Реферат: Кинематическая схема редуктора
--PAGE_BREAK--Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формулеTi=9550<img width=«23» height=«52» src=«ref-2_816141363-147.coolpic» v:shapes="_x0000_i1047">.
T1=<img width=«211» height=«45» src=«ref-2_816141510-509.coolpic» v:shapes="_x0000_i1048">H×м
T2=<img width=«205» height=«45» src=«ref-2_816142019-500.coolpic» v:shapes="_x0000_i1049">Н∙м
2. Расчет зубчатой передачи
2.1 Выбор материалов и способов термообработки шестерни и колеса. Расчет допускаемых напряжений.
Выбираем для шестерни и колеса сталь 45 с термообработкой улучшения для шестерни, с нормализацией – для колеса
НВ1=210 НВ2=190 [1, c.34, т. 3.3]
2.1.1 Расчет допускаемых контактных напряжения
[σн]=<img width=«88» height=«52» src=«ref-2_816142519-391.coolpic» v:shapes="_x0000_i1050">
где i=1 для шестерни, i=2 для колеса;
sHilimB-предел контактной выносливости при симметричном цикле нагружения; Мпа
sHilimB= <img width=«92» height=«25» src=«ref-2_816142910-348.coolpic» v:shapes="_x0000_i1051">
sH1limB= <img width=«243» height=«25» src=«ref-2_816143258-731.coolpic» v:shapes="_x0000_i1052"> МПа
sH2limB= <img width=«243» height=«25» src=«ref-2_816143989-744.coolpic» v:shapes="_x0000_i1053"> МПа
[
S
H
j
]-коэффициент безопасности, определяется способом термообработки; [1, с.33]
[S
H
]= 1.1..1.2 S
H=1.15
KHLj— коэффициент долговечности;
KHLj=<img width=«66» height=«52» src=«ref-2_816144733-299.coolpic» v:shapes="_x0000_i1054"><img width=«13» height=«16» src=«ref-2_816145032-87.coolpic» v:shapes="_x0000_i1055">1,
где NHj– базовое число циклов, определяемое твердостью боков поверхности зубьев;
NHj=<img width=«75» height=«28» src=«ref-2_816145119-325.coolpic» v:shapes="_x0000_i1056">
NH
1= <img width=«221» height=«25» src=«ref-2_816145444-389.coolpic» v:shapes="_x0000_i1057">
NH
2= <img width=«227» height=«25» src=«ref-2_816145833-403.coolpic» v:shapes="_x0000_i1058">
NHEj– эквивалентное число циклов, определяемое сроком службы передачи, числом оборотов вала шестерни и валов колеса, коэффициентом использования;
NHEj= T∑∙k∙ni∙60,
где T∑– срок службы зубчатой передачи; T∑=20000 часов
k- коэффициент использования передачи; k=0,8;
ni– частота вращения валов редуктора, n1= 277,07 об/мин, n2= 78,05 об/мин;
NHE1= 20000∙0,8∙277,07∙60=2,6 ∙108
NHE2= 20000∙0,8∙78,05∙60=0,7 ∙108
Поскольку <img width=«92» height=«25» src=«ref-2_816146236-223.coolpic» v:shapes="_x0000_i1059"> <img width=«120» height=«25» src=«ref-2_816146459-260.coolpic» v:shapes="_x0000_i1060">
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса
[sH1]= <img width=«241» height=«51» src=«ref-2_816146719-1065.coolpic» v:shapes="_x0000_i1061"> МПа
[sH
2]= <img width=«235» height=«49» src=«ref-2_816147784-550.coolpic» v:shapes="_x0000_i1062"> МПа
Для косозубой передачи принимается наименьшее из значений, полученных по зависимости
1. [σн]=0,45∙([σн1]+[σн2])= 0,45 (426+391)= 367 Мпа
2. [σн]=1,23∙ [σнi]min= 1,23∙391=481 Мпа
[σн]=367 Мпа
2.1.2. Расчет допускаемых напряжений изгиба
<img width=«103» height=«52» src=«ref-2_816148334-416.coolpic» v:shapes="_x0000_i1063">,
где <img width=«51» height=«25» src=«ref-2_816148750-222.coolpic» v:shapes="_x0000_i1064">-предел изгибной выносливости при отнулевом цикле нагружения; МПа
