Реферат: Проектирование редуктора

Содержание

1. Выбор электродвигателя. 3

1.1 Общий коэффициент полезного действия. 3

1.2 Мощность электродвигателя(предварительная) 3

1.3 Частота вращения. 4

1.4 Найдем передаточные числа ступеней. 4

2. Определение мощности, частоты вращения и крутящегомомента валов редуктора  5

2.1 Определим мощности. 5

2.2 Определим частоту вращения. 5

2.3 Определим крутящие моменты… 6

3. Проектный и проверочный расчет зубчатых передач. 7

3.1 Тихоходная ступень. 7

3.2 Быстроходная ступень. 13

4. Предварительный расчёт валов редуктора. 20

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора. 22

6. Крышки подшипников. 23

6.1. Крышка на быстроходный вал. 23

6.2. Крышка на тихоходный вал. 23

6.3 Крышка на промежуточный вал. 24

6.4 Выбор посадок для внутреннего кольца подшипника. 24

7. Смазывание зубчатой передачи. 25

8. Выбор муфт. 26

9. Расчет подшипников. 27

9.1 Реакции в горизонтальной плоскости. 27

9.2 Реакции в вертикальной плоскости. 28

9.3 Реакции от консольной силы… 28

9.4 Полная реакция в опорах. 29

10. Проверочный расчет вала. 31

10.1 Проверочный расчёт вала на усталостную прочность. 31

10.2 Проверочный расчёт вала по перегрузкам… 33

10.3. Проверочный расчёт вала на жёсткость. 34

11. Расчет шпоночного соединения. 35

Список используемой литературы… 36


1. Выбор электродвигателя1.1 Общий коэффициент полезного действия

/>

Где:

/>-к. п. д. привода;

/>-к. п. д. муфты;

/>-к. п. д. цилиндрической зубчатойпередачи

1.2 Мощность электродвигателя(предварительная)

/> кВт

где Р΄эл – предварительнаямощность э/д, [кВт];

Рвых – мощность на выходе, [кВт];

/> кВт

где Ft =1700 Н – окружная сила;

v = 0,9м/с – скорость ленты;

Из таблицы определяем тип ипараметры электродвигателя:

Тип 100LB6;

частота вращения />;

мощность электродвигателя /> 


1.3 Частота вращения

Частота вращения валаэлектродвигателя равна частоте вращения вала быстроходной ступени редуктора /> 

Частота вращения вала тихоходнойступени />

1.4 Найдем передаточные числа ступеней

Общее передаточное число />

Примем передаточное числотихоходной ступени Uт=4

Передаточное число быстроходнойступени /> 


2. Определение мощности, частоты вращения и крутящегомомента валов редуктора2.1 Определим мощности

/>кВт;

/>;

/>;

/>;

где /> – мощность на валах, /> – коэффициентыполезного действия упругой муфты и цилиндрической передачи соответственно.

2.2 Определим частоту вращения

/>;

/>;

/>;

/>

где /> – частоты вращения на валахредуктора, /> –передаточное число быстроходной и тихоходной ступеней редуктора соответственно.


2.3 Определим крутящие моменты

/>;

/>;

/>;

/>

где /> – крутящие моменты на валах.

Получившиеся результаты расчётовзанесём в таблицу 1.

Таблица 1.

Вал

Частота вращения

n, об/мин

Мощность

P, Вт

Крутящий момент />

1 950 2156 21,67 2 184,11 1962 101,77 3 46,03 1903 394,82 4 46,03 1865 386,94
3. Проектный и проверочный расчет зубчатых передач3.1 Тихоходная ступень

Материал колеса – сталь 40X(термообработка-улучшение).

Материал шестерни – сталь40ХН(термообработка-закалка ТВЧ).

По таблице 3.1 имеем:

для шестерни: />;

для колеса: />МПа

Отметим что шестерня входит взацепление 3 раза, колесо 1 раз.

где /> – твёрдость рабочей поверхностизубьев, /> –предел текучести материала.

Определим коэффициентыприведения на контактную выносливость /> и на изгибную выносливость /> по таблице 4.1,учитывая режим работы №III: />; />.

Определим число циклов переменынапряжений на контактную и изгибную выносливость соответственно по графику 4: />, />, />.

Ресурс передачи, т.е. суммарноевремя работы, задано в расчёте, и имеет следующее значение: />.

