Реферат: Одноступенчатый цилиндрический прямозубый редуктор
Петрозаводский Государственный Университет
Пояснительная записка к курсовомупроекту по предмету «Детали машин»
Выполнил студент ЛИФ
2-го курса МОЛК(ускор.)
Микитенко А.Т.
2005 г.
Содержание.
1.<span Times New Roman"">
Выборэлектродвигателя и кинематический расчет. 32.<span Times New Roman"">
Расчет цепнойпередачи. 53.<span Times New Roman"">
Расчет редуктора. 94.<span Times New Roman"">
Эскизнаякомпоновка. Предварительный расчет валов. Подбор подшипников. 145.<span Times New Roman"">
Проверкапрочности шпоночного соединения. 176.<span Times New Roman"">
Проверочныйрасчет ведомого вала. 177.<span Times New Roman"">
Списокиспользованной литературы. 19
Расчет иконструирование.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
1.1 Определим КПД привода:
Для приближенного определения КПДпривода примем ориентировочно:
КПД зубчатых колес η3=0,98;
КПД учитывающий потери в одной пареподшипников качения, η2=0,99;
КПД цепной передачи η1=0,92.
Общий КПД привода
2 2
η = η1η2η3 = 0,98*0,99*0,92=0,883
1.2 Требуемая мощность электродвигателя.
N1=N2/η=5.2/0.883=5.88 кВт
1.3 Используя табличные данныеопределим приближенное значение передаточного числа i; примем для редуктора i=5, для цепной передачи i=3.
Общее передаточное число i=5*3=15
1.4 Выбор электродвигателя.
Ориентировочно найдем необходимоеколичество оборотов на валу электродвигателя.
n1=n2*i=60*15=900об/мин
По каталогу выбираемэлектродвигатель, ближайший по мощности и оборотам на валу.
Принимаем электродвигатель единойсерии 4А марки 132 М6, мощностью N=7,5 кВт и n=1000об/мин.
1.5 Окончательно определяем передаточное число привода.
i=1000/60=16.6
Для редуктора примем iр=6
Тогда для цепи iц=16,6/6=2,77
1.6 Определяем угловые скорости валов привода:ведущего вала цепной передачи
<img src="/cache/referats/19804/image002.gif" v:shapes="_x0000_i1025"> рад/с;
ведомого вала цепной передачи
<img src="/cache/referats/19804/image004.gif" v:shapes="_x0000_i1026"> рад/с;
ведущего вала зубчатой передачи
<img src="/cache/referats/19804/image006.gif" v:shapes="_x0000_i1027"> рад/с;
ведомого вала зубчатой передачи
<img src="/cache/referats/19804/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1028"> рад/с
1.7 Определяем моменты на валах :
Так как по условию задана мощность навыходном валу расчет выполняем не по принятой мощности двигателя, а потребуемой мощности .
На ведомом валу зубчатой передачи
<img src="/cache/referats/19804/image010.gif" v:shapes="_x0000_i1029">
Наведущем валу зубчатой передачи
<img src="/cache/referats/19804/image012.gif" v:shapes="_x0000_i1030">
На ведомом валу цепной передачи
<img src="/cache/referats/19804/image014.gif" v:shapes="_x0000_i1031">
На ведущем валу цепной передачи
<img src="/cache/referats/19804/image016.gif" v:shapes="_x0000_i1032">
2. Расчет цепной передачи
2.1 Расчетное значение шага t, мм, однорядной цепи определяем поформуле:
<img src="/cache/referats/19804/image018.gif" v:shapes="_x0000_i1033">
<img src="/cache/referats/19804/image020.gif" v:shapes="_x0000_i1034"> =55 Н м – вращающиймомент на валу меньшей звездочки;
<img src="/cache/referats/19804/image022.gif" v:shapes="_x0000_i1035"> — число зубьев ведущейзвездочки, принимаем из расчета:
