коэффициент Y_RSt= 1 и отношение Y_St /Y_StT = 1.

Получим:

Проверка условия прочности:

_Fmax1 ? _FPmax1 > 110,882 МПа ? 1434,498 МПа - условие выполнено;

_Fmax2 ? _FPmax2 > 103,63 МПа ? 1336,4 МПа - условие выполнено.

Проектный расчет валов редуктора

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего Т_к1=29,6^.10³ Н^.мм;

промежуточного Т_к2=72,157^.10³Н^.мм;

выходного Т_к3=175,901^.10³Н^.мм;

Ведущий вал.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [ф_к] = 25МПа

Принимаем d_в1=18мм.

Диаметр под подшипниками примем d_п1=25мм; диаметр шейки для упора подшипника d_n1=25мм.

Промежуточный вал.

Определяем диаметр под колесо d_к2 при допускаемом напряжении [ф_к] = 25МПа

Принимаем d_к2=235мм; диаметр под подшипники d_п2=30мм.

Выходной вал.

Определяем диаметр выходного конца вала d_в3 при допускаемом напряжении [ф_к] = 15МПа



Примем d_в3=40мм; диаметр под подшипники d_п3=45мм; диаметр под цилиндрическое зубчатое колесо d_к3=48мм; диаметр шейки для упора подшипника d_дn3=51мм

Проверочный расчет тихоходного (выходного) вала

Рассчитаем нагрузки, возникающие в зубчатом зацеплении [3].

Окружное усилие:

.

Радиальное усилие:

Осевое усилие равно нулю, так как передача прямозубая.

Определим реакции в опорах.

; ,

; .

Из эпюры изгибающих моментов видно, что наиболее опасное сечение - в месте шпоночного паза для установки зубчатого колеса. Рассчитаем коэффициент запаса в этом сечении.

Условие прочности вала имеет вид

,

где n - общий коэффициент запаса в рассматриваемом сечении вала;

[n] - допускаемый коэффициент запаса, [n] = 2,5;

Общий коэффициент запаса определяется по формуле (стр. 95 [2])

,

где n - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

n -коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

При длительном сроке службы вала по [2]

,

,

где _т,_т - средние значения цикла нормальных напряжений изгиба и кручения,по [2]:

_т=_v=,

где М_к - крутящий момент на валу;

W_кнетто - момент сопротивления кручению, по [2]:

,

где b - ширина шпоночного паза;

t₁ - глубина шпоночного паза вала;

d - диаметр вала под колесом.

_v и _v - амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений.

,

где М_и - изгибающий момент на валу;

W_кнетто - момент сопротивления изгибу, по [2]:

_-1 и _-1 - пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба и кручения, для углеродистой стали по [2]:

_-1 = 0,43_в =0,43*610=262,3Н/мм², _-1 =0,58_-1 =0,58*262,3=152 Н/мм²;

_т=0, так как осевое усилие на колесе равно нулю;

и - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжений изгиба и кручения, для для углеродистых сталей, = 0,1;

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

, - масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений, по таб. [2] =0,82, =0,7;

k, k - эффективный коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений по таб. [2] k=1,6, k=1,5;

После подстановки:

Коэффициент запаса прочности:

> [n]=2,5

Условие прочности выполнено.

Выбор подшипников

На ведущем валу по справочнику [1] выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии диаметров ГОСТ 8338-75.

D=62мм; d=25мм; В=17мм, где

D - диаметр наружного кольца подшипника,

d - диаметр внутреннего кольца подшипника,

В - ширина подшипника.

На промежуточном валу по справочнику [1] выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии диаметров ГОСТ 8338-75.

D=72мм; d=30мм; В=19мм.

На выходном валу по справочнику [1] выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники особолегкой серии диаметров ГОСТ 8338-75.

D=85мм; d=45мм; В=19мм.

Расчет подшипников выходного вала на долговечность.

