Расчет двухступенчетого редуктора

Расчет двухступенчетого редуктора

Введение

При конструировании задача состоит в создании машин, дающих наибольший экономический эффект и обладающих высокими технико-экономическими и эксплуатационными показателями.

Основные требование, предъявляемые к конструируемой машине - высокая надежность, ремонтопригодность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации. Машина должна соответствовать требованиям технической эстетики.

Основные требования и принципы конструирования

В разрабатываемой конструкции все детали и сборочные единицы должны обладать одинаковой степенью соответствия требованиям надежности, точности, жесткости, прочности и др.

Конструируемое изделие должно обладать рациональностью компоновки сборочных единиц, обеспечивающую малые габариты, удобство сборки, регулировки, замены деталей или сборочных единиц при ремонте.

Конструируемые машины должны отвечать требованиям унификации и стандартизации. Унификация - рациональное сокращение многообразия видов, типов и типоразмеров изделий. Стандартизация - установление и применение единообразия и обязательных требований к изделиям и продукции массового производства.

Взаимозаменяемость - свойство деталей и узлов, позволяющее заменять их без дополнительной обработки с сохранением всех требований к работе данной машины.

В нашем проекте взаимозаменяемыми будут подшипники, крышки подшипников и т.д.

Проектируемый нами редуктор применяется для изменения крутящего момента и частоты вращения ротора электродвигателя посредством ступенчатого изменения передаточного числа.

При проектировании корпусных деталей, валов будем максимально экономить материал, конструировать технологично, применяя максимум стандартных изделий.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Исходные данные:

Количество валов = 4

Сила на последнем валу F ₄ = 3700 Н

Скорость на выходном валу v ₄ = 0,35 м/с

Диаметр выходного вала D ₄ = 354,9 мм

.1 Мощность на выходном валу привода, кВт:

_вых= F_вых·v_вых/1000 = 3700·0,35/1000 = 1,29 кВт

.2 КПД

Принимаем КПД: подшипников - 0,99; цилиндрические колеса - 0,97;

Общее КПД - произведение КПД всех передач и пар подшипников в механизме

з_(общ)= з _подш ⁴ · з _цил·з _цил·з _цил·з = 0,99 ⁴·0,97·0,97·0,97=0,877

.3 Расчетная мощность электродвигателя:

P_расч=P_вых / з_общ= 1,29/0,877 = 1,48 кВт

.4 Частота вращения выходного вала:

n_вых= 60000·v_вых/(p·D_вых) = 60000·0,35 /(3.14·354,9) = 18,84 мин^-1

1.5 Передаточные отношения

электродвигатель подшипник вал мощность

На основании рекомендуемых средних величин перед. чисел U для различных видов механических передач (табл. 1.1.2 [1]) и рекомендуемого их распределения в редукторах и приводах (табл. 1.1.3 и рис. 1.1.2 [1]) определяем рекомендуемое передаточное число U₀’=U₁’·U₂’..·U_n’

U _цил= 4,5; U _цил= 3,55; U _цил= 3,15;

Предварительное передаточное отношение привода U₀’= 50,32;

.6 Расчетная частота вращения вала электродвигателя

n_э/д=n_вых·U₀’= 18,84·50,32 =948,28 мин^-1

Для заданного значения мощности принимаем асинхронный электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей , электродвигатель серии и типоразмера 4A90L6Y3, для которого  1,5 кВт,  945,0 об/мин

.7 Действительное общее передаточное число привода

U₀ = n_эд/n_вых = 945,0/18,84 = 50,1

.8 Действительные передаточные числа передач привода

Выбираются так чтобы U₁»U₁’, U₂»U₂’… и чтобы U₀= U₁· U_2…

U _цил= 4,5; U _цил= 3,55; U _цил= 3,14;

1.9 Частоты вращения валов (об/мин):

n_i=n_i-1/U_пер;

n₁=n_э/д= 945,0

n₂= 945,0/4,5= 210,00;

n₃= 210,00/3,55= 59,15;

n₄= 59,15/3,14= 18,84.

2. Определение мощностей и предварительных крутящих моментов

Мощности на валах привода(кВт):

P_i=P_i-1·h_подш·h_пер;

P₁=P_э/д·0,99= 1,5·0,99= 1,50

P₂= 1,50·0.99·0,97= 1,44

P₃= 1,44·0.99·0,97= 1,38

P₄= 1,38·0.99·0,97= 1,33

Крутяшие моменты на валах(Нм):

T_i=9550·P_i/n_i

₁=9500· 1,50/945,0= 15,16;₂=9500· 1,44/210,00= 65,51;₃=9500· 1,38/59,15= 223,31;₄=9500· 1,33/18,84= 673,18;

№ вала	Частота, об/мин	Мощность, кВт	Крутящий момент, Нм
1	945,0	1,50	15,16
2	210,00	1,44	65,51
3	59,15	1,38	223,31
4	18,84	1,33	673,18

3. Расчет передач

.1 Расчет цилиндрической косозубой передачи (U= 4,50)

Исходные данные:

Частота вращения шестерни n₁= 945,0 мин^-1; колеса n₂= 210,0 мин^-1

Передаточное число передачи U= 4,50

Крутящий момент на шестерне T₁= 15,2 Нм; на колесе T₂= 65,5 Нм

Параметры долговечности L_год= 5,0_год= 0,5_сут= 0,3

Выбираем материал шестерни и зубчатого колеса

Группу материалов выбираем в зависимости от требований габаритов передачи и крутящего момента на ведомом колесе (табл. 3.2 [2], табл. 16.2. 1,4.1.1 [1]

Рекомендуемые сочетания материалов табл. 4.1.2 [1]

Выбираем материал шестерни - Сталь 45 и колеса - Сталь 40Л

Термообработка шестерни - нормализация

Термообработка колеса - нормализация

Твердость шестерни HB₁= 241

колеса HB₂= 197

Базовое число циклов

соответствующее пределу выносливости для шестерни и колеса N_Hlim=f(HB) (табл. 4.1.3 [1]) (если HB<=200 N_Hlim=10⁷)_Hlim1= 1,7·10⁷ циклов_Hlim2= 1,0·10⁷ циклов