<img width=«129» height=«25» src=«ref-2_816148972-407.coolpic» v:shapes="_x0000_i1065"> [1, c. 44, т.3.9]
<img width=«255» height=«25» src=«ref-2_816149379-763.coolpic» v:shapes="_x0000_i1066"> МПа
<img width=«253» height=«25» src=«ref-2_816150142-761.coolpic» v:shapes="_x0000_i1067">МПа
[SF]-коэффициент безопасности
[SF]= [SF]΄∙ [SF]΄΄,
где [SF]΄ — коэффициент, учитывающий механические свойства и твердость зубьев;
[SF]΄΄- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки для шестерни или для колеса
[SF]΄=1,75 [1, с.44, т.3.9]
[SF]΄΄=1 [1, с.44]
[SF]=1,75
Допускаемые напряжения изгиба:
<img width=«204» height=«52» src=«ref-2_816150903-833.coolpic» v:shapes="_x0000_i1068"> МПа
<img width=«217» height=«52» src=«ref-2_816151736-863.coolpic» v:shapes="_x0000_i1069"> МПа
<img width=«157» height=«25» src=«ref-2_816152599-428.coolpic» v:shapes="_x0000_i1070"> МПа
2.2 Расчет параметров зубчатой передачи
2.2.1 Расчет межосевого расстояния
<img width=«23» height=«25» src=«ref-2_816153027-106.coolpic» v:shapes="_x0000_i1071">=<img width=«27» height=«25» src=«ref-2_816153133-113.coolpic» v:shapes="_x0000_i1072">(u+1)<img width=«104» height=«60» src=«ref-2_816153246-577.coolpic» v:shapes="_x0000_i1073">,
где <img width=«27» height=«25» src=«ref-2_816153133-113.coolpic» v:shapes="_x0000_i1074"> — коэффициент, учитывающий тип передачи;<img width=«27» height=«25» src=«ref-2_816153133-113.coolpic» v:shapes="_x0000_i1075">= 43
<img width=«36» height=«28» src=«ref-2_816154049-138.coolpic» v:shapes="_x0000_i1076"> — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, <img width=«77» height=«28» src=«ref-2_816154187-295.coolpic» v:shapes="_x0000_i1077"> [1, c.32, т. 3.1]
<img width=«31» height=«25» src=«ref-2_816154482-198.coolpic» v:shapes="_x0000_i1078"> — коэффициент ширины; <img width=«31» height=«25» src=«ref-2_816154482-198.coolpic» v:shapes="_x0000_i1079">= 0,25…0,5=0,4
u– стандартное передаточное отношение, u=u2=3,55;
T2– крутящий момент на валу колеса, Т2 = 512,7 Н×м
αw=43∙(3,55+1)<img width=«90» height=«49» src=«ref-2_816154878-2278.coolpic» v:shapes="_x0000_i1081"> =178 мм
Округлим <img width=«23» height=«25» src=«ref-2_816153027-106.coolpic» v:shapes="_x0000_i1082"> до ближайшего большего стандартного значения [1, с. 36] мм.
αw=180 мм
2.2.2 Расчет ширины колеса (расчетной ширины зубчатой передачи)
bw2=bw=ψba∙ αw=0,4∙180=72 мм
bw= 71 мм [1, с. 36]
2.2.3 Расчет модуля зацепления
m=(0,01…0,02) αw=1,8…3,6 мм
Округлим mдо стандартного значения [1, с. 36]: m= <metricconverter productid=«3 мм» w:st=«on»>3 мм
2.2.4 Расчет суммарного числа зубьев шестерни и колеса, угла наклона зуба <img width=«13» height=«24» src=«ref-2_816157262-174.coolpic» v:shapes="_x0000_i1083"> в косозубой передаче
Z∑=<img width=«78» height=«46» src=«ref-2_816157436-1633.coolpic» v:shapes="_x0000_i1085">,
где β – угол наклона зуба
β= 8…15°=10°
Z∑=<img width=«98» height=«46» src=«ref-2_816159069-1711.coolpic» v:shapes="_x0000_i1087">=118,08
Z<img width=«12» height=«25» src=«ref-2_816160780-83.coolpic» v:shapes="_x0000_i1089">=118