Расчет подшипников на долговечность производится по формуле [2]:

, где

С - динамическая грузоподъемность подшипника, С=16000

р - показатель степени. При точечном контакте р=3,

Р - эквивалентная нагрузка.

Р= ,при и F_a,

F_r - радиальная нагрузка, действующая на подшипник,

Х - коэффициент радиальной нагрузки, Х=1,

V - коэффициент вращения. Так как вращается внутреннее кольцо, то V=1,

К_у - коэффициент безопасности, К_у=1,

К_т - температурный коэффициент, К_т=1.

Исходя из данных, полученных при расчете вала на прочность определяем суммарные реакции:

Подставляем все необходимые значения в формулу для нахождения эквивалентной нагрузки:

Р=(=1^.1^.1055^.1^.1=7243,5Н.

Рассчитываем долговечность млн. об.:

,

Рассчитываем долговечность, ч:

,

где n=114 об/мин - частота вращения ведомого вала.

Подбор и расчет шпонок.

Ведущий вал.

Диаметр шейки вала, соединяемой со ступицей звездочки цепной передачи, d=18мм. По таблице [1] выбираем призматическую шпонку по ГОСТ 8788-68, сечение и длина шпонки глубина паза t₁=3,5.

Проверяем шпоночное соединение на смятие по формуле:

, где

Т₂ - крутящий момент на ведущем валу, Т₂=29,6^.10³Н^.мм,

d - диаметр шейки вала, соединяемой со звездочкой,

h - высота шпонки,

t₁ - глубина паза вала,

b - ширина шпонки

Промежуточный вал.

Диаметр шейки вала, на которую насажено колесо, d=35мм. По таблице [1] выбираем призматическую шпонку по ГОСТ 8788-68, сечение и длина шпонки глубина паза t₁=5.

Проверяем шпоночное соединение на смятие:

Т₃ - крутящий момент на промежуточном валу, Т₃=72,157^.10³Н^.мм,

Выходной вал.

Диаметр шейки вала, на которую насажено цилиндрическое колесо, d=48мм. По таблице [1] выбираем призматическую шпонку по ГОСТ 8788-68, сечение и длина шпонки глубина паза t₁=5,5.

Проверяем шпоночное соединение на смятие

Т₄ - момент на выходном валу, Т₄=175,901^.10³Н^.мм,

Диаметр шейки вала, на котором расположена муфта МУВП, d=40мм. По таблице [1] выбираем призматическую шпонку по ГОСТ 8788-68, сечение и длина шпонки глубина паза t₁=5.

Проверяем шпоночное соединение на смятие

Компоновка редуктора

Конструктивные размеры корпуса редуктора по [2].

Толщина стенок корпуса и крышки.

д = 0,025 ^. a_w +3 = 0,025^.125+3 = 6.125мм. Принимаем д = 8мм.

д₁ = 0,02 ^. a_w +3 = 0,02^.125+3 = 5,5мм. Принимаем д₁ = 7,5мм.

Толщина фланцев корпуса и крышки:

- верхнего фланца корпуса:

S = 1,5^.д = 1,5^.8 = 12мм. Принимаем S = 12мм.

- фланца крышки редуктора:

S₁ = 1,5^.д₁ = 1,5^.7,5 = 11,25мм.

-нижнего фланца корпуса:

S₂ = 2,35^.д = 2,35^. 8 = 18,8мм. Принимаем S₂ = 19мм.

Диаметры болтов:

ь фундаментных:

d₁ = 0,033^.a_w+12 = 0,033^.125+12 = 16,125мм.

Принимаем фундаментные болты М18.

крепящих крышку к корпусу у подшипника:

d₂ = 0,725^.d₁ = 0,725^.18 = 13,05мм.

Принимаем болты с резьбой М14.

ь Болтов, соединяющих крышку и корпус:

d₃ = 0,55^.d₁ = 0,55^.18 = 9,9мм.

Принимаем болты с резьбой М10.

