Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Двухступенчатый редуктор - файл Рассчет.docx


Двухступенчатый редуктор
скачать (354.9 kb.)

Доступные файлы (1):

Рассчет.docx103kb.12.01.2010 11:59скачать

Рассчет.docx

1   2

^ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЕ КОЛЕСО 2-Й ПЕРЕДАЧИ.
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 55,0 = 82,5 мм. = 82,0 мм.

Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 55,0 = 44,0 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b2 = 48,0 мм.

Толщина обода: о = 2,2 x mn + 0,05 x b2 = 2,2 x 2,0 + 0,05 x 2,0 = 6,8 мм = 7,0 мм.

где b2 = 48,0 мм - ширина зубчатого венца.

Толщина диска: С = 0,5 x (о + 0,5 x (Dступ. - Dвала)) = 0,5 x (7,0 + 0,5 x (82,0 - 55,0)) = 10,25 мм = 12,0 мм.

Внутренний диаметр обода:

Dобода = Df2 - 2 x o = 0,0 - 2 x 7,0 = -14,0 мм = 203,0 мм.

Диаметр центровой окружности:

DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (203,0 + 82,0) = 142,5 мм = 143,0 мм

где Doбода = 203,0 мм - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий: Dотв. = (Doбода + dступ.) / 4 = (203,0 + 82,0) / 4 = 30,25 мм = 30,0 мм.

Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 2,0 = 1,0 мм

^ ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ШЕСТЕРНЯ 1-Й ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 10x8. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
см = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =

2 x 21352,588 / (36,0 x (32,0 - 10,0) x (8,0 - 5,0)) = 17,974 МПа <= [см]
где Т = 21352,588 Нxмм - момент на валу; dвала = 36,0 мм - диаметр вала; h = 8,0 мм - высота шпонки; b = 10,0 мм - ширина шпонки; l = 32,0 мм - длина шпонки; t1 = 5,0 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75,0 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
ср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =

2 x 21352,588 / (36,0 x (32,0 - 10,0) x 10,0) = 5,392 МПа <= [ср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 0,6 x [см] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.

Все условия прочности выполнены.
^ 2-Я ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ШЕСТЕРНЯ 1-Й ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЕ КОЛЕСО 1-Й ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 12x8. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
см = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =

2 x 57709,64 / (40,0 x (25,0 - 12,0) x (8,0 - 5,0)) = 73,987 МПа <= [см]
где Т = 57709,64 Нxмм - момент на валу; dвала = 40,0 мм - диаметр вала; h = 8,0 мм - высота шпонки; b = 12,0 мм - ширина шпонки; l = 25,0 мм - длина шпонки; t1 = 5,0 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75,0 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
ср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =

2 x 57709,64 / (40,0 x (25,0 - 12,0) x 12,0) = 18,497 МПа <= [ср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 0,6 x [см] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.

Все условия прочности выполнены.

^ 2-Е ЦИЛИНДРИЧЕСКОЕ КОЛЕСО 1-Й ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.
ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ШЕСТЕРНЯ 2-Й ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
см = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =

2 x 115419,28 / (45,0 x (45,0 - 14,0) x (9,0 - 5,5)) = 47,279 МПа <= [см]
где Т = 115419,28 Нxмм - момент на валу; dвала = 45,0 мм - диаметр вала; h = 9,0 мм - высота шпонки; b = 14,0 мм - ширина шпонки; l = 45,0 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75,0 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
ср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =

2 x 115419,28 / (45,0 x (45,0 - 14,0) x 14,0) = 11,82 МПа <= [ср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 0,6 x [см] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.

Все условия прочности выполнены.
^ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЕ КОЛЕСО 2-Й ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 16x10. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.



Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
см = Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =

249554,951 / (55,0 x (40,0 - 16,0) x (10,0 - 6,0)) = 47,264 МПа <= [см]
где Т = 249554,951 Нxмм - момент на валу; dвала = 55,0 мм - диаметр вала; h = 10,0 мм - высота шпонки; b = 16,0 мм - ширина шпонки; l = 40,0 мм - длина шпонки; t1 = 6,0 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75,0 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
ср = Т / (dвала x (l - b) x b) =

249554,951 / (55,0 x (40,0 - 16,0) x 16,0) = 11,816 МПа <= [ср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 0,6 x [см] = 0,6 x 75,0 = 45,0 МПа.