<img src="/cache/referats/19804/image022.gif" v:shapes="_x0000_i1036">i=31-5.54=25.4 принимаем <img src="/cache/referats/19804/image022.gif" v:shapes="_x0000_i1037">
Число зубьев ведомой звездочки
<img src="/cache/referats/19804/image025.gif" v:shapes="_x0000_i1038">i<img src="/cache/referats/19804/image022.gif" v:shapes="_x0000_i1039"> принимаем <img src="/cache/referats/19804/image025.gif" v:shapes="_x0000_i1040">
<img src="/cache/referats/19804/image027.gif" v:shapes="_x0000_i1041">
<img src="/cache/referats/19804/image027.gif" v:shapes="_x0000_i1042">
<img src="/cache/referats/19804/image029.gif" v:shapes="_x0000_i1043"> — допускаемое среднеедавление, по таблице принимаем <img src="/cache/referats/19804/image029.gif" v:shapes="_x0000_i1044">
Вычисляем
<img src="/cache/referats/19804/image032.gif" v:shapes="_x0000_i1045">
2.2 Полученноезначение округляем до ближайшего стандартного. Принимаем t=25,4
Принятый шаг проверяем по допустимойчастоте вращения ведущей звездочки:
<img src="/cache/referats/19804/image034.gif" v:shapes="_x0000_i1046">
2.3 Предварительноопределяем значение межосевого расстояния, из условия обеспечения угла обхватаведущей звездочки <img src="/cache/referats/19804/image036.gif" v:shapes="_x0000_i1047">
<img src="/cache/referats/19804/image038.gif" v:shapes="_x0000_i1048"> примем а=30*25,4=762 мм
при числе звеньев в цепи
<img src="/cache/referats/19804/image040.gif" v:shapes="_x0000_i1049">
принимаем <img src="/cache/referats/19804/image042.gif" v:shapes="_x0000_i1050">
где <img src="/cache/referats/19804/image042.gif" v:shapes="_x0000_i1051"> — длина цепи в шагах
<img src="/cache/referats/19804/image044.gif" v:shapes="_x0000_i1052"> 762/25,4=30
<img src="/cache/referats/19804/image046.gif" v:shapes="_x0000_i1053">
<img src="/cache/referats/19804/image048.gif" v:shapes="_x0000_i1054">
2.4 Уточняеммежосевое расстояние по формуле :
<img src="/cache/referats/19804/image050.gif" v:shapes="_x0000_i1055"><img src="/cache/referats/19804/image052.gif" v:shapes="_x0000_i1056">
2.5 Определяемокружную силу F, Н, на звездочке, равную тяговой силе на ведущей ветви:
<img src="/cache/referats/19804/image054.gif" v:shapes="_x0000_i1057">Н
2.6 Определяемприближенную нагрузку на валы и опоры по формуле:
Q=1.15F=821 Н
2.7 Проверяем значение удельного давления (износостойкость)цепи по формуле:
<img src="/cache/referats/19804/image056.gif" v:shapes="_x0000_i1058">
где <img src="/cache/referats/19804/image058.gif" v:shapes="_x0000_i1059"><img src="/cache/referats/19804/image058.gif" v:shapes="_x0000_i1060">
p=714*1,875/180=7,4
По результатам расчетов подошлацепь марки ПР-25,4-5670
2.8 Определяемразмеры звездочек
Делительный диаметр звездочек
Ведущей
<img src="/cache/referats/19804/image060.gif" v:shapes="_x0000_i1061"> принимаем <img src="/cache/referats/19804/image062.gif" v:shapes="_x0000_i1062">
ведомой
<img src="/cache/referats/19804/image064.gif" v:shapes="_x0000_i1063">
принимаем <img src="/cache/referats/19804/image066.gif" v:shapes="_x0000_i1064">
Диаметр окружности выступов
Ведущей
<img src="/cache/referats/19804/image068.gif" v:shapes="_x0000_i1065">
ведомой
<img src="/cache/referats/19804/image070.gif" v:shapes="_x0000_i1066">
Диаметры окружностей впадин
ведущей
<img src="/cache/referats/19804/image072.gif" v:shapes="_x0000_i1067">
