- •Введение.
- •1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода.
- •2. Силовой расчет привода.
- •3. Выбор типа зубьев колес зубчатой передачи.
- •4. Выбор термообработки и материала для изготовления зубчатых колес и валов редуктора.
- •5. Выбор способа получения заготовок для зубчатых колес и валов редуктора.
- •6. Выбор степени точности изготовления зубчатых передач.
- •7. Выбор вида финишной операции получения зубьев колес.
- •8. Проектировочный расчет передачи редуктора.
- •8.1Определение ориентировочных допускаемых поверхностных контактных напряжений.
- •8.2 Проектировочный расчет конических колес по контактной выносливости рабочих поверхностей их зубьев.
- •9. Проверочный расчет зубьев на контактную.
- •9.1 Проверочный расчет конических колес на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев.
- •10. Проверочный расчет зубьев колес на усталостную прочность при изгибе.
- •10.1 Определение допускаемых напряжений изгиба, гарантирующих отсутствие зарождения в корне зуба усталостной трещины.
- •10.2 Проверочный расчет конических колес на изгибную выносливость их зубьев.
- •11 Проверочный расчет зубьев на отсутствие остаточных деформаций при действии пиковых нагрузок.
- •11.1 Определение допускаемых напряжений изгиба, гарантирующих отсутствие при перегрузках общих остаточных деформаций.
- •11.2 Проверочный расчет конической передачи на отсутствие хрупкого выламывания зубьев.
- •12. Геометрический расчет зацепления редуктора.
- •13. Определение усилий в зацеплении колес редуктора.
- •14. Выбор типа и способа смазывания зубчатых колес.
- •15. Выбор конструкции устройства для контроля уровней смазочного материала в корпусе редуктора.
- •16. Расчет ременной передачи.
- •16.1 Определяем исходные данные.
- •16.2 Выбор размера сечения назначенного ранее типа
- •16.3 Расчет фактического значения передаточного числа и скорости движения ремня.
- •16.4 Определение межосевого расстояния передачи.
- •16.5 Определение значения угла охвата ремнем малого шкива передачи.
- •16.6 Определение необходимого числа ремней в одном комплекте.
- •16.7 Расчет усилия, действующего на вал.
- •16.8 Определение прогнозируемой долговечности ремней.
- •16.9 Выбор вида натяжного устройства.
- •16.10 Определение стрелы провисания верхней ветви ремня.
- •16.11 Назначение материала и выбор конструкции шкивов
- •16.12 Определение исполнительных размеров шкивов.
- •17. Подбор муфты для соединения вала редуктора с приводным валом.
- •18. Определение диаметральных размеров каждого вала редуктора. Сдесь я закончил . Отсюда начинай.
- •18.1 Первый этап эскизной компоновки.
- •18.2 Определение диаметральных и осевых размеров вала, на котором располагается муфта.
- •18.3 Материал и термообработка валов проектирования передаточного механизма.
- •18.4 Вид заготовки для валов проектируемого передаточного
- •18.5.Определение опорных реакций и построение эпюр внутренних силовых факторов вала, имеющего входной участок, на котором располагается шкив.
- •18.6 Проектировочный прочностной расчет.
- •19.Подбор подшипников для валов редуктора.
- •19.1 Выбор типа подшипников.
- •19.2 Выбор схемы установки подшипников в опорных узлах валов редуктора.
- •19.3 Подбор подшипников для быстроходного вала редуктора.
- •20. Выбор смазки подшипников валов редуктора.
- •21. Выбор уплотнений валов редуктора.
- •22. Расчет подшипниковых крышек корпуса редуктора.
- •23. Выбор конфигурации и определение размеров основных элементов зубчатых колес.
- •24. Подбор посадок основных деталей редуктора.
- •25. Выбор и расчет соединений каждого вала редуктора с размещаемыми на нем деталями передач.
- •25.2Расчет соединения с гарантированным натягом колеса на тихоходном валу.
- •26. Выбор типа корпуса редуктора и определение размеров основных его элементов/
- •27. Выбор вида основания для совместной с двигателем установки редуктора и определение его основных размеров
- •28. Список использованной литературы.
25. Выбор и расчет соединений каждого вала редуктора с размещаемыми на нем деталями передач.
