- •Редуктор цилиндрический
- •2011 Задание
- •Оглавление
- •Введение
- •1. Расчет редуктора.
- •2.2. Определение допускаемых контактных напряжений
- •2.3. Определение допускаемых изгибных напряжений.
- •2.3. Геометрический расчет зубчатых колес
- •3. Эскизная компоновка механизма
- •3.1. Предварительный расчет валов.
- •3.2 Подбор подшипников
- •3.3. Расчет шпоночных соединений
- •1. Расчет шпоночного соединения вала с колесом.
- •7.2. Расчет шпоночного соединения входного вала с муфтой.
- •7.3. Расчет шпоночного соединения выходного вала со звездочкой цепной передачи.
- •4. Проверочные расчеты
- •4.3.2. Расчет входного вала
- •4.4. Проверка работоспособности подшипников.
- •4.4.1. Проверка работоспособности подшипников, установленных на выходном валу
- •4.4.1. Проверка работоспособности подшипников, установленных на входном валу
- •5. Конструирование зубчатых колес.
- •6. Конструирование элементов корпуса редуктора.
- •7. Выбор смазочных материалов.
- •Список использованных источников
7.3. Расчет шпоночного соединения выходного вала со звездочкой цепной передачи.
7.3.1. По диаметру конца выходного вала d= 32 мм, подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78 с параметрами:b= 10 мм,h= 8 мм,t1= 5 мм.
7.3.2. Полная длина шпонки принимается в зависимости от длины конца вала lк вала
,
где lк вала= 58 мм – длина конца выходного вала
7.3.3. Определяем рабочую длину шпонки со скругленными торцами
.
7.3.4. Проверим выполнение условия прочности на смятие боковых граней выбранной шпонки [8]
.
7.3.5. Так как условие прочности шпонки длиной lp= 38 мм выполняется, то окончательно принимаем конструктивную длину шпонки из ряда стандартных значений длин шпонок по ГОСТ 23360-78:.
Таким образом, шпонка для соединения выходного вала со звездочкой цепной передачи – 10х8х50 ГОСТ 23360-78.
4. Проверочные расчеты
4.1. Проверка зубьев на контактную выносливость
Расчет выполняется с целью проверки проектного расчета.
Действующие контактные напряжения Hопределяются по зависимости [10]
,
где K– коэффициент, равный для прямозубой передачиK= 315;, при симметричном расположении зубчатой пары относительно опор,; расшифровка остальных параметров приведена выше.
Подставляя значения параметров в формулу для H, получаем
.
Отношение действующих контактных напряжений к допускаемым составляет
,
контактная выносливость обеспечена
4.2. Проверочный расчет передачи на изгибную прочность.
Действующие напряжения изгиба F определяются по формуле
,
где (при) – коэффициент формы зуба из табл. 3. Остальное определено ранее
Таблица 3.
Z |
17 |
20 |
22 |
24 |
28 |
35 |
40 |
4,26 |
4,07 |
3,98 |
3,92 |
3,81 |
3,75 |
3,70 |
Изгибная выносливость обеспечена
4.3. Расчеты валов на усталостную прочность
В качестве материала входного и выходного валов выбираем сталь 45 (ГОСТ 1050-88) с твердостью 235…262 НВ ( термообработка – улучшение), предел прочности
4.3.1. Расчет выходного вала
1. Выбираем расчетную схему выходного вала; подшипники заменены опорами А и В. Относительно опор венец зубчатого колеса расположен симметрично.
2. На валу установлено прямозубое цилиндрическое колесо. Нормальная сила в зацеплении цилиндрической прямозубой передачи , приведенная к оси вала, нагружает его в сечении, расположенном на одинаковом расстоянии от опор. Вал под действием внешних сил изгибается силойи скручивается моментом на валу Т2.
В зацеплении прямозубой цилиндрической передачи действует нормальная сила, которую определим с учетом потерь в зацеплении:
где стандартный угол
3. Определим реакции в опорах, используя уравнение равновесия:
4. Построим эпюры изгибающих моментов и крутящих моментов, затем определим:
- в опасном сечении I-Iзначения изгибающего(Ми) и крутящего(Мк) моментов
(Ми1)max= Ми1= 0,25Fnl=
Мк1= 152 Н;
- в опасном сечении II-IIзначение крутящего момента:
МkII= 152 Н
5. В опасных сечениях найдем нормальные и касательные напряжения.
В опасном сечении I-I:
- нормальные напряжения при изгибе:
где осевой момент сопротивления плоского сечения,d– диаметр вала в опасном сечении (диаметр вала под колесом).
- касательные напряжения при кручении
где полярный момент сопротивления плоского сечения,d– диаметр вала в опасном сечении(диаметр вала под колесом).
В опасном сечении II-II:
- касательные напряжения при кручении
где полярный момент сопротивления плоского сечения вала под подшипником,d– диаметр вала в опасном сечении (под подшипником).
6. Вычислим коэффициенты запаса сопротивления усталости по изгибу и по кручению в каждом опасном сечении
В опасном сечении I:
В этих формулах - пределы выносливости, которые связаны соотношениями ( при):,
- амплитуды переменных составляющих циклов напряжений,- постоянные составляющие, поскольку напряжения изгиба в валах изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения – по отнулевому циклу, составляющие циклов определяются по формулам:
-эффективные коэффициенты концентрации напряжений, на валу в опасном сечении расположен шпоночный паз. Масштабный фактор выбираем по данным зависимостям, при диаметре валаd=50 мм -= 0,73; фактор качества поверхности выбираем по данной ранее зависимости, для-;коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений, для среднеуглеродистой стали
В опасном сечении II:
выбирается по данным ранее зависимостям. При диаметре валаd= 40 мм,
7. Определим коэффициент запаса усталостной прочности и сравним с допускаемой величиной.
В опасном сечении I:
В опасном сечении II:
Усталостная прочность выходного вала обеспечена.