Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование

1.Так как быстроходный вал изготовляют вместе с шестерней, то его материал известен - сталь 45, для которой предел выносливости определяется по формуле

у-1 = 0,43уВ, (65)

уВ - предел прочности, МПа. Согласно рекомендациям [3, табл. П3], предел прочности уВ = 700 МПа.

Тогда по формуле (65) предел выносливости

у-1 = 0,43 • 700 = 301 МПа.

2. Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле напряжений, согласно рекомендациям [3, с. 195], определяется по формуле

[уИ]-1 = [у-1/([n]Kу] kРИ, (66)

где у-1 - предел выносливости, МПа;

n - коэффициент запаса прочности (n = 2,2 по [3,с.195]);

Kу - эффективный коэффициент концентрации напряжений (Kу = 2,2 по [3, с. 310]); kРИ - коэффициент режима нагрузки при расчете на изгиб (kРИ = 1 по [3, с. 195]).

Тогда по формуле (66) получаем

[уИ]-1 = [уИ]-1 = [301 / (2,2 • 2,2)] •1 = 62,1 МПа.

3. Вычерчиваем схему нагружения вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рис 2):

а) определяем реакции опор в вертикальной плоскости zOy от сил Fr и Fа

?МА = - Fr a1 - Fa•0,5•d1 + YB·2 a1 = 0, (67)

a1 - расстояние по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентировочно приняты на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и В оси вала;

Fr - радиальная сила, сжимающая зуб, Н;

Fa - осевая сила, Н

d1-делительный диаметр шестерни,мм.

Выразив из уравнения (67) YB получим

YB = (68)

Подставив значения в уравнение (68) получим

YB = = 200 Н.

?МВ = - YА·2 a1 - Fa0,5d1 + Fr a1 = 0, (69)

где a1 - расстояние по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентировочно приняты на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и В оси вала;

Fr - радиальная сила, сжимающая зуб, Н;

Fa - осевая сила, Н.

Выразив из уравнения (69) YА получим

YА = (70)

Рис. 2.

Подставив значения в уравнение (70) получим

YА == 200-0 = 200 Н.

б) определяем реакции опор в горизонтальной плоскости xOy от силы Ft:

?МА = - Ft a1 + ХB·2 a1 = 0 (71)

где a1 - расстояние по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентировочно приняты на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и В оси вала,

Ft - окружная сила, изгибающая зуб, Н.

Выразив из уравнения (71) ХВ получим

ХВ = = (72)

Подставив известные величины в уравнение (72) получим

ХВ = 1,2·103/2 = 600 Н,

ХА = ХВ =600 Н;

в) для построения эпюр определяем размер изгибающих моментов в характерных точках (сечениях) А, С и В;

в плоскости yOz

МА = МВ = 0; (73)

МСЛЕВ = YА· a1, (74)

МСПРАВ = YВ· a1, (75)

где a1 - расстояние по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентироыочно приняты на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и

В оси вала;

YА , YВ - опорные реакции, Н.

Тогда по формуле (74) имеем

МСЛЕВ = 200 • 0,032 = 6,4 Н • м;

Тогда по формуле (75)

МСПРАВ = YВ· a1 = 200 · 0,032= 6,4 Н • м;

(МFrFa)max = 6,4 Н • м;

в плоскости хOz

МА = МВ = 0; (76)

МС = ХА· a1, (77)

где a1 - расстояние по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентировочно приняты на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и В оси вала;

ХА - опорная реакция, Н.

Тогда по формуле (77) получаем

МС = 600 · 0,032= 19,2 Н • м;

МFt = 19,2 Н • м;

г) крутящий момент

Т = Т1 = 41,8 Н • м;

д) выбираем коэффициент масштаба и строим эпюры (рис.2).

4. Вычисляем наибольшие напряжения изгиба и кручения для опасного сечения С. Суммарный изгибающий момент по [3, с. 311], определяется по формуле

МИ = , (78)

где МFr и MFt - изгибающие моменты, Н • м.