Эквивалентное число циклов

N_HE=60·n·c·L_h·k_HE

L_h - продолжительность работы передачи, час

_h=L_год·k_год·24·k_сут·365=5,0·0,5·24·0,3·365= 6570,0

_HE - коэффициент, учитывающий изменение нагрузки в соответствии с циклограммой

где q_H=6-показатель степени кривой усталости при расчете на контактную выносливость= 1 - число зацеплений зуба за один оборот колеса

N_HE1 =60· 945,0·6570,0·1·0,4512= 16,8·10⁷

N_HE1 =60· 210,0·6570,0·1·0,4512= 3,7·10⁷

Kкоэффициент долговечности

 (При N_Hlim< N_HE Z_N=1)

Z_N1= 1,0; Z_N2= 1,0

Пределы контактной выносливости

s_Hlim=2HB+70

s_Hlim1=2·241+70= 555,0 МПа

s_Hlim2=2·197+70= 464,0 МПа

Допускаемые контактные напряжения

s_H1(2) =0.9·s_{Hlim 1(2)}·Z_{N 1(2)}/S_{H 1(2)}

S_H1(2) =1.1 - коэффициент запаса прочности:

s_H1=0.9·555,0·1,0/1.1= 454,1 МПа

s_H2=0.9·464,0·1,0/1.1= 379,6 МПа

Для цилиндрических колес с небольшой разницей твердостей s_HP=s_{H min}

s_HP = 379,6 МПа

Базовое число циклов напряжений N_Flim=4·10⁶ циклов

Эквивалентное число циклов

N_FE=60·n·c·L_h·k_FE

_FE - коэффициент, учитывающий изменение нагрузки

где q_F=6 для HB<=350, q_F=9 для HB>350

N_FE1=60·945,0·6570,0·1·0,3327= 123,9·10⁶

N_FE2=60·210,0·6570,0·1·0,3327= 27,5·10⁶

Коэффициент долговечности (при N_Flim <= N_FE Y_N=1)

,

Y_N1= 1,0; Y_N2= 1,0

Предел выносливости зубьев при изгибе, МПа

s_Flim = f(HB) (табл. 4.1.3 [1])

s_{Flim 1}= 422,0 МПа; s_{Flim 2}= 345,0 МПа

Допускаемые изгибные напряжения

s_{FP 1(2)} =0.4·s_{Flim 1(2)}·Y_{N 1(2)}·Y_A

_A - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки:

при одностороннем приложении нагрузки Y_A = 1.0;

при двустороннем приложении нагрузки Y_A = (0.7..0.8).

Y_A:= 1.0

s_FP1=0.4·422,0·1,0·1.0= 168,8 МПа

s_FP2=0.4·345,0·1,0·1.0= 138,0 МПа

Расчетное межосевое расстояние

,

_a= 43 MPa^1/3 - коэффициент, зависящий от типа передачи (стр. 46 [1])

y_ba - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния

y_ba = b/a_w=2·y_bd /(u+1), y_bd =b/d₁ (табл. 4.2. 6,4.2.7 [1]

Выбранное значение y_bd = 0,93 =>

y_ba =2·0,93/(4,5+1)= 0,34_Hb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца_Hb =f (HB, расположение колес относительно опор, y_bd)= 1.1 (рис. 4.2.2 [1])_A - коэффициент внешней динамической нагрузки, K_A= 1 (табл. 4.2.9 [1])

Предварительно межосевое расстояние

 мм

Стандартное значение межосевого расстояния (табл. 4.2.2 [1]) a_w= 100,0 мм

Ширины зубчатых венцов:

шестерни b₁=b₂+(3..5)=33,8+4= 37,8 мм

колеса b₂=y_ba ·a_w=0,3·100,0= 33,8 мм

Модуль зацепления

m’=2·a_w·cosb/(z₁’·(u+1))

Принимаем предварительно: z₁’= 19, b=15° тогда

m’=2·100,0·cos15/(19·(4,5+1))= 1,76

Стандартное значение модуля табл. 4.2.1 [1]:

m= 1,75

Суммарное число зубьев передачи

z_S=2·a_w·cosb’/m=2·100,0·cos15/1,75=110

Действительный угол наклона зубьев

b=arccos(z_S·m/(2·a_w))=arccos (110·1,75/(2·100,0))=15,7

Число зубьев шестерни

z₁=z_S/(u+1)=110/(4,5+1)=20

Число зубьев колеса

z₂= z_S-z1=110-20= 90

Действительное значение

U=z₂/z₁=90/20= 4,5

Диаметры зубчатых колес, мм

Делительные диаметры d₁₍₂₎=m·z/cosb:

d₁= 1,8·20/cos15,7= 36,4

d₂= 1,8·90/cos15,7= 163,6

Диаметры вершин и впадин d_a=d+2·m, d_f=d-2.5·m:

- вершин d_a1= 36,4+2·1,8= 39,9

d_a2= 163,6+2·1,8= 167,1

впадин d_f1= 36,4-2.5·1,8= 32,0

d_f2= 163,6-2.5·1,8= 159,3

Силы в зацеплении зубчатых колес

Окружные силы F_t1(2)=2·10³·T₁/d₁₍₂₎

Ft1=2·103·15,2/36,4= 836,0 H;=2·103·65,5/163,6= 800,6 H

Радиальные силы F_r1(2)=F_t1(2)·tg(a_w)/cosb

Fr1= 836,0·tg(20)/cos15,7 = 316,1 H;= 800,6·tg(20)/cos15,7 = 302,7 H

Осевые силы F_а1(2)=F_t1(2)·tg(b)

F_a1= 836,0·tg15,7 = 235,8 H;

F_a2= 800,6·tg15,7 = 225,8 H

Oкружная скорость колес х=3.14·d₂·n₂/(60·10³)