ведомой
<img src="/cache/referats/19804/image074.gif" v:shapes="_x0000_i1068">
Радиус закругления зуба
<img src="/cache/referats/19804/image076.gif" v:shapes="_x0000_i1069">
Радиус закругления
<img src="/cache/referats/19804/image078.gif" v:shapes="_x0000_i1070">
Длина ступицы
<img src="/cache/referats/19804/image080.gif" v:shapes="_x0000_i1071">
Диаметр ступицы
<img src="/cache/referats/19804/image082.gif" v:shapes="_x0000_i1072">
где <img src="/cache/referats/19804/image084.gif" v:shapes="_x0000_i1073"><img src="/cache/referats/19804/image086.gif" v:shapes="_x0000_i1074">
2.9 Результатырасчетов сводим в таблицу
Наименование параметра и единица
Значение параметра
Наименование параметра и единица
Значение параметра
Номинальный вращающий момент на ведомом валу, Нм
<img src="/cache/referats/19804/image088.gif" v:shapes="_x0000_i1075">
Тип цепи
ПР-25,4-5670
Угловая скорость звездочек, рад/с;
Шаг цепи, мм
t=25.4
Ведущей
<img src="/cache/referats/19804/image090.gif" v:shapes="_x0000_i1076">
Длина цепи, мм
L=2794
ведомой
<img src="/cache/referats/19804/image092.gif" v:shapes="_x0000_i1077">
Монтажное межосевое расстояние, мм
A=740
Число зубьев звездочек:
Окружная скорость цепи, мм
v=10.5
Ведущей
<img src="/cache/referats/19804/image094.gif" v:shapes="_x0000_i1078">
Нагрузка на валы и опоры, Н
Q=821
ведомой
<img src="/cache/referats/19804/image096.gif" v:shapes="_x0000_i1079">
Окружная сила, Н
F=714
Делительные диаметры звездочек, мм:
Ведущей
<img src="/cache/referats/19804/image098.gif" v:shapes="_x0000_i1080">
ведомой
<img src="/cache/referats/19804/image100.gif" v:shapes="_x0000_i1081">
3. Расчет редуктора.
3.1 Выбор материала для зубчатыхколес.
3.1.1 Передаточное число наданной стадии расчета принимаемравным передаточному отношению i=u=6. Момент вращения на ведомом валу редуктора М2=140,37Н-м. Значение коэффициента ψЬа=0,4 принимаем по таблице. Коэффициент Кнβ принимаемравным единице. Для обеспечения компактности привода ориентируемся на проектирование передачи с твердостьюрабочих поверхностей HRC>45, из стали с высокимимеханическими характеристиками.
Предполагая, что габариты шестерни не превышают d<125 мм и d<80 для изготовления шестерни и колесапринимаем согласно таблице сталь 20ХН2М (поковка). По таблице назначаем для шестерни и колеса одну иту же твердость рабочих поверхностей зубьев HRC60.
3.1.2Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле :
[σн] = σн01/<img src="/cache/referats/19804/image102.gif" v:shapes="_x0000_i1082"> /[n] =1380*1/1,2=1150 МПа,
где потаблице <img src="/cache/referats/19804/image104.gif" v:shapes="_x0000_i1083">=23-60=1380 МПа, коэффициент долговечности для срока службы редуктора 36 000 ч принимаем Khl=1; [n]=1,2 — коэффициентбезопасности при поверхностном упрочнениизубьев.
3.2Расчет зубчатой передачи
3.2.1 Определяем межосевое расстояние
<img src="/cache/referats/19804/image106.gif" v:shapes="_x0000_i1084">
Для прямозубых передач числовой коэффициент <img src="/cache/referats/19804/image108.gif" v:shapes="_x0000_i1085">u,на данной стадии расчета принимаем равным передаточному отношению <img src="/cache/referats/19804/image110.gif" v:shapes="_x0000_i1086"> (поскольку числазубьев еще неизвестны).
М2 – номинальный вращающиймомент на колесе.
