МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РФ ТОЛЬЯТТИНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту Выполнил: Ананченко К.С. Группа: М-301 Проверил: Пахоменко А.Н. ТОЛЬЯТТИ 2004г. Введение Целью курсового проекта является практическое закрепление знаний по дисциплине и приобретение навыков проектирования основных узлов и деталей машин.
Объектом курсового проектирования являются механические передачи для преобразования вращательного движения, а также вращательного в поступательное. В рассматриваемом приводе представлены основные детали, кинематические пары и соединения. Здесь есть цепные и цилиндрические передачи, валы, оси, подшипники, соединительные муфты, соединения резьбовые, сварные, штифтовые, вал-ступица, корпусные детали, уплотнительные устройства и так далее. При проектировании редуктора находят практическое приложение такие важнейшие сведения из
курса, как расчеты на контактную и объемную прочность, тепловые расчеты, выбор материалов и термообработок, масел, посадок, параметров шероховатости и так далее. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящиеся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике, трибонике и др.
Широко используются также знания из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, теории механизмов и машин, технологии машиностроения, машиностроительного черчения и др. 1. Выбор электродвигателя и энерго-кинематический расчет привода Кинематическая схема привода общего назначения. ЭД – электродвигатель 1 – цепная передача 2 – коническая передача 3 – цилиндрическая передача Мощность на выходном валу привода: Рвв=2,1кВт. Частота вращения на выходном валу привода: nвв=112об/мин. Нагрузка постоянная. Коэффициент перегрузки: Кп=1,45. Срок службы привода: t=25000сек. Энерго-кинематический расчет привода Исходные данные для расчета: Мощность на выходном валу: 2,1 КВт. Частота вращения выходного вала: 112об/мин.
Нагрузка постоянная Срок службы: 25000 часов. 1-цепная передача. 2-цилиндрическая косозубая передача. 3-цилиндрическая прямозубая передача. Передачи 2 и 3 закрытые. ЭД – электродвигатель. Выбор параметров передач и элементов привода Назначаем КПД () передач и элементов (подшипников) привода: – цепная передача — 0,96 – передача редуктора цилиндрическими зубчатыми колесами — 0,98 – передача редуктора цилиндрическими зубчатыми колесами
— 0,98 – подшипники качения (одна пара) — 0,995 Определяем ориентировочное (расчетное) значение КПД привода: , где: m – число пар подшипников качения в приводе (для данной схемы m=3) Задаемся передаточными числами (U) передач привода: – цепная передача — U1=2 – зубчатая цилиндрическая передача(косозубая) — U2=3 – зубчатая цилиндрическая передача (прямозубая)—
U3=3 Определяем передаточное число привода: ; Определяем расчетную мощность электродвигателя: Определяем потребную частоту вращения вала электродвигателя: Выбираем электродвигатель с учетом расчетной мощности и потребной частоты: марка электродвигателя —4А 90L4; ; . Определяем фактическое передаточное число привода: Разбиваем фактическое передаточное число привода на передаточные числа передач привода с учетом рекомендаций
и стандартного ряда на передаточные числа: примем передаточное число цепной передачи — Uст1=2,0; Т.к. редуктор двухступенчатый, то передаточные числа для цилиндрических передач определятся следующим образом: прямозубая цилиндрическая передача (тихоходная) — , где ; принимаю ; косозубая цилиндрическая передача (быстроходная) — ; Принемаю . Определяем фактическое передаточное число привода с учетом передаточных чисел принятых ранее: ; . Определяем фактическую частоту вращения выходного вала привода: об/мин. Определим погрешность и сравним с допускаемой в 5% : Условие выполняется, переходим к следующему этапу расчета. Определяем частоты вращения валов привода: об/мин. об/мин. об/мин. об/мин. Определяем вращающие моменты на валах привода: Н•м. Н•м. Н•м. Н•м. Сводная таблица вращающих моментов и частот вращения валов привода: вал
I II III IV n, об/мин. 1425 712,5 285 114 T, Н*м 15,494 29,6 72,157 175,901 Расчет цепной передачи Исходные данные: Частота вращения ведущей (малой) звездочки: n1 = 1425об/мин. Частота вращения ведомой звездочки: n2 =712,5 об./мин. Расчетная мощность двигателя: N = 2,312 кВт. Передаточное число цепной передачи: u = 2,0. Расчет: Определяю число зубьев ведущей (малой) звездочки: z1=29-2u=29-2·2=25.
Принимаю число зубьев ведущей (малой) звездочки: z1=25= zтабл=25…27, где: z табл=25…27. Определяю число зубьев ведомой звездочки: z2=25·2 = 50 Определяю фактическое передаточное число цепной передачи: Определяю отклонение от заданного передаточного числа: Предварительно выбираю роликовую однорядную цепь нормальной серии.
Определяю шаг цепи P по следующей формуле: , где: Кэ=Кд·Ка·Кн·К рег·Ксм·Креж Для однорядной цепи Кm= 1. По таблицам выбираю коэффициенты: КД=1– для спокойной нагрузки; Ka=1; KH=1; Kрег=1 – для передвигающихся опор; Ксм=1,5 – для периодического смазывания; Креж= 1,25 – для двухсменной работы.