Все условия прочности выполнены.



^ КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Для редукторов толщину стенки корпуса, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жёсткости корпуса, вычисляют по формуле:
 = 1.3 x (T(тихоходная ступень))1/4 = 1.3 x 249,5551/4 = 5,167 мм

Так как должно быть  >= 8.0 мм, принимаем  = 8.0 мм.
В местах расположения обработанных платиков, приливов, бобышек, во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:
1 = 1.5 x  = 1.5 x 8,0 = 12,0 мм
Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягают радиусом
r = 0.5 x  = 0.5 x 8,0 = 4,0 мм. Плоскости стенок, встречающиеся под тупым углом, сопрягают радиусом R = 1.5 x  = 1.5 x 8,0 = 12,0 мм.

Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна 0,8 x  = 0,8 x 8,0 = 6,4 мм.

Учитывая неточности литья, размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2...4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.

Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков, высота h которых принимается h = (0,4...0,5) x . Принимаем h = 0,5 x 8,0 = 4,0 мм.

Толщина стенки крышки корпуса 3 = 0,9 x  = 0,9 x 5,167 = 4,65 мм.Так как должно быть 3 >= 6.0 мм, принимаем
3 = 6.0 мм.

Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:
d = 1,25 x (T(тихоходная ступень))1/3 = 1,25 x 249,5551/3 = 7,87 мм

Так как должно быть d >= 10.0 мм, принимаем d = 10.0 мм.
Диаметр штифтов dшт = (0,7...0,8) x d = 0,7 x 10,0 = 7,0 мм. Принимаем dшт = 8,0 мм.
Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):
dф = 1.25 x d = 1.25 x 10,0 = 12,5 мм. Принимаем dф = 16,0 мм.
Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:
h0 = 2,5 x d = 2,5 x 16,0 = 40,0 мм.


^ РАСЧЕТ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ

1-Й ВАЛ.
Силы, действующие на вал, плечи сил Fa и углы контактов элементов передач:

Fx3 = -289,18 H

Fy3 = 794,515 H

Fx4 = -289,18 H

Fy4 = 794,515 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

Rx2 = ( - Fx3 x ( L3 + L4 ) - Fx4 x L4 ) / ( L2 + L3 + L4 )

= ( - (-289,18) x (90,0 + 50,0) - (-289,18) x 50,0) / (50,0 + 90,0 + 50,0)

= 289,18 H

Ry2 = ( - Fy3 x ( L3 + L4 ) - Fy4 x L4 ) / ( L2 + L3 + L4 )

= ( - 794,515 x (90,0 + 50,0) - 794,515 x 50,0) / (50,0 + 90,0 + 50,0)

= -794,515 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:

Rx5 = - Rx2 - Fx3 - Fx4

= - 289,18 - (-289,18) - (-289,18)

= 289,18 H

Ry5 = - Ry2 - Fy3 - Fy4

= - (-794,515) - 794,515 - 794,515

= -794,515 H

Суммарные реакции опор:

R2 = (Rx22 + Ry22)1/2 = (289,182 + (-794,515)2)1/2 = 845,505 H;

R5 = (Rx52 + Ry52)1/2 = (289,182 + (-794,515)2)1/2 = 845,505 H;
2-Й ВАЛ.
Силы, действующие на вал, плечи сил Fa и углы контактов элементов передач:

Fx2 = 289,18 H

Fy2 = 794,515 H

Fx3 = -857,33 H

Fy3 = 2340,774 H

Fz3 = 262,941 H

H3 = 49,308 мм

Fx4 = 289,18 H

Fy4 = 794,515 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

Rx1 = ( - F3 x Hx3 x - Fx2 x ( L2 + L3 + L4 ) - Fx3 x ( L3 + L4 ) - Fx4 x L4 ) / ( L1 + L2 + L3 + L4 )

= ( - 0,0 x 49,308 x - 289,18 x (45,0 + 45,0 + 50,0) - (-857,33) x (45,0 + 50,0) - 289,18 x 50,0) / (50,0 + 45,0 + 45,0 + 50,0)

= 71,248 H

Ry1 = ( - Fy2 x ( L2 + L3 + L4 ) - Fy3 x ( L3 + L4 ) - Fy4 x L4 ) / ( L1 + L2 + L3 + L4 )