х =3.14·163,6·210,0/(60·10³)= 1,8 м/c

Степень точности=f (v, b)= 9 (табл. 4.2.8 [1])

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,

k_Hu=f (степень точности, u, твердость зубьев)=1,0 (табл. 4.2.8 [2])

Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся зубьев,

k_Ha=f (степень точности, u) = 1,1 (табл. 4.2.11 [2])

Удельная расчетная окружная сила

W_Ht=Ft₁·K_Hb·K_Hх·K_A/b₂= 836,0·1,1·1,0·1/33,8= 31,3 H/мм

Расчетные контактные напряжения

_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

для прямых зубьев Z_H =1,77·cosb=1,7_E - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес;_E =275 МПа^1/2_е - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

для прямых зубьев

_е ==0,8 (c. 44 [1]);

 МПа

Недогрузка 0,5% s_H = 377,6 МПа ès_HP = 379,6 МПа

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,

k_Fu=f (степень точности, u, твердость зубьев)=1,0 (табл. 4.2.8 [2])

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (для изгибной прочности),

k_Fb=f (HB, расположение колес относительно опор, y_bd)=1,2 (рис. 4.2.3 [2])

Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся зубьев,

k_Fa=f (степень точности, u) = 1,4 (табл. 4.2.11 [2])

Удельная расчетная окружная сила при изгибе

W_Ft=F_t1·K_Fb·K_Fх·K_A/b₂=836,0·1.2·1,0·1/33,8= 39,9 H/мм

оэффициент, учитывающий форму зуба,

Y_FS=f(z_1(2)E, x) (x=0)

где z_1(2)E=z₁₍₂₎ - эквивалентное число зубьев

Выбранные значения Y_FS1= 4,0; Y_FS2= 3,7

Дальнейший расчет производим для элемента пары «шестерня-колесо» у которого меньше величина отношения s_{HP 1(2)}/ Y_{FS 1(2)}

Расчетные напряжения изгиба

_b - коэффициент, учитывающий наклон зуба

для косых зубьев Y_b=1-b/140=0,9_е - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

для косых зубьев Y_е =1/e_a=0,6

 МПа

Недогрузка 66,5% s_F = 46,2 èМПа s_FP = 138,0 МПа

3.2 Расчет цилиндрической косозубой передачи (U= 3,55)

Исходные данные:

Частота вращения шестерни n₁= 210,0 мин^-1; колеса n₂= 59,2 мин^-1

Передаточное число передачи U= 3,55

Крутящий момент на шестерне T₁= 65,5 Нм; на колесе T₂= 223,3 Нм

Параметры долговечности L_год= 5,0_год= 0,5_сут= 0,3

Выбираем материал шестерни и зубчатого колеса

Группу материалов выбираем в зависимости от требований габаритов передачи и крутящего момента на ведомом колесе (табл. 3.2 [2], табл. 16.2. 1,4.1.1 [1]

Рекомендуемые сочетания материалов табл. 4.1.2 [1]

Выбираем материал шестерни - Сталь 45 и колеса - Сталь 45Л

Термообработка шестерни - улучшение

Термообработка колеса - улучшение

Твердость шестерни HB₁= 260

колеса HB₂= 223

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и колеса N_Hlim=f(HB) (табл. 4.1.3 [1]) (если HB<=200 N_Hlim=10⁷)

N_Hlim1= 1,9·10⁷ циклов_Hlim2= 1,4·10⁷ циклов

Эквивалентное число циклов

N_HE=60·n·c·L_h·k_HE

_h - продолжительность работы передачи, час

_h=L_год·k_год·24·k_сут·365=5,0·0,5·24·0,3·365= 6570,0

_HE - коэффициент, учитывающий изменение нагрузки в соответствии с циклограммой

где q_H=6-показатель степени кривой усталости при расчете на контактную выносливость= 1 - число зацеплений зуба за один оборот колеса

N_HE1 =60· 210,0·6570,0·1·0,4512= 3,7·10⁷

N_HE1 =60· 59,2·6570,0·1·0,4512= 1,1·10⁷

Kкоэффициент долговечности

 (При N_Hlim< N_HE Z_N=1)

Z_N1= 1,0; Z_N2= 1,0

Пределы контактной выносливости

s_Hlim=2HB+70

s_Hlim1=2·260+70= 580,0 МПа

s_Hlim2=2·223+70= 516,0 МПа

Допускаемые контактные напряжения

s_H1(2) =0.9·s_{Hlim 1(2)}·Z_{N 1(2)}/S_{H 1(2)}

_H1(2) =1.1 - коэффициент запаса прочности:

s_H1=0.9·580,0·1,0/1.1= 474,5 МПа

s_H2=0.9·516,0·1,0/1.1= 442,7 МПа

Для цилиндрических колес с небольшой разницей твердостей s_HP=s_{H min}

s_HP = 442,7 МПа

Базовое число циклов напряжений N_Flim=4·10⁶ циклов

Эквивалентное число циклов

N_FE=60·n·c·L_h·k_FE

_FE - коэффициент, учитывающий изменение нагрузки

где q_F=6 для HB<=350, q_F=9 для HB>350

N_FE1=60·210,0·6570,0·1·0,3327= 27,5·10⁶

N_FE2=60·59,2·6570,0·1·0,3327= 7,8·10⁶

Коэффициент долговечности (при N_Flim <= N_FE Y_N=1)

,

Y_N1= 1,0; Y_N2= 1,0

Предел выносливости зубьев при изгибе, МПа.

s_Flim = f(HB) (табл. 4.1.3 [1])

s_{Flim 1}= 446,0 МПа; s_{Flim 2}= 390,0 МПа

Допускаемые изгибные напряжения

s_{FP 1(2)} =0.4·s_{Flim 1(2)}·Y_{N 1(2)}·Y_A

_A - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки:

при одностороннем приложении нагрузки Y_A = 1.0;

при двустороннем приложении нагрузки Y_A = (0.7..0.8).