β= arcos<img width=«57» height=«42» src=«ref-2_816160863-1553.coolpic» v:shapes="_x0000_i1091">=arcos<img width=«66» height=«40» src=«ref-2_816162416-1647.coolpic» v:shapes="_x0000_i1093">=arcos(0,9833)=10,4858=10°29`8``
Z1=<img width=«139» height=«42» src=«ref-2_816164063-1799.coolpic» v:shapes="_x0000_i1095">25,9
Z1=26
Z2= Z<img width=«12» height=«25» src=«ref-2_816160780-83.coolpic» v:shapes="_x0000_i1097">-Z1=118-26=92
2.2.5 Расчет фактического передаточного отношения
иф=<img width=«75» height=«36» src=«ref-2_816165945-1312.coolpic» v:shapes="_x0000_i1099">3,538
<img width=«200» height=«51» src=«ref-2_816167257-728.coolpic» v:shapes="_x0000_i1100">
[∆и]=±3,3%
∆и=<img width=«77» height=«38» src=«ref-2_816167985-1501.coolpic» v:shapes="_x0000_i1102">∙100=0,33% < 3,3%
2.3 Проверочный расчет зубчатой передачи
2.3.1 Расчет по контактным напряжениям
Контактные напряжения равны
<img width=«196» height=«64» src=«ref-2_816169486-745.coolpic» v:shapes="_x0000_i1103">,
где с – коэффициент, учитывающий тип передачи; с= 270
aw — межосевое расстояние; мм
bw — расчетная ширина зубчатой передачи; мм
T2 — крутящий момент на валу колеса; н∙мм
uф — фактическое передаточное отношение;
K
Н— коэффициент нагрузки,
KН = KHαKHβKНV.
v=ω1∙r1,
где ω1— угловая скорость шестерни, рад/м
ω1=<img width=«25» height=«34» src=«ref-2_816170231-337.coolpic» v:shapes="_x0000_i1105">
r1— радиус делительной окружности шестерни; мм
r1=<img width=«27» height=«34» src=«ref-2_816170568-304.coolpic» v:shapes="_x0000_i1107">
v=<img width=«215» height=«38» src=«ref-2_816170872-2220.coolpic» v:shapes="_x0000_i1109">=1130,9 мм/с=1,13 м/с
степень точности — 8
KHα– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, KHα=1,09 [1, с. 39, т. 3.4]
KHβ — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,
KHβ=1,0 [1, с. 39, т. 3.5]
K
Н
V
-динамический коэффициент, определяемый степенью точности изготовления передачи,
K
Н
V
=1,0 [1, с. 40, т. 3.6]
KH=1,09×1,0×1,0=1,09
σн= <img width=«218» height=«46» src=«ref-2_816173092-1143.coolpic» v:shapes="_x0000_i1111">363,61 Мпа
<img width=«224» height=«52» src=«ref-2_816174235-909.coolpic» v:shapes="_x0000_i1113">
∆σн=<img width=«193» height=«36» src=«ref-2_816175144-2153.coolpic» v:shapes="_x0000_i1115">∙100=0,92% <|±5%|
<img width=«332» height=«48» src=«ref-2_816177297-1314.coolpic» v:shapes="_x0000_i1116">
2.3.2 Расчет по напряжению изгиба
<img width=«193» height=«53» src=«ref-2_816178611-579.coolpic» v:shapes="_x0000_i1117">
KF— коэффициент нагрузки;
YF-коэффициент формы зуба;
Yb-коэффициент, учитывающий влияние осевой силы в косозубой передаче на напряжение изгиба в основании зуба;
<img width=«35» height=«25» src=«ref-2_816179190-130.coolpic» v:shapes="_x0000_i1118"> — коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями;
m– модуль зацепления; мм
bw–ширина колеса; мм
<img width=«19» height=«25» src=«ref-2_816179320-103.coolpic» v:shapes="_x0000_i1119"> — окружное усилие, Н
Ft
=
Ft1=Ft2=<img width=«43» height=«52» src=«ref-2_816179423-280.coolpic» v:shapes="_x0000_i1120">
где T2 — крутящий момент на валу колеса;
<img width=«29» height=«25» src=«ref-2_816179703-122.coolpic» v:shapes="_x0000_i1121"> — диаметр начальной окружности колеса, мм