= ( - 794,515 x (45,0 + 45,0 + 50,0) - 2340,774 x (45,0 + 50,0) - 794,515 x 50,0) / (50,0 + 45,0 + 45,0 + 50,0)

= -1964,902 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:

Rx5 = - Rx1 - Fx2 - Fx3 - Fx4

= - 71,248 - 289,18 - (-857,33) - 289,18

= 207,723 H

Ry5 = - Ry1 - Fy2 - Fy3 - Fy4



= - (-1964,902) - 794,515 - 2340,774 - 794,515

= -1964,902 H

Суммарные реакции опор:

R1 = (Rx12 + Ry12)1/2 = (71,2482 + (-1964,902)2)1/2 = 1966,193 H;

R5 = (Rx52 + Ry52)1/2 = (207,7232 + (-1964,902)2)1/2 = 1975,851 H;
3-Й ВАЛ.
Силы, действующие на вал, плечи сил Fa и углы контактов элементов передач:

Fx2 = 857,33 H

Fy2 = 2340,774 H

Fz2 = -262,941 H

H2 = 110,692 мм

2 = 180,0o
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

Rx1 = ( - F2 x Hx2 x - Fx2 x L2 ) / ( L1 + L2 )

= ( - 0,0 x (-110,692) x - 857,33 x 95,0) / (95,0 + 95,0)

= -581,851 H

Ry1 = ( - F2 x Hy2 x - Fy2 x L2 ) / ( L1 + L2 )

= ( - 0,0 x 0,0 x - 2340,774 x 95,0) / (95,0 + 95,0)

= -1170,387 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:

Rx3 = - Rx1 - Fx2

= - (-581,851) - 857,33

= -275,479 H

Ry3 = - Ry1 - Fy2

= - (-1170,387) - 2340,774

= -1170,387 H

Суммарные реакции опор:

R1 = (Rx12 + Ry12)1/2 = ((-581,851)2 + (-1170,387)2)1/2 = 1307,041 H;

R3 = (Rx32 + Ry32)1/2 = ((-275,479)2 + (-1170,387)2)1/2 = 1202,37 H;



1-Й ВАЛ.


2-Й ВАЛ.


3-Й ВАЛ.


^ ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

1-Й ВАЛ.
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 306 средней серии со следующими параметрами:
d = 30,0 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 72,0 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 28,1 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 14,6 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 845,5051 H;

Pr2 = 845,5051 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х x V x Pr1 + Y x Pa) x Кб x Кт,
где - Pr1 = 845,5051 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0,0 H - осевая нагрузка; V = 1,0 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1,0 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение Fa / Co = 0,0 / 14600,0 = 0,0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,0.

Отношение Fa / (Pr1 x V) = 0,0 / (845,5051 x 1,0) = 0,0 <= e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1,0; Y = 0,0.

Тогда: Pэ = (1,0 x 1,0 x 845,5051 + 0,0 x 0,0) x 1,1 x 1,0 = 930,0556 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = (C / Рэ)3 = (28100,0 / 930,0556)3 = 27579,8691 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = L x 106 / (60 x n1) = 27579,8691 x 106 / (60 x 1440,0) = 319211,4476 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n1 = 1440,0 об/мин - частота вращения вала.

2-Й ВАЛ.
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 307 средней серии со следующими параметрами:
d = 35,0 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 80,0 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 33,2 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 18,0 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 1966,1931 H;

Pr2 = 1975,8511 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х x V x Pr2 + Y x Pa) x Кб x Кт,


где - Pr2 = 1975,8511 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 262,9406 H - осевая нагрузка; V = 1,0 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1,0 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение Fa / Co = 262,9406 / 18000,0 = 0,0146; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,1913.

Отношение Fa / (Pr2 x V) = 262,9406 / (1975,8511 x 1,0) = 0,1331 <= e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1,0; Y = 0,0.

Тогда: Pэ = (1,0 x 1,0 x 1975,8511 + 0,0 x 262,9406) x 1,1 x 1,0 = 2173,4362 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = (C / Рэ)3 = (33200,0 / 2173,4362)3 = 3564,2942 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = L x 106 / (60 x n2) = 3564,2942 x 106 / (60 x 514,2857) = 115509,5349 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n2 = 514,2857 об/мин - частота вращения вала.