Определим суммарное число цикловперемены напряжений для шестерни и колеса соответственно: />, />, где:

/> – частота вращения шестерни; /> и /> – числовхождений в зацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один егооборот.

Рассчитаем эквивалентное числоциклов перемены напряжений для расчёта на контактную выносливость: />/>, где:

/> – коэффициенты приведения наконтактную выносливость; /> – суммарное число циклов переменынапряжений для шестерни или колеса.

Найдём эквивалентное числоциклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость: />принимаемNFE1= 4∙106,

/>, где

/> – коэффициенты приведения наизгибную выносливость; /> – суммарное число циклов переменынапряжений для шестерни или колеса.

Определим предельные допускаемыенапряжения при действии пиковых нагрузок:

при расчете на контактнуювыносливость

/> 

/>

при расчете на изгибнуювыносливость

/>

/> 

Определим допускаемые напряжениядля расчёта на контактную выносливость: />

Определим допускаемые напряжениядля расчета на изгибную выносливость:

/>

Так какHBср1-HBср2=505-285=220>70 и HBср2=285<350, то расчетное допускаемоенапряжение:

/>

Принимаем меньшее значение [σ]H=762,6 МПа

Определим коэффициенты нагрузкина контактную и изгибную выносливость по формулам:

/> и />,

где /> и /> – коэффициенты концентрациинагрузки по ширине венца; /> и /> – коэффициенты динамическойнагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи).

Определим относительную ширинувенца:

/>,

где/>=4

/>-для косозубых передач и принимаем/>

По таблице 5.2. и 5.3, схемы 7расположения зубчатых колёс относительно опор и варианта соотношениятермических обработок находим />, />

Значения /> определяются по табл.5.6по известной окружной скорости:

/><15, где

/>=nэд=1410 мин-1– частота вращениябыстроходного вала,

/>=58 – крутящий момент навалу,

/>=4 – передаточное число даннойступени редуктора, коэффициент /> определяется по табл.5.4 взависимости от вида передачи.

Для 8-й степени точностиизготовления передачи получим, что

/> и />.

Находим значения коэффициентовнагрузки:

/>

/>

Определим предварительноезначение межосевого расстояния:

/>

где ψа = 0,35 – коэффициентширины передачи.

/>=4 – передаточное число редуктора;

/>= 762,6 МПа – допускаемоеконтактное напряжение;

/>=1,055 – коэффициент,учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяем по Рис.6.2;

/>=394,82 Н м– крутящий момент навалу колеса;

По стандартному ряду принимаем а= 100 мм

Определяем рабочую ширину колеса:

/>.

Ширина шестерни: />.

Вычислим модуль передачи поформуле:

/>,

где />=339,26 МПа – изгибное напряжениена колесе; />,/>. Тогда />. Изстандартного ряда значений /> по ГОСТ 9563–60 выбираем значение/>.

Минимально возможный угол наклоназубьев для косозубой передачи

/>.

Рассчитываем предварительноесуммарное число зубьев: />. Округлив это число в меньшуюсторону, получаем />.

Определяем действительноезначение угла /> и сравниваем его с минимальнымзначением:

/>, />.

Найдём число зубьев шестерни /> и колеса />, учитывая чтоминимальное число зубьев для косозубой цилиндрической передачи: />.

Итак получим: />; />.

Найдём фактическое передаточноечисло тихоходной ступени: />. Таким образом фактическое передаточноечисло совпадает с заданным.

Проверим зубья колёс на изгибнуювыносливость. Для колеса получим: /> 

где /> – коэффициент нагрузки прирасчёте на изгибную выносливость;

/> – коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки между зубьями, выбираем по табл.6.4;

/> – коэффициент, учитывающий формузуба, находится по табл.6.2;

/> – коэффициент, учитывающий наклонзуба.

Сравниваем полученное значениенапряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев колеса: />.

Определим диаметры делительныхокружностей шестерни и колеса соответственно.

/>, />,

где /> – модуль косозубых колёс;

/> – угол наклона зуба;

Проверка: />, откуда 40+160=2·100, т.е.200=200 – верно.

Определим диаметры окружностейвершин зубьев /> и впадин зубьев />. />;

/>;

/>;

/>.

Определим силы, действующие навалы косозубых колёс.

Окружная сила:

/>,

Радиальная сила: />,

где /> – угол зацепления; /> – угол наклона зуба.

