- •Задание на проектирование.
- •Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
- •2. Расчет зубчатых колес редуктора.
- •Предварительный расчет
- •Конструктивные размеры шестерни и колеса.
- •Конструктивные размеры корпуса редуктора.
- •Расчет ременной передачи.
- •Первый этап компоновки редуктора
- •Ведущий вал.
- •Проверка прочности шпоночных соединений.
- •Уточненный расчет валов.
- •Насадки зубчатого колеса, шкива и подшипников.
- •Выбор сорта масла.
Ведущий вал.
P = 2598 Н, Рr = 1092 Н, давление на вал от ременной передачи Q = 623 Н.
Составляющие этой нагрузки
Rxp.n. = Ryp = Q∙sin450 = 623∙0,70Н = 441 Н.
Реакции опор:
в плоскости XZ
Rxp.n(l3 + 2l1) + Rx1∙2l2 – p∙l1 = 0
Rxp.n l3 + Pl1 – Rx2∙2∙l1 = 0
проверка.
Rxp.n + Rx1 + Rx2 = P 441 + 485 + 1572 = 2598
В плоскости YZ
Ryp.n(l3 + 2l1) – ly1∙2l1 + Pr∙lr = 0
Ryp.n l3 + Pr ∙l1 + Ry2∙2∙l1 = 0
проверка
Ryp.n + Pr = Rx1 + Rx2 441 + 1092 = 1258 + 275 = 1533
Суммарные реакции
Выбираем подшипники более нагруженной опоре 2.
Р = 2598 Н Pr = 1092 l2 = 65 мм
Эквивалентная нагрузка
PQ = (XVFr2 + YFa)Kg∙KT
где Х – коэффициент радиальной нагрузки (табл. 7.3)
Y – коэффициент осевой нагрузки (табл. 7.3)
Так как осевая нагрузка отсутствует (Ра = 0) принимаем Х = 1:Y = 0
V – коэффициент учитывающий вращение колец при вращении внутреннего кольца V = 1
kT – температурный коэффициент (табл. 7.1)
принимаем kT = 1
KT – коэффициент безопасности (табл. 7.2)
принимаем KT = 1,2
Рэ = (1∙1∙1596 + 0)∙1,2∙1 = 1915 Н
Расчет долговечности, мин.об.
мин/об
Расчетная долговечность
Ведомый вал
P = 2598 H, Pr = 1092 H, l2 = 65 мм.
Rx3 = Rx4 =
Суммарные реакции
Эквивалентная нагрузка
РЭ = 1∙1∙848∙1,2∙1 = 1018 Н.
Расчетная долговечность мин/об.
мин/об
Расчетная долговечность
часов
-
Проверка прочности шпоночных соединений.
Размеры соединений шпонок и пазов и длины шпонок по ст. с эв. 189 – 75
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение снятия и условие прочности
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступицы
Ведущий вал.
d = 30 мм b x h = 8 x 7 мм t1 = 4 мм,
длина шпонки l = 40 мм, момент на ведущем валу М2 = 71,2∙103 Н∙мм
Ведомый вал.
Из двух шпонок на колесе и на выходном конце вала наиболее нагружена вторая менее диаметром вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки:
d = 40 мм b x h = 12 x 8 мм t1 = 4 мм, l = 56 мм
М3 = 285∙103 Н∙мм
-
Уточненный расчет валов.
Расчет состоит в определении коэффициентов, запаса прочности и для опасных сечений и сравнений их с требуемыми значениями прочность соблюдается при .
Расчет производится для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Материал вала тот же, что и для шестерни.
Сечении А-А концентрация напряжений обусловлена наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности.
где - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
где - предел выносливости при симметричном цикле изгиба
- коэффициент концентрации нормальных напряжений
=1,59 (табл.6.5)
- масштабный фактор для нормальных направлений
= 0,85 (табл. 6.8)
- коэффициент, учитывающий влияние шероховатых поверхностей, =0,95
- амплитуды цикла нормальных напряжений
,
где МU – изгибающий момент
МU = Q∙V = 623∙8050∙103 Н∙мм
Wнетто – момент сопротивления
= 0,2 (для углеродистых сталей при )
= 0, так как отсутствует осевая нагрузка.
где = 0,58 - 1 =0,58∙254 = 147 Н/мм2
= 1,49 = 0,73 = 0,1
Ведомый вал.
Концентрация напряжения вызвана наличием шпоночной канавки на выходном конце вала. В этом сечении возникают только касательные напряжения.
Коэффициент запаса прочности.
,
где
,
где
Принимаем = 1,68,