Кэ = 1·1·1,25·1&am p;#903;1,5·1,25 = 2,93 При n1 = 1425 мин-1, [P] = 19,19МПа.: Рассчитанное значение шага цепи округляю до стандартного Р=12,7 мм. По табл. принимаю цепь ПР-12,7-900-1 ГОСТ 13568-75. Определяю межосевое расстояние: а=(30…50)•P=(30…50)•12,7=381…635 мм Принимаю среднее значение межосевого расстояния: а = 508 мм. Определяю число звеньев цепи: Принимаю целое число звеньев цепи: W = 118 Определяю фактическое межосевое расстояние: Определяю монтажное межосевое расстояние: ам=0,997•а=0,997•508,662=507,136 мм. Определяю скорость цепи: . По табл. определяю, что данная цепная передача работает с циркуляционной под давлением смазкой, значит Ксм=0,8 Рассчитываю геометрические параметры цепной передачи.
Рассчитываю делительный диаметр: . Рассчитываю диаметры окружности выступов: De1=P (0,5+ctg (180є/z1)=12,7(0,5 + ctg (1800/25)) = 106,881 мм. De2=P (0,5+ctg (180є/z2)=12,7(0,5 + ctg (1800/50)) = 208,211 мм. Рассчитываю диаметры окружности впадин: Di1=Dd1-2r = 101,33– 2*3,944= 93,442мм. Di2= Dd2-2r = 202,26 – 2*3,944 = 194,372 мм. Рассчитываю радиусы впадины: r=0,5025d1+0,05 = 0,5025*7,75
+ 0,05 =3,944 мм где: d1=7,75 мм по табл. 4 Радиусы закругления зуба: r1=1,7d1 = 1,7*9,75 = 13,175мм. h1=0,8d1 = 0,8*7,75= 6,2 мм. b1=0,93 Bbh-0,15 = 0,93*2,4 – 0,15 = 2,082 мм где: Рассчитываю диаметры обода: Dc1=P•ctg(180є/z1)-1,2h = 12.7*ctg(180є/25) – 1,2*10,0 = 88.531 мм. Dc2=P•ctg(180є/z2)-1,2h = 12.7*сtg(180є/50) – 1,2*10,0 = 189,861 мм где: h=10,0мм. Определяю окружную силу: . По табл. 11 [n]max=2525 мин-1 при
P=12,7мм и n1=1425мин-1 < [n]max = =2525 мин-1. Определяю число ударов: по табл.12 [н]=60 . Условие н < [н] выполняется. Определяю удельное давление в шарнирах: , где: уточненное значение Кэ=1•1•1,25•1,25•0,8•1,25 =1,563 и проекция опорной поверхности шарниров А=39,6 Условие р=12,103МПа. < [p] =19,19МПа. выполняется.
Значение [p] выбираю по таблице 8. Определяю статистическую прочность цепи: , где: Q=9000H по табл.2; q=0,3кг; Fv=q*v = 0,3•7,542 = 17,055H; F0=9,81•Kf •q • a = 9,81•6,3•0,3•508,662•10-3=9,431 H, где: Кf=6,3 для горизонтальной передачи. По табл.14 [n]=12,54 Условие n=27,017 > [n] =12,54 выполняется. Определяю силу, действующую на опоры вала; Fon=KgFt+2Fo= 1 •306,631+2•9,431=325,493 H. Определяю стрелу провисания цепи: f=0,02•a=0,02•508,662=10,1732мм. Расчет цилиндрической передачи Так как редуктор соосный, расчёт закрытых передач начинаем с тихоходной ступени, то есть с прямозубой цилиндрической передачи. Исходные данные: Выбираем материалы для изготовления зубчатых колёс и способы термообработки: Выбираем в зависимости от выходной мощности Так как
NВЫХ = кВт, тогда материалы зубчатых колес – Сталь 40Х. Термообработка: шестерни – улучшение, твердость Н1 = (269…262)=265НВ; колеса – улучшение, твердость Н2 = (235…262)=250НВ. u = 2,5 – передаточное число. n1 = 285об/мин – частота вращения шестерни, n2 = 114об/мин – частота вращения колеса, T1 = 72,157 Н∙м – вращающий момент на шестерне, T2 = 175,901 Н∙м – вращающий момент на колесе,
Коэффициент перегрузки при пуске двигателя Кпер = 1,45. 1. Выбираем коэффициент ширины зуба ba с учетом того, что имеем несимметричное расположение колес относительно опор: ba = 0,4 Тогда коэффициент ширины зуба по диаметру bd определяем по формуле: bd = 0,5ba ;(u+1) = 0,50,4(2,5+1) = 0,7. 2. Проектный расчет заключается в определении межосевого расстояния проектируемой
передачи: , где Ka = 495 – вспомогательный коэффициент, зависящий от вида передачи и материала зубчатых колёс (т.к. прямозубая передача.); T2H = 175,901– вращающий момент на валу колеса, Нм; u = 2,5– передаточное отношение; KH = 1,07–коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, зависит от параметра bd, схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев; ba = 0,4– коэффициент ширины зуба; уHP – допускаемое контактное напряжение, МПа. Допускаемые контактные уHP напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле: , где уHlimb1,2 =2НHB +70 МПа– предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, для закалённых колес. уHlimb1 = 2ННВ + 70=2265+70=600 МПа уHlimb2 = 2ННВ + 70=2200+70=570
МПа SH1,2 = 1,1– коэффициент запаса прочности (т.к улучшение); ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев; Z – коэффициент, учитывающий окружную скорость; ZL – коэффициент, учитывающий влияние вязкости масла; ZX – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.