Осевая сила: />.

3.2 Быстроходная ступень

Отметим, что поскольку редуктортрехпоточный, то момент на быстроходном валу ТБ=Т2/3=101,77/3=33,923(в данномслучае Т2-монент на быстроходной ступени)

Материал колеса – сталь40X(термообработка-улучшение).

Материал шестерни – сталь40ХН(термообработка-закалка ТВЧ).

По таблице 3.1 имеем:

для шестерни: />;

для колеса: />МПа

Отметим что колесо входит взацепление 3 раза, шестерня 1 раз.

где /> – твёрдость рабочей поверхностизубьев, /> –предел текучести материала.

Определим коэффициентыприведения на контактную выносливость /> и на изгибную выносливость /> по таблице 4.1,учитывая режим работы №III: />; />.

Определим число циклов переменынапряжений на контактную и изгибную выносливость соответственно по графику 4: />, />, />.

Ресурс передачи, т.е. суммарноевремя работы, задано в расчёте, и имеет следующее значение: />.

Определим суммарное число цикловперемены напряжений для шестерни и колеса соответственно: />, />, где:

/> – частота вращения шестерни; /> и /> – числовхождений в зацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один егооборот.

Рассчитаем эквивалентное числоциклов перемены напряжений для расчёта на контактную выносливость: />/>, где:

/> – коэффициенты приведения наконтактную выносливость; /> – суммарное число циклов переменынапряжений для шестерни или колеса.

Принимаем NHE1=NHG1=100·106,NHE2=NHG2=20·106.

Найдём эквивалентное числоциклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость: />принимаемNFE1= 4∙106, />принимаем NFE1= 4∙106,

где /> – коэффициенты приведения наизгибную выносливость; /> – суммарное число циклов переменынапряжений для шестерни или колеса.

Определим предельные допускаемыенапряжения при действии пиковых нагрузок:

при расчете на контактнуювыносливость

/> 

/>

при расчете на изгибнуювыносливость

/>

/> 

Определим допускаемые напряжениядля расчёта на контактную выносливость: />

Определим допускаемые напряжениядля расчета на изгибную выносливость:

/>

Так какHBср1-HBср2=505-285=220>70 и HBср2=285<350, то расчетное допускаемоенапряжение:

/>

Принимаем меньшее значение [σ]H=658,62 МПа

Поскольку редуктор соосный, тодальнеший расчет имеет свои особенности.

Определим коэффициенты нагрузкина контактную и изгибную выносливость по формулам:

/> и />,

где /> и /> – коэффициенты концентрациинагрузки по ширине венца; /> и /> – коэффициенты динамическойнагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи).

Зададимся значением />

Определим относительную ширинувенца:

/>,

где/>=5,16.

При расчете принимается /> 

По таблицам определяем /> 

/><15, где

/>=nэд=184,11 мин-1– частотавращения быстроходного вала,

/>=33,923 – крутящий моментна валу,

/>=5,16 – передаточное число даннойступени редуктора, коэффициент /> определяется по табл.5.4 взависимости от вида передачи.

Для 8-й степени точностиизготовления передачи получим, что

/> и />.

/>/>

/>

Находим значения коэффициентовнагрузки:

/>

/>

Межосевое расстояние a=100 мм.

Определим коэффициент шириныбыстроходной ступени />:

/>

Принимаем />

Определяем рабочую ширину колеса:

/>.

Ширина шестерни: />.

Вычислим модуль передачи поформуле:

/>,

где />=293 МПа – изгибное напряжение наколесе; />,/>. Тогда />. Изстандартного ряда значений /> по ГОСТ 9563–60 подходит значение/>, но изконструктивный соображений (во избежание неприемлемых чисел зубьев), принимаем />.

Минимально возможный уголнаклона зубьев для косозубой передачи

/>.

Рассчитываем предварительноесуммарное число зубьев: />. Округлив это число в меньшуюсторону, получаем />.

Определяем действительноезначение угла /> и сравниваем его с минимальнымзначением:

/>, />.

Найдём число зубьев шестерни /> и колеса />, учитывая чтоминимальное число зубьев для косозубой цилиндрической передачи: />.

Итак получим: />, принимаем z1=21;

Получим />.

Найдём фактическое передаточноечисло быстроходной ступени: />. Таким образом погрешностьсоставляет 2%, что меньше предельно допустимого значения 4%, т.е. подходит.

