Редуктор с раздвоенной тихоходной передачей

σB= 930 Мпа       

σ-1=σВ*0,43= 399,9 Мпа      

τ-1=σ-1*0,58= 231,942 Мпа      

Сечение I - концентрация напряжений обусловлена  наличием шпоночной канавки: 

kσ= 1,9 εσ= 0,88 b= 14 t= 5,5  

W=0,1*d^3-(b*t1*(d-t1)^2)/2*d= 9610,43698 мм*мм*мм   

σv=M/W 0  МПа       

σm= 46,712688  МПа       

Sσ1= 42,804217        

kτ= 1,9 ετ= 0,7      

Wr=2*W= 19220,9 мм*мм*мм     

τv=Tk/2*Wr= 0  МПа      

τv=τm= 0 МПа       

Sτ1= 0        

Сечение II - концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированым натягом:

kσ/εσ= 4        

W=0,1*d^3= 16637,5 мм*мм*мм     

σv=M/W 29,109473  МПа       

σm= 29,477158  МПа       

Sσ2= 3,2689375        

kτ/ετ= 2,8        

Wr=2*W= 33275 мм*мм*мм     

τv=Tk/2*Wr= 0,00359  МПа      

τv=τm= 0,0035863        

Sτ2= 22301,374        

Сечение III - концентрация напряжений обусловлена шлицами:   

kσ= 1,7 εσ= 