. 60]

=17,5 (1+=74 мм²/с;

где-кинематическая вязкость при 50С, мм²/с;

К₀-силовой фактор, по формуле 9.1. [3];

HV-твёрдость более мягкого из зацепляющихся колёс по Виккерсу;

V - скорость в зацеплении, м/с.

К₀===0,11;

По табл. 9.1. [3] примем масло ИРп-75 с вязкостью 72…80 мм²/с. Подшипники смазываем этим же масло путём разбрызгивания.



13. Расчёт муфты

На тихоходном валу редуктора устанавливаем муфту зубчатую.

Муфта допускает радиальное смещение валов до 0,04d, угловое до 30', допускаем такие осевые смещения.

Материал полумуфт и диска - сталь 45Л.

Основной критерий работоспособности муфты - износостойкость рабочих поверхностей. Для уменьшения износа их периодически смазывают.

Проверочный расчёт:

== 14,8 H/мм²,

[P]=10…20 H/мм²,

Где d=50 мм, T= 605,7 Нм,

h - рабочая высота зуба, мм

D - наружный диаметр муфты, мм



Список литературы

подшипник редуктор привод шпонка

1. Гриценко В.Е., Бабец Н.В., Гриценко С.В. «Расчёт и проектирование цилиндрических, конических и червячных передач.» - учеб. пособие, Юж. - Рос. гос. техн. ун-т Новочеркасск ЮРГПУ, 2003 г. 124 с.

2. Чернавский С.А. Проектирование механических передач. Москва. Издательство «Машиностроение», 1984 г., 559 с.

3. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин.

4. - учебное пособие для студентов высш. учеб. заведений. - 11 изд. - М.: «Академия», 2008. - 496 c.

Размещено на Allbest.ru