Проверим зубья колёс на изгибнуювыносливость. Для колеса получим: /> 

где /> – коэффициент нагрузки прирасчёте на изгибную выносливость;

/> – коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки между зубьями, выбираем по табл.6.4;

/> – коэффициент, учитывающий формузуба, находится по табл.6.2;

/> – коэффициент, учитывающий наклонзуба.

Сравниваем полученное значениенапряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев колеса: />.

Определим диаметры делительныхокружностей шестерни и колеса соответственно.

/>, />,

где /> – модуль косозубых колёс;

/> – угол наклона зуба;

Проверка: />, откуда 33,071+166,929=2·100,т.е. 200=200 – верно.

Определим диаметры окружностейвершин зубьев /> и впадин зубьев />. />;

/>;

/>;

/>.

Определим силы, действующие навалы косозубых колёс.

Окружная сила:

/>,

Радиальная сила: />,

где /> – угол зацепления; /> – угол наклона зуба.

Осевая сила: />.


4. Предварительный расчёт валов редуктора

Расчет валов производится поранее найденным значениям крутящего момента:

Для быстроходного вала определимдиаметр посадочной поверхности:

/>мм; Принимаем d=21мм.

Из таблицы определяем: />, откудаполучим посадочный диаметр под подшипник, а также диаметр буртика,ограничивающего подшипник:

/>мм, />

Для быстроходного вала определимдиаметр посадочной поверхности:

/>мм; Принимаем d=42мм.

Из таблицы определяем: />, откудаполучим посадочный диаметр под подшипник, а также диаметр буртика,ограничивающего подшипник:

/>мм, />

Для промежуточного валаопределим:

/>; Принимаем dK=34/35(размер посадочных мест под подшипники).

Из таблицы определяем: />, откудаполучим посадочный диаметр под подшипник, а также диаметр буртика,ограничивающего подшипник:

/>мм, />

Диаметр буртика, ограничивающегоколесо:

/> мм.

В данном случае целесообразнонарезать зубья шестерен непосредственно на валах ввиду незначительной разницыдиаметров колеса и вала.

Рассчитаем ступицы для валов. Расчетзаключается в определении диаметра и длины ступицы.

Для быстроходного вала:

/>мм; />мм.

Для тихоходного вала:

/>мм; />мм.

Для промежуточного вала:

/>мм; />мм.


5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса редуктора.

/>мм принимаем />=7мм

Толщина фланцев корпуса />мм

Ширина фланца корпуса />

Определим расстояние междузубчатыми колёсами и боковыми стенками редуктора.

/>мм, где L-суммамежосевого расстояния и половины диаметров вершин зубчатых колёс.

Минимальное расстояние междузубчатыми колёсами, дном и крышкой предполагается равным /> и равно 41,6мм.

Корпус редуктора имеет двебоковые и одну верхнюю крышки.

Боковые крышки крепятся ккорпусу винтами с потайной головкой, диаметры которых определяются по формуле: />мм. Принимаемдиаметр винтов равный 8мм (М8). Количество винтов принимаем 10 на каждую крышку.


6. Крышки подшипников6.1. Крышка на быстроходный вал

Крышки подшипников изготовляютиз чугуна марки СЧ-15. Определяющим при конструировании крышки является диаметротверстия в крышке под подшипник, и все остальные параметры принимают потаблице после определения этого параметра.

По таблице определим параметры длякрышки быстроходного вала:

/>мм,/>мм,/>мм,/>.

Креплении крышки к корпусуосуществляется винтами с потайной головкой.

Толщина фланца при креплениикрышки винтами

/>мм.

Толщина центрирующего пояска />мм.

Диаметр фланца крышки определяемпо формуле />мм.

Расстояния от поверхностиотверстия под подшипник до оси крепёжного болта принимается приблизительноравным диаметру винта:

/>мм.

6.2. Крышка на тихоходный вал

Определим параметры для крышкитихоходного вала по таблице:

/>мм, />мм,/>мм.

Толщина фланца при креплениикрышки винтами:

/>мм.

Толщина центрирующего пояска />мм.

Диаметр фланца крышки определяемпо формуле:

/>мм.

Расстояние от поверхностиотверстия под подшипник до оси крепежного болта:

/>мм.