Y_A:= 1.0

s_FP1=0.4·446,0·1,0·1.0= 178,4 МПа

s_FP2=0.4·390,0·1,0·1.0= 156,0 МПа

Расчетное межосевое расстояние

,

k_a= 43 MPa^1/3 - коэффициент, зависящий от типа передачи (стр. 46 [1])

y_ba - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния

y_ba = b/a_w=2·y_bd /(u+1), y_bd =b/d₁ (табл. 4.2. 6,4.2.7 [1]

Выбранное значение y_bd = 0,90 =>

y_ba =2·0,90/(3,5+1)= 0,40_Hb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца_Hb =f (HB, расположение колес относительно опор, y_bd)= 1.1 (рис. 4.2.2 [1])_A - коэффициент внешней динамической нагрузки, K_A= 1 (табл. 4.2.9 [1])

Предварительно межосевое расстояние

 мм

Стандартное значение межосевого расстояния (табл. 4.2.2 [1]) a_w= 125,0 мм

Ширины зубчатых венцов:

шестерни b₁=b₂+(3..5)=49,5+4= 53,5 мм

колеса b₂=y_ba ·a_w=0,4·125,0= 49,5 мм

Модуль зацепления

m’=2·a_w·cosb/(z₁’·(u+1))

Принимаем предварительно: z₁’= 22, b=15° тогда

m’=2·125,0·cos15/(22·(3,5+1))= 2,4

Стандартное значение модуля табл. 4.2.1 [1]:

m= 2,5

Суммарное число зубьев передачи

z_S=2·a_w·cosb’/m=2·125,0·cos15/2,5=97

Действительный угол наклона зубьев

b=arccos(z_S·m/(2·a_w))=arccos (97·2,5/(2·125,0))=14,1

Число зубьев шестерни

z₁=z_S/(u+1)=97/(3,5+1)=21

Число зубьев колеса

z₂= z_S-z1=97-21= 76

Действительное значение

U=z₂/z₁=76/21= 3,6

Диаметры зубчатых колес, мм

Делительные диаметры d₁₍₂₎=m·z/cosb:

d₁= 2,5·21/cos14,1= 54,1

d₂= 2,5·76/cos14,1= 195,9

Диаметры вершин и впадин d_a=d+2·m, d_f=d-2.5·m:

- вершин d_a1= 54,1+2·2,5= 59,1

d_a2= 195,9+2·2,5= 200,9

впадин d_f1= 54,1-2.5·2,5= 47,9

d_f2= 195,9-2.5·2,5= 189,6

Силы в зацеплении зубчатых колес

Окружные силы F_t1(2)=2·10³·T₁/d₁₍₂₎

F_t1=2·10³·65,5/54,1= 2420,4 H;

F_t2=2·10³·223,3/195,9= 2280,0 H

Радиальные силы F_r1(2)=F_t1(2)·tg(a_w)/cosb

F_r1= 2420,4·tg(20)/cos14,1 = 908,2 H;_r2= 2280,0·tg(20)/cos14,1 = 855,5 H

 

Осевые силы F_а1(2)=F_t1(2)·tg(b)

F_a1= 2420,4·tg14,1 = 606,9 H;

F_a2= 2280,0·tg14,1 = 571,7 H

Oкружная скорость колес х=3.14·d₂·n₂/(60·10³)

х =3.14·195,9·59,2/(60·10³)= 0,6 м/c

Степень точности=f (v, b)= 9 (табл. 4.2.8 [1])

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,

k_Hu=f (степень точности, u, твердость зубьев)=1,0 (табл. 4.2.8 [2])

Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся зубьев,

k_Ha=f (степень точности, u) = 1,1 (табл. 4.2.11 [2])

Удельная расчетная окружная сила

W_Ht=Ft₁·K_Hb·K_Hх·K_A/b₂= 2420,4·1,1·1,0·1/49,5= 62,1 H/мм

Расчетные контактные напряжения

_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

для прямых зубьев Z_H =1,77·cosb=1,7_E - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес;_E =275 МПа^1/2_е - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

для прямых зубьев Z_е ==0,8 (c. 44 [1]);

 МПа

Перегрузка 1,1% s_H = 447,6 МПа ès_HP = 442,7 МПа

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,

k_Fu=f (степень точности, u, твердость зубьев)=1,0 (табл. 4.2.8 [2])

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (для изгибной прочности),

k_Fb=f (HB, расположение колес относительно опор, y_bd)=1,2 (рис. 4.2.3 [2])

k_Fa=f (степень точности, u) = 1,4 (табл. 4.2.11 [2])

Удельная расчетная окружная сила при изгибе

W_Ft=F_t1·K_Fb·K_Fх·K_A/b₂=2420,4·1.2·1,0·1/49,5= 77,7 H/мм

Коэффициент, учитывающий форму зуба,

Y_FS=f(z_1(2)E, x) (x=0)

где z_1(2)E=z₁₍₂₎ - эквивалентное число зубьев

Выбранные значения Y_FS1= 4,0; Y_FS2= 3,7

Дальнейший расчет производим для элемента пары «шестерня-колесо» у которого меньше величина отношения s_{HP 1(2)}/ Y_{FS 1(2)}

Расчетные напряжения изгиба

_b - коэффициент, учитывающий наклон зуба

для косых зубьев Y_b=1-b/140=0,9_е - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

для косых зубьев Y_е =1/e_a=0,6

 МПа

Недогрузка 59,5% s_F = 63,3 èМПа s_FP = 156,0 МПа

3.3 Расчет цилиндрической косозубой передачи (U= 3,14)

Исходные данные:

Частота вращения шестерни n₁= 59,2 мин^-1; колеса n₂= 18,8 мин^-1

Передаточное число передачи U= 3,14

Крутящий момент на шестерне T₁= 223,3 Нм; на колесе T₂= 673,2 Нм

Параметры долговечности L_год= 5,0_год= 0,5_сут= 0,3

Выбираем материал шестерни и зубчатого колеса.