3-Й ВАЛ.
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 310 средней серии со следующими параметрами:
d = 50,0 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 110,0 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 65,8 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 36,0 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 1307,041 H;

Pr2 = 1202,3702 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х x V x Pr1 + Y x Pa) x Кб x Кт,
где - Pr1 = 1307,041 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 262,9406 H - осевая нагрузка; V = 1,0 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,1 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1,0 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение Fa / Co = 262,9406 / 36000,0 = 0,0073; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,0991.

Отношение Fa / (Pr1 x V) = 262,9406 / (1307,041 x 1,0) = 0,2012 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,56; Y = 2,3957.

Тогда: Pэ = (0,56 x 1,0 x 1307,041 + 2,3957 x 262,9406) x 1,1 x 1,0 = 1498,0447 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = (C / Рэ)3 = (65800,0 / 1498,0447)3 = 84742,902 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = L x 106 / (60 x n3) = 84742,902 x 106 / (60 x 229,5918) = 6151706,9615 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n3 = 229,5918 об/мин - частота вращения вала.


^ УТОЧНЁННЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

РАСЧЁТ 1-ГО ВАЛА.
Крутящий момент на валу Tкр. = 42705,176 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности b = 780,0 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

-1 = 0,43 xb = 0,43 x 780,0 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

-1 = 0,58 x-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
^ 1-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 25,0 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S = -1 / ((k / (t x )) xv + t xm), где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

v = m = max / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 42705,176 / 2785,722 = 7,665 МПа,

здесь

Wк нетто =  x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =

3,142 x 25,03 / 16 - 8,0 x 4,0 x (25,0 - 4,0)2/ (2 x 25,0) = 2785,722 мм3

где b=8,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=4,0 мм - глубина шпоночного паза;

- t = 0.1 - см. стр. 166[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- k = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

-  = 0,77 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S = 194,532 / ((1,7 / (0,77 x 0,97)) x 7,665 + 0,1 x 7,665) = 10,681.

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для редукторов должна быть 2,5 x Т1/2.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим Мизг. = 2,5 x Tкр1/2 x l / 2 = 2,5 x 42705,1761/2 x 80 / 2 = 20665,231 Н*мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S = -1 / ((k / ( x )) xv +  xm) , где:

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

v = Mизг. / Wнетто = 20665,231 / 1251,741 = 16,509 МПа,

здесь

Wнетто =  x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =

3,142 x 25,03 / 32 - 8,0 x 4,0 x (25,0 - 4,0)2/ (2 x 25,0) = 1251,741 мм3,

где b=8,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=4,0 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

m = Fa / ( x D2 / 4) = 0 / (3,142 x 25,02 / 4) = 0,0 МПа, Fa = 0 МПа - продольная сила,

-  = 0,2 - см. стр. 164[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- k = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

-  = 0,88 - находим по таблице 8.8[1];



Тогда:

S = 335,4 / ((1,8 / (0,88 x 0,97)) x 16,509 + 0,2 x 0,0) = 9,634.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = S x S / (S2 + S2)1/2 = 9,634 x 10,681 / (9,6342 + 10,6812)1/2 = 7,154

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
^ 3-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 36,0 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 10,0 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 5,0 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S = -1 / ((k / ( x )) xv +  xm) , где:

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

v = Mизг. / Wнетто = 42275,255 / 3913,081 = 10,804 МПа,
здесь

Wнетто =  x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =

3,142 x 36,03 / 32 - 10,0 x 5,0 x (36,0 - 5,0)2/ (2 x 36,0) = 3913,081 мм3,

где b=10,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,0 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

m = Fa / ( x D2 / 4) = 0,0 / (3,142 x 36,02 / 4) = 0,0 МПа, Fa = 0,0 МПа - продольная сила,

-  = 0,2 - см. стр. 164[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- k = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

-  = 0,85 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S = 335,4 / ((1,8 / (0,85 x 0,97)) x 10,804 + 0,2 x 0,0) = 14,22.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S = -1 / ((k / (t x )) xv + t xm), где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

v = m = max / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 42705,176 / 8493,523 = 2,514 МПа,

здесь

Wк нетто =  x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =

3,142 x 36,03 / 16 - 10,0 x 5,0 x (36,0 - 5,0)2/ (2 x 36,0) = 8493,523 мм3,

где b=10,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,0 мм - глубина шпоночного паза;

- t = 0.1 - см. стр. 166[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- k = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

-  = 0,73 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S = 194,532 / ((1,7 / (0,73 x 0,97)) x 2,514 + 0,1 x 2,514) = 30,942.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = S x S / (S2 + S2)1/2 = 14,22 x 30,942 / (14,222 + 30,9422)1/2 = 12,921

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.