Тогда

МИ = = 20,2 Н•м.

Напряжение изгиба по [3, с. 311], определяется по формуле

уИ = МИ/WX = 32 МИ/(рdf13), (79)

где МИ - суммарный изгибающий момент, Н•м;

WX - осевой момент сопротивления круглого сечения вала, м3;

WX = рdf13/32, (80)

df1 - диаметр впадин шестерни, мм.

Подставив известные величины в формулы (79) и (80) получим

уИ = 32 МИ/(рdf13) = 32·20,2 / (3,14· (65,25·10-3)3) = 0,74·106 Па.

Допускаемое касательное напряжение на кручение определяется по формуле

фК = Т/ WР, (81)

где Т - крутящий момент, Н•м;

WР - полярный момент сопротивления круглого сечения вала, м3;

WР = рdf13/16 (82)

df1 - диаметр впадин шестерни, мм.

Подставив известные величины в формулы (81) и (82) получим

фК = 16·41,8 / (3,14· (65,25·10-3)3) = 0,77·106 Па.

5. Согласно рекомендациям [3, с. 194], определяем эквивалентное напряжение по гипотезе наибольших касательных напряжений:

уЭ = ? [уИ]-1, (83)

где уИ - напряжение изгиба, Па;

фК - касательное напряжение на кручение, Па;

[уИ]-1 - допускаемое напряжение, МПа.

Тогда

уЭ = = 1,7 МПа,

что значительно меньше [уИ]-1 = 62,1 МПа.

Тихоходный вал.

1. Материал для изготовления тихоходного вала - сталь 35 , для которой по [3, табл. П3] при d < 100 мм предел прочности уВ = 510 МПа.

Предел выносливости, согласно рекомендациям [3, с.195] определяется по формуле

у-1 = 0,43уВ, (84)

уВ - предел прочности, МПа.

Тогда по формуле (84) предел выносливости

у-1 = 0,43 •510 = 219МПа.

2. Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле напряжений, согласно рекомендациям [3, с. 195], определяется по формуле

[уИ]-1 = [у-1 / ([n]Kу] kРИ, (85)

где у-1 - предел выносливости, МПа;

n - коэффициент запаса прочности (n = 2,2);

Kу - эффективный коэффициент концентрации напряжений (Kу = 2,2 по [3, с. 310]); kРИ - коэффициент режима нагрузки при расчете на изгиб (kРИ = 1 по [3, с. 310]).

Тогда по формуле (85) получаем

[уИ]-1 = [219/(2,2 • 2,2)] •1 = 45,25 МПа.

3. Вычерчиваем схему нагружения вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рис. 3.):

а) определяем реакции опор в вертикальной плоскости yOz от сил Fr и Fа

?МА = - Fr a2 - Fa0,5d2 + YB·2 a2 = 0, (86)

где a2 - расстояние по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентировочно приняты на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и В оси вала;

Fr - радиальная сила, сжимающая зуб, Н;

Fa - осевая сила, Н.

Тогда из уравнения (86) следует, что

YB = (87)

Подставив известные величины в формулу (87) получим

YB = = 200 Н

?МВ = - YА·2 a2 - Fa0,5d2 + Fr a2 = 0, (88)

где a2 - расстояние по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентировочно приняты на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и В оси вала;

Fr - радиальная сила, сжимающая зуб, Н; Fa - осевая сила, Н.

Выразив из уравнения (88) YА получим

YА = (89)

Подставив известные величины в формулу (89) получим

YА = = 200 Н.

б) определяем реакции опор в горизонтальной плоскости xOz от силы Ft:

Рис. 3.

?МА = - Ft a2 + ХB·2 a2 = 0, (90)

a2 - расстояние по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентировочно приняты на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и В оси вала;

Ft - окружная сила, изгибающая зуб, Н.

