Проектирование цилиндрического шевронного редуктора

мм

^{По стандартному принимаем значение d_b1=30. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_n1=35 мм}

^{3.2 Диаметр выходного  конца ведомого  вала при допускаемом  напряжении [t_к]=25 МПа}

^мм

^{Принимаем стандартное  значение d_b2=50. Диаметр вала под подшипниками d_n2=55 мм. Диаметр вала под зубчатым колесам D_к=60мм.}

 
^{4. Конструктивные  размеры зубчатых  колёс}

 

^{4.1 Размеры шестерни и колеса определённые ранее}

^{d₁=42 мм d₂=208 мм         m=1,25} 

^{d_а1=45 мм d_а2=211 мм}

^{b₁=63 мм b₂=63 мм}

^{4.2 Диаметр ступицы} 

^{d_ст»1,6d_к=1,6×60=96 мм}

^{4.3 Длину ступицы  колеса}

^{l_ст=(1,2¸1,5)d_к=(1,2¸1,5)×60=72¸90 мм}

^{Принимаем l_ст=80мм}

^{4.4 Толщина обода} 

^{d₀=(2,5¸4,0)×m=(2,5¸4,0)×1.25=2,5¸5 мм}

^{Принимаем d₀=8 мм}

^{4.5 Толщина диска} 

^{с=0,3×b₂=0,3×63=19 мм}

 

^{5 Конструктивные  размеры корпуса  редуктора}

 

^{5.1 Толщина стенок  корпуса редуктора}

^{d=0,025а+1=0,025×125+1=4,125 Принимаем d=8}

^{Толщина стенки крышки}

^{d₁=0,02а+1=0,02×125+1=3,5 Принимаем d₁=8мм}

^{5.2 Толщина фланцев  (поясов) корпуса  и крышки}

^{Верхний пояс корпуса  и крышки}

^{b=1,5×d=1,5×8=12 мм}

^{b₁=1,5×d₁=1,5×8=12 мм}

^{Нижний  пояс корпуса}

^{p=2,35×d=2,35×8=19 мм. Принимаем p=20 мм}

^{5.3 Диаметр болтов}

^{Фундаментальных}

^{d1=(0,03¸0,036)а+12=(0,03¸0,036)×125+12=15,75¸16,5мм. Принимаем болты с резьбой М16}

^{Крепящих  крышку к корпусу  у подшипников} 

^{d ₂= (0,7¸0,75)d₁=(0,7¸0,75)×16=12,6¸13,5мм. Принимаем болт с резьбой М12}

^{Соединяющих крышку с корпусом}

^{d₃=(0,5¸0,6)d₁=(0,5¸0,6)×16=9¸10,8мм. Принимаем болт с резьбой М12}

 

 

^{6 Расчёт  ременной передачи}

 

^{6.1 Для передачи  мощностью Р₁=Р_тр=0,3 кВт при n₁=n_дв=1434 мин-1 принимаем по номограмме (рис. 8.9[1, с 123]) клиновой ремень нормального сечения А}

^{6.2 Диаметр малого  шкива} 

^{Т_дв=33,6 Нм}

^{по  таблице 8.5 [1, с 143] принимаем d₁=112 мм}

^{6.3 Скорость ремня} 

^{6.4 Диаметр большого  шкива} 

^{По  стандарту принимаем  d₂=355 мм}

^{6.5 Фактическое  передаточное число} 

^{Отклонение от заданного 4,3%; допускается  ±5%}

^{6.6 Ориентировочное  межосевое расстояние} 

^{где с=0,998 – числовой коэффициент, который принимают  в зависимости  от передаточного  числа U}

^{Для клиноременных передач}

^{h –  выбираем по диаграмме (рис 8.8 [1, с 123]) h=8мм}

^{Принимаем предварительно а`=800 мм}

^{6.7 Расчётная  длинна ремня} 

^{Принимаем L_р=2240 мм, ближайшее значение из стандартного ряда (таблица 8.2 [1, с 124])}

^{6.8 Фактическое  межосевое расстояние} 

^{6.9 Угол обхвата  ремнём малого  шкива} 

^{6.10 Номинальная мощность передаваемая одним ремнём (таблица 8.5 [1, с 143])}

^{Р₀=1,57 кВт}

^{6.11 Эталонная  длинна ремня:  l₀=1700 мм}

^{6.12 Поправочные  коэффициенты:}

^{коэффициент угла обхвата С_a=0,953 [1, с 142]}

^{коэффициент длинны ремня С_l=1,058 [1, с 145]}

^{коэффициент передаточного  числа С_u=1,14 [1, с 145]}

^{коэффициент динамичности С_р=1,1 [1, с 142]}

^{6.13 Мощность, передаваемая  выбранного сечения  в условиях эксплуатации} 

^{6.14 При ожидаемом  числе ремней шестом  комплекте два-три коэффициент с_z=0,95}

^{6.15 Число ремней  в комплекте} 

^{Принимаем число  ремней z=2}

^{6.16 Сила предварительного  материала одного  ремня} 

, Н

^{6.17 Сила действующая  на вал}

, Н

^{6.18 Ширина шкива}

,мм

р=15 мм; f=10 мм; (таблица 8.4 [1, с 128])

 

 

8 Подбор подшипников  качения

 

8.1 Ведущий вал 

 

 

Из предыдущих расчётов имеем:

F_t = 1857,9 Н

F_r = 676,21 Н

F_в = 641,77 Н

 

Раскладываем силу F_в на составляющий в вертикальной F_ву и горизонтальной F_вх плоскостях:

 

Реакции опор:

 

В плоскости XZ:

Проверка:

 

 

 

 

В плоскости YZ:

Проверка:

 

Суммарные реакции:

 

Подбираем подшипники по более нагруженной  опоре 1

 

Эквивалентная нагрузка:

V=1 (вращается внутреннее кольцо)

К_Б=1,5 [1, с 322]

К_Т=1 [1, с 322]

X=1 (таблица 16.1 [1, с 323])

Y=0

 

Расчётная долговечность, млн.об:

а₁=1 – коэффициент надёжности при 90%-ной надежности [1, c 320]

a₂₃=0,7 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качество его эксплуатации [1, с 320]

 млн.об

 

Расчёт на долговечность, ч:

n₁=470,99 – частота вращения ведущего вала

 

8.2 Ведомый вал 

 

 

Ведомый вал несёт нагрузки:

F_t=1857,9 Н

F_r=676,21 Н

 

Реакции опор:

 

 

В плоскости XZ

В плоскости YZ

Суммарные реакции 

Эквивалентная нагрузка:

V=1 (вращается внутреннее кольцо)

К_Б=1,5 [1, с 322]

К_Т=1 [1, с 322]

X=1 (таблица 16.1 [1, с 323])

Y=0

Расчётная долговечность, млн.об:

а₁=1 – коэффициент надёжности при 90%-ной надежности [1, c 320]

a₂₃=0,7 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качество его эксплуатации [1, с 320]

 млн.об

 

 

Расчёт на долговечность, ч:

n₂=101,27 – частота вращения ведомого вала

 

9 Подбор и проверочный  расчёт шпонок

 

9.1 Выбираем шпонки призматические  со скруглёнными торцами (таблица  5.1 [1, с 98])

Ведущий вал 

D = 30 мм

b ´ h = 8´7 мм

l = 32 мм

t₁ = 4 мм – глубина паза вала

t₂ = 3,3 мм – глубина паза втулки

 

ВЕДОМЫЙ ВАЛ

 

 

D = 55 мм

b ´ h = 10´8 мм

l = 50 мм – (при длине ступени полумуфты МУВП 58 мм (таблица 11.5[2, с 277]))

 

 

 

t₁ = 5 мм – глубина паза вала

t₂ = 3,3 мм – глубина паза втулки

 

9.2 Допускаемые напряжения смятия  при стальной ступице [s] = 100 ¸ 120 Мпа

9.3 Расчётные напряжения смятия  шпонки для ведущего вала 

9.4 Расчётные напряжения смятия шпонки для ведомого вала.

Из двух шпонок под зубчатым колесом  и под полумуфтой более нагруженная  вторая (меньше диаметр вала и поэтому  меньше размеры поперечного сечения  шпонки )

 

 

10 Уточнённый расчёт  ведомого вала

 

10.1 Консольная сила

10.2 Материал вала (таблица 14.1 [1, с 284])

Принимаем сталь 45. Диаметр заготовки  неограничен. Твердость не ниже 200 НВ, s_в=560 Н/мм²; s_-1 = 250 Н/мм²; t_-1=150 Н/мм²

10.3 Реакция опор в горизонтальной плоскости от силы F_t

10.5 Реакция опор в вертикальной  плоскости от силы F_r

10.6 Строим эпюру изгибающих моментов  М_в 

; ;

;

10.7 Реакции опор от консольной  силы F_к

Проверка:

10.4 Строим эпюру  изгибающих моментов М_г горизонтальной плоскости:

; ;

;

10.5 Строим эпюру крутящих  моментов Т. Передача вращающего  момента происходит вдоль оси вала от середины ступицы колеса до середины ступицы .

10.10 В соответствии с эпюрами  изгибающих М_r, М_в, Т и крутящего моментов предположительно опасными сечениями вала, подлежащему проверке на сопротивление усталости, являются сечения I-I и II-II

10.11 Коэффициент запаса прочности  в сечении I-I

10.11.1 Суммарный изгибающий момент 

Крутящий момент сечения Т_к2=176,52Н×м

10.11.2 Осевой момент сопротивления  сечения с учётом шпоночного  паза

10.11.3 Полярный момент сопротивления  сечения с учётом шпоночного  паза

 

 

 

 

 

 

 

 

10.11.4 Амплитуда нормальных напряжений  при симметричном цикле

10.11.5 Амплитуда касательных напряжений  при отнулевом цикле

10.11.6 Эффективный коэффициент концентрации  напряжений для вала со шпоночным  пазом, выполненным концевой фрезой (таблица 1.2[1, с 22])

К_s=1,86