^ РАСЧЁТ 2-ГО ВАЛА.
Крутящий момент на валу Tкр. = 115419,28 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности b = 780,0 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

-1 = 0,43 xb = 0,43 x 780,0 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

-1 = 0,58 x-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
^ 2-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 40,0 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 12,0 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 5,0 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S = -1 / ((k / ( x )) xv +  xm) , где:

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

v = Mизг. / Wнетто = 98309,653 / 5364,435 = 18,326 МПа,
здесь

Wнетто =  x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ D =

3,142 x 40,03 / 32 - 12,0 x 5,0 x (40,0 - 5,0)2/ 40,0 = 5364,435 мм3,

где b=12,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,0 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

m = Fa / ( x D2 / 4) = 262,941 / (3,142 x 40,02 / 4) = 0,209 МПа, Fa = 262,941 МПа - продольная сила,

-  = 0,2 - см. стр. 164[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- k = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

-  = 0,85 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S = 335,4 / ((1,8 / (0,85 x 0,97)) x 18,326 + 0,2 x 0,209) = 8,374.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S = -1 / ((k / (t x )) xv + t xm), где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

v = m = max / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 115419,28 / 11647,621 = 4,955 МПа,

здесь

Wк нетто =  x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ D =

3,142 x 40,03 / 16 - 12,0 x 5,0 x (40,0 - 5,0)2/ 40,0 = 11647,621 мм3,

где b=12,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,0 мм - глубина шпоночного паза;

- t = 0.1 - см. стр. 166[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- k = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

-  = 0,73 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S = 194,532 / ((1,7 / (0,73 x 0,97)) x 4,955 + 0,1 x 4,955) = 15,7.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = S x S / (S2 + S2)1/2 = 8,374 x 15,7 / (8,3742 + 15,72)1/2 = 7,389

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
^ 3-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 45,0 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 14,0 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 5,5 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S = -1 / ((k / ( x )) xv +  xm) , где:

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

v = Mизг. / Wнетто = 154424,516 / 7611,295 = 20,289 МПа,
здесь

Wнетто =  x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ D =

3,142 x 45,03 / 32 - 14,0 x 5,5 x (45,0 - 5,5)2/ 45,0 = 7611,295 мм3,

где b=14,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

m = Fa / ( x D2 / 4) = 262,941 / (3,142 x 45,02 / 4) = 0,165 МПа, Fa = 262,941 МПа - продольная сила,

-  = 0,2 - см. стр. 164[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- k = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

-  = 0,82 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S = 335,4 / ((1,8 / (0,82 x 0,97)) x 20,289 + 0,2 x 0,165) = 7,3.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S = -1 / ((k / (t x )) xv + t xm), где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

v = m = max / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 115419,28 / 16557,471 = 3,485 МПа,

здесь

Wк нетто =  x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ D =

3,142 x 45,03 / 16 - 14,0 x 5,5 x (45,0 - 5,5)2/ 45,0 = 16557,471 мм3,

где b=14,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;

- t = 0.1 - см. стр. 166[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- k = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

-  = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S = 194,532 / ((1,7 / (0,7 x 0,97)) x 3,485 + 0,1 x 3,485) = 21,436.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = S x S / (S2 + S2)1/2 = 7,3 x 21,436 / (7,32 + 21,4362)1/2 = 6,91

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
^ 4-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 40,0 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 12,0 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 5,0 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S = -1 / ((k / ( x )) xv +  xm) , где:

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

v = Mизг. / Wнетто = 98792,556 / 4445,685 = 22,222 МПа,
здесь

Wнетто =  x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ D =

3,142 x 40,03 / 32 - 12,0 x 5,0 x (40,0 - 5,0)2/ 40,0 = 4445,685 мм3,

где b=12,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,0 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

m = Fa / ( x D2 / 4) = 262,941 / (3,142 x 40,02 / 4) = 0,209 МПа, Fa = 262,941 МПа - продольная сила,

-  = 0,2 - см. стр. 164[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- k = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