В проектировочном расчете ZR Z ZL ZX = 0,9. Тогда: . ZN – коэффициент долговечности; Суммарное число циклов перемены напряжений NК при постоянной нагрузке определяется следующим образом: NK = 60cn t, где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом, n – частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса (шестерни), об/мин, t = 22000–
срок службы передачи, в часах. Таким образом: NK1 = 60cn1 ;t = 60∙1∙285∙2 5000 = 428∙106 циклов, NK2 = 60cn2 ;t = 60∙1∙114∙2 5000 = 171∙106 циклов. Базовые числа циклов напряжений, соответствующие пределу выносливости, определяется по формуле: NHlim1,2 = 30HHB12,4, NHlim1 = 30∙2652,4= 20∙106
NHlim2 = 30∙2502,4= 17∙106 Так как NK > NHlim определяем значение ZN по формуле: ZN1 = = 0,858, Так как NK < NHlim определяем значение ZN по формуле: ZN1 = = 0,891. Принимаем ZN1 = ZN2 = 0,9 (соответственно графику). Используя полученные данные, найдем допускаемые контактные напряжения уHP, МПа: ∙0,9∙0,9 = 442, ∙0,9∙0,9 = 420. В качестве допускаемого контактного напряжения уHP для прямозубой передачи при проектировочном расчете принимают допускаемое напряжение того зубчатого колеса (шестерни или колеса), для которого оно меньше, то есть: уHP = уHP2=420 МПа. Полученные данные подставим в формулу по определению межосевого расстояния: =130,497 мм. Полученное межосевое расстояние округляется до стандартного значения: aщ = 125 мм.
3. Рассчитываем значение модуля: m = (0,01…0,02)aщ = (0,01…0,02)125=1,25…2,5 мм. По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль: m = 2,5 мм. 4. Угол наклона зубьев  = 0° Определяем суммарное число зубьев zC шестерни z1 и колеса z2 : zC = (2aщсosɧ 38;)/m = 2∙125∙сos(0°)/2,5 = 100, Тогда: z1 = zC/(1+u) = 100/(2,5+1) = 29, z2 = zС – z1 = 100 – 29= 71. где zmin = 17 для передач без
смещения. 5. Уточняем передаточное число и его погрешность по формулам: , что меньше допустимых максимальных 3%. 6. Уточняем значение угла  по формуле: , тогда  = 0° 7. Основные размеры шестерни и колеса: 7.1 Делительные диаметры шестерни и колеса определяются по формуле, мм: 7.2 Диаметры вершин зубьев определяются по формуле с учетом того, что зубья изготовлены без смещения (х = 0), мм: da1 = d1 + 2m= 72,5 + 22,5=77,5, da2 = d2 + 2m = 177,5
+ 2,52= 182,5; 7.3 Диаметры впадин, мм: df1=d1 – 2,5m = 72,5 – 2,52,5 = 66,25, df2=d2 – 2,5m = 177,5 – 2,52,5 = 171,25; 7.4 Основные диаметры, мм: db1 = d1∙cost = 72,5cos20 = 68,128, db2 = d2∙cost = 177,5cos20 = 166,795, где делительный угол профиля в торцовом сечении: °. Проверим полученные диаметры по формуле: aщ = (d1 + d2)/2 = (72,5 + 177,5)/2 = 125, что совпадает с ранее найденным значением. 7.5 Ширина колеса определяется по формуле: b2 = baaщ = 0,4∙125 = 50мм. 7.6 Ширина шестерни определяется по формуле: b1 = b2 + (5 10) = 50 + (5 10) = 55…60 мм. Полученное значение ширины округляем до нормального линейного размера: b1 = 57 мм. 9. Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле: м/c. По окружной скорости колес назначаем 9-ю степень точности зубчатых колес.
11. Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев 11.1 Определение расчетного контактного напряжения Контактная выносливость устанавливается сопоставлением, действующим в полосе зацепления расчетного и допускаемого контактного напряжений: уH = уH0 ≤ уHP, где KH – коэффициент нагрузки; уH0 – контактное напряжение в полюсе зацепления при KH = 1. Контактное напряжение в полюсе зацепления при
KH = 1 определяют следующим образом, МПа: уH0 = ZEZHZ ; , где ZE = 190– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стальных зубчатых колес; ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления определяется по формуле: где делительный угол профиля в торцовом сечении: °; основной угол наклона: вb = arcsin(sinвcos20°) = arcsin(00,94) = 0°; угол зацепления: , так
как х1 + х2 = 0, то t = t = 20°. Коэффициент осевого перекрытия  определяется по формуле:  = b / pX, где осевой шаг:  Z – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий определяется по формуле: , так как  =0 где коэффициент торцового перекрытия:  =а1 + а2, составляющие коэффициента торцового перекрытия: , , где углы профиля зуба в точках на окружнос¬тях вершин: тогда  =а1 + а2= 0,823 + 0,905 = 1,728. FtH = 2000T1H/d1 = 200072,157/72,5 = 1990,538– окружная сила на делительном цилиндре, Н; bщ = b2 = 50– рабочая ширина венца зубчатой передачи мм; d1 = 72,5– делительный диаметр шестерни мм, Подставив полученные данные в формулу, получим: уH0 =
ZEZHZ ; 361,609. Коэффициент нагрузки KH определяют по зависимости: KH = KАKH KHвKH, где KА = 1– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; KH = 1 (так как прямозубая передача)– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между