Выразив из уравнения (90) ХВ получаем

ХВ = Ft a2/2 a2 (91)

Подставив известные величины в формулу (91) получим

ХВ = 1200/2 = 600 Н,

ХА = ХВ = 600 Н;

в) для построения эпюр определяем размер изгибающих моментов в характерных точках (сечениях) А, С и В;

в плоскости yOz

МА = МВ = 0; (92)

МСЛЕВ = YА· a2, (93)

МСПРАВ = YВ· a2, (94)

где a2 - расстояние по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентировочно приняты на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и В оси вала;

YА , YВ - опорные реакции, Н.

Тогда по формуле (93) получаем

МСЛЕВ = 200 • 0,024 = 4,8 Н • м;

По формуле (94) имеем

МСПРАВ = 200 · 0,024 = 4,8 Н • м;

(МFrFa)max = 4,8 Н • м;

в плоскости хOz

МА = МВ = 0; (95)

МС = ХА· a2, (96)

где a2 - расстояние по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентировочно приняты на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и В оси вала;

ХА - опрная реакция, Н.

Тогда по формуле (96) получаем

МС = 600 · 0,024 = 14,4 Н • м;

МFt = 14,4 Н • м;

г) крутящий момент Т = Т2 = 66,8 Н•м;

д) выбираем коэффициент масштаба и строим эпюры (рис. 3.).

4. Вычисляем наибольшие напряжения изгиба и кручения для опасного сечения С. Суммарный изгибающий момент, согласно рекомендациям [3, с. 311], определяется по формуле

МИ = , (97)

где МFrFa и MFt - изгибающие моменты, Н • м.

Подставляем значения изгибающих моментов в формулу (97) получаем

МИ = = 15,1Н•м.

Диаметр вала в опасном сечении d2''' = 38 мм ослаблен шпоночной канавкой. Поэтому в расчет вводим значение d, меньшее на 8…10% d2'''. Принимаем расчетный диаметр вала в опасном сечении d = 35 мм.

Напряжение изгиба по [3, с. 311], определяется по формуле

уИ = МИ/WX (98)

где МИ - суммарный изгибающий момент, Н*м;

WX - осевой момент сопротивления круглого сечения вала, м3

WX - расчетный диаметр вала в сечении С, мм.

WX = рd 3/32, d (99)

Тогда подставляя значения суммарного изгибающего момента и расчетного диаметра вала в формулу (98) и (99) получаем

уИ = 32·15,1•103/ (3,14• (35)3) = 3,58 МПа.

Допускаемое касательное напряжение на кручение определяется по формуле

фК = Т / WР, (100)

где Т - крутящий момент, Н•м;

WР - полярный момент сопротивления круглого сечения вала, м3;

WР = рd3/16 (101)

d - расчетный диаметр вала в сечении С, мм.

Тогда подставляя значения крутящего момента и расчетного диамера вала в формулы (100) и (101) получаем

фК = 16·66,8·103/ (3,14· (35)3) = 7,9 МПа.

5. Согласно рекомендациям [3, с. 194], определяем эквивалентное напряжение по гипотезе наибольших касательных напряжений и сравниваем его значение с допускаемым:

уЭ = ? [уИ]-1, (102)

где уИ - напряжение изгиба, Па;

фК - касательное напряжение на кручение, Па;

[уИ]-1 - допускаемое напряжение, МПа.

Тогда по формуле (102) получаем

уЭ = = 16,2 МПа,

что значительно меньше [уИ]-1 = 45,25 МПа.

Задача второго этапа компоновки - конструктивно оформить механизм редуктора (шестерню, зубчатое колесо, валы, корпус, подшипники) для последующей проверки прочности валов и других деталей (рис.П.1.2). Вычерчивание производится в одной проекции (разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:2).

1. Оформляем конструкции шестерни и зубчатого колеса (разрез) по конструктивным размерам, найденным ранее.

2. Разрабатываем конструкцию узла ведущего вала:

а) оставив неизменным зазор y = 6 мм между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса, очерчиваем часть этой стенки, разрывая ее в соответсвующих местах на величину, равную наружному диаметру подшипников;

б) вычерчиваем подшипники в разрезе. Для экономии времени в разрезе вычерчиваем одну половину подшипника, а для второй наносим лишь габариты;

в) далее вычерчиваем вал, крышки подшипников и т.д.

3. Разрабатываем конструкцию узла ведомого вала:

а) для фиксации зубчатого колеса от осевых перемещений предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорного кольца - с другой;

б) сохраняя намеченный в первом этапе компоновки зазор между торцом ступицы зубчатого колеса и внутренней стенкой корпуса, очерчиваем часть этой стенки, разрывая ее в соответсвующих местах на величину, равную наружному диаметру подшипников;

в) вычерчиваем вал, подшипники, крышки подшипников с болтами крепления крышек и.т.д.

Шпонки подбираем по таблицам ГОСТа в зависимости от диаметра вала и проверяем расчетом соединения на смятие.

Быстроходный вал. Для консольной части вала при dВ1 = 24 мм по [3, табл. П49] подбираем призматическую шпонку b Ч h = 8 Ч 7 мм. Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала l1 = 42 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок.

Согласно рекомендациям [3, с 312], принимаем l = 36 мм - длина шпонки со

скругленными торцами. Расчетная длина шпонки определяется по формуле

lР = l - b, (103)

где l - длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм.

Тогда по формуле (103) получаем

lР = 36 - 8 = 28 мм.

Допускаемые напряжения смятия в предположении посадки полумуфты, изготовленной из стали, [уСМ] = 100…150 МПа.

Согласно рекомендациям [3, с. 234] вычисляем расчетное напряжение смятия по формуле

уСМ = 4,4Т1/(d lР h), (104)

где Т1 - крутящий момент, Н•м;

d - диаметр вала, мм;

lР - расчетная длина шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм.

Тогда подставляя значения крутящего момента, диаметра вала, длины и высоты шпонки в формулу (104) получаем

уСМ = 4,4Т1/(d lР h) = 4,4·41,8 / (24·28·7·10 -9) = 39 МПа < [уСМ].

Итак, принимаем шпонку 8Ч7Ч36 (СТ СЭВ 189 - 75).

Тихоходный вал. 1.Для выходного конца вала при dВ2 = 28 мм по [3, табл. П49] подбираем призматическую шпонку b Ч h = 8 Ч 7 мм. Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала l2 =48 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок.

Согласно рекомендациям [3, с 312], принимаем l = 40 мм - длина шпонки со скругленными торцами. Расчетная длина шпонки определяется по формуле (103)

lР = 40 - 8 = 32 мм.

Допускаемые напряжения смятия в предположении посадки полумуфты, изготовленной из стали, [уСМ] = 100…150 МПа.

Согласно рекомендациям [3, с. 234] вычисляем расчетное напряжение смятия по формуле

уСМ = 4,4Т2/(d lР h), (105)

где Т2 - крутящий момент, Н•м;

d - диаметр вала, мм;

lР - расчетная длина шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм.

Тогда по формуле (108) имеем

уСМ = 4,4·66,8 / (28·32·7·10 -9) = 46,8 МПа < [уСМ].

Принимаем шпонку 8Ч7Ч40 (СТ СЭВ 189 - 75).

2. Для вала под ступицу зубчатого колеса при d2''' = 38 мм по [3, табл. П49] подбираем призматическую шпонку b Ч h = 10 Ч 8 мм. Так как lСТ = 36 мм, то принимаем длину призматической шпонки l = 30 мм со скругленными торцами. Расчетная длина шпонки определяется по формуле (103)

lР = 30 - 10 = 20 мм.

Допускаемые напряжения смятия в предположении посадки полумуфты, изготовленной из стали, [уСМ] = 100…150 МПа. Согласно рекомендациям [3, с. 234] вычисляем расчетное напряжение смятия по формуле (105)

уСМ = 4,4Т2/( d2'''lР h) d2'''= 4,4·66,8 / (38·20·8·10 -9) = 48,3 МПа < [уСМ].