<img width=«99» height=«28» src=«ref-2_816179825-240.coolpic» v:shapes="_x0000_i1122">
где <img width=«27» height=«25» src=«ref-2_816180065-119.coolpic» v:shapes="_x0000_i1123"> — диаметр начальной окружности шестерни, мм
dw1=<img width=«108» height=«36» src=«ref-2_816180184-1726.coolpic» v:shapes="_x0000_i1125">=79,33 мм
dw2=79,33∙3,538=280,67 мм
Ft=<img width=«88» height=«45» src=«ref-2_816181910-1979.coolpic» v:shapes="_x0000_i1127">3653,4н
KF = KFβ ×KFV,
где
KFβ — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;
KFV — динамический коэффициент,
KFV
=1,1[1, c. 43, т.3.8]
Ψbd=<img width=«27» height=«32» src=«ref-2_816183889-458.coolpic» v:shapes="_x0000_i1129"> — коэффициент диаметра
Ψbd=<img width=«62» height=«38» src=«ref-2_816184347-1290.coolpic» v:shapes="_x0000_i1131">0,89
KFβ= 1,1 [1, c. 43, т.3.7]
<img width=«248» height=«52» src=«ref-2_816185637-1037.coolpic» v:shapes="_x0000_i1132">
KF= 1,1×1,1=1,21
YF
=3,8[1, c. 42]
Yb=1- <img width=«149» height=«38» src=«ref-2_816186674-1833.coolpic» v:shapes="_x0000_i1134">0,926
KFα[1, c. 46]
Еβ= <img width=«69» height=«42» src=«ref-2_816188507-1641.coolpic» v:shapes="_x0000_i1136">1,39 > 1
<img width=«35» height=«25» src=«ref-2_816179190-130.coolpic» v:shapes="_x0000_i1137">=0,92
σw=<img width=«190» height=«34» src=«ref-2_816190278-2067.coolpic» v:shapes="_x0000_i1139">67,2 МПа >[GF]=195 Мпа
Условия изгибной прочности передачи выполняются
3. Первый этап эскизной компоновки редуктора
3.1 Компоновка зубчатой передачи в корпусе редуктора
<img width=«468» height=«529» src=«ref-2_816192345-26939.coolpic» v:shapes="_x0000_i1025">
dw1=79,33 мм
dw2=280,67 мм
bw1= bw2+3…5=75 мм
bw2=71 мм
<img width=«147» height=«25» src=«ref-2_816219639-404.coolpic» v:shapes="_x0000_i1141"> мм
3.2 Компоновка валов
3.2.1 Расчет диаметров хвостовиков валов
d1i=<img width=«59» height=«50» src=«ref-2_816220043-1507.coolpic» v:shapes="_x0000_i1143">
где <img width=«23» height=«25» src=«ref-2_816221550-114.coolpic» v:shapes="_x0000_i1144"> — диаметр хвостовиков
<img width=«27» height=«25» src=«ref-2_816221664-119.coolpic» v:shapes="_x0000_i1145"> — для быстроходного вала
<img width=«27» height=«25» src=«ref-2_816221783-121.coolpic» v:shapes="_x0000_i1146"> — для тихоходного вала
<img width=«16» height=«25» src=«ref-2_816221904-99.coolpic» v:shapes="_x0000_i1147"> — крутящие моменты на валах,
Т1=148,9∙103 Н×м
Т2=512,7∙ 103 Н×м
[τ]- допускаемое заниженное касательное напряжение
[τ]=15…20 МПа=18 МПа
d1Б=<img width=«103» height=«51» src=«ref-2_816222003-1908.coolpic» v:shapes="_x0000_i1149">34,58 мм
[1, с. 161] <img width=«27» height=«25» src=«ref-2_816221783-121.coolpic» v:shapes="_x0000_i1150">=36 мм
d1Т=<img width=«98» height=«48» src=«ref-2_816224032-1749.coolpic» v:shapes="_x0000_i1152">52,22 мм
d1Т=55 мм
<img width=«89» height=«25» src=«ref-2_816225781-278.coolpic» v:shapes="_x0000_i1153">
d1Б =36 мм d2Б =45 мм d3Б =50 мм
d1Т =55 мм d2Т =60 мм d3Т =65 мм d4Т =70 мм d5Т = d4Т +10 d5Т = 80 мм
<img width=«465» height=«179» src=«ref-2_816226059-3770.coolpic» v:shapes="_x0000_s1150">
1 – участок для установки полумуфты, соединительной муфты
2 – участок, контактирующий с уплотнением в сквозной крышке подшипника