зубьями, зависит от окружной скорости и степени точности по нормам плавности; KHв = 1,07– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба зависит от параметра bd, схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев; KH – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку определяется по формуле: KH = 1 + щHbщ /(FtHKA) = 1 + 3,34850 /(1990,538&
#61655;1) = 1,084, Где = 3,348, где H – удельная окружная динамическая сила, Н/мм;  = 1,081м/с – окружная скорость на делительном цилиндре; Н = 0,06 – коэффициент, учитывающий влияние зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев (т.к. зубья прямые); g0 = 7,3 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса . Таким образом: KH = KA∙KH∙KH ∙KH = 111,07᠕ 5;1,084 = 1,1599 Тогда: уH = уH0 = 361,609∙ = 389,448 МПа. 11.2 Допускаемые контактные напряжения в проверочном расчете Допускаемые контактные напряжения уHР определяют раздельно для шестерни и колеса, МПа: уHР = ZRZ& amp;#61655;ZLZX, где уHlimb
– предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжении; Hlimb1= 600 МПа, Hlimb2= 570 МПа – рассчитаны ранее; SH = 1,1 – минимальный коэффициент запаса прочности (для однородной структуры); ZN1,2 =0,9 – коэффициент долговечности (определены в проектировочном расчете); ZL = 1– коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала (т.к. отсутствуют экспе¬риментальные
данные); ZR = 1 – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев (т.к. отсутствуют экспериментальные данные); Z = 1– коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости (т.к. скорость < 5 м/с); ZX1,2 = 1 – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса поскольку d1 < 700 и d2 < 700 Тогда допускаемые контактные напряжения, МПа: , . В качестве допускаемого контактного напряжения передачи, которое сопоставляют с расчетным,
принимают: HP = HP2=НРmin =438,615 Сопоставим расчетное и допускаемое контактные напряжения: уH ≤ уHP, 389,448 ≤ 438,615 – условие выполнено. недогруз = , что меньше максимально допустимых 20%. 12. Проверочный расчет на контактную выносливость при действии максимальной нагрузки Действительное напряжение Hmax определяют по формуле: ≤HPmax где КAS = 3 – коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах на прочность от максимальной нагрузки; КA = 1 – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, (определен ранее); Тмах / TH = Кпер = 1,45(исходные данные). Таким образом: МПа. Допускаемое контактное напряжение при максимальной нагрузке, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя HPmax, зависит от способа химико-термической
обработки зубчатого колеса и от характера изменения твердости по глубине зуба. Для зубьев, подвергнутых улучшению, принимают: HPmax1,2= 2,8Т тогда HPmax1= 28•690 =1932 МПа, HPmax2= 28•540 =1512 МПа. Проверка условия прочности: Hmax ≤ HPmax1 → 812,258 МПа ≤ 1932 МПа – условие выполнено; Hmax ≤ HPmax2 → 812,258
МПа ≤ 1512 МПа – условие выполнено. 13. Расчет зубьев на выносливость при изгибе 13.1 Определение расчетного изгибного напряжения Расчетом определяют напряжение в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждого зубчатого колеса. Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения усталостного излома зубьев, устанавливают сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения: F  FP.
Расчетное местное напряжение при изгибе определяют по формуле, МПа: F = KFYFS ;YвYе где FtF =1990,538– окружная сила на делительном цилиндре, Н; bщ = 50– рабочая ширина венца зубчатой передачи, мм; m = 2,5– нормальный модуль, мм; YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений определяется по формуле: , где x1 = x2 = 0 – коэффициенты смещения; z1 = z1 / cos3в = 29/13 = 29 – эквивалентное число зубьев шестерни, z2 = z2 / cos3в = 71/13 = 71 – эквивалентное число зубьев колеса. Тогда: , , Yв = 1(т.к. в = 0)– коэффициент, учитывающий наклон зуба; Yе =1(т.к. передача прямозубая) – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; KF – коэффициент нагрузки принимают по формуле: KF =
KAKF KFKF , где KA = 1– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (не учтенную в циклограмме нагружения); KF = 1,225– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса определяется по таблице. KF = 1,07 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения на¬грузки по длине контактных линий (по графику);
KF = 1(т.к. прямозубая передача)– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; Таким образом: KF = KAKF KFKF = 11,2251,07&# 61655;1 = 1,311. Тогда: F1 = KFYFS1᠕ 5;YвYе = 1,3113,925&# 61655;1∙1 = 81,941 МПа, F2 = KFYFS2&
