![](/user_photo/2706_HbeT2.jpg)
- •Аналіз конструкції
- •Вибір електродвигуна
- •Кінематичні розрахунки
- •3.1 Розрахунок передаточних чисел
- •3.2 Розрахунки частот обертання
- •3.3 Розрахунок потужностей і обертаючих моментів
- •4. Проектувальні розрахунки
- •4.1 Розрахунок циліндричної косозубой передачі 1-2
- •4.2 Розрахунок прямозубої циліндричної ступені 3-4
- •4.3 Розрахунок клинопасової передачі.
- •4.4 Вибір мувп
- •4.5 Проектувальний розрахунок валів
- •4.6 Вибір підшипників
- •4.7 Вибір шпонкових з'єднань
- •4.8 Розрахунок основних розмірів корпусу і кришки
- •5 Перевірочні розрахунки
- •5.1 Розрахунок косозубой циліндрової передачі 1-2
- •5.2 Розрахунок прямозубої циліндричної передачі 3-4
- •5.3 Перевірочні розрахунки муфти
- •5.4. Розрахунок зусиль, що діють на вали
- •5.5 Розрахунок вхідного валу.
- •5.6 Розрахунок проміжного валу
- •5.7 Розрахунок тихохідного валу
- •5.8 Перевірочний розрахунок вихідного валу на жорсткість
- •5.9 Розрахунок підшипників кочення на довговічність
- •5.9.1 Розрахунок підшипників вхідного валу
- •5.9.2 Розрахунок підшипників проміжного валу
- •5.9.3 Розрахунок підшипників вихідного валу
- •5.10 Перевірочний розрахунок з'єднань шпонкою
- •5.10.1Вхідні данні для розрахунки шпонки під веденим шківом.
- •5.10.2 Вхідні данні для розрахунки шпонки під колесом на проміжному валу.
- •5.10.3 Вхідні данні для розрахунки шпонки під колесом на вихідному валу.
- •5.10.4 Вхідні данні для розрахунки шпонки під мувп
- •6 Технічні умови на експлуатацію
- •Висновки
- •Перелік посилань
4.8 Розрахунок основних розмірів корпусу і кришки
Корпус редуктора складається з основи корпусу і кришки, які виготовлені зваркою. Основними елементами корпусу є його стінки, опорна підошва і гнізда для підшипників. Розмірі люка достатні для огляду передачі, так само передбачені петлі для транспортування редуктора і його установки при монтажі.
Розмірі корпусних деталей призначають по співвідношеннях, заснованих, головним чином, на практичному досвіді. Для визначення основних розмірів корпусних деталей скористаємося рекомендаціями [5].
Товщина
стінок корпусу й кришки:
.
.
Приймаємо
.
Товщина фланців поясів корпуса й кришки:
,
.
Нижній пояс корпуса:
.
Приймаємо
.
Товщина ребер підстави корпуса:
,
приймаємо
Товщина кришки:
,
приймаємо
Найменший
зазор між зовнішньою поверхнею колеса
й стінкою корпуса :по діаметрі
,
приймаємо
.
5 Перевірочні розрахунки
5.1 Розрахунок косозубой циліндрової передачі 1-2
5.1.1 Перевірка на контактну міцність.
Розрахункова умова σн ≤ [σ] н .
Для косозубої передачі: [σ]н = [σ] н раз = 668,25 МПа.
де Zм = 275 МПа1/2 – коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів зв'язаних зубчастих коліс [1, стр.71].
Zн - коефіцієнт, що враховує форму зв'язаних поверхонь зубів, для косозубих коліс при α = 20о
Zε - коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній. Для косозубих коліс
Коефіцієнт КН = КНα КНβ КНν = 1.13∙ 1 ∙ 1,02 = 1,15
КНα – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами. Для косозубих передач приймається КНα = 1,13[1, стр.95].
КНβ - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця.
По табл.37[1] при b2/d1 = 32/48,1395 = 0,602; (колесо приробляється; положення колеса – посередині між опорами) КНβ = 1,05.
КНν – коефіцієнт динамічності навантаження. [1, табл.38].
КНν = 1,01.
σн < [σ] н. 543,5 < 668,25 МПа – контактна втомна міцність забезпечена.
5.1.2 Перевірка на втомну згинну міцність.
Розрахункова умова: σF ≤ [σ] F.
З'ясовуємо, по якому із зубчастих коліс пари вести розрахунок, для чого і для шестерні, і для колеса розраховуємо [σ] F/YF.
Шестерня. Згинна напруга, що допускається
где σF limb = 600 МПа [1, табл.39] – межа витривалості зубів при вигині.
KFc – коефіцієнт, що враховує напрям додатка навантаження до зубів. Для нереверсивних передач KFc =1.
SF =2,2 – коефіцієнт запасу, вибираємо з табл.41 (вірогідність не руйнування більше 0,99) [1].
KFL – коефіцієнт довговічності. Для шестерні розраховуємо по формулі:
<
1. Приймаємо рівним 1.
NFO – базове число циклів змін напруги, відповідне тривалій межі витривалості. Для всіх сталей NFO = 4•106 [1, стр.110].
NFE – еквівалентне число циклів змін напруги. Розраховується з врахуванням даних режиму вантаження. Для шестерні:
Для колеса:
NFE2 = NFE1/u1-2 = 255985737/2,8 = 91423477
σF limb = 1,8ННВ = 1,8 × 285 = 513 МПа
<
1, приймаємо =1.
.
Знаходимо YF1 – безрозмірний коефіцієнт, величина якого залежить від форми зуба. Число зубів Z1 = 23; Z2 = 63. Знаходимо по табл.24[1, стр.77].
Z1E = Z1/(cos3β) = 23/(cos317,146) = 26 YF1 = 3,9;
Z2E = Z2/(cos3β) = 63/( cos317,146) = 72 YF2 = 3,615.
«Слабкішим» елементом є колесо, по якому ведеться подальший розрахунок.
Yε ≈ 1- коефіцієнт, що враховує спільну роботу зубів;
Yβ - коефіцієнт, що враховує нахил зуба.
Yβ= 1 - βо/140о = 1 – 17,146о /140о = 0,8775
KFα – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами. Для косозубих циліндрових передач приймається рівним :
KFβ - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця, при b2/d1 = 30/131,8603 = 0,23; (колесо приробляється; положення колеса – посередині між опорами). КFβ = 1,01.
KFV - коефіцієнт динамічності навантаження. [1, табл.38].
КFν = 1,02.
σF < [σ] F. 101 < 234 МПа – изгибная втомна міцність забезпечена.
5.1.3 Перевірка на контактну міцність при дії максимальних перевантажень.
σн max ≤ [σ] н max,
[σ]H max = 2,8σT = 2,8 x 640 = 1792 МПа
где σT = 640 МПа – вибираємо по табл.26 по найменш твердому колесу.
σ H max < [σ]H max
995,67 < 1972 МПа – контактна міцність при дії максимальних перевантажень забезпечена.
5.1.4 Перевірка на изгибную міцність при дії максимальних перевантажень.
σF max ≤ [σ] F max,
σF max = σF · Кпер = 101 · 2,22 = 225 МПа.
σF max < [σ] F max; 225 < 1792 - изгибная міцність при дії максимальних навантажень забезпечена.