Под ступицу колеса принимаем шпонку 10Ч8Ч30 (СТ СЭВ 189 - 75).

Подшипники качения подбираем по таблицам ГОСТа в зависимости от размера и направления действующих на подшипник нагрузок; диаметра цапфы, на которую насаживается подшипник; характера нагрузки; угловой скорости вращающегося кольца подшипника; желательного срока службы подшипника и его наименьшей стоимости.

Быстроходный (ведущий) вал.

1 Определяем нагрузки, действующие на подшипники:

осевая сила

Fa = 0 Н;

определяем результирующие радиальные реакции подшипников, согласно рекомендациям [3, с. 313], по формулам

FrA = , (106)

FrВ = , (107)

где XA и YA - опорные реакции, Н.

Тогда по формулам (106) и (107) получаем

FrA = = 632 Н.

FrВ = = 632Н.

2. Выбираем тип подшипников. Так как у нас отсутсвует осевая сила Fa ,а присутствует только радиальная, то следует применить родиальные роликоподшипники с кароткими цилиндрическими роликами [3, с. 208].

3. Согласно рекомендациям [3, с. 313], вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника по формуле

СТР = (XVFr )KбKT(6·10 -5nLh)1/б, (108)

где X, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок соответственно;

Fr - фактическая радиальная нагрузка подшипника, Н;

Fа - осевая нагрузка подшипника, Н;

V - коэффициент вращения;

Kб - коэффициент безопасности, зависящий от типа механизма, в котором подшипник установлен;

KT - температурный коэффициент;

n - частота вращения, мин -1;

Lh - требуемая долговечность подшипника, ч;

б - величина, зависящая от формы кривой контактной усталости.

Принимаем: V = 1 по [3, табл. П45]; Kб = 1,2 по [3, табл. П46]; KT = 1 по [3, табл. П47]; согласно рекомендациям [3, с. 213], коэффициент радиальной нагрузки X = 1; для роликовых подшипников по [3, с. 214] б = 10/3; требуемая долговечность подшипников Lh = 20000 ч.

По формуле (108) вычисляем динамическую грузоподъемность подшипника:

СТР = (1·1·632)·1,2·1·(6·10-5·960·20·103)0,3= = 6285,4 Н = 6,3 кН.

Согласно рекомендациям [3, табл. П41], окончательно принимаем роликоподшипник 2206 легкой серии для которого d = 30 мм, D = 62, Тmax = 16 мм,

С = 16,9 кН., что >> СТР требуемой.

Тихоходный (ведомый) вал.

1 Определяем нагрузки, действующие на подшипники:

осевая сила

Fa = 0 Н;

определяем результирующие радиальные реакции подшипников, согласно рекомендациям [3, с. 313], по формулам (106) и (107)

FrA = = 632 Н.

FrВ = = 632 Н

2. Выбираем тип подшипников. Так как у нас отсутсвует осевая сила Fa ,а присутствует только радиальная, то следует применить родиальные роликоподшипники с кароткими цылиндрическими роликами [3, с. 208].

3. Согласно рекомендациям [3, с. 313], вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника по формуле (108).

Принимаем: V = 1 по [3, табл. П45]; Kб = 1,2 по [3, табл. П46]; KT = 1 по [3, табл. П47]; согласно рекомендациям [3, с. 213], коэффициент радиальной нагрузки X = 1; для роликовых подшипников по [3, с. 214] б = 10/3; требуемая долговечность подшипников Lh = 20000 ч.

По формуле (108) вычисляем динамическую грузоподъемность подшипника:

СТР = (1·1·632)·1,2·1·(6·10-5·600·20·103)0,3 = 15458,8 Н =5,4 кН.