#6165 5;YвYе = 1,3113,656&# 61655;1∙1 = 76,325 МПа. 13.2 Допускаемые напряжения в проверочном расчете на изгиб Допускаемым напряжением FP определяются по формуле: FP = YNYд YRYX , где Flimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа определяется по формуле: Flimb =0FlimbYT 1655;YzYgYd& #61655;YA , где 0Flimb – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба, для колес из стали марки 40Х, подвергшейся улучшению 0Flimb = 1,75ННВ МПа. 0Flimb1 = 1,75*265 = 463,75 МПа. 0Flimb2 = 1,75*250=437,5 МПа. YT принимают YT1 = YT2 = 1, поскольку в технологии изготовления шестерни и колеса нет отступлений
от примечаний к соответствующим табл. – коэффициент, учитывающий технологию изготовления; Yz – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса для поковки Yz1 = 1 и Yz2 = 1; Yg – коэффициент, учитывающий влияние шлифования передней поверхности зуба Yg1 = Yg2 = 1, так как шлифование не используется; Yd – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной
поверхности, Yd1 = Yd2 = 1, так как отсутствует деформационное упрочнение; YA = 1– коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки так как одностороннее приложение нагрузки. Тогда: Flimb1 =0Flimb1YT&# 61655;YzYgYd& ;#61655;YA = 463,7511= 655;111 = 463,75 МПа; Flimb2 =0Flimb2YT&# 61655;YzYg&
#61655;Yd& ;#61655;YA = 437,511ɨ 55;111 = 437,5 МПа. SF = 1,7 – коэффициент запаса прочности определяется в зависимости от способа термической и химико-термической обработки; YN – коэффициент долговечности находится по формуле: но не менее 1, где qF – показатель степени; NFlim – базовое число циклов перемены напряжений, NFlim = 4106 циклов; NК – суммарное число циклов перемены напряжений, уже определены: NK1 = 427,5∙106 циклов, NK2 = 171∙106 циклов. Так как NK1 > NFlim = 4106 и NK2 > NFlim, то YN1 = YN2 =1. Yд – коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений находится в зависимости от значения модуля m по формуле: Yд = 1,082 – 0,172∙lgm = 1,082 – 0,172∙lg2,5 = 1,014
YR – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности: при улучшении YR1,2 = 1,2. YX – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса определяется по формуле: YX1 = 1,05 – 0,000125∙d1 = 1,05 – 0,00012572,5 = 1,041, YX2 = 1,05 – 0,000125∙d2 = 1,05 – 0,000125177,5 = 1,028 Таким образом: МПа, МПа. Сопоставим расчетные и допускаемые напряжения на изгиб: F1 = 80,941
< FP1 = 345,545, F2 =76,325 < FP2 = 321,915. Условие выполняется. 13.3 Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой Прочность зубьев, необходимая для предотвращения остаточных деформаций, хрупкого излома или образования первичных трещин в поверхностном слое, определяют сопоставлением расчетного (максимального местного) и допускаемого напряжений изгиба в опасном сечении при действии максимальной нагрузки: Fmax
 FPmax. Расчетное местное напряжение Fmax, определяют по формуле: , где КAS = 3– коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах на прочность от максимальной нагрузки; КA = 1 – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, (определен ранее); Тмах / TF = Кпер = 1,45(исходные данные). Таким образом: МПа, МПа. Допускаемое напряжение FPmax определяют раздельно для зубчатых колес (шестерни и колеса) по формуле: , где уFSt – предельное напряжение зубьев при изгибе максимальной нагрузкой, МПа; определяем по приближённой зависимости: уFSt ≈ уFlimbYNmaxKSt где уFlimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа; уFlimb1 = 463,75 МПа уFlimb2 = 437,5 МПа YNmax1,2 = 4 (т.к. qF = 6)– коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения. KSt1,2 = 1,3 (т.к. qF = 6)– коэффициент, учитывающий различие между
предельными напряжениями, определёнными при ударном, однократном нагружении и при числе ударных нагружений N = 103; Тогда: уFSt1 ≈ уFlim1YNmax1KSt1 = 463,75∙4∙1,3 = 2411,5 МПа, уFSt2 ≈ уFlimb2YNmax2KSt 2 = 437,541,3 = 2275 МПа. SFSt = 1,75 – коэффициент запаса прочности; YX – коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса, определяется по формуле.
YX1 = 1,041, YX2 = 1,028 (определены ранее). коэффициент YRSt= 1 и отношение YSt /YStT = 1. Получим: Проверка условия прочности: Fmax1 ≤ FPmax1 → 352,093МПа ≤ 1434,498 МПа – условие выполнено; Fmax2 ≤ FPmax2 → 332,014 МПа ≤ 1336,4 МПа – условие выполнено.
Расчет цилиндрической передачи Расчет косозубой быстроходной ступени. Исходные данные: Выбираем материалы для изготовления зубчатых колёс и способы из термообработки: Выбираем в зависимости от выходной мощности Так как NВЫХ = кВт, тогда материалы зубчатых колес – Сталь 40Х. Термообработка: шестерни – улучшение, твердость Н1 = Н2 (269…262)=265НВ; колеса – улучшение, твердость Н2 = (235…262)=250НВ. u = 2,5 – передаточное число. n1 = 712,5об/мин – частота вращения шестерни, n2 = 285об/мин – частота вращения колеса, T1 = 29,6 Н∙м – вращающий момент на шестерне, T2 = 72,157Н∙м – вращающий момент на колесе, Коэффициент перегрузки при пуске двигателя Кпер = 1,45. 1.