3 – участки для установки внутренних колец подшипников качения
4 – участок для установки ступицы колеса
5 – буртосевой фиксации ступицы колеса и внутреннего кольца подшипника
6 – конус центрирования шпоночного паза на ступице относительно шпонки, установленной на валу
3.3 Предварительный выбор подшипников
Предварительно выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники легкой серии [1, c. 393, т. П.3]
3.3.1 Быстроходный вал
d=d3Б =50 мм N210 <img width=«91» height=«20» src=«ref-2_816229829-438.coolpic» v:shapes="_x0000_i1154">
c=35,1 кН с0=19,8 кН
3.3.2 Тихоходный вал
d=d3Т =65 мм N213 <img width=«97» height=«20» src=«ref-2_816230267-458.coolpic» v:shapes="_x0000_i1155">
c=56 кН с0=34 кН
3.4 Компоновка подшипников в корпусе редуктора
3.4.1. Выбор способа смазки подшипника
При v=1,2 м/с >1 м/с смазка подшипников жидкая
Заглубления подшипников в подшипниковые гнезда
с2=3..5 мм=4 мм
3.5. Расчет расстояния между точкой приложения усилий зацеплений и опорами валов
a1=<img width=«316» height=«32» src=«ref-2_816230725-1140.coolpic» v:shapes="_x0000_i1157">66,5 мм
a2=<img width=«316» height=«32» src=«ref-2_816231865-1120.coolpic» v:shapes="_x0000_i1159">68 мм
4. Расчет валов
4.1 Определение усилий зацепления
<img width=«155» height=«238» src=«ref-2_816232985-3150.coolpic» v:shapes="_x0000_s1151">
Ft1= Ft2= Ft=3653,4 Н
Fr1= Fr2= Ft∙<img width=«223» height=«36» src=«ref-2_816236135-2539.coolpic» v:shapes="_x0000_i1161">1352,3 Н
Fa1= Fa2= Ft∙ tgβ= 3653,4∙tg10,4858=676,18 Н
4.2 Построение расчетных схем валов, определение опорных реакций, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
4.2.1 Быстроходный вал
4.2.1.1 Вертикальная плоскость
<img width=«204» height=«211» src=«ref-2_816238674-5165.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_2»>
RAB=RBB=<img width=«100» height=«37» src=«ref-2_816243839-1548.coolpic» v:shapes="_x0000_i1163">=1826,7 Н
М1В=RAB∙a1=1826,7∙66,5∙10-3=121,5 Н×м
T=T1=148,9 Н×м
4.2.1.2 Горизонтальная плоскость
<img width=«196» height=«210» src=«ref-2_816245387-5079.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_3»>
<img width=«375» height=«31» src=«ref-2_816250466-929.coolpic» v:shapes="_x0000_i1164">
RАГ=<img width=«350» height=«38» src=«ref-2_816251395-3083.coolpic» v:shapes="_x0000_i1166">= -877,8 Н
<img width=«384» height=«31» src=«ref-2_816254478-931.coolpic» v:shapes="_x0000_i1167">
RВГ=<img width=«350» height=«38» src=«ref-2_816255409-3131.coolpic» v:shapes="_x0000_i1169">= — 474,5 Н
М1Г=RАГ∙а1= -877,8∙66,5∙10-3= -58,37 Н∙м
4.2.1.3 Расчет максимальных значений суммарной реакции в опорах и суммарного изгибающего момента
Rmax=R1=RA=<img width=«254» height=«27» src=«ref-2_816258540-1020.coolpic» v:shapes="_x0000_i1171">=2026,6 Н
M1=<img width=«252» height=«27» src=«ref-2_816259560-1151.coolpic» v:shapes="_x0000_i1173">=134,8 Н×м
4.2.2 Тихоходный вал
4.2.2.1 Вертикальная плоскость
RCB=RDB=<img width=«98» height=«32» src=«ref-2_816260711-483.coolpic» v:shapes="_x0000_i1175">1826,7 Н
<img width=«204» height=«211» src=«ref-2_816238674-5165.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_4»>
M2B=RCB∙a2=1826,7∙68∙10-3=124,2 Н∙м
T=T2=512,7 Н×м
4.2.2.2 Горизонтальная плоскость