<img src="/cache/referats/19804/image112.gif" v:shapes="_x0000_i1087"><img src="/cache/referats/19804/image114.gif" v:shapes="_x0000_i1088"><img src="/cache/referats/19804/image116.gif" v:shapes="_x0000_i1089">67,4 мм
Полученноезначение <img src="/cache/referats/19804/image118.gif" v:shapes="_x0000_i1090"><img src="/cache/referats/19804/image118.gif" v:shapes="_x0000_i1091">
3.2.2 Определяем ширину венца зубчатогоколеса ( для принятой твердости ширина венцов назначается одинаковой: <img src="/cache/referats/19804/image120.gif" v:shapes="_x0000_i1092">
<img src="/cache/referats/19804/image122.gif" v:shapes="_x0000_i1093"> ψЬа<img src="/cache/referats/19804/image124.gif" v:shapes="_x0000_i1094">0,4*80=32
По таблице принимаем b=40 мм
3.2.3 Значение модуля из условиясопротивления изгибной усталости определяем по формуле:
<img src="/cache/referats/19804/image126.gif" v:shapes="_x0000_i1095">
где окружная сила
<img src="/cache/referats/19804/image128.gif" v:shapes="_x0000_i1096">
3.2.4 Допускаемые напряжения изгиба определяем поформуле:
<img src="/cache/referats/19804/image130.gif" v:shapes="_x0000_i1097">
где по таблице <img src="/cache/referats/19804/image132.gif" v:shapes="_x0000_i1098"><img src="/cache/referats/19804/image134.gif" v:shapes="_x0000_i1099"> — коэффициент приодностороннем направлении нагрузки: <img src="/cache/referats/19804/image136.gif" v:shapes="_x0000_i1100"> — коэффициент приресурсе работы ≥36000ч; [n]=1.75– коэффициент безопасности для колес, изготовленных из штамповок. Порекомендациям для силовой передачи принимаем
m=1,25
3.2.5 Определяемчисла зубьев колес .
По формуле суммарное число зубьев
<img src="/cache/referats/19804/image138.gif" v:shapes="_x0000_i1101"> 2*80/1,25= 128
принимаем <img src="/cache/referats/19804/image140.gif" v:shapes="_x0000_i1102">
Определяем число зубьев шестерни
<img src="/cache/referats/19804/image142.gif" v:shapes="_x0000_i1103"> 128/7=18,2
Число зубьев колеса
<img src="/cache/referats/19804/image144.gif" v:shapes="_x0000_i1104">
Фактическое передаточное числоредуктора
<img src="/cache/referats/19804/image146.gif" v:shapes="_x0000_i1105">
отличается от ранее принятого на 1,5%, чтодопустимо. Уточняем частоту вращения ведомого вала
<img src="/cache/referats/19804/image148.gif" v:shapes="_x0000_i1106">
отклонение от заданного составляет 0%,что вполне допустимо.
3.2.6 Определяем диаметры колес:
Делительные по формуле:
<img src="/cache/referats/19804/image150.gif" v:shapes="_x0000_i1107">
<img src="/cache/referats/19804/image152.gif" v:shapes="_x0000_i1108">
3.2.7 Проверяем межосевое расстояние <img src="/cache/referats/19804/image118.gif" v:shapes="_x0000_i1109"> по делительнымдиаметрам колес:
<img src="/cache/referats/19804/image154.gif" v:shapes="_x0000_i1110">
Диаметры вершин зубьев, по формуле:
<img src="/cache/referats/19804/image156.gif" v:shapes="_x0000_i1111">
<img src="/cache/referats/19804/image158.gif" v:shapes="_x0000_i1112">
3.2.8 Диаметры впадин зубьев, по формуле:
<img src="/cache/referats/19804/image160.gif" v:shapes="_x0000_i1113">
<img src="/cache/referats/19804/image162.gif" v:shapes="_x0000_i1114">
3.2.9 Определяемокружную скорость в зацеплении
<img src="/cache/referats/19804/image164.gif" v:shapes="_x0000_i1115">
По рекомендациям принимаем 8-юстепень точности изготовления зубчатых колес.
3.2.10 Силы,действующие в зацеплении.
Окружная сила
<img src="/cache/referats/19804/image166.gif" v:shapes="_x0000_i1116">
Радиальная сила
<img src="/cache/referats/19804/image168.gif" v:shapes="_x0000_i1117">
Осевая сила
<img src="/cache/referats/19804/image170.gif" v:shapes="_x0000_i1118">
Сопоставляя габариты колесспроектированной передачи удостоверяемся, что назначенная в начале расчетамарка стали 20ХН2М не требует изменения.
Термическая обработка колес позаданной твердости – цементация с последующей закалкой рабочих поверхностей зубьев HRC60.
3.2.11 Результаты расчетов редукторной передачисводим в таблицу.
Основные параметры спроектированнойредукторной передачи.
Наименование параметра и единица
Обозначение параметра и размер
Наименование параметра и единица
Обозначение параметра и размер
Номинальный момент на ведомом валу, Н*м
<img src="/cache/referats/19804/image088.gif" v:shapes="_x0000_i1119">
Межосевое расстояние, мм
80
Частота вращения вала, об/мин
Число зубьев:
Ведущего
<img src="/cache/referats/19804/image173.gif" v:shapes="_x0000_i1120">360
Шестерни
<img src="/cache/referats/19804/image094.gif" v:shapes="_x0000_i1121">
Ведомого
<img src="/cache/referats/19804/image176.gif" v:shapes="_x0000_i1122">
Колеса
<img src="/cache/referats/19804/image096.gif" v:shapes="_x0000_i1123">
Угловая скорость вала, рад/с;
Модуль зацепления
m=1,25
Ведущего
<img src="/cache/referats/19804/image090.gif" v:shapes="_x0000_i1124">
Диаметры делительных окружностей, мм:
Ведомого
<img src="/cache/referats/19804/image092.gif" v:shapes="_x0000_i1125">
Шестерни
<img src="/cache/referats/19804/image181.gif" v:shapes="_x0000_i1126">
Передаточное число
6
Колеса
<img src="/cache/referats/19804/image183.gif" v:shapes="_x0000_i1127">
Материал колес
20ХН2М
Ширина зубчатого венца, мм
Твердость зубьев:
Шестерни
40
Шестерни
HRC60
Колеса
40
Колеса
HRC60
Силы, действующие в зацеплении, Н:
Тип передачи
прямозубая
Окружная
1200
Радиальная
437
Осевая
4. Эскизная компоновка.Предварительный расчет валов. Подбор подшипников.
4.1.Эскизную компоновку редуктора выполняемв соответствии с рекомендациями. Заметим приэтом, что ввиду небольшой окружнойскорости в зацеплении (v=0,43 м/с) проектируем смазывание подшипниковпластической мазью. Для предотвращения вытекания мази из подшипниковой полости внутрь редуктораустанавливаем мазеудерживающие кольца, а в крышках с отверстиями для выступающих концов валов — манжеты резиновые. Длину ступицы колеса определяем по рекомендациям: Lст=(1,0.. .1,5)d=1,1*50=55 мм. По параметрическому ряду Ra20 принимаем Lст=56 мм.
4.2. Назначаемпредварительные размеры отдельных участков валов. Диаметр dtвыступающего конца быстроходного валаопределяем по формуле (7.1):
<img src="/cache/referats/19804/image185.gif" v:shapes="_x0000_i1128"> 17,7мм.
По табл. ПЗ принимаем стандартноезначение <img src="/cache/referats/19804/image187.gif" v:shapes="_x0000_i1129"> =18 мм. Диаметр вала под подшипник определяем по зависимости
dnl≈ 1,1<img src="/cache/referats/19804/image187.gif" v:shapes="_x0000_i1130"> = 1,1-28=20 мм
что соответствует стандартному ряду внутренних диаметровподшипников.
Так как на выступающий конец быстроходного вала насаживается звездочка цепнойпередачи, то в целях обеспечения жесткости выступающего конца вала и лучшегоцентрирования на нем шкива принимаем конический конец вала с началомконусности 1: 10 от диаметра dn=20 мм, длиной <img src="/cache/referats/19804/image190.gif" v:shapes="_x0000_i1131">
<img src="/cache/referats/19804/image192.gif" v:shapes="_x0000_i1132"> 38 мм.
Полученныйрезультат округляем до стандартного ряда. По таблице принимаем d2=40 мм.
Диаметр вала под подшипник принимаем d2n=45 мм.
Для обеспечения большей жесткости выступающего конца вала и уменьшения концентраторов напряжений в местахперехода от диаметра к диаметру проектируемконический конец вала с началом конусности от 45 мм и длиной l2=82 мм .
Для выяснения сил, действующих в зацеплениях и в подшипниках валов редуктора, выполняем принципиальную схемупривода в изометрии .
<span Times New Roman",«serif»; mso-fareast-font-family:«Times New Roman»;mso-ansi-language:RU;mso-fareast-language: RU;mso-bidi-language:AR-SA">4.3.Подбор подшипников.
Проверку долговечности подшипников выполняемпо методике, приведенной в § 7.2.
Исходные данные для ведущего вала:диаметр вала в месте посадки подшипника dnl=20 мм, частота вращения вала n1=360 об/мин, окружная сила F1=1200Н, радиальная сила Fr1=437H, осевая сила Fxl==0 H и нагрузка от цепнойпередачи Q= 821 Н,делительный диаметр шестерни d1=22мм .
Принимаем радиальный шарикоподшипник среднейсерии 304, у которого С== 15 кН, С0=10 кН, d=20 mm, D=52 mm, В=15 мм. Расстояния междуопорами и действующими на них нагрузками на основании эскизной компоновки.
Выполняем расчетную схему ведущего вала иопределяем радиальные реакции подшипников.
В вертикальной плоскости ху в силусимметричности (силу давления на вал от цепной передачи не учитываем, так какцепная передача по условиям компоновки находится в горизонтальной плоскости ивертикальная составляющая от Qбудет незначительной) имеем:
RyA = RyB= F<img src="/cache/referats/19804/image194.gif" v:shapes="_x0000_i1133">/2 = 1200/2 = 600 Н.
В горизонтальной плоскости гх сучетом силы Q давленияна валы от цепной передачи
ΣM<img src="/cache/referats/19804/image196.gif" v:shapes="_x0000_i1134"> = 0; RzB2<img src="/cache/referats/19804/image198.gif" v:shapes="_x0000_i1135">-Fx1d1/2+Frlll-Q(l + 2l1)=0,
откуда
RzB = [Q(l+2ll)-Fr1ll + Fxld1/2]/(2ll)= (821*173<img src="/cache/referats/19804/image200.gif" v:shapes="_x0000_i1136">
—<span Times New Roman"">
600*54*10-3+0*22/2*10-3)/(2*54*l0-3) = 810 H;<img src="/cache/referats/19804/image202.gif" v:shapes="_x0000_i1137"> <img src="/cache/referats/19804/image204.gif" v:shapes="_x0000_i1138">
откуда
RzA = (Ql + Fr<img src="/cache/referats/19804/image206.gif" v:shapes="_x0000_i1139"> + Fx1d<img src="/cache/referats/19804/image208.gif" v:shapes="_x0000_i1140"><img src="/cache/referats/19804/image208.gif" v:shapes="_x0000_i1141">3 + 437*54*10-3 + 0*22/2*10-3)/(2*54*10-3)= 685 H.
Суммарныерадиальные реакции подшипников: для опоры А
FrA= <img src="/cache/referats/19804/image210.gif" v:shapes="_x0000_i1142"> = <img src="/cache/referats/19804/image212.gif" v:shapes="_x0000_i1143"> 910H;
для опоры В
FrB = <img src="/cache/referats/19804/image214.gif" v:shapes="_x0000_i1144"> <img src="/cache/referats/19804/image216.gif" v:shapes="_x0000_i1145"> 1008 Н.
Как видно, более нагруженной является опора А,поэтому по ней ведем дальнейшие расчеты
Вычисляем отношение осевой нагрузки Fa=Fx1 к статическойгрузоподъемности намеченного ранее шарикоподшипника 304.
Fа/C0=0/10 200 = 0.
Согласно таблице значению Fa/C0соответствуете е=0,31. Поскольку Fa/Frа= 0<е,то принимаем Х=1; У=0.
Определяемэквивалентную нагрузку по формуле :
P = (XF<img src="/cache/referats/19804/image218.gif" v:shapes="_x0000_i1146"> + YFa)K6 = 910*1,3 = 1183 H.
Тогдапо формуле долговечность подшипника
Lft = [106/(60nl)] (С/Р)з = [106/(60-455)](15300/1183)<img src="/cache/referats/19804/image220.gif" v:shapes="_x0000_i1147"> ≈79000 ч.
Так как, в задании не оговариваетсядолговечность подшипников, считаем ее достаточной.
Определяем долговечность подшипников ведомого вала. Руководствуясь эскизом, выполняем расчетную схему ведомого вала.
Определяем опорные реакции валаот нагрузки в зацеплении. В вер-
тикальной плоскости в силу симметрии имеем
<img src="/cache/referats/19804/image222.gif" v:shapes="_x0000_i1148">
Вгоризонтальной плоскости
ΣMy=0; — RzD-2l2+Fr2L<img src="/cache/referats/19804/image224.gif" v:shapes="_x0000_i1149"><img src="/cache/referats/19804/image226.gif" v:shapes="_x0000_i1150">2/2 = 0,
откудаR<img src="/cache/referats/19804/image228.gif" v:shapes="_x0000_i1151"> 2271 H.
<img src="/cache/referats/19804/image202.gif" v:shapes="_x0000_i1152"> <img src="/cache/referats/19804/image231.gif" v:shapes="_x0000_i1153">
откуда
<img src="/cache/referats/19804/image233.gif" v:shapes="_x0000_i1154"> (Fr2l2—Fx2d2/2)/(2l2) = (2547-50-10-3—1247-160/2-10-3)/(100-l0-3) =276 H.
Суммарныерадиальные реакции подшипников:
для опоры С
FrC = <img src="/cache/referats/19804/image235.gif" v:shapes="_x0000_i1155">
для опоры D
FrD = <img src="/cache/referats/19804/image237.gif" v:shapes="_x0000_i1156"> = 4120 Н. Б.
Далееопределяем долговечность принятого роликоподшипника 7209. Исходные данные: FrCΣ=5675H; <img src="/cache/referats/19804/image239.gif" v:shapes="_x0000_i1157"> Fx2= 1247Н; n2= 60 об/мин; С=41900 Н; е=0,42; Y=1,45.
При схеме установки подшипников враспор осевые составляющие по формуле
Sc = 0,83eFrcΣ= 0,83*0,42*5675= 1978 Н;
SD = 0,83eFr<img src="/cache/referats/19804/image241.gif" v:shapes="_x0000_i1158"> =0,83*0,42*5403=1883 Н.
Израсчетов видно, что наиболее нагруженным радиальными и осевыми составляющими является подшипник D.
ПосколькуFx2+Sc—<img src="/cache/referats/19804/image243.gif" v:shapes="_x0000_i1159">
Fa= <img src="/cache/referats/19804/image245.gif" v:shapes="_x0000_i1160"> +SC = 1247+ 1978 = 3225 Н.
Так как Fa/FrDΣ =3225/5403 = 0,59 > 0,41,
то Х = 0,4; Y = 1,45.
Эквивалентнаянагрузка
P = (XFr<img src="/cache/referats/19804/image247.gif" v:shapes="_x0000_i1161"> + YFa)Kб= (0,4*5403+ 1,45*3225) = 6837 Н.
Долговечность подшипника 7209
<img src="/cache/referats/19804/image249.gif" v:shapes="_x0000_i1162">
Учитывая конструктивные особенностиподшипника, с данной долговечностью приходится согласиться.
5. Проверка прочности шпоночного соединения.
Проверяемпрочность шпоночного соединения под зубчатым колесом. Поскольку d=50 мм, b=14 мм, h = 9 мм, l = 67 мм, lр = l — b = 67 —14 = 53 мм, М2 = 825Н-м, [σсм]= 120 МПа, то согласно формуле
<img src="/cache/referats/19804/image251.gif" v:shapes="_x0000_i1163"> =2M<img src="/cache/referats/19804/image224.gif" v:shapes="_x0000_i1164">/[d{h— tl)lp]= 2*825* 103[l50 (9 — 5,5)53]= 118,6 МПа < [σсм].
6.Проверочный расчет ведомого вала.
Согласно сборочному чертежу составляем расчетную схему, строим эпюры Mz, Му, Мк и Мzм от нагрузки. Очевидно наиболее опасным является сечение под зубчатым колесом, где
Мк=<img src="/cache/referats/19804/image253.gif" v:shapes="_x0000_i1165"> 550 Н-м.
Определяем напряжения в опасной точке:
σmах= <img src="/cache/referats/19804/image255.gif" v:shapes="_x0000_i1166"> = 270*103/10975= 24,6 МПа,
где W<img src="/cache/referats/19804/image257.gif" v:shapes="_x0000_i1167"> = [0,ld<img src="/cache/referats/19804/image220.gif" v:shapes="_x0000_i1168">-bt1(d-t1)2]/(2d)-[0,l-503—14*5.5(50-5,5)2]/(2*50)=10975мм3;
ттах = M<img src="/cache/referats/19804/image260.gif" v:shapes="_x0000_i1169">p=550*103/23475 = 23,4 МПа,
где
Wp=[0,2d<img src="/cache/referats/19804/image220.gif" v:shapes="_x0000_i1170"><img src="/cache/referats/19804/image208.gif" v:shapes="_x0000_i1171"> (d-t<img src="/cache/referats/19804/image208.gif" v:shapes="_x0000_i1172">2]/(2d) = [0,2.503-14*5,5(50—5,5)2]/(2*50)=23475мм3.
Материал вала сталь 45 улучшенная, σв = 900 МПа, σ_1=380 МПа, τ<img src="/cache/referats/19804/image262.gif" v:shapes="_x0000_i1173"> <img src="/cache/referats/19804/image264.gif" v:shapes="_x0000_i1174"> = 0,1, <img src="/cache/referats/19804/image266.gif" v:shapes="_x0000_i1175"> = 0,05.
Используя таблицы, определяем коэффициенты снижения предела выносливости с учетом наличияшпоночного паза:
КτD= (Кσ + К<img src="/cache/referats/19804/image268.gif" v:shapes="_x0000_i1176">d= (2,15+1,15—1)/0,81 = 2,84,
KτD = (Kτ+ KF-l)/Kd = (2,05+ 1,15—1)/0,81 =2,7,
и с учетом посадки
KσDKσ/Kd= 4,3; KτD= KτlKd=3,1.
При расчетах принимаем коэффициенты с учетом посадки как наиболее опасные. Принимаем, что нормальные напряжения изменяются посимметричному циклу, т. е. σа=σтах =-24,6 МПа, σт = 0; а касательные —по отнулевому, т. е. τа = τт-=0,5τтах =11,7 МПа.
Коэффициент запаса по нормальнымнапряжениям
<img src="/cache/referats/19804/image270.gif" v:shapes="_x0000_i1177"> = <img src="/cache/referats/19804/image272.gif" v:shapes="_x0000_i1178">/(<img src="/cache/referats/19804/image274.gif" v:shapes="_x0000_i1179">= 380/(4,3*24,6)=3,4;
коэффициент запаса по касательнымнапряжениям
пτ=<img src="/cache/referats/19804/image276.gif" v:shapes="_x0000_i1180"> /(KτD+ <img src="/cache/referats/19804/image278.gif" v:shapes="_x0000_i1181">) =230/(3,1*11,7 + 0,05*11,7) = 62.
Результирующий коэффициент запаса
n= <img src="/cache/referats/19804/image280.gif" v:shapes="_x0000_i1182">= 3,4*6,2/<img src="/cache/referats/19804/image282.gif" v:shapes="_x0000_i1183">=2,98 > [n].
В представленном расчете,из-за ограниченности объема технического задания на расчет, не приведены описан