-  = 0,85 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S = 335,4 / ((1,8 / (0,85 x 0,97)) x 22,222 + 0,2 x 0,209) = 6,908.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S = -1 / ((k / (t x )) xv + t xm), где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

v = m = max / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 115419,28 / 10728,871 = 5,379 МПа,

здесь

Wк нетто =  x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ D =

3,142 x 40,03 / 16 - 12,0 x 5,0 x (40,0 - 5,0)2/ 40,0 = 10728,871 мм3,

где b=12,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,0 мм - глубина шпоночного паза;

- t = 0.1 - см. стр. 166[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- k = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

-  = 0,73 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S = 194,532 / ((1,7 / (0,73 x 0,97)) x 5,379 + 0,1 x 5,379) = 14,462.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = S x S / (S2 + S2)1/2 = 6,908 x 14,462 / (6,9082 + 14,4622)1/2 = 6,233

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
^ РАСЧЁТ 3-ГО ВАЛА.
Крутящий момент на валу Tкр. = 249554,951 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности b = 780,0 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

-1 = 0,43 xb = 0,43 x 780,0 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

-1 = 0,58 x-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
^ 2-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 55,0 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 16,0 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 6,0 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S = -1 / ((k / ( x )) xv +  xm) , где:

- амплитуда цикла нормальных напряжений:



v = Mизг. / Wнетто = 124168,899 / 12142,991 = 10,226 МПа,
здесь

Wнетто =  x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ D =

3,142 x 55,03 / 32 - 16,0 x 6,0 x (55,0 - 6,0)2/ 55,0 = 12142,991 мм3,

где b=16,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=6,0 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

m = Fa / ( x D2 / 4) = 262,941 / (3,142 x 55,02 / 4) = 0,111 МПа, Fa = -262,941 МПа - продольная сила,

-  = 0,2 - см. стр. 164[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- k = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

-  = 0,76 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S = 335,4 / ((1,8 / (0,76 x 0,97)) x 10,226 + 0,2 x 0,111) = 13,422.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S = -1 / ((k / (t x )) xv + t xm), где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

v = m = max / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 249554,951 / 28476,818 = 4,382 МПа,

здесь

Wк нетто =  x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ D =

3,142 x 55,03 / 16 - 16,0 x 6,0 x (55,0 - 6,0)2/ 55,0 = 28476,818 мм3,

где b=16,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=6,0 мм - глубина шпоночного паза;

- t = 0.1 - см. стр. 166[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- k = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

-  = 0,65 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S = 194,532 / ((1,7 / (0,65 x 0,97)) x 4,382 + 0,1 x 4,382) = 15,877.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = S x S / (S2 + S2)1/2 = 13,422 x 15,877 / (13,4222 + 15,8772)1/2 = 10,25

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
^ 4-E СЕЧЕНИE.
Диаметр вала в данном сечении D = 45,0 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S = -1 / ((k / (t x )) xv + t xm), где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

v = m = max / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 249554,951 / 16557,471 = 7,536 МПа,

здесь

Wк нетто =  x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =

3,142 x 45,03 / 16 - 14,0 x 5,5 x (45,0 - 5,5)2/ (2 x 45,0) = 16557,471 мм3

где b=14,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;

- t = 0.1 - см. стр. 166[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- k = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

-  = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];



Тогда:

S = 194,532 / ((1,7 / (0,7 x 0,97)) x 7,536 + 0,1 x 7,536) = 9,914.

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для редукторов должна быть 2,5 x Т1/2.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим Мизг. = 2,5 x Tкр1/2 x l / 2 = 2,5 x 249554,9511/2 x 80 / 2 = 49955,475 Н*мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S = -1 / ((k / ( x )) xv +  xm) , где:

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

v = Mизг. / Wнетто = 49955,475 / 7611,295 = 6,563 МПа,

здесь

Wнетто =  x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =

3,142 x 45,03 / 32 - 14,0 x 5,5 x (45,0 - 5,5)2/ (2 x 45,0) = 7611,295 мм3,

где b=14,0 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

m = Fa / ( x D2 / 4) = 0 / (3,142 x 45,02 / 4) = 0,165 МПа, Fa = 0 МПа - продольная сила,

-  = 0,2 - см. стр. 164[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- k = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

-  = 0,82 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S = 335,4 / ((1,8 / (0,82 x 0,97)) x 6,563 + 0,2 x 0,165) = 22,531.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = S x S / (S2 + S2)1/2 = 22,531 x 9,914 / (22,5312 + 9,9142)1/2 = 9,075

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
^ ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ РЕДУКТОРА

Для проектируемого редуктора площадь телоотводящей поверхности А = 0,709 мм2 (здесь учитывалась также площадь днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).