Согласно рекомендациям [3, табл. П41], принимаем конический роликоподшипник 2207 легкой серии для которого d = 35 мм, D = 72, Тmax = 17 мм, С = 25 кН. ,что>> СТР требуемой.

Определение коэффициентов запаса прочности производим для особо опасных сечений каждого из валов, принимая при этом, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные по пульсирующему.

Ведущий вал

Так как быстроходный вал изготовляют вместе с шестерней, то его материал известен - сталь 45, для которой предел выносливости у-1 = 301 МПа.

Определяем предел выносливости при симметричном цикле кручения по формуле

ф-1 = 0,58 у-1, (109)

где у -1 - предел выносливости, МПа.

Тогда подставляя значение предела выносливости в формулу (109) получаем

ф-1= 0,58•301 = 174,158МПа.

1. Рассмотрим сечение в точке А (рис.2). Считаем, что эта часть вала при передаче вращающего момента через муфту от электродвигателя работает только на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяется по формуле

n = nф = , (110)

где ф-1 - предел выносливости при симметричном цикле кручения, МПа;

ф х и ф m - амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений;

шф - коэффициент, отражающий соотношения пределов выносливости при пульсирующем цикле кручения [ 2, с. 166];

кф - коэффициент концентрации напряжения кручения [2,табл.8.5];

еф - масштабный фактор для нормальных и касательных напряжений [2, табл. 8.1].

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений определяются по формуле

фх = фm = Т1 / 2Wк нетто, (111)

где Т1 - крутящий момент, Н•м;

Wк нетто - момент сопротивления кручению по сечению нетто, м3.

Момент сопротивления кручению по сечению нетто определяется по формуле

Wк нетто = , (112)

где b - ширина шпоночной канавки, мм;

d - диаметр вала, мм;

t - глубина шпоночной канавки в ведущем вале, мм.

Тогда подставляя значения ширины, высоты шпоночной канавки и значение диаметра вала в формулу (112) получаем

Wк нетто = = 2,3·10 -6 м3.

По формуле (111) определяем амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений

фх = 41,8/(2·2,3·10-6) = 9,1 МПа.

Согласно рекомендациям [2, с.345], принимаем коэффициенты снижения пределов выносливости: шф = 0,1 по [2, с. 158]; еф = 0,88 по [2, табл. 8.1]; кф = 1,6 по [2, табл. 8.5].

Тогда по формуле (110) определяем коэффициент запаса прочности

n = nф =

Ведомый вал.

Материал для изготовления тихоходного вала - сталь 35 , для которой предел выносливости у-1 = 219МПа. Определяем предел выносливости при симметричном цикле кручения по формуле (109)

ф-1 = 0,58 у-1 = 0,58·219 = 127 МПа.

Рассмотрим сечение в точке А (рис.3). В этом сечении возникает наибольший изгибающий момент. Концентрация напряжений в данном сечении обусловлена наличием шпоночной канавки.

1. Суммарный изгибающий момент МИ = 15,1 Н·м.

2. Определяем момент сопротивления сечения нетто по формуле

Wнетто = , (113)

где b - ширина шпонки, мм;

d - диаметр вала, мм;

t - глубина шпоночной канавки, мм.

Тогда по формуле (113) получаем

Wнетто = 1,8·10-6 м3.

3. Амплитуда номинальных напряжений изгиба определяется по формуле

ух = уmax = МИ / Wнетто, (114)

где МИ - суммарный изгибающий момент, Н•м; Wнетто - момент сопротивления сечения нетто, м3.

Тогда по формуле (114) получаем

ух = 15,1/1,8·10-6 = 8,39 МПа.

4. По формуле (111) определяем амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений

фх = фm = Т2 / 2Wк нетто = 66,8/(2·1,8·10-6) = 18,5 МПа.

5. Согласно рекомендациям [2, с.158], принимаем коэффициенты снижения пределов выносливости: шф = 0,1 по [2, с. 158]; еу = 0,86 по [2, табл. 8.1]; ку = 1,51 по [2, табл. 8.5].

6. Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям по формуле

nу = , (115)

где у-1 - предел выносливости, МПа;

ф х и ф m - амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений;

шф - коэффициент, отражающий соотношения пределов выносливости при пульсирующем цикле кручения [2, с.158];

кф - коэффициент концентрации напряжения кручения [2, табл. 8.5];

еф - масштабный фактор для нормальных и касательных напряжений [2, табл. 8.1].

nу =

7. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяется по формуле (110)

n = nф =

8. Общий коэффициент запаса прочности определяется по формуле

n = , (116)

где nу - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

nф -коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Тогда по формуле (116) определяем общий коэффициент запаса прочности

n = = = 3,3.

Сечение в точке Б (рис.3). Считаем, что эта часть ведомого вала при передаче вращающего момента от редуктора через муфту работает только на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

1. Момент сопротивления кручению по сечению нетто определяется по формуле (112)

Wк нетто = = 4·10-6 м3

2. По формуле (111) определяем амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений

фх = фm = 66,8/(2·4·10-6) = 8,3 МПа.

3.Согласно рекомендациям [2, с.158], принимаем коэффициенты снижения пределов выносливости: шф = 0,1 по [2, с. 167]; еф = 0,86 по [2, табл. 8.1]; кф =1,51 по [2, табл. 8.5].

4. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяется по формуле (110)

n = nф = .

2.15 Определение массы редуктора

Согласно рекомендациям [1, с.262], масса редуктора вычисляется по формуле:

m=V·10-9 (117)

где - коэффициент заполнения редуктора, согласно рекомендациям [1, с.263]

=0,46;

=7300 кг/м3 - плотность чугуна;

V - условный обьем редуктора, определяемый по формуле:

V=LBH (118)

Подставив известные величины в формулу (118) получим:

V=150·250·170=6,4·106 мм3

По формуле (117) найдем массу редуктора

m=0,46·7300·6,4·10-3 = 21,5 кг

3. Вычерчивание редуктора

Редуктор вычерчиваем в двух проекциях на листе формата А1 (594Ч841 мм) в масштабе 1:1. В нижнем правом углу вычерчиваем основную надпись. Спецификация всех деталей составлена по стандартному образцу и приведена в таблицах П.2.1., П.2.2., П.2.3.

Внутренние кольца подшипников насаживаются на вал с натягом, значение которого соответствует полю допуска к6, а наружные кольца в корпус - по переходной посадке, значение которой соответствует полю допуска Н7. Для концов валов, на которые насаживаются муфты принимаем посадки с натягом К7.

Для ступицы зубчатого колеса принимаем посадку с натягом Н7. Для сопряжения упорного кольца ведомого вала применяем посадку с натягом Н7/р6.

Зубчатое зацепление смазывается окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса приблизительно на 11 мм, но не менее чем на высоту зуба. Согласно рекомендациям [2, с.351], объем масляной ванны определяется из расчета 0,25-0,5 л масла на 1 квт передаваемой мощности. В нашем случае, объем равен примерно 1,05 л. По [2, табл. 11.9] устанавливаем вязкость масла. При х = 3,4 м/с рекомендуемая кинематическая вязкость н = 85 сст.Учитывая рекомендации [2, табл.11.11] выбираем автотракторное масло АК 15.

Подшипники качения смазываются из общей масляной ванны редуктора путем разбрызгивания масла вращающимся зубчатым колесом.

Список использованных источников

1. Шейнблид А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. - М.: Высш. Школа, 1991.-432 с.

2. Ицкович Г.М., Киселев В.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебно-справочное пособие для учащихся техникумов. - М., Изд-во Машиностроение, 1970. - 560 с.

3. Устюгов И.И. Детали машин: Учебное пособие для учащихся техникумов. - М.: Высш. Школа, 1981. - 399 с.

Приложение

Таблица П.2.1. Спецификация

Таблица П.2.2.

Таблица П.2.3.

Страницы: 1, 2