Группу материалов выбираем в зависимости от требований габаритов передачи и крутящего момента на ведомом колесе (табл. 3.2 [2], табл. 16.2. 1,4.1.1 [1]

Рекомендуемые сочетания материалов табл. 4.1.2 [1]

Выбираем материал шестерни - Сталь 40Х и колеса - Сталь 55

Термообработка шестерни - улучшение

Термообработка колеса - улучшение

Твердость шестерни HB₁= 285

колеса HB₂= 255

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и колеса N_Hlim=f(HB) (табл. 4.1.3 [1]) (если HB<=200 N_Hlim=10⁷)

N_Hlim1= 2,3·10⁷ циклов_Hlim2= 1,8·10⁷ циклов

Эквивалентное число циклов

N_HE=60·n·c·L_h·k_HE

_h - продолжительность работы передачи, час

_h=L_год·k_год·24·k_сут·365=5,0·0,5·24·0,3·365= 6570,0

_HE - коэффициент, учитывающий изменение нагрузки в соответствии с циклограммой

где q_H=6-показатель степени кривой усталости при расчете на контактную выносливость= 1 - число зацеплений зуба за один оборот колеса

N_HE1 =60· 59,2·6570,0·1·0,4512= 1,1·10⁷

N_HE1 =60· 18,8·6570,0·1·0,4512= 0,3·10⁷

Kкоэффициент долговечности

 (При N_Hlim< N_HE Z_N=1)

Z_N1= 1,1; Z_N2= 1,3

Пределы контактной выносливости

s_Hlim=2HB+70

s_Hlim1=2·285+70= 640,0 МПа

s_Hlim2=2·255+70= 580,0 МПа

Допускаемые контактные напряжения

s_H1(2) =0.9·s_{Hlim 1(2)}·Z_{N 1(2)}/S_{H 1(2)}

_H1(2) =1.1 - коэффициент запаса прочности:

s_H1=0.9·640,0·1,1/1.1= 596,5 МПа

s_H2=0.9·580,0·1,3/1.1= 628,2 МПа

Для цилиндрических колес с небольшой разницей твердостей s_HP=s_{H min}

s_HP = 596,5 МПа

Базовое число циклов напряжений N_Flim=4·10⁶ циклов

Эквивалентное число циклов

N_FE=60·n·c·L_h·k_FE

_FE - коэффициент, учитыващий изменение нагрузки

где q_F=6 для HB<=350, q_F=9 для HB>350

N_FE1=60·59,2·6570,0·1·0,3327= 7,8·10⁶

N_FE2=60·18,8·6570,0·1·0,3327= 2,5·10⁶

Коэффициент долговечности (при N_Flim <= N_FE Y_N=1)

,

Y_N1= 1,0; Y_N2= 1,1

Предел выносливости зубьев при изгибе, МПа

s_Flim = f(HB) (табл. 4.1.3 [1])

s_{Flim 1}= 499,0 МПа; s_{Flim 2}= 446,0 МПа

Допускаемые изгибные напряжения

s_{FP 1(2)} =0.4·s_{Flim 1(2)}·Y_{N 1(2)}·Y_A

_A - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки:

при одностороннем приложении нагрузки Y_A = 1.0;

при двустороннем приложении нагрузки Y_A = (0.7..0.8).

Y_A:= 1.0

s_FP1=0.4·499,0·1,0·1.0= 199,6 МПа

s_FP2=0.4·446,0·1,1·1.0= 193,4 МПа

Расчетное межосевое расстояние

,

_a= 43 MPa^1/3 - коэффициент, зависящий от типа передачи (стр. 46 [1])

y_ba - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния

y_ba = b/a_w=2·y_bd /(u+1), y_bd =b/d₁ (табл. 4.2. 6,4.2.7 [1]

Выбранное значение y_bd = 0,93 =>

y_ba =2·0,93/(3,1+1)= 0,45_Hb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца_Hb =f (HB, расположение колес относительно опор, y_bd)= 1.1 (рис. 4.2.2 [1])_A - коэффициент внешней динамической нагрузки, K_A= 1 (табл. 4.2.9 [1])

Предварительно межосевое расстояние

 мм

Стандартное значение межосевого расстояния (табл. 4.2.2 [1]) a_w= 140,0 мм

Ширины зубчатых венцов:

шестерни b₁=b₂+(3..5)=62,9+4= 66,9 мм

колеса b₂=y_ba ·a_w=0,4·140,0= 62,9 мм

Модуль зацепления

m’=2·a_w·cosb/(z₁’·(u+1))

Принимаем предварительно: z₁’= 19, b=15° тогда

m’=2·140,0·cos15/(19·(3,1+1))= 3,4

Стандартное значение модуля табл. 4.2.1 [1]:

m= 3,5

Суммарное число зубьев передачи

z_S=2·a_w·cosb’/m=2·140,0·cos15/3,5=77

Действительный угол наклона зубьев

b=arccos(z_S·m/(2·a_w))=arccos (77·3,5/(2·140,0))=15,7

Число зубьев шестерни

z₁=z_S/(u+1)=77/(3,1+1)=19

Число зубьев колеса

z₂= z_S-z1=77-19= 58

Действительное значение

U=z₂/z₁=58/19= 3,1

Диаметры зубчатых колес, мм

Делительные диаметры d₁₍₂₎=m·z/cosb:

d₁= 3,5·19/cos15,7= 69,1

d₂= 3,5·58/cos15,7= 210,9

Диаметры вершин и впадин d_a=d+2·m, d_f=d-2.5·m:

- вершин d_a1= 69,1+2·3,5= 76,1

d_a2= 210,9+2·3,5= 217,9

впадин d_f1= 69,1-2.5·3,5= 60,3

d_f2= 210,9-2.5·3,5= 202,2

Силы в зацеплении зубчатых колес

Окружные силы F_t1(2)=2·10³·T₁/d₁₍₂₎

F_t1=2·10³·223,3/69,1= 6463,9 H;