Шпоночные соединения относят к разъемным соединениям (допускающим разборку деталей без их повреждения). Их осуществляют при помощи специальной детали – шпонки, устанавливаемой в пазах вала и ступицы.
Шпоночные соединения используют в малонагруженных валах изделий преимущественно единичного и мелкосерийного производства. Это обусловлено следующими недостатками таких соединений: малой несущей способностью; ослаблением валов шпоночными пазами; концентрацией напряжений из-за не-благоприятной формы шпоночных пазов; низкой технологичностью (для обеспечения взаимозаменяемости необходима ручная пригонка шпонок по месту их установки).
Размеры призматических шпонок стандартизованы ГОСТ 23360 – 78
В соответствии с ГОСТ 23360 – 78, призматические шпонки изготавливают из чистотянутых прутков углеродистой или легированной стали с пределом прочности в 500 МПа, поставляемых в соответствии с
ГОСТ 8787 – 68. Для повышения ремонтопригодности соединения материал шпонки принимают менее прочным, чем материал вала и ступицы. Для шпонок обычно назначают стали Ст 6 (т = 300 МПа; в = 600 МПа).
В связи с тем, что для повышения ремонтопригодности соединения шпонки выполняют из менее прочного материала, чем материал вала и ступи-цы, то именно они подвергаются проверочному расчету на смятие их рабочих поверхностей, располагаемых в пазах ступицы (т.к. глубина врезания шпонки в ступицу меньше, чем в вале).
Расчет шпонок на смятие проводят по следующей зависимости, основан-ной на линейном (треугольном) законе распределения напряжений смятия см по высоте поверхности контакта шпонки со стенками пазов вала и ступицы:
где см – максимальное значение напряжений смятия, возникающих в зоне контакта шпонки со стенкой паза в ступице, МПа;
– крутящий момент, передаваемый шпонкой при номинальном нагружении соединения, Нм;
К n = Тпик / Тном – коэффициент перегрузки;
Тпик; Тном – соответственно, пиковый и номинальный крутящие моменты, действующие на соединение, К n =2.2;
K AS – коэффициент, учитывающий динамичность приложения пиковой внешней нагрузки;
К – коэффициент учитывающий неравномерность распределения напря-жений смятия см по рабочей длине шпонки lР;
h, t, l P – высота шпонки, глубина паза в вале и рабочая длина принятой шпонки, мм;
d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;
[ см] – допускаемое значение напряжений смятия, МПа;
Т предел текучести материала шпонки, МПа;
[S T] = (1,2…1,3) – необходимое значение коэффициента запаса по текучести.
При использовании посадок без гарантируемого натяга (переходные посадки или посадки с зазором) и при отсутствии силовой затяжки ступицы крутящий момент, передающийся шпонкой, принимают равным крутящему моменту, действующему на соединение, т.е. Н.
Коэффициент К АS, учитывающий динамичность приложения пиковой внешней нагрузки, принимают равным К AS = (1,2…2,5). Меньшие значения принимают при использовании электродвигателей постоянного тока с пусковой аппаратурой, а большие – при применении двигателей внутреннего сгорания, КAS=2.2.
Коэффициент K, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине шпонки, назначают равным К=(1,1…1,5). Меньшие значения принимают при коротких (lp d) шпонках, К = 1.5.
Размеры принятой шпонки: b = 8мм, h = 7мм, t = 4мм, lшп=56мм.
Рабочую длину шпонки l p определяют в зависимости от вида торцов шпонки: l p = l шп – 0.5 b = 56 – 0.5·8 = 52мм.
МПа.
МПа.
Проверке на срез подвергают только шпонки с уменьшенным (по сравнению с необходимым по стандарту для данного диаметра вала) поперечным сечением.
Размеры призматических шпонок между валом и муфтой (ширину b и высоту h) выбирают по таблицам ГОСТ 23360 – 78 в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонок, а длину шпонки lшп назначают на 5…10 мм короче длины ступицы и согласовывают со следующим стандартным рядом длин: 10; 12; 14; 16; 18; 20; 22; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200 и т.д.
Следовательно в данном случае b = 8мм, h = 7мм, t = 4мм, lшп=36мм.
Для шпонки назначим сталь 45 (т = 360 МПа; в = 610 МПа).
МПа
МПа.