<img width=«196» height=«210» src=«ref-2_816245387-5079.coolpic» v:shapes="_x0000_s1156">
<img width=«383» height=«31» src=«ref-2_816271438-949.coolpic» v:shapes="_x0000_i1176">
RСГ=<img width=«311» height=«43» src=«ref-2_816272387-3106.coolpic» v:shapes="_x0000_i1178"> — 21,5 Н
<img width=«385» height=«31» src=«ref-2_816275493-946.coolpic» v:shapes="_x0000_i1179">
RDГ=<img width=«311» height=«42» src=«ref-2_816276439-3222.coolpic» v:shapes="_x0000_i1181">1373,8
<img width=«193» height=«28» src=«ref-2_816279661-431.coolpic» v:shapes="_x0000_i1182">
М2г=RDГ∙а2=1373,8∙68∙10-3=93,4 Н∙м
4.2.2.3 Суммарные значения
R2max=RD=<img width=«284» height=«27» src=«ref-2_816280092-1062.coolpic» v:shapes="_x0000_i1184"> 2285,6 Н
М2=<img width=«259» height=«27» src=«ref-2_816281154-1132.coolpic» v:shapes="_x0000_i1186">155,4 Н∙м
4.3. Уточненный расчет валов
4.3.1 Быстроходный вал
Материалом вала является материал шестерни, т. е. сталь 45 с термообработкой улучшение. Предел прочности определяется диаметром заготовки вала, который является диаметром окружности вершин зубьев шестерни
da1 ≈ dw1 + 2m = 79,33 + 2∙3 = 85,33 мм;
σв= 780 [1, с.34, т. 3.3]
S= Sτ= <img width=«85» height=«44» src=«ref-2_816282286-687.coolpic» v:shapes="_x0000_i1188"> , где:
τ-1– предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения, МПа
τ-1 = 0,58∙σ-1;
σ-1 = 0,43∙σв = 0,43∙780 = 335,4 МПа;
τ-1 = 0,58∙335,4 = 194,532 МПа;
Kτ– коэффициент концентрации напряжения,
Kτ= 1,7 [1, с. 165, т. 8.5];
ετ – масштабный фактор,
ετ = 0,75 [1, с. 166, т. 8.8];
β – фактор поверхности,
β = 0,94 [1, с. 162];
τV– амплитуда цикла напряжения, МПа;
τm– среднее значение цикла напряжения, МПа;
τV= τm= <img width=«32» height=«33» src=«ref-2_816282973-438.coolpic» v:shapes="_x0000_i1190"> = <img width=«27» height=«38» src=«ref-2_816283411-337.coolpic» v:shapes="_x0000_i1192"> = <img width=«51» height=«39» src=«ref-2_816283748-424.coolpic» v:shapes="_x0000_i1194">
τV= <img width=«78» height=«40» src=«ref-2_816284172-1892.coolpic» v:shapes="_x0000_i1196">7,98 МПа
ψτ – коэффициент чувствительности материала,
ψτ = 0,1 [1, с. 166];
S= Sτ= <img width=«175» height=«53» src=«ref-2_816286064-2385.coolpic» v:shapes="_x0000_i1198">9,7 > [S]=3,3
4.3.2 Тихоходный вал
Выбираем для вала сталь 45 с термообработкой улучшение.
Диаметр заготовки d5Т= 80 мм
σв = 780 МПа [1, с. 34, т. 3.3]
d4Т= 70 мм
S= <img width=«56» height=«43» src=«ref-2_816288449-1531.coolpic» v:shapes="_x0000_i1200"> , где:
Sσ– запас прочности по нормальным напряжениям;
Sτ– запас прочности по касательным напряжениям
Sσ= <img width=«136» height=«44» src=«ref-2_816289980-875.coolpic» v:shapes="_x0000_i1202">
σ-1 – предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения, МПа
σ-1 = 0,43∙σВ = 0,43∙780 = 335,4 МПа;
Kσ– коэффициент концентрации напряжения,
Kσ= 1,8 [1, с. 165, т. 8.5];
εσ – масштабный фактор,
εσ = 0,76 [1, с. 166, т. 8.8];
β – фактор поверхности,
β = 0,94 [1, с. 162];
σV– амплитуда цикла напряжения, МПа
σV= <img width=«20» height=«38» src=«ref-2_816290855-457.coolpic» v:shapes="_x0000_i1204"> = <img width=«44» height=«39» src=«ref-2_816291312-559.coolpic» v:shapes="_x0000_i1206">