F_t2=2·10³·673,2/210,9= 6383,8 H

Радиальные силы F_r1(2)=F_t1(2)·tg(a_w)/cosb

F_r1= 6463,9·tg(20)/cos15,7 = 2444,4 H;_r2= 6383,8·tg(20)/cos15,7 = 2414,1 H

 

Осевые силы F_а1(2)=F_t1(2)·tg(b)

F_a1= 6463,9·tg15,7 = 1822,8 H;

F_a2= 6383,8·tg15,7 = 1800,2 H

Oкружная скорость колес х=3.14·d₂·n₂/(60·10³)

х =3.14·210,9·18,8/(60·10³)= 0,2 м/c

Степень точности=f (v, b)= 9 (табл. 4.2.8 [1])

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,

k_Hu=f (степень точности, u, твердость зубьев)=1,0 (табл. 4.2.8 [2])

Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся зубьев,

k_Ha=f (степень точности, u) = 1,1 (табл. 4.2.11 [2])

Удельная расчетная окружная сила

W_Ht=Ft₁·K_Hb·K_Hх·K_A/b₂= 6463,9·1,1·1,0·1/62,9= 130,3 H/мм

Расчетные контактные напряжения

_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

для прямых зубьев Z_H =1,77·cosb=1,7_E - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес;_E =275 МПа^1/2_е - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

для прямых зубьев Z_е ==0,8 (c. 44 [1]);

 МПа

Недогрузка 1,9% s_H = 585,1 МПа ès_HP = 596,5 МПа

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,

k_Fu=f (степень точности, u, твердость зубьев)=1,0 (табл. 4.2.8 [2])

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (для изгибной прочности),

k_Fb=f (HB, расположение колес относительно опор, y_bd)=1,2 (рис. 4.2.3 [2])

Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся зубьев,

k_Fa=f (степень точности, u) = 1,4 (табл. 4.2.11 [2])

Удельная расчетная окружная сила при изгибе

W_Ft=F_t1·K_Fb·K_Fх·K_A/b₂=6463,9·1.2·1,0·1/62,9= 171,0 H/мм

Коэффициент, учитывающий форму зуба

Y_FS=f(z_1(2)E, x) (x=0)

где z_1(2)E=z₁₍₂₎ - эквивалентное число зубьев

Выбранные значения Y_FS1= 4,0; Y_FS2= 3,7

Дальнейший расчет производим для элемента пары «шестерня-колесо» у которого меньше величина отношения s_{HP 1(2)}/ Y_{FS 1(2)}

Расчетные напряжения изгиба

_b - коэффициент, учитывающий наклон зуба

для косых зубьев Y_b=1-b/140=0,9

Y_е - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

для косых зубьев Y_е =1/e_a=0,6

 МПа

Недогрузка 44,8% s_F = 110,2 èМПа s_FP = 199,6 МПа

4. Расчет диаметров валов

.1 Выбор материала валов

Для валов принимаем материал: сталь 45 с термообработкой - улучшение:

твердость заготовки 220…260 HB,  МПа;  МПа;  МПа; ;

Предварительно принимаем

.2 Геометрические параметры валов

 

Вал №1. Определяем диаметр выходного конца из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба:

 Принимаем d₁=20 мм

 - допускаемое напряжение на кручение.

Вал №2. Определяем диаметр выходного конца из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба:

 

 Принимаем d₂=30 мм

 - допускаемое напряжение на кручение.

Вал №3. Определяем диаметр выходного конца из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба:

 

 Принимаем d₃=35 мм

 - допускаемое напряжение на кручение.

Вал №4. Определяем диаметр выходного конца из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба:

 

 Принимаем d₄=50 мм

 - допускаемое напряжение на кручение.

Диаметры остальных участков вала назначаются конструктивно, с учетом размеров стандартных деталей насаживаемых на вал

5. Предварительный выбор подшипников

По ([1], табл. 16.3, с. 338) и ([1], табл. 16.9, с. 352) для вала №1 принимаем подшипник 7205 ГОСТ 27365-87; для вала №2 принимаем подшипник 7206 ГОСТ 27365-87; для вала №3 принимаем подшипник 7207 ГОСТ 27365-87; для вала №1 принимаем подшипник 7311 ГОСТ 27365-87; Основные параметры и размеры подшипников сводим в табл. 6.1.

Таблица 5.1.

Обозначение подшипников	d, мм	D, мм	B, мм	r, мм	Cr, кН	C0r, кН	e	Y
7205	25	52	16.25	2	24	17.5	0.37	1.5
7206	30	62	17.25	2	31	22	0.37	1.5
7207	35	72	18.25	2	38.5	26	0.37	1.5
7311	55	120	31.5	3	107	81.5	0.34	1.8

6. Расчет валов по эквивалентному моменту

Вал №1 (сталь 45)

Рис. 6.1. Расчетная схема нагружения вала

F_м - сила от действия муфты.

F_м=0.2·F_tм=0.2·2·T₁/d_э=0.415.1·10³/68.8=87 Н

. Реакции опор

Определение реакций в плоскости XOY

;

;

Определение реакций на плоскость XOZ

;

;

2. Суммарные радиальные реакции

. Изгибающие моменты:

В вертикальной плоскости

Сечение 1:  0,0 Нм

Сечение 2:  10,3/14,6 Нм

Сечение 3:  6,4 Нм

Сечение 4:  0,0 Нм

В горизонтальной плоскости

Сечение 1:  0,0 Нм.

Сечение 2:  38,6 Нм.

Сечение 3:  0,0 Нм.

Сечение 4:  0,0 Нм.

. Суммарные изгибающие моменты

Сечение 1:  0,0 Нм.

Сечение 2:  39,9/41,2 Нм

Сечение 3:  6,4 Нм

Сечение 4:  0,0 Нм

5. Суммарный крутящий момент

 Нм.