6.3 Крышка на промежуточный вал

Конструктивные размеры крышекпромежуточного вала принимаются равными размерам крышки быстроходного вала. Отличительнойчертой является отсутствие сквозного отверстия под выход вала, а такжеотсутствие дополнительного места под манжету.

6.4 Выбор посадок для внутреннего кольца подшипника

Поле допуска внутреннего кольца подшипника,выбирается по ГОСТ 520-71. Так как в редукторе внутренние кольца подшипниковвсех валов вращаются, а наружные стоят на месте, то имеет место местноенагружение, следовательно подшипник монтируют с зазором, что позволяетуменьшить износ внутренних дорожек.

Для внутреннего кольцаподшипника быстроходного вала принимаем размер/>. Для внешнего кольца подшипникабыстроходного вала, который монтируется в корпус редуктора, принимаем размер: />.

Для внутреннего кольцаподшипника тихоходного вала принимаем размер/>. Для внешнего кольца подшипникатихоходного вала, который монтируется в корпус редуктора, принимаем размер: />.

Для внутреннего кольцаподшипника промежуточного вала принимаем размер/>. Для внешнего кольца подшипникапромежуточного вала, который монтируется в корпус редуктора, возьмём размер: />.


7. Смазывание зубчатой передачи

Для смазывания передач широкоприменяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцыколес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгиваяего внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекаетв нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе,которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Принцип назначения сорта масласледующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкостьмасла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должнообладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости отконтактного напряжения и окружной скорости колес.

Контактные напряжения:

/>

Частота вращения промежуточноговала />.

Круговая частота и окружнаяскорость.

/>

По таблице 11.2 [2 c.173] выбирается марка масла И-Г-А-32.

И – индустриальное

Г – для гидравлических систем

А – масло без присадок

32 – класс кинематическойвязкости

В соосных редукторах прирасположении валов в горизонтальной плоскости в масло погружают колесабыстроходной и тихоходной ступеней.

8. Выбор муфт

Для передачи крутящего моментаот вала электродвигателя к быстроходному валу и предотвращения перекоса валавыбираем упругую втулочно-пальцевую муфту, крутящий момент которой передаетсяпальцами и упругими втулками. Ее размеры стандартизированы и зависят отвеличины крутящего момента и диаметра вала.

Используя ранее рассчитанныедиаметр выходного вала редуктора и величину крутящего момента на нем, выбираемдля передачи крутящего момента от выходного вала редуктора на приводной валзубчатую муфту. Ее размеры стандартизованы по ГОСТ 5006-55.


9. Расчет подшипников

Рассчитаем подшипники натихоходном валу, для этого определим силы нагружающие подшипник.

Силы действующие в зацеплении: />

/>=1645Н

/>=376Н

Т=394.8Нм

Определим радиальную нагрузку навал от втулочно-пальцевой муфты

/>Н

Где l-расстояниеот зубчатого сочленения до торца муфты

9.1 Реакции в горизонтальной плоскости

/>

Так как нагрузка приложена точнок середине вала то /> и значит />

/>

/>

9.2 Реакции в вертикальной плоскости

/>

/>

/>

9.3 Реакции от консольной силы

/>

Консольная нагрузка:

/>

Реакции опор от консольнойнагрузки />

/>

9.4 Полная реакция в опорах

В расчете принимаем наихудшийвариант действия консольной силы />

/>

Предварительный выбор подшипника

/>– диаметр внутреннего кольца,

/>– диаметр наружного кольца,

/>– динамическая грузоподъёмность,

/>– статическая грузоподъёмность.

/> – предельная частота вращения припластичной смазке.

Линия симметрии шестернисовпадает с линией симметрии относительно которой установлен подшипник, азначит суммарную реакцию опоры на один подшипник можно найти как:

/> - Это реакция от сил действующихна один подшипник.

Эквивалентная нагрузка в этомслучае вычисляется как:

/>Н

/>=1 так как вращается внутреннеекольцо

/> - коэффициентбезопасности. />-температурный коэффициент.

/><eследовательно Х=1 Y=0

Базовую долговечность работыподшипника определяют по формуле:

/>; где n-число оборотов вала вминуту,

/>, где />-динамическая грузоподъёмность, а /> - эквивалентнаянагрузка приведённая выше.

Итак />. Степень три выбираем дляшарикового подшипника. Тогда /> часов. А требуемый ресурс 10000часов, значит можно сделать вывод, что подшипники подходят.


10. Проверочный расчет вала10.1 Проверочный расчёт вала на усталостнуюпрочность

Необходимые данные: />Н; />Н

Определим реакции опор ввертикальной плоскости.

1. />,/>, />. Отсюда находим, что />.

2. />,/>, />. Получаем, что />.

Определим реакции опор вгоризонтальной плоскости:

3. />, />, />, получаем, что />.

4. />, />, />, отсюда />.

Эпюры моментов от сил будутиметь вид:

/>

/> />

Суммарный изгибающий момент:

/>

Нормальные напряжения изменяетсяпо симметричному циклу, а касательные по пульсирующему. Для симметричного циклаамплитуду нормальных напряжений можно найти по формуле:

/>, где М – изгибающий момент, W – момент сопротивления изгибу для данного опасного сеченияравен:

/>

Для определения касательныхнапряжений воспользуемся формулой:

/>; где Т — крутящий момент, а /> - моментсопротивления кручению, учётом того, что в опасном сечение вал внутри сошлицами а снаружи гладкий вал, получим:

/>

Амплитуда нормальных напряженийизгиба: />МПа.Среднее напряжение />

Амплитуда и среднее напряжениецикла касательных напряжений в опасном сечении:

/>МПа.

Коэффициент запаса прочности понормальным и касательным напряжениям:

/>; />

Где />МПа — предел выносливости гладкогообразца при симметричном цикле. />МПа. — придел выносливости присимметричном цикле кручения.

/> и />-коэффициент влияния абсолютныхразмеров поперечного сечения тела при изгибе и кручении; /> - коэффициент влиянияшероховатости тела.

Коэффициенты чувствительности касимметрии цикла примем равными: />.

Коэффициент влиянияповерхностного упрочнения, для закалки в ТВЧ: />

По таблицам приложения выбираем:/>. Послевыбора всех коэффициентов и определения напряжений получим:

/>; />

Общий коэффициент усталостнойпрочности: />.

Допустимое значение для S=1.5 .2.5 Можно сделать вывод, что запас прочности вала значительнопревышает допустимое значение прочности.

10.2 Проверочный расчёт вала по перегрузкам

Проверим статическую прочностьпри перегрузках, определим её по формуле: />, При /> напряжения могут увеличиваться в 2.2раза и составят:

/>МПа

/>МПа

/> МПа

Эквивалентное напряжение вопасном сечении:

/>МПа. Условие прочности выполняется.

10.3. Проверочный расчёт вала на жёсткость

Из условий работы зубчатогозацепления получаем наибольшее напряжение

под колесом. Поскольку изконструктивных соображений был принят диаметр вала больше расчетного, то расчетна жесткость проводить нецелесообразно.


11. Расчет шпоночного соединения

При передачи с вала крутящегомомента возникают напряжения сечения σсм, а в продольном сечении шпонкинапряжение среза τ.

У стандартных шпонок размеры b иh подобранны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжение среза, а напряжениесмятия. Поэтому расчет шпонок проведем на напряжение смятия.

Рассчитаем шпоночное соединениенаиболее нагруженного вала редуктора – тихоходного вала, где установлена шпонка10х8х40 ГОСТ 23360-78.

σсм=Ft/h*lp≤ [σсм], где

Ft=2T/db

[σсм] =0.5στ=0.5*320=160МПа.

Тогда σсм=4T/db*h*lp≤ [σсм], где

σсм — расчетное напряжениесмятия

Т – крутящий момент

db — диаметр вала

lp – рабочая длина шпонки

h – высота шпонки

[σсм] – допускаемоенапряжение смятия

στ – предел текучестиматериала

σсм=4*395000/35*8*40=121МПа < [σсм] =160 МПа

Условия несмятия шпонкивыполняются, следовательно шпонка выбрана правильно.


Список используемой литературы

1. М.: М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.

2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов – Конструирование узлов и деталей машин. «Высшаяшкола», 1985.

3. В.И. Анурьев – Справочник коструктора-машиностроителя, т.1. М.: «Машиностроение»,1980.

4. В.И. Анурьев – Справочник коструктора-машиностроителя, т.2. М.: «Машиностроение»,1980.

5. В.И. Анурьев – Справочник коструктора-машиностроителя, т.3. М.: «Машиностроение»,1980.

еще рефераты
Еще работы по промышленности, производству