Выбираем коэффициент ширины зуба ba с учетом того, что имеем несимметричное расположение колес относительно опор: ba = 0,315 Тогда коэффициент ширины зуба по диаметру bd определяем по формуле: bd = 0,5ba ;(u+1) = 0,50,315(2,5+1) = 0,55. 2. Проектный расчет заключается в определении межосевого расстояния проектируемой передачи: , ак, как редуктор соосный, следовательно принимаем межосевое расстояние равное межосевому
расстоянию тихоходной ступени (прямозубой передачи), тогда = 125 мм. 3. Рассчитываем значение модуля: m = (0,01…0,02)aщ = (0,01…0,02)125 = 1,25…2,5 мм. По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль: m = 2,5 мм. 4. Задаёмся углом наклона  = 16° и определяем суммарное zC число зубьев шестерни z1 и колеса z2 : zC = (2aщсosɧ 38;)/m = 2∙125∙сos(13°)/2,5 = 97,43,
Полученное значение округляем до целого числа: zC = 97. Тогда: z1 = zC/(1+u) = 97/(2,5+1) = 27,714, z2 = zС – z1 = 97 – 28 = 69. где zmin = 17 для передач без смещения. 5. Уточняем передаточное число и его погрешность по формулам: , что меньше допустимых максимальных 3%. 6. Уточняем значение угла  по формуле: , тогда  = 14°04’12” 7. Основные размеры шестерни и колеса: 7.1 Делительные диаметры шестерни и колеса определяются по формуле, мм: 7.3 Диаметры вершин зубьев определяются по формуле с учетом того, что зубья изготовлены без смещения (х = 0), мм: da1 = d1 + 2m= 72,165 + 22,5 = 77,165, da2 = d2 + 2m = 177,835 + 22,5 = 182,835; 7.6 Диаметры впадин, мм: df1=d1 – 2,5m = 72,165 – 2,52,5 = 66,915, df2=d2 – 2,5m = 177,835– 2,52,5 = 171,585; 7.7 Основные диаметры, мм: db1 = d1∙cost = 72,1650,936 = 67,564, db2 =
d2∙cost = 177,8350,936 = 166,497, где делительный угол профиля в торцовом сечении: °. Проверим полученные диаметры по формуле: aщ = (d1 + d2)/2 = (72,165 + 177,835)/2 = 125 мм, что совпадает с ранее найденным значением. 7.8 Ширина колеса определяется по формуле: b2 = baaщ = 0,315∙125 = 39,375 мм. Полученное значение ширины колеса округляем до нормального линейного размера: b2 = 39 мм. 7.6 Ширина шестерни определяется по формуле, мм: b1 = b2 + (5 10) = 39
+ (5 10) = 44…49. Полученное значение ширины округляем до нормального линейного размера: b1 = 46 мм. 10. Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле: м/c. По окружной скорости колес назначаем 9-ю степень точности зубчатых колес. 11. Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев 11.1. Определение расчетного контактного напряжения. Контактная выносливость устанавливается сопоставлением,
действующим в полосе зацепления расчетного и допускаемого контактного напряжений: уH = уH0 ≤ уHP, где KH – коэффициент нагрузки; уH0 – контактное напряжение в полюсе зацепления при KH = 1. Контактное напряжение в полюсе зацепления при KH = 1 определяют следующим образом, МПа: уH0 = ZEZHZ ; , где ZE = 190– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стальных зубчатых колес; ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления определяется по формуле: где делительный угол профиля в торцовом сечении: °; основной угол наклона: вb = arcsin(sinвcos20°) = arcsin(0,2430,94) = 13,2°; угол зацепления: , так как х1 + х2 = 0, то t = t = 20,57°. Коэффициент осевого перекрытия  определяется по формуле: 
= b / pX = 39/32,305= 1,207, где осевой шаг: . Z – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий определяется по формуле: , где коэффициент торцового перекрытия:  =а1 + а2, составляющие коэффициента торцового перекрытия: , , где углы профиля зуба в точках на окружнос¬тях вершин: тогда  =а1 + а2= 0,787 + 0,863 = 1,65.
FtH = 2000T1H/d1 = 200029,6/72,165 = 820,342– окружная сила на делительном цилиндре, Н; bщ = b2 = 39– рабочая ширина венца зубчатой передачи, мм; d1 = 72,165– делительный диаметр шестерни, мм. Подставив полученные данные в формулу, получим: уH0 = ZEZHZ ; 230,038 МПа. Коэффициент нагрузки KH определяют по зависимости:
KH = KАKH KHвKH, где KА = 1– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; KH = 1,13– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от окружной скорости и степени точности по нормам плавности (по графику); KHв = 1,04– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба зависит от параметра bd, схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев; KH – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку определяется по формуле: KH = 1 + щHbщ /(FtHKA) = 1 + 2,77839 /(820,3421) = 1,132, где = 2,778, где H – удельная окружная динамическая сила, Н/мм;  = 2,691м/с – окружная скорость на делительном цилиндре; Н = 0,02 – коэффициент,
учитывающий влияние зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев (т.к. зубья косые); g0 = 7,3 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса . Таким образом: KH = KA∙ KH KH∙ KH∙ = 11,131,04 1655;1,132 = 1,33 Тогда: уH = уH0 = 230,038∙ = 265,293
МПа. 11.2 Допускаемые контактные напряжения в проверочном расчете Допускаемые контактные напряжения уHР определяют раздельно для шестерни и колеса, МПа: уHР = ZRZ& amp;#61655;ZLZX, где уHlimb – предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжении; Hlimb1,2=2НHB +70 МПа: Hlimb1=2265+70 = 600