6. Эквивалентные изгибающие моменты:

Сечение 1:  Нм

Сечение 2: Нм

Сечение 3: Нм

Сечение 4: Нм

где  для нереверсивной передачи

7. Расчетные диаметры вала:

Сечение 1:  мм

Сечение 2:  мм

Сечение 3:  мм

Сечение 4: мм

где  МПа

Проверка на усталостную прочность

I.       Проверяем сечение номер 2

1.      Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

где  = 280,0 - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагружения;

 - амплитуда цикла изменения напряжений изгиба, МПа

где M_и - изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала, Нм

w - момент сопротивления изгибу с учетом ослабления вала, мм³

 - коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при изгибе

где k_d = 0,8 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (рис. 6.7.3 [1])

k_F= 0,9 - коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности (рис. 6.7.4 [1])

k_v = 2,5 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл. 6.7.2 [1])

k_s = 1,6 - коэффициент концентрации напряжений по изгибу (табл. 6.7.3 [1])

2.      Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

где  = 170,0 - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагружения;

 - амплитуда цикла напряжений кручения, МПа

 - постоянная составляющая напряжений кручения, МПа

где T - крутящий момент на валу, Нм

w_p - момент сопротивления кручению с учетом ослабления вала, мм³

 - коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при кручении

где k_t = 1,5 - коэффициент концентрации напряжений по кручению (табл. 6.7.3 [1])

y_t = 0,05 - коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к асимметрии цикла изменения напряжений (табл. 6.7.1 [1])

3.      Общий коэффициент запаса прочности вычисляется по формуле:

.                            S_min=1.5

Прочность вала по 2 сечению обеспечена.

II.      Проверяем сечение номер 3

1.      Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

где  = 280,0 - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагружения;

 - амплитуда цикла изменения напряжений изгиба, МПа

где M_и - изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала, Нм

w - момент сопротивления изгибу с учетом ослабления вала, мм³

 - коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при изгибе

где k_d = 0,8 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (рис. 6.7.3 [1])

k_F= 0,9 - коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности (рис. 6.7.4 [1])

k_v = 2.5 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл. 6.7.2 [1])

k_s = 2,1 - коэффициент концентрации напряжений по изгибу (табл. 6.7.3 [1])

2.      Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

где  = 170,0 - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагружения;

 - амплитуда цикла напряжений кручения, МПа

 - постоянная составляющая напряжений кручения, МПа

где T - крутящий момент на валу, Нм

w_p - момент сопротивления кручению с учетом ослабления вала, мм³

 - коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при кручении

где k_t = 1,5 - коэффициент концентрации напряжений по кручению (табл. 6.7.3 [1])

y_t = 0,05 - коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к асимметрии цикла изменения напряжений (табл. 6.7.1 [1])

3.      Общий коэффициент запаса прочности вычисляется по формуле:

.                            S_min=1.5

Прочность вала по 3 сечению обеспечена.

Вал №2 (сталь 45)

Рис. 6.2. Расчетная схема нагружения вала

. Реакции опор

Определение реакций в плоскости XOY

;

Определение реакций на плоскость XOZ

;

;

2. Суммарные радиальные реакции

. Изгибающие моменты:

В вертикальной плоскости

Сечение 1:  0,0 Нм

Сечение 2:  30,2/48,7 Нм

Сечение 3:  39,9/56,3 Нм

Сечение 4:  0,0 Нм

В горизонтальной плоскости

Сечение 1:  0,0 Нм.

Сечение 2:  82,2 Нм.

Сечение 3:  104,7 Нм.

Сечение 4:  0,0 Нм.

. Суммарные изгибающие моменты

Сечение 2:  87,6/95,5 Нм

Сечение 3:  112,1/118,9 Нм

Сечение 4:  0,0 Нм

5. Суммарный крутящий момент

 Нм.

6. Эквивалентные изгибающие моменты:

Сечение 1:  Нм

Сечение 2: Нм

Сечение 3: Нм

Сечение 4: Нм

где  для нереверсивной передачи

7. Расчетные диаметры вала:

Сечение 1:  мм

Сечение 2:  мм

Сечение 3:  мм

Сечение 4:  мм

где  МПа

Проверка на усталостную прочность

III.     Проверяем сечение номер 2

4.      Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

где  = 280,0 - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагружения;

 - амплитуда цикла изменения напряжений изгиба, МПа

где M_и - изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала, Нм

w - момент сопротивления изгибу с учетом ослабления вала, мм³

 - коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при изгибе

где k_d = 0,8 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (рис. 6.7.3 [1])

k_F= 0,9 - коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности (рис. 6.7.4 [1])

k_v = 2,5 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл. 6.7.2 [1])

k_s = 1,8 - коэффициент концентрации напряжений по изгибу (табл. 6.7.3 [1])

5.      Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

где  = 170,0 - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагружения;

 - амплитуда цикла напряжений кручения, МПа

 - постоянная составляющая напряжений кручения, МПа

где T - крутящий момент на валу, Нм

w_p - момент сопротивления кручению с учетом ослабления вала, мм³

 - коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при кручении

где k_t = 1,5 - коэффициент концентрации напряжений по кручению (табл. 6.7.3 [1])

y_t = 0,05 - коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к асимметрии цикла изменения напряжений (табл. 6.7.1 [1])

6.      Общий коэффициент запаса прочности вычисляется по формуле:

.                            S_min=1.5

Прочность вала по 2 сечению обеспечена.

IV.     Проверяем сечение номер 3

4.      Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

где  = 280,0 - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагружения;

 - амплитуда цикла изменения напряжений изгиба, МПа

где M_и - изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала, Нм

w - момент сопротивления изгибу с учетом ослабления вала, мм³

 - коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при изгибе

где k_d = 0,8 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (рис. 6.7.3 [1])

k_F= 0,9 - коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности (рис. 6.7.4 [1])

k_v = 2.5 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл. 6.7.2 [1])

k_s = 1,6 - коэффициент концентрации напряжений по изгибу (табл. 6.7.3 [1])

5.      Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

где  = 170,0 - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагружения;

 - амплитуда цикла напряжений кручения, МПа

 - постоянная составляющая напряжений кручения, МПа

где T - крутящий момент на валу, Нм

w_p - момент сопротивления кручению с учетом ослабления вала, мм³

 - коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при кручении

где k_t = 1,5 - коэффициент концентрации напряжений по кручению (табл. 6.7.3 [1]) y_t = 0,05 - коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к асимметрии цикла изменения напряжений (табл. 6.7.1 [1])

6.      Общий коэффициент запаса прочности вычисляется по формуле:

.                            S_min=1.5

Прочность вала по 3 сечению обеспечена.

Вал №3 (сталь 45)

Рис. 6.3. Расчетная схема нагружения вала

1. Реакции опор

Определение реакций в плоскости XOY

;

;

Определение реакций на плоскость XOZ

;

;

2. Суммарные радиальные реакции

3. Изгибающие моменты:

В вертикальной плоскости

Сечение 1:  0,0 Нм

Сечение 2:  85,7/29,7 Нм

Сечение 3:  109,4/46,4 Нм

Сечение 4:  0,0 Нм

В горизонтальной плоскости

Сечение 1:  0,0 Нм.

Сечение 2:  234,8 Нм.

Сечение 3:  284,7 Нм.

Сечение 4:  0,0 Нм.

. Суммарные изгибающие моменты

Сечение 1:  0,0 Нм.

Сечение 2:  249,9/236,6 Нм

Сечение 3:  305,0/288,5 Нм

Сечение 4:  0,0 Нм

5. Суммарный крутящий момент

 Нм.

6. Эквивалентные изгибающие моменты:

Сечение 1:  Нм

Сечение 2: Нм

Сечение 3: Нм

Сечение 4: Нм

где  для нереверсивной передачи

7. Расчетные диаметры вала:

Сечение 1:  мм

Сечение 2:  мм

Сечение 3:  мм

Сечение 4:  мм

где  МПа

Проверка на усталостную прочность

V.      Проверяем сечение номер 2

7.      Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

где  = 280,0 - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагружения;

 - амплитуда цикла изменения напряжений изгиба, МПа

где M_и - изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала, Нм

w - момент сопротивления изгибу с учетом ослабления вала, мм³

 - коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при изгибе

где k_d = 0,8 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (рис. 6.7.3 [1])

k_F= 0,9 - коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности (рис. 6.7.4 [1])

k_v = 2,5 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл. 6.7.2 [1])

k_s = 1,8 - коэффициент концентрации напряжений по изгибу (табл. 6.7.3 [1])

8.      Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

где  = 170,0 - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагружения;

 - амплитуда цикла напряжений кручения, МПа

 - постоянная составляющая напряжений кручения, МПа

где T - крутящий момент на валу, Нм

w_p - момент сопротивления кручению с учетом ослабления вала, мм³

 - коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при кручении

где k_t = 1,5 - коэффициент концентрации напряжений по кручению (табл. 6.7.3 [1])

y_t = 0,05 - коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к асимметрии цикла изменения напряжений (табл. 6.7.1 [1])

9.      Общий коэффициент запаса прочности вычисляется по формуле:

.                            S_min=1.5

Прочность вала по 2 сечению обеспечена.

VI.     Проверяем сечение номер 3

7.      Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

где  = 280,0 - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагружения;

 - амплитуда цикла изменения напряжений изгиба, МПа

где M_и - изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала, Нм

w - момент сопротивления изгибу с учетом ослабления вала, мм³

 - коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при изгибе

где k_d = 0,8 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (рис. 6.7.3 [1])

k_F= 0,9 - коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности (рис. 6.7.4 [1])

k_v = 2.5 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл. 6.7.2 [1])

k_s = 1,6 - коэффициент концентрации напряжений по изгибу (табл. 6.7.3 [1])

8.      Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

где  = 170,0 - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле нагружения;

 - амплитуда цикла напряжений кручения, МПа

 - постоянная составляющая напряжений кручения, МПа

где T - крутящий момент на валу, Нм

w_p - момент сопротивления кручению с учетом ослабления вала, мм³

 - коэффициент снижения предела выносливости детали в рассматриваемом сечении при кручении

где k_t = 1,5 - коэффициент концентрации напряжений по кручению (табл. 6.7.3 [1])

y_t = 0,05 - коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к асимметрии цикла изменения напряжений (табл. 6.7.1 [1])

9.      Общий коэффициент запаса прочности вычисляется по формуле:

.                     S_min=1.5

Прочность вала по 3 сечению обеспечена.

. Описание сборки

В отлитом корпусе просверливают отверстия под болты для крышек и для крепления крышки корпуса к основанию. Также сверлят отверстия под центрирующие штифты.

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки руками.

Далее на свободные концы валов устанавливают муфты и закрепляют их.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый указатель.

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

Собранную коробку передач обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Литература

электродвигатель подшипник вал мощность

1.   Детали машин. Проектирование: Учебное пособие/Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда - Минск: УП «Технопринт», 2001 г. - 290 с.

2.      Свирщевский Ю.Н., Макейчик Н.Н. С24 Расчет и конструирование коробок скоростей и подач, Мн.: «Вышэйшая школа» 1976 г. - 592 с., с ил.

.        Иванов М.Н. И20 Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей ВУЗов - 4-е изд., перераб. - М.: «Высшая школа» 1981 г., 432 с. - ил.

.        Детали машин в примерах и задачах / Под общ. ред. С.Н. Ничипорчика. - 2-е изд. - Мн.: Вышэйшая школа, 1981. - 432 с.

.        Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. - 6-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1982. - Т.2. -584 с.; Т.3. - 576 с. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1979. - 367 с.

.        Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие/А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др. - Мн.: Вышэйшая школа, 1982. - Ч. 1. - 208 с.; Ч. 2. -334 с.

.        Кузьмин А.В. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие/А.В. Кузьмин и др. - Мн.: Вышэйшая школа, 1982. - Ч. 1. - 208 с.; Ч. 2. - 334 с.