σV=<img width=«77» height=«36» src=«ref-2_816291871-520.coolpic» v:shapes="_x0000_i1208">4,53МПа
ψσ – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла,
ψσ = 0,2 [1, с. 166];
σm– среднее значение цикла напряжения,
σm=<img width=«175» height=«36» src=«ref-2_816292391-2146.coolpic» v:shapes="_x0000_i1210">0,17 МПа
Sτ=<img width=«164» height=«48» src=«ref-2_816294537-2193.coolpic» v:shapes="_x0000_i1212">29,3
S = Sτ = <img width=«85» height=«44» src=«ref-2_816282286-687.coolpic» v:shapes="_x0000_i1214">
da2=dw2+2∙m=280,67+2∙3=286,67 мм
σв= 690 [1, с.34, т. 3.3]
τ-1 = 0,58∙σ-1;
σ-1 = 0,43∙σв = 0,43∙690 = 296,7 МПа;
τ-1 = 0,58∙296,7 = 172 МПа;
τV= τm= <img width=«32» height=«33» src=«ref-2_816282973-438.coolpic» v:shapes="_x0000_i1216"> = <img width=«27» height=«38» src=«ref-2_816283411-337.coolpic» v:shapes="_x0000_i1218"> = <img width=«51» height=«39» src=«ref-2_816283748-424.coolpic» v:shapes="_x0000_i1220">
τV= <img width=«74» height=«38» src=«ref-2_816298616-1698.coolpic» v:shapes="_x0000_i1222">3,7 МПа
Kτ= 1,6 [1, с. 165, т. 8.5];
ετ = 0,65 [1, с. 166, т. 8.8];
β = 0,94 [1, с. 162];
ψτ = 0,1 [1, с. 166];
Sτ=<img width=«145» height=«48» src=«ref-2_816300314-1983.coolpic» v:shapes="_x0000_i1224">17,09
S= <img width=«196» height=«37» src=«ref-2_816302297-2481.coolpic» v:shapes="_x0000_i1226">14,7 > [S]=3,3
5. Расчет шпоночных соединений
5.1 Быстроходный вал
Примем муфты МУВП [1, c. 277, т. 11.5]
d1Б=36 мм
[Т]=250 н∙м > Т1=148,9 н∙м Тип Iисполнение 2
<img width=«59» height=«25» src=«ref-2_816304778-283.coolpic» v:shapes="_x0000_i1227"> мм
Размеры шпоночного соединения [1, c.169, т. 8.9]
<img width=«344» height=«25» src=«ref-2_816305061-799.coolpic» v:shapes="_x0000_i1228">
<img width=«335» height=«28» src=«ref-2_816305860-1004.coolpic» v:shapes="_x0000_i1229"> мм
<img width=«68» height=«28» src=«ref-2_816306864-168.coolpic» v:shapes="_x0000_i1230">=45-10=35 мм
<img width=«297» height=«55» src=«ref-2_816307032-1040.coolpic» v:shapes="_x0000_i1231">
где T1 — момент сопротивления на быстроходном валу, Н×м
d1Б — диаметр
h — высота шпонки, мм
lp — рабочая длина шпонки, мм
t1 — глубина шпоночного паза на валу, мм
σсм= <img width=«103» height=«40» src=«ref-2_816308363-1839.coolpic» v:shapes="_x0000_i1234">78,8 МПа < [σсм]=100 МПа
5.2 Тихоходный вал
5.2.1 Шпоночные соединения на хвостовике
Выбираем муфту [1, c. 277, т. 11.5] Муфта МУВП
[Т]=710 н∙м, Т2=512,7 н∙м Тип Iисполнение 2
L1T=82мм
Размеры шпоночного соединения [1, c.169, т. 8.9]
<img width=«353» height=«25» src=«ref-2_816310202-803.coolpic» v:shapes="_x0000_i1235">
<img width=«335» height=«28» src=«ref-2_816311005-1040.coolpic» v:shapes="_x0000_i1236"> мм
<img width=«125» height=«28» src=«ref-2_816312045-443.coolpic» v:shapes="_x0000_i1237">мм
σсм=<img width=«113» height=«41» src=«ref-2_816312488-1854.coolpic» v:shapes="_x0000_i1239">86,3 МПа < [σсм]=100 МПа
5.2.2 Шпоночные соединения на ступице колеса
d4T=70 мм
l
4
T=bw
2=71 мм
Размеры шпоночного соединения [1, c.169, т. 8.9]
b=20 мм, h=12 мм, t1=7,5 мм, t2=4,9 мм
l=l4T-10…15=61…56=60 мм
lp=l-b=60-20=40мм
σсм=<img width=«119» height=«39» src=«ref-2_816314342-1870.coolpic» v:shapes="_x0000_i1241">81,38 МПа < [σсм]=100 МПа