По формуле 10.1[1] условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:
t = tм - tв = Pтр x (1 - ) / (Kt x A) <= [t],
где Ртр = 6,505 кВт - требуемая мощность для работы привода; tм - температура масла; tв - температура воздуха.

Считаем, что обеспечивается нормальная циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплоотдачи Kt = 15 Вт/(м2xoC). Тогда:
t = 6504,837 x (1 - 0,922) / (15 x 0,709) = 47,5o <= [t],
где [t] = 50oС - допускаемый перепад температур.

Температура лежит в пределах нормы.



^ ВЫБОР СОРТА МАСЛА

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 x 6,505 = 1,626 дм3.

По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях H = 336,763 МПа и скорости v = 2,656 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 30,0 x 10-6 м/с2По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшинпиков заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

^ ВЫБОР ПОСАДОК

Посадки элементов передач на валы - Н7/р6, что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.

Посадки муфт на валы редуктора - Н8/h8.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 8.11[1].

^ ТЕХНОЛОГИЯ СБОРКИ РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. 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. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.


^ Расчет муфты:

В виду того, что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт, то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой. Достоинство данного типа муфт: относительная простота конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов, расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала. Диаметры соединяемых валов:

d(эл. двиг.) = 25 мм;

d(1-го вала) = 25 мм;

Передаваемый крутящий момент через муфту: T = 42,7 Н·м

Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:

Tр = kр · T = 1,5 · 42,7 = 64,05

здесь kр = 1,5 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].
Частота вращения муфты:

n = 2982 об/мин.

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 250-38-I.1-32-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).

Упругие элементы муфты проверим на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами.

σсм=2∙103∙ТрZc∙D0∙dп∙lвт=2∙103∙64.056∙100∙20∙36=0.296 МПа ≤ σсм=2 МПа,

здесь zc=6 - число пальцев; Do=100мм - диаметр окружности расположения пальцев;

dп = 20мм - диаметр пальца; lвт=36 мм - длина упругого элемента.
Рассчитаем на изгиб пальцы муфты, изготовленные из стали 45:

σи=2∙103∙Тр∙(0.5∙lвт+с)Zc∙D0∙dп3∙0.1=5.87 МПа ≤ σи=80 МПа,

где c=4 мм - зазор между полумуфтами.

Условие прочности выполняется.


Расчет шарико-винтовой передачи

Ft=PвыхVвых=400кН


Если принять коэффициент трения в резьбе f = 0.1, то: tgφ = 0.1

Угол трения: φ=5˚43’

ψ выбирается с учетом того, что φ ≥ ψ из интервала: 2˚–5˚

Угол подъема резьбы: ψ=3˚

кH

Внутренний диаметр: dвн=Fa∙Vηобщ=40.17 мм

Диаметр шариков: dш ≈ 4 мм

Шаг винта: p = dш + (1–5) мм = 4 + 4 = 8 мм.

Средний диаметр: dср= dвн + dш = 48.17

dср=50 мм

Количество шариков:

Примем число витков в одной замкнутой рабочей цепочке: k = 2

Zш = 39.25 ≈ 39

Удельная осевая нагрузка:

Коэффициент неровности: γ=0,8

Число замкнутых цепочек: U=5

Число шариков в одной замкнутой цепочке: zш = 7

Fуд = 1.05 Па

Нагрузка на один шарик: F1=

F1 = 320 Па

Сигма смятия:

см] = 8 МПа

Рабочая высота профиля: h = 0.5p = 4 мм.

Полезное число витков должно быть меньше 10: z = 5

=0.303 МПа



^ СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г. 416с.

2. Дунаев П.Ф. ,Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003. 496 c.

3. Иосилевич Г.Б «Детали машин» Учебник для студентов машиностроит. Спец. Вузов. – М.: Машиностроение, 1988. – 368 с.


1   2



Скачать файл (354.9 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации