- •7 Расчет соединений
- •7.1 Расчет шпоночных соединений
- •7.1.1 Расчет шпоночных соединений быстроходного вала
- •7.1.2 Расчет шпоночных соединений промежуточного вала
- •7.1.3 Расчет шпоночных соединений тихоходного вала
- •7.1.3.1 Расчет шпоночного соединения под зубчатое колесо
- •7.1.3.2 Расчет шпоночного соединения под полумуфту
- •7.2 Расчет соединений с натягом
- •7.2.1 Расчет соединений с натягом быстроходного вала
- •7.2.2 Расчет соединений с натягом промежуточного вала
- •7.2.3 Расчет соединений с натягом тихоходного вала
- •8 Выбор смазочных материалов и системы смазывания
- •8.1 Выбор системы смазывания
- •8.2 Выбор смазочных материалов
- •9 Конструирование корпусных деталей и выбор стандартных изделий
- •9.1 Конструирование корпуса редуктора
- •9.2 Конструирование смотрового окна
- •9.3 Конструирование рамы под электродвигатель и редуктор
Определение вращающего момента на выходном валу привода
где - мощность на ведомом валу привода,- угловая скорость ведомого вала, тогда:
=,
=1222,1 Н·м
По формуле Соверена определим диапазон диаметров барабана:
,
=554 мм
Принимаем стандартное значение барабана равное 500 мм.
Определение окружной скорости на выходном валу:
где - угловая скорость ведомого вала,– диаметр барабана, тогда:
=,
=2.06 м/с
Определим частоту вращения выходного вала привода:
где – диаметр барабана,- окружная скорость на выходном валу, тогда:
=,
=78.8 об/мин
Определение окружного усилия на выходном валу:
где - мощность на ведомом валу привода,- окружная скорость на выходном валу, тогда:
=,
=4.85 к·Н
Выбор двигателя
Определим общее КПД привода:
где – КПД клиноременной передачи [1],– КПД зубчатой передачи [1],- КПД муфты [1],- КПД подшипника качения [1], тогда
= 0.96··0.98·0.99
=0.89
Определим общее передаточное число привода (предварительное):
где - передаточное отношение ременной передачи, по [1]=2…4, принимаемравное 2,
- передаточное отношение зубчатой передачи, по [1]=12.5…31.5, принимаемравное 22, тогда
=2·22
=44
Определим необходимую мощность двигателя:
где - мощность на ведомом валу привода,- общий КПД, тогда:
=
=11.1 кВт
Определим частоту вращения вала двигателя:
где - частота вращения ведомого вала,- общее передаточное отношение, тогда:
=78.4·44
=3467.2 об/мин
Так как =11.1 кВт, а=3467.2 об/мин, тогда принимаем двигатель «АИР 132М2» -=11 кВт,=2910 об/мин. Допускается перегрузка по мощности на 8%.
Рассчитаем перегрузку двигателя:
=,
∆=0.9%
Определим фактическое передаточное отношение привода :
где - фактическая частота вращения двигателя, где- частота вращения ведомого вала, тогда:
=,
=36.9
Определим истинное передаточное число редуктора (=2):
где - фактическое передаточное отношение, тогда
=,
=18.5
Определение передаточного отношения тихоходной и быстроходной ступени по [1]
Определение передаточного отношения тихоходной ступени:
где - передаточное число редуктора, тогда:
=0.88
=3.8
Определение передаточного отношения быстроходной ступени:
=;
=4.87
Схема привода
Определение мощностей и частот вращения, окружных усилий на всех валах привода
Определение мощностей на всех валах привода (=11 кВт):
=11·0.96;
=10.6 кВт
=10.6·0.98;
=10.3кВт
=10.3·0.98;
=10.14 кВт
=10.14·0.98·0.99;
=8.9 кВт
Определение частот вращения на всех валах привода (
=;
=1459 об/мин
=,
=303.9 об/мин
=,
=78.8 об/мин
=78.8 об/мин
Определение угловых скоростей всех валов привода
=,
=152.7
=,
=31.8
=,
=8.25
=,
=8.25
Определение окружных усилий на всех валах привода
=,
=69 Н·м
=,
=323 Н·м
=,
=1229 Н·м
=,
=1078 Н·м
Проверочный расчет
где - окружное усилие на валу двигателя, тогда:
=32.8·36.9·0.89,
=1078 Н·м
Расчет ременной передачи
Определение диаметров ведущего и ведомого шкива
Определение диаметра ведущего шкива
=,
=136.6 мм125 мм, принимаем по ГОСТ равное 140 мм.
Так как =36.4 Н·м, следовательно ремень сечения А(А) ([2] табл. 1.10)
Определение диаметра ведомого шкива
где - диаметр ведущего шкива,– передаточное отношение клиноременной передачи, тогда:
=136·(1-0.01)·2,
=269.3 мм, принимаем по ГОСТ равное 280 мм.
Уточняем передаточное отношение
=,
=2
Определение скорости ремня
где - частота вращения вала двигателя, тогда:
,
V= 21.3 м/с
Определение межосевого расстояния
Определение минимального межосевого расстояния
где h– [2], тогда:
=0.5(140+280),
=218 мм
Определение максимального межосевого расстояния
=2·(140+280),
=840 мм
Определение реального межосевого расстояния
=1.5·,
=333.3 мм
Так как , принимаем для последующих расчетов.
Определение расчетной длинны ремня
L= 2·333.3++,
L= 1340.7 мм
По табл. 1.11 стр. 15 [2] округляем до стандартной большей величины, принимаем L= 1400 мм
Определение окончательного межосевого расстояния
=,
= 363.5 мм
Определение углов обхвата ремня
=,
= 157.8
Определение частоты пробега
=,
= 15.2
Расчет числа ремней
Определим
,
= 520 Н
Определение допускаемого полезного напряжения
где - коэффициент угла обхвата (табл. 1.12 стр. 16 [2]),- коэффициент режима работы (табл. 1.8 стр. 10 [2]),- .
Определим :
где - ,- , определим:
где - , тогда:
= 140·1.13
= 158.2 мм, тогда:
=,
=2.25 МПа, тогда:
= 2.25·0.97·1,
= 2.18 МПа
Определим количество ремней
=,
= 2.94
Определим окончательное число ремней
где – коэффициент неравномерности нагрузки (табл. 1.16 стр. 18 [2]), тогда:
=,
= 3.09
Принимаем количество ремней равное = 3.
Определение силы натяжения ремней
Рабочий коэффициент тяги
где - истинный коэффициент тяги ([2]), тогда:
= 0.67·1·0.97,
= 0.64
Рабочие отношения и
=,
= 4.5
Натяжение от центробежных сил
где q– масса одного метра ремня (табл. 1.10 стр. 14 [2]), тогда:
= 0.1··3,
= 136.1 Н
Натяжение ветвей
=,
= 804.6 Н
=,
= 284.6 Н
Определение предварительного натяжения ветвей
где χ – коэффициент податливости ремня, χ = 0.1…0.25 ([2]), принимаем χ = 0.1, тогда:
= 0.5·(804.6+284.6) – 0.1·136.1,
= 524.2 Н
Усилие действующее на вал
= 2·524.2·,
= 1028.8 Н
Определение угла отклонения от линии соединяющей центра шкивов
где β = 180 - - угол между ветвями ремня, тогда:
=·tg,
= 0.09 - примерно 5.6
Расчет на прочность и жесткость цилиндрических шевронных колес. Определение конструктивных параметров
Выбор материала
Выбираем для изготовления шестеренок и колес саль 40Х (табл. 8.8 [3]), по таблице назначаем термообработку:
а) Для колес обоих ступеней улучшаем до = (230 – 260) НВ (= 850 МПа;= 550 МПа). Для расчета принимаем= 245 НВ
б) Для шестерни второй ступени применяем улучшение до = (260 - 280) МПа (= 950 МПа;= 700 МПа). Для расчета принимаем= 270 НВ.
в) Для зубьев шестерни первой ступени применяем азотирование до твердости = (50 - 59)HRC(= 1000 МПа;= 800 МПа). Для расчетов принимаем= 54.5HRC.
Определение допускаемых напряжений
2.1 Допускаемые контактные напряжения
2.1.1 Тихоходная шевронная ступень
Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле:
где - предел выносливости (табл. 8.9 [3]), тогда
Для := 2·НВ + 70;
= 610 МПа;
Для := 2·НВ + 70;
= 560 МПа;
≥ 1.1 – при нормализации, улучшение или объемной закалке, тогда
Для := 1.1;
Для := 1.1;
- коэффициент долговечности, определяется по формуле:
где - базовое число циклов нагружения,
Для := 30·;
= 30·;
= 2.05·;
Для := 30·;
= 30·;
= 1.6·;
– расчетное число циклов нагружения, определяется по формуле:
где t– суммарный срок службы передачи, определяется по формуле:
тогда:
Для := 60·1·303.9·365·10·0.8·24·0.28;
= 3.58·;
Для := 60·1·78.8·365·10·0.8·24·0.28;
= 9.27·;
- эквивалентное число циклов нагружения, определяется по формуле:
где - определяем по табл. 8.10 [3], тогда:
Для := 0.25·3.58·;
= 8.95·;
Для := 0.25·9.27·;
= 3.32·;
тогда:
Для :=;
= 0.78
Для :=;
= 0.93
Так как и˂ 1, то принимаем== 1
Определим допускаемые контактные напряжения:
Для :=;
= 555 МПа;
Для :=;
= 509.1 МПа;
Так как ступень шевронная, за расчетную величину принимаем:
=;
= 532 МПа
2.1.2 Быстроходная ступень редуктора
Предел выносливости определяем по табл. 8.9 [3] по формулам:
Для := 2·НВ + 70;
= 1050 МПа;
Для := 2·НВ + 70;
= 560 МПа.
Величина коэффициента безопасности принимается в зависимости от термообработки:
Для - 1.2 (азотирование);
Для - 1.1 (улучшение).
Базовое число циклов нагружения
Для := 30·;
= 30·;
= 10.8·;
Для := 30·;
= 30·;
= 1.6·;
Расчетное число циклов
Для := 60·2·1459·365·10·0.8·24·0.28;
= 3.43·;
Для := 60·2·303.9·365·10·0.8·24·0.28;
= 7.15·;
Эквивалентное число циклов
Для := 0.25·3.43·;
= 8.57·;
Для := 0.25·7.15·;
= 1.78·;
Коэффициент долговечности
Для :=;
= 0.7;
Для :=;
= 0.66;
Так как и˂ 1, то принимаем== 1
Определим допускаемые контактные напряжения
Для :=;
= 875 МПа;
Для :=;
= 509.1 МПа.
Так как данная ступень шевронная в расчет принимаем:
=;
= 692 МПа ˃ 1.25·509.1=636 МПа;
следовательно в расчет принимаем = 636 МПа.
2.2 Допускаемые напряжения изгиба
2.2.1 Тихоходная ступень
Допускаемые напряжения изгиба находятся по формуле:
где - предел выносливости зубьев (табл. 8.9 [3]):
Для := 1.8 · НВ;
= 1.8 · 270;
= 486 МПа;
Для := 1.8 · НВ;
= 1.8 · 245;
= 441 МПа;
- коэффициент безопасности (табл. 8.9 [3]):
Для := 1.75;
Для := 1.75;
– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки:
=== 1;
- коэффициент долговечности:
При НВ ≤ 350 и m= 6:
При НВ ˃ 350 и m= 6:
где =- базовое число циклов нагружения,- эквивалентное число нагружения (табл. 8.10 [3]):
Для :;
= 0.143 · 3.58 ·;
= 5.12 ·;
Для :;
= 0.143 · 9.27 ·;
= 1.32 ·;
тогда коэффициент долговечности равен:
Для :;
= 0.65;
Для :;
= 0.81;
Так как и˂ 1, принимаем== 1.
Допускаемые контактные напряжения:
Для :;
= 278 МПа;
Для :;
= 253 МПа.
2.2.2 Быстроходная ступень редуктора
Допускаемые напряжения на изгиб находим по формуле:
где - предел выносливости зубьев (табл. 8.9 [3]):
Для := 12 · НR+ 300;
= 12 · 28 + 300;
= 636 МПа;
Для := 1.8 · НВ;
= 1.8 · 245;
= 441 МПа;
- коэффициент безопасности (табл. 8.9 [3]):
Для := 1.75;
Для := 1.75;
– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки:
=== 1;
- коэффициент долговечности:
При НВ ≤ 350 и m= 6:
При НВ ˃ 350 и m= 6:
где =- базовое число циклов нагружения,- эквивалентное число нагружения (табл. 8.10 [3]):
Для :;
= 0.143 · 3.43 ·;
= 4.9 ·;
Для :;
= 0.143 · 7.15 ·;
= 1.02 ·;
тогда коэффициент долговечности равен:
Для :;
= 0.58;
Для :;
= 0.57;
Так как и˂ 1, принимаем== 1.
Допускаемые контактные напряжения:
Для :;
= 363 МПа;
Для :;
= 253 МПа.
2.3.1 Тихоходная ступень редуктора
Предельные допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения:
Для :;
= 1960 МПа;
Для :;
= 1540 МПа.
Предельные допускаемые напряжения изгиба:
Для :;
= 1264 МПа;
Для :;
= 1147 МПа;
2.3.2 Быстроходная ступень редуктора
Допускаемые контактные напряжения:
Для :;
= 1908 МПа;
Для :;
= 1540 МПа.
Предельные допускаемые напряжения изгиба:
Для :;
= 954 МПа;
Для :;
= 1147 МПа;
3. Определение межосевого расстояния и геометрических параметров цилиндрической передачи тихоходной ступени
Предварительное межосевое расстояние:
где: – коэффициент наклона зубьев;u– передаточное число;- коэффициент распределения нагрузки;- коэффициент концентрации нагрузки, определяется относительно(рис. 8.15 [3]);- допускаемое контактное напряжение рассчитываемой передачи (табл. 8.4 [3]);- коэффициент ширины колеса.
3.1.1 Определение межосевого расстояния тихоходной ступени
Определение коэффициентов:
= 0.75;
u= 3.8;
= 2.1 ·МПа;
= 1229 Н·м;
= 1 + с · (- 5) ≤ 1.6;
= 1.75 ˃ 1.6, принимаем= 1.6;
= 532 МПа;
= 0.4,= 0.866;
= 1.065.
Предварительное межосевое расстояние:
;
= 235.6 мм,
По ряду Ra40 принимаем= 240 мм.
Определим предварительную ширину колеса:
= 240 ·0.4;
= 96 мм;
Определим модуль в нормальном сечение:
где - коэффициент определения модуля через ширину колеса,= 20…30, принимаем= 30, тогда:
;
= 3.2 мм.
Принимаем стандартный модуль в нормальном сечение (табл. 8.1 [3]) = 3.
3.1.2 Определение чисел зубьев колеса и шестерни для шевронной передачи
Предварительный угол наклона зубьев =25-40, принимаем= 30,cos30= 0.866.
Суммарное число зубьев колеса и шестерни:
=;
= 138.6;
Округляем до целого значения = 139 шт.
Определение действительного угла наклона зубьев:
=;
= 29.6862
Определение чисел зубьев шестерни
=;
= 28.9 шт.
Принимаем = 29 шт. ˃= 11 шт.
Определим число зубьев колеса:
= 139 – 29;
= 110 шт.
Определим коэффициент торцового перекрытия
= [0.95 – 1.6 · ()] · (1+ cos 29.6862) · cos 29.6862˃ 1;
= 1.42.
3.1.3 Определение фактического передаточного отношения тихоходной ступени
=;
= 3.79.
Определение погрешности передаточного отношения:
=;
= 0.2
Уточнение передаточного отношения быстроходной ступени
=;
= 4.88
3.1.4 Определение геометрических параметров шестерни и колеса тихоходной ступени
Определим диаметр делительной окружности
Делительный диаметр шестерни:
== 100.1 мм.
Делительный диаметр колеса:
== 379.9 мм.
Проверка межосевого расстояния:
=;
= 240 мм.
Определения диаметра вершин и впадин зубьев колеса и шестерни
Диаметр вершин зубьев колеса:
= 379.9 + 2 · 3 = 385.9 мм.
Диаметр впадин зубьев колеса:
= 379.9 – 2.5 · 3 = 372.4 мм.
Диаметр вершин зубьев шестерни:
= 100.1 + 2 · 3 = 106.1 мм.
Диаметр впадин зубьев шестерни
= 100.1 – 2.5 · 3 = 96.2 мм.
4. Предварительный расчет цилиндрической передачи тихоходной ступени
4.1 Предварительный расчет цилиндрической передачи по контактным напряжениям
Где u- уточненное передаточное отношение,- коэффициент динамической нагрузки (табл. 8.3 [3]),– коэффициент повышения прочности косозубой передачи по контактным напряжениям:
=;
= 0.72; тогда:
;
= 443 МПа ˂ 532 МПа – недогрузка 16 %
Определение ширины колеса и шестерни
Ширина колеса = 96 мм – принятая ранее.
Ширина шестерни
= 96 + 5;
= 101 мм – принимаем= 100 мм.
Так как колеса шевронные, необходимо предусмотреть канавку для выхода режущего инструмента (табл. 1, стр. 19 [2]).
При m= 3,= 42 мм, таким образом ширины колеса и шестерни равны:
= 142 мм,= 146 мм.
4.2 Проверочный расчет цилиндрической передачи на сопротивление усталости по напряжениям изгиба
где - окружное усилие:
=;
= 10369 Н;
- коэффициент формы зуба (рис. 8.20 [3]):
Для : при-= 3.75;
Для : при-= 3.76;
Расчет по напряжениям изгиба выполняется по тому колесу, для которого меньше соотношение:
Для :== 74.1;
Для :== 67;
Расчет выполняем по колесу:
– коэффициент концентрации нагрузки, определяется относительно(рис. 8.15 [3]),
– коэффициент дополнительной нагрузки (табл. 8.3 [3]),- коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба:
где – коэффициент учитывающий повышение изгибной прочности:
= 1 –;
= 0.7;
=;
= 0.49, тогда:
;
= 138 МПа ˂ 252 МПа.
4.3 Расчет передачи на заданную кратковременную перегрузку
Максимальное контактное напряжение:
= 443 ·;
= 686.3 МПа ˂ 1540 МПа.
Максимальные напряжения изгиба:
;
= 438.1 МПа ˂ 954 МПа.
5. Расчет быстроходной ступени
5.1 Определение геометрических параметров и межосевого расстояния цилиндрической шевронной раздвоенной быстроходной ступени.
Назначим диаметры колеса быстроходной ступени:
= 0.8 · 379.9;
= 302.9 мм.
Диаметры шестерни быстроходной ступени:
=;
= 62.2 мм.
Определяем межосевое расстояние быстроходной ступени:
= 0.5 · (302.9 + 62.2);
= 182.55 мм,
По ряду Ra40 назначаем стандартное межосевое расстояние,= 180 мм.
Для определения ширины колеса быстроходной ступени воспользуемся формулой (пункт 3.1), решив ее относительно.
Определим коэффициенты:
= 1.6;
= 1;
= 0.7, тогда:
;
= 0.18,
Для шевронных колес увеличиваем в 1.3 – 1.4 раз, тогда:
= 0.252, следовательно:
= 0.252 · 180;
= 45 мм.
По (табл. 8.5 [3]) предварительно назначим = 30.
Определим предварительный модуль:
=;
= 1.5,
По (табл. 8.1 [3]) принимаем стандартный модуль = 1.5 мм.
Определяем предварительный наклон зубьев:
где - 1.1, тогда:
;
= 0.1151 – приблизительно 6.6˂ 25
Принимаем наклон зубьев β = 30,cos= 0.866.
5.1.1 Определение чисел зубьев колеса и шестерни
Определение чисел зубьев шестерни
=;
= 35.9 шт.
Принимаем = 36 шт.
Определим число зубьев колеса:
= 36 · 4.87;
= 175.69;
Принимаем = 176 шт.
5.1.2 Определение фактического передаточного числа быстроходной ступени
=;
= 4.88.
Уточняем передаточное отношение редуктора
= 4.88 · 3.79;
= 18.49.
5.1.3 Определение фактического угла наклона зубьев быстроходной ступени
=
= 0.8833, следовательно,β= 27.9528
Определим коэффициент торцового перекрытия:
;
= 1.48 ˃ = 1
Окончательно принимаем =36 шт.,= 176 шт.
5.1.4 Определение геометрических параметров колеса и шестерни
Делительный диаметр шестерни:
=;
= 61.13мм.
Делительный диаметр колеса:
=;
= 298.87 мм.
Проверка межосевого расстояния:
= 0.5 · (61.13 + 298.87);
= 180 мм.
Диаметр вершины шестерни:
= 61.13 + 2 · 1.5;
= 64.13 мм.
Диаметр впадин зубьев шестерни:
= 61.13 – 2.5 · 1.5;
= 57.38 мм.
Диаметр вершин зубьев колеса:
= 298.87 + 2 · 1.5;
= 301.87 мм.
Диаметр впадин зубьев колеса:
= 298.87 + 2 · 1.5;
= 295.12 мм.
5.2 Проверочный расчет цилиндрической косозубой раздвоенной шевронной быстроходной ступени
где: = 1.6,= 1,= 1.24,= 0.72, тогда:
;
= 508 Н ˂ 636 Н, недогрузка 20%.
Определение ширины колеса и шестерни:
= 45 мм – ширина колеса, принята ранее;
=+ 5;
= 50 мм – ширина шестерни.
Так как эта ступень раздвоена, канавка для выхода инструмента не предусматривается, тогда ширина колес и шестеренок равна:
=;
= 25 мм.
=;
= 22.5 мм.
5.3 Проверочный расчет цилиндрической быстроходной ступени на сопротивление усталости по напряжениям изгиба
где - окружное усилие:
;
= 1188H;
- коэффициент формы зуба (рис. 8.20 [3]):
Для : при-= 3.72;
Для : при-= 3.72;
Расчет по напряжениям изгиба выполняется по тому колесу, для которого меньше соотношение:
Для :== 98;
Для :== 67.2;
Расчет выполняем по колесу:
– коэффициент концентрации нагрузки, определяется относительно(рис. 8.15 [3]),
– коэффициент дополнительной нагрузки (табл. 8.3 [3]),- коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба:
где – коэффициент учитывающий повышение изгибной прочности:
= 1 –;
= 0.72;
=;
= 0.48, тогда:
;
= 68.9 МПа ˂ 252 МПа.
5.4 Расчет быстроходной ступени на кратковременную перегрузку
Максимальные контактные напряжения:
= 508 ·;
= 786.9 МПа ˂ 1540 МПа.
Максимальные напряжения изгиба:
;
= 107 МПа ˂ 954 МПа.
6 Выбор муфт
6.1 выбор муфты тихоходного вала:
где - номинально действующая сила,- коэффициент режима работы ([1]), тогда:
= 1229 · 1.3;
= 1557.7 Н·м.
Выбираем муфту жесткую компенсирующую кулачково-дисковую с параметрами: = 1600 Н·м; диаметр муфты под валd= 63 мм,l= 107 мм; наружный диаметр муфтыD= 250 мм; длина муфтыL= 305 мм; радиальное смещение осей валов не более 2.5 мм; масса не более 49 кг [ГОСТ 20720-93]
4 Эскизное проектирование
4.1 Предварительный расчет диаметров валов
4.1.1 Предварительный расчет диаметров быстроходного вала
Предварительное значение диаметра dвыходного конца быстроходного вала найдем по формуле [1]:
где - номинальный момент действующий на быстроходном валу, тогда:
≥ 7 ·;
≥ 28.71 мм.
Полученное значение диаметра округляем до стандартного: = 32 мм [1]. Принимаем следующие параметры цилиндрического конца быстроходного вала: диаметрd= 32 мм, поле допускаk6, длиннаI= 58 мм, радиус переходаr= 2 мм, фаскаc= 1.6 мм (ГОСТ 12080-66) [1].
Диаметр вала под подшипник [1]:
где - величина заплечика, принимаем= 3.5 мм [1], тогда:
≥ 32 + 2 · 3.5;
≥ 39 мм.
Принимаем равным 40 мм.
Диаметр бобышки найдем по формуле [1]:
где - фаска подшипника [1], тогда:
≥ 40 + 3 · 2.5;
≥ 47.5 мм.
Принимаем = 48 мм.
4.1.2 Предварительный расчет диаметров промежуточного вала
Диаметр вала под установку зубчатого колеса на промежуточный вал найдем по формуле [1]:
где - номинальный момент действующий на промежуточном валу, тогда:
≥ 6 ·;
≥ 41.16 мм.
Принимаем = 45 мм.
Диаметр вала под установку шестерни на промежуточный вал:
где - размер фаски колеса [1], тогда:
= 45 + 3 · 1.2;
= 48 мм.
Для упрощения конструкции вала принимаем = 45 мм.
Диаметр вала под подшипник [1]:
где - фаска подшипника [1], тогда:
≥ 45 - 3 · 2.5;
≥ 34.5 мм.
Принимаем равным 35 мм.
Диаметр бобышки найдем по формуле [1]:
где - фаска подшипника [1], тогда:
≥ 35 + 3 · 2.5;
≥ 42.5 мм.
Принимаем = 45 мм.
4.1.3 Предварительный расчет диаметров тихоходного вала
Предварительное значение диаметра dвыходного конца быстроходного вала найдем по формуле [1]:
где - номинальный момент действующий на тихоходном валу, тогда:
≥ 5 ·;
≥ 53.55 мм.
Полученное значение диаметра округляем до стандартного: = 56 мм, но принимаем= 63 мм – подгоняем под диаметр муфты [1]. Принимаем следующие параметры конического конца быстроходного вала: диаметрd= 57 мм, поле допускаk6, длинна= 140 мм,= 105 мм, (ГОСТ 12080-66) [1].
Диаметр вала под подшипник [1]:
где - величина заплечика, принимаем= 2.5 мм [1], тогда:
≥ 56 + 2 · 2.5;
≥ 61 мм.
Принимаем равным 65 мм.
Диаметр бобышки найдем по формуле [1]:
где - фаска подшипника [1], тогда:
≥ 65 + 3 · 3;
≥ 74 мм.
Принимаем = 75 мм.
Диаметр вала под установку шестерни на тихоходный вал:
следовательно принимаем = 75 мм.
4.2 Определение расстояний между деталями передач
Зазор «а» между внутренними поверхностями стенок корпуса и поверхностями вращающихся колес найдем по формуле [1]:
где - расстояние между внешними поверхностями деталей передачи,
= 644 мм, тогда:
;
11.6 мм
Принимаем = 11 мм.
Расстояние «с» между торцовыми поверхностями зубчатых колес и корпуса найдем по формуле [1]:
Тогда:
= 0.45 · 11;
= 5 мм.
Расстояние между дном корпуса и поверхностью зубчатых колес найдем по формуле [1]:
Тогда:
= 3 · 11;
= 33 мм,
Принимаем = 40 мм [1].
4.3 Выбор типа и схемы установки подшипников
4.3.1 Предварительный выбор подшипников для быстроходного вала
Предварительно выбираем подшипники роликовые с короткими цилиндрическими роликами по ГОСТ 8328 – 75. Условное обозначение подшипника – 2208. Параметры подшипника: внутренний диаметр d= 40 мм, наружной диаметр подшипникаD= 80 мм, ширина подшипника В = 18 мм, радиусы= 2 мм,= 2 мм, динамическая грузоподъемность= 41.8 к·Н, статическая грузоподъемность= 24 к·Н.
4.3.2 Предварительный выбор подшипников для промежуточного вала
Предварительно выбираем подшипники роликовые с короткими цилиндрическими роликами по ГОСТ 8328 – 75. Условное обозначение подшипника – 2209. Параметры подшипника: внутренний диаметр d= 44 мм, наружной диаметр подшипникаD= 85 мм, ширина подшипника В = 19 мм, радиусы= 2 мм,= 2 мм, динамическая грузоподъемность= 44 к·Н, статическая грузоподъемность= 25.5 к·Н.
4.3.3 Предварительный выбор подшипников для тихоходного вала
Предварительно выбираем подшипники шариковый радиально-упорный однорядный по ГОСТ 831 - 75. Условное обозначение подшипника – 46213. Параметры подшипника: внутренний диаметр d= 65 мм, наружной диаметр подшипникаD= 120 мм, ширина подшипника В = 23 мм, радиусы= 1.5 мм, динамическая грузоподъемность= 69.4 к·Н, статическая грузоподъемность= 45.9 к·Н. Выбираем схему установки подшипника – враспор.
5 Расчет валов
Валы предназначены для передачи крутящего момента, а так же для поддержания вращающихся деталей машин: зубчатых, червячных, конических колес, шкивов ременных передач, звездочек цепных передач, муфт и так далее.
Валы работают: на изгиб и кручение (несущие на себе детали, через которые передаются крутящие моменты), дополнительно растяжение или сжатие (при действие на установленные детали осевых нагрузок).
Так как валы передают крутящие моменты, то в их поперечных сечениях возникают касательные напряжения. Кроме того, от усилий в зацеплениях, силы натяжения ремней и цепей, веса деталей и собственного веса в валах возникают нормальные напряжения.
Расчет на прочность необходим для определения запаса прочности и жесткости в опасных сечениях двухступенчатого цилиндрического шевронного редуктора. При помощи средств Компас 3Dстроим и рассчитываем валы:
расчет быстроходного вала на прочность и жесткость представлен в Приложении 1;
расчет тихоходного вала на прочность и жесткость представлен в Приложении 2;
расчет промежуточного вала на прочность и жесткость представлен в Приложении 3.
Материал для изготовления валов принимаем Сталь 45. Механические свойства стали приведены в таблице 1.
6 Расчет подшипников качения
Проводим расчет ранее выбранных подшипников качения при помощи Компас 3D.
Расчет необходим для проверки выполняется ли условия ресурса работы подшипника, определение нагруженности подшипников. Рассчитанные параметры приведены в таблицах:
для быстроходного вала таблица 2;
для тихоходного вала таблица 3;
для промежуточного вала таблица 4.
7 Расчет соединений
7.1 Расчет шпоночных соединений
7.1.1 Расчет шпоночных соединений быстроходного вала
Для выходного конца быстроходного вала диаметром d = 32 мм под установку шкива выбираем призматическую шпонку со следующими параметрами: ширина шпонки b = 10 мм; высота шпонки h = 8 мм; фаска 0,4…0,6 мм; глубина паза вала = 5 мм, глубина паза ступицы = 3.3 мм; длина шпонки l = 22…80 мм [1].
Расчетную длину призматической шпонки определим по формуле [1]:
где Т – вращающий момент на валу, Т = 69 Н·м = 69 · Н·мм (см.
таблица 1),
d – диаметр вала, d = 32 мм,
(h - )– высота грани шпонки в ступице, работающая на смятие, мм,
h – высота шпонки, h = 8 мм,
–глубина врезания шпонки в паз вала, = 5 мм,
–допускаемые напряжения смятия, принимаем = 80 Н/[1].
Тогда получим:
= 17.9 мм;
Определим стандартную длину шпонки . Для шпонки со скругленными торцами [1]:
где b – ширина шпонки, b = 10 мм.
Тогда:
= 27.9 мм.
Округляем полученное значение длины шпонки в большую сторону до стандартного значения l = 28 мм [1].
7.1.2 Расчет шпоночных соединений промежуточного вала
Для диаметра вала = 44 мм под установку зубчатого колеса и шестерни выбираем призматическую шпонку со следующими параметрами: ширина шпонки b = 14 мм; высота шпонки h = 9 мм; глубина паза вала = 5.5 мм, глубина паза ступицы = 3.8 мм; длина шпонки l = 36…160 мм [1].
Длину призматической шпонки принимаем конструктивно равной l = 250 мм.
7.1.3 Расчет шпоночных соединений тихоходного вала
7.1.3.1 Расчет шпоночного соединения под зубчатое колесо
Для диаметра вала d = 75 мм под установку зубчатого колеса выбираем призматическую шпонку со следующими параметрами: ширина шпонки b = 20 мм; высота шпонки h = 12 мм; фаска 0,6…0,8 мм; глубина паза вала = 7.5 мм, глубина паза ступицы = 4.9 мм; длина шпонки l = 56…220 мм [1].
Расчетную длину призматической шпонки определим по формуле:
где Т– вращающий момент на валу, Т = 1229 Н·м = 1229 · Н·мм (см. таблица 1),d – диаметр вала, d = 75 мм, h – высота шпонки, h = 12 мм,
–глубина врезания шпонки в паз вала, = 7.5 мм, – допускаемые напряжения смятия, принимаем = 160 Н/[1].
Тогда получим:
= 45.5 мм
Определим стандартную длину шпонки l. Для шпонки со скругленными торцами длину найдем по формуле:
где b – ширина шпонки, мм.
Тогда:
= 65.5 мм
Округляем полученное значение длины шпонки в большую сторону до стандартного значения l = 67 мм [1].
7.1.3.2 Расчет шпоночного соединения под полумуфту
Для выходного конца тихоходного вала диаметром d = 63 мм под установку полумуфты выбираем призматическую шпонку со следующими параметрами: ширина шпонки b = 16 мм; высота шпонки h = 10 мм; фаска 0,4…0,6 мм; глубина паза вала = 6 мм, глубина паза ступицы = 4.3 мм; длина шпонки l = 45…180 мм [1].
Расчетную длину призматической шпонки определим по формуле:
где Т – вращающий момент на валу, Т = 1229 Н·м = Н·мм (см. таблица 1),d – диаметр вала, d = 63 мм, h – высота шпонки, h = 10 мм, – глубина врезания шпонки в паз вала, = 6 мм, – допускаемые напряжения смятия, принимаем = 130 Н/[1].
Тогда получим:
= 74 мм.
Определим стандартную длину шпонки l. Для шпонки со скругленными торцами длину найдем по формуле:
Где b – ширина шпонки, b = 16 мм.
Тогда:
= 90 мм
Округляем полученное значение длины шпонки в большую сторону до стандартного значения l = 90 мм [1].