6. Расчет теоретической долговечности подшипниковых опор
6.1 Быстроходный вал
Подшипник шариковый радиальный однорядный N210
c=35,1 кН c=19,8 кН
Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:
Lh=<img width=«85» height=«57» src=«ref-2_816316212-615.coolpic» v:shapes="_x0000_i1242">≥ Lhmin,
где n1 — частота вращения быстроходного вала,
n1=277,07 об/мин
c — динамичная грузоподъемность подшипника, с=35,1 кН
m– показатель степени
m=3 (подшипники шариковые)
Lhmin– минимальная теоретическая долговечность;
Lhmin=10000 часов
p — эквивалентная динамичная нагрузка, кН
P= Kб∙KТ (X∙V∙Fr+ Y∙Fa),
где X
-коэффициент радиальной нагрузки;
Y— коэффициент осевой нагрузки;
Kб– коэффициент безопасности
Kб=1,4 [1, с.214, т.9.19];
KТ— температурный коэффициент,
KТ=1 [1, с.214, т.9.20]
V– коэффициент кольца
V=1 (вращается внутреннее кольцо)
Fr– радиальнаянагрузка на наиболее нагруженный подшипник; н
Fr=RA=R1=2026,6H=2кН
Fa– осевая нагрузка на подшипник, кН
Fa= Fa1=676,18Н=0,67кН
X, Y[1, с.212, т.9.18]
<img width=«77» height=«33» src=«ref-2_816316827-1513.coolpic» v:shapes="_x0000_i1244">0,034 <img width=«78» height=«32» src=«ref-2_816318340-1405.coolpic» v:shapes="_x0000_i1246">0,335
X=0,56 Y=1,99
P= 1,4∙ 1∙(0,56∙1∙2+ 1,99×0,67)=3,43 кН
Lh= <img width=«61» height=«39» src=«ref-2_816319745-456.coolpic» v:shapes="_x0000_i1248">∙<img width=«50» height=«37» src=«ref-2_816320201-454.coolpic» v:shapes="_x0000_i1250"> = 64400 часов> Lhmin
6.2 Тихоходный вал
Подшипник шариковый радиальный однорядный N213
c=56 кН c=34 кН
Lh=<img width=«85» height=«57» src=«ref-2_816316212-615.coolpic» v:shapes="_x0000_i1251">≥ Lhmin,
n1=277,07 об/мин
m=3
P= Kб∙KТ (X∙V∙Fr+ Y∙Fa)
Fr=RD=R2=2285,6 H=2,2 кН
Fa= Fa1=676,18 Н=0,67 кН
V=1
<img width=«74» height=«32» src=«ref-2_816321270-1398.coolpic» v:shapes="_x0000_i1253">0,3 <img width=«81» height=«32» src=«ref-2_816322668-1473.coolpic» v:shapes="_x0000_i1255">0,019
X=0,56 Y=1,99
KТ=1 [1, с.214, т.9.20]
Kб=1,4 [1, с.214, т.9.19];
P= 1,4∙ 1∙(0,56∙1∙2,2+ 1,99×0,67)=3,59 кН
Lh= <img width=«61» height=«39» src=«ref-2_816319745-456.coolpic» v:shapes="_x0000_i1257">∙<img width=«49» height=«37» src=«ref-2_816324597-438.coolpic» v:shapes="_x0000_i1259"> = 228279 час > Lhmin
7. Расчет элементов корпуса редуктора
7.1. Расчет глубины подшипниковых гнезд.
[1 с 240 рис. 10.18 вид к]
l2=K2+δ+4
где d— толщина стенки основания корпуса редуктора, мм
Ci, Ki [1, с.242, т. 10.3]
В редукторе имеется 3 группы болтов:
· фундаментные болты <img width=«19» height=«25» src=«ref-2_816325035-106.coolpic» v:shapes="_x0000_i1260">;
· болты <img width=«21» height=«25» src=«ref-2_816325141-106.coolpic» v:shapes="_x0000_i1261">, установленные в подшипниковых гнездах;
· фланцевые болты <img width=«22» height=«26» src=«ref-2_816325247-106.coolpic» v:shapes="_x0000_i1262">
продолжение
--PAGE_BREAK--
еще рефераты
Еще работы по производству
Реферат по производству
Автоматизация сновальной машины
3 Сентября 2013
Реферат по производству
Кинематическое исследование кривошипно-балансирного механизма
3 Сентября 2013
Реферат по производству
Горизонтально-ковочная машина
3 Сентября 2013
Реферат по производству
Проектирование редуктора 2 Редуктор как
3 Сентября 2013