Ширина опорной поверхности нижнего фланца корпуса

m= K+1,5=37+1,58= 49

Принимаем 50.

Толщина ребер корпуса

c₁=0,9^.д = 0,9^.8 = 7,2

Минимальный зазор между колесом и корпусом

в = 1,2^.д = 1,2^.8 = 9,6

Принимаем 10

Выбор муфты

Для соединения валов редуктора сдругими узлами имеханизмами применяем муфту упругую втулочно-пальцевую. Эта муфта обладает достаточной податливостью, позволяющей компенсировать значительную несоосность валов.

Расчетный вращающий момент определим по формуле (4.1):

,

где Т = 175,901 Нм для тихоходного вала.

По диаметру конца быстроходного вала d = 40 мм и расчетному моменту Т_р = 255 Нм выбираем муфту с номинальным вращающим моментом Т = 500 Нм [2, табл. 11.5, с. 277].

При предельно допустимых для муфты смещениях радиальная сила и изгибающий момент от нее невелики, поэтому при расчете валов и их опор этими нагрузками можно пренебречь.

Выбор способа смазки редуктора

Смазывание зубчатых зацеплений осуществляется окунанием в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения конического колеса на всю длину зуба.

Объем масляной ванны (принимается из расчета 1дм³ на 1кВт передаваемой мощности):

Устанавливаем вязкость масла [2, табл. 8.8, с. 253]:

В быстроходной паре при окружной скорости V=2,69 м/с рекомендуемвязкость масла равна 81,5 сСт; в тихоходной V=1,08 м/с и рекомендуемая вязкость масла равна 118 сСт. Среднее значение: х= 100 сСт.

По табл. 8.10 [2] принимаем масло индустриальное И-100А (по ГОСТ 20799-75*).Подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания.

Уровень масла контролируется жезловым маслоуказателем при остановке редуктора.

Выбор уплотнений

В качестве уплотнений принимаем манжеты резиновые армированные (по ГОСТ 8752 - 70) - манжета 1-3252-3, манжета 1-4060-3.

Выбор шероховатости поверхностей.

Шейки валов под подшипники и шестерни - 1,25...2,5, под манжеты - 0,32.

Торцы буртов под подшипники и шестерни - 2,5.

Поверхность зубьев - 2,5.

Остальные обработанные поверхности - 12,5.

Выбор посадок.

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в [2, табл. 8,11].

Посадки зубчатых колес на валы .

Посадки муфт на валы .

Посадки распорных втулок на валы .

Посадки крышек в гнезда под подшипники .

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Шейки валов под уплотнения - с отклонением h8.

Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников H7.

Сборка редуктора.

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очистить и покрыть маслостойкой краской.

Сборка производится в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

- на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100 С, и монтируют в стакане, обеспечивая натяг подшипников; на месте соединения вала со звездочкой закладывают шпонку 6 х 6 х 18.

- в промежуточный вал закладывают шпонку 10 х 8 х 32 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт; затем надевают распорную втулку, устанавливают щарикоподшипники, предварительно нагретые в масле;

- в выходной вал закладывают две шпонки 14 х 9 х 45 и 12 х 8 х 70 напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса пастой «Герметик» УЗО-М. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

ЛИТЕРАТУРА

Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя. Куйбышев. М.: Машиностроение 1978.

Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов/С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др. - М.: Машиностроение, 1979. - 351 с.: ил. - 357 экз.

Основы проектирования деталей машин. В.Л. Устиненко, Н.Ф. Киркач, Р.А. Баласанян.- Харьков: Вища школа. 1983.- 184 с.

Методическое пособие по расчету цепных передач. Сост. Авдонченкова Г.Л., Пахоменко А.Н. Тольятти: ТолПИ, 1998 г.

Расчет и проектирование цилиндрических зубчатых передач: метод. указания к выполнению курсовой работы по дисциплине «Детали машин» /сост. Мельников П. А., Пахоменко А. Н. - Тольятти, ТГУ, 2003г.