МПа, Hlimb2=2250+70 = 570 МПа. SH = 1,1 – минимальный коэффициент запаса прочности (для однородной структуры); ZN – коэффициент долговечности; Суммарное число циклов перемены напряжений NК при постоянной нагрузке определяется следующим образом: NK = 60cn t, где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом, n – частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса (шестерни), об/мин, t = 25000– срок службы передачи, в часах. Таким образом: NK1 = 60cn1 ;t = 60∙1∙712,5∙ ;25000 = 1069∙106 циклов, NK2 = 60cn2 ;t = 60∙1∙285∙2 5000 = 428∙106 циклов. Базовые числа циклов напряжений, со¬ответствующие пределу вынос¬ливости, определяется
по формуле: NHlim1,2 = 30HHB1,22,4, NHlim1 = 30HHB12,4=30•2652,4=20•106 NHlim2 = 30HHB12,4 = 30•2502,4 = 17•106 Так как NK1 > NHlim1 и NK2 < NHlim2 определяем значение ZN1,2 по формуле: ZN1 = = 0,82 принимаем 0,9, ZN2 = = 0,85 принимаем 0,9, ZL = 1– коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала (т.к. отсутствуют экспе¬риментальные
данные); ZR = 1 – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопря¬жен¬ных поверхностей зубьев (т.к. отсутствуют экспериментальные данные); Z = 1– коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости (т.к. скорость < 5 м/с); ZX1,2 = 1 – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса поскольку d1 < 700 и d2 < 700 Тогда допускаемые контактные напряжения,
МПа: , . В качестве допускаемого контактного напряжения передачи, которое сопоставляют с расчетным, принимают: HP = 0,45( HP1 + HP2)  НРmin HP = 0,45( 466,39 + 443,045)  443,045 HP = 409,246  443,045 Сопоставим расчетное и допускаемое контактное напряжение: уH ≤ уHP, 265,293 ≤ 409,246 – условие выполнено. Так как ведётся расчёт быстроходной ступени двухступенчатого соосного редуктора, то процент недогруза значения не имеет. 12. Проверочный расчет на контактную выносливость при действии максимальной нагрузки Действительное напряжение Hmax определяют по формуле: где КAS = 3 – коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах на прочность от максимальной нагрузки; КA = 1 – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, (определен ранее);
Тмах / TH = Кпер = 1,45(исходные данные). Таким образом: МПа. Допускаемое контактное напряжение при максимальной нагрузке, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя HPmax, зависит от способа химико-термической обработки зубчатого колеса и от характера изменения твердости по глубине зуба. Для зубьев, подвергнутых улучшению, принимают: HPmax1,2= 2,8Т тогда HPmax1= 2,8•690
=1932 МПа, HPmax2= 2,8•540 =1512 МПа. Проверка условия прочности: Hmax ≤ HPmax1 → 553,312 МПа ≤ 1932 МПа – условие выполнено; Hmax ≤ HPmax2 → 553,312 МПа ≤ 1512 МПа – условие выполнено. 13. Расчет зубьев на выносливость при изгибе 13.1. Определение расчетного изгибного напряжения Расчетом определяют напряжение в опасном сечении на переходной
поверхности зуба для каждого зубчатого колеса. Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения усталостного излома зубьев, устанавливают сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения: F  FP. Расчетное местное напряжение при изгибе определяют по формуле, МПа: F = KFYFS ;YвYе где FtF = 820,342– окружная сила на делительном цилиндре, Н; bщ = 39– рабочая ширина венца зубчатой передачи, мм; m = 2,5– нормальный модуль, мм; YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений определяется по формуле: , где x1 = x2 = 0 – коэффициенты смещения; z1 = z1 / cos3в = 28/0,973 = 30,679 – эквивалентное число зубьев шестерни, z2 = z2 / cos3в = 69/0,973 = 75,602 – эквивалентное число зубьев
колеса. Тогда: , , Yв – коэффициент, учитывающий наклон зуба определяется по формуле: , Yе – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; где ев – коэффициент осевого перекрытия (определен при расчете расчетного контактного напряжения), т.к.  = 1,207  1,то KF – коэффициент нагрузки принимают по формуле: KF = KAKF KFKF , где
KA = 1– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (не учтенную в циклограмме нагружения); KF = 1,4– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возни¬кающую в зацеплении до зоны резонанса определяется по таблице. KF = 1,07 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения на¬грузки по длине контактных линий (по графику); KF – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями определяется в зависимости
от значения ев. так как ев =1,245> 1, то KF определяется по следующей формуле: , где n – степень точности по нормам контакта (уже определена);  – коэффициент торцового перекрытия. Таким образом: KF = KAKF KFKF = 11,41,07= 655;1 = 1,494. Тогда: F1 = KFYFS1᠕ 5;YвYе = 1,4943,9= 655;0,858∙0,606 = 25,49 МПа, F2 = KFYFS2᠕ 5;YвYе = 1,4943,645&# 61655;0,0,858∙0,606 = 23,823 МПа. 13.2 Допускаемые напряжения в проверочном расчете на изгиб. Допускаемым напряжением FP определяются по формуле: FP = YN&
#61655;Yд YRYX , где Flimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа определяется по формуле: Flimb =0FlimbYT 1655;YzYgYd& #61655;YA , где 0Flimb – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба, для колес из стали марки 40Х, подверженных улучшению 0Flimb = 1,75ННВ
МПа. 0Flimb1 = 1,75*265 = 463,75МПа. 0Flimb2 = 1,75*250=437,5 МПа. YT принимают YT1 = YT2 = 1, поскольку в технологии изготовления шестерни и колеса нет отступлений от примечаний к соответствующим табл. – коэффициент, учитывающий технологию изготовления; Yz – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса для поковки Yz1 = 1 и Yz2 = 1; Yg – коэффициент, учитывающий влияние шлифования передней поверхности зуба
Yg1 = Yg2 = 1, так как шлифование не используется; Yd – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности, Yd1 = Yd2 = 1, так как отсутствует деформационное упрочнение; YA = 1– коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки так как одностороннее приложение нагрузки. Тогда: Flimb1 =0Flimb1YT&# 61655;YzYgYd& ;#61655;YA = 463,7511= 655;111 = 463,75 МПа; Flimb2 =0Flimb2YT&# 61655;YzYgYd& ;#61655;YA = 437,511ɨ 55;111 = 437,5 МПа. SF = 1,7 – коэффициент запаса прочности определяется в зависимости от способа термической и химико-термической обработки; YN – коэффициент долговечности находится по формуле: но не менее 1, где qF –
показатель степени; NFlim – базовое число циклов перемены напряжений, NFlim = 4106 циклов; NК – суммарное число циклов перемены напряжений, уже определены: NK1 = 1069∙106 циклов, NK2 = 428∙106 циклов. Так как NK1 > NFlim = 4106 и NK2 > NFlim, то YN1 = YN2 =1. Yд – коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала
к концентрации напряжений находится в зависимости от значения модуля m по формуле: Yд = 1,082 – 0,172∙lgm = 1,082 – 0,172∙lg2,5= 1,014. YR – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности: при улучшенииYR1,2 = 1,2. YX – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса определяется по формуле: YX1 = 1,05 – 0,000125∙d1 = 1,05 – 0,00012572,165 = 1,041,
YX2 = 1,05 – 0,000125∙d2 = 1,05 – 0,000125177,835 = 1,028. Таким образом: МПа, МПа. Сопоставим расчетные и допускаемые напряжения на изгиб: F1 = 25,49 < FP1 = 345,545, F2 =23,823 < FP2 = 321,915. Условие выполняется. 13.3 Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой Прочность зубьев, необходимая для предотвращения остаточных де¬формаций, хрупкого излома или образования первичных трещин в поверхностном слое, определяют сопоставлением расчетного (максимального местного) и допускаемого напряжений изгиба в опасном сечении при действии максималь¬ной нагрузки: Fmax  FPmax. Расчетное местное напряжение Fmax, определяют по формуле: , где КAS = 3 – коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах на прочность от максимальной нагрузки; КA = 1 – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, (определен ранее);
Тмах / TF = Кпер = 1,45(исходные данные). Таким образом: МПа, МПа. Допускаемое напряжение FPmax определяют раздельно для зубчатых колес (шестерни и колеса) по формуле: , где уFSt – предельное напряжение зубьев при изгибе максимальной нагрузкой, МПа; определяем по приближённой зависимости: уFSt ≈ уFlimbYNmaxKSt где уFlimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений,
МПа; уFlimb1 = 463,75 МПа уFlimb2 = 437,5 МПа YNmax1,2 = 4 (т.к. qF = 6)– коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения. KSt1,2 = 1.3 (т.к. qF = 6)– коэффициент, учитывающий различие между предельными напряжениями, определёнными при ударном, однократном нагружении и при числе ударных нагружений N = 103; Тогда: уFSt1 ≈ уFlim1YNmax1KSt1 = 463,75∙4∙1,3 = 2411,5МПа, уFSt2 ≈ уFlimb2YNmax2KSt 2 = 437,54&
#61655;1,3 = 2275 МПа. SFSt = 1,75 – коэффициент запаса прочности; YX – коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса, определяется по формуле. YX1 = 1,041, YX2 = 1,028 (определены ранее). коэффициент YRSt= 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 Тк1=29,6.103 Н.мм; промежуточного Тк2=72,157.103Н.мм; выходного
Тк3=175,901.103Н.мм; Ведущий вал. Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [фк] = 25МПа Принимаем dв1=18мм. Диаметр под подшипниками примем dп1=25мм; диаметр шейки для упора подшипника dn1=25мм. Промежуточный вал. Определяем диаметр под колесо dк2 при допускаемом напряжении [фк] = 25МПа Принимаем dк2=235мм; диаметр под подшипники dп2=30мм. Выходной вал. Определяем диаметр выходного конца вала dв3 при допускаемом напряжении [фк] = 15МПа
Примем dв3=40мм; диаметр под подшипники dп3=45мм; диаметр под цилиндрическое зубчатое колесо dк3=48мм; диаметр шейки для упора подшипника dдn3=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 Мк – крутящий момент на валу; Wкнетто – 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 Ми – изгибающий момент на валу; Wкнетто – 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; &
#61555; 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 Fa, Fr – радиальная нагрузка, действующая на подшипник, Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х=1, V – коэффициент вращения.
Так как вращается внутреннее кольцо, то V=1, Ку – коэффициент безопасности, Ку=1, Кт – температурный коэффициент, Кт=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 . aw +3 = 0,025.125+3 = 6.125мм. Принимаем д = 8мм. д1 = 0,02 . aw +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:  фундаментных: d1 = 0,033.aw+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. 
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+1,58= 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 Нм для тихоходного вала. По диаметру конца быстроходного вала d = 40 мм и расчетному моменту Тр = 255 Нм выбираем муфту с номинальным вращающим моментом Т = 500 Нм [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 1-3252-3, манжета 1-4060-3. 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 1. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя. Куйбышев. М.: Машиностроение 1978. 2. 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. 3. Основы проектирования деталей машин. В.Л. Устиненко, Н.Ф. Киркач, Р.А. Баласанян Харьков: Вища школа. 1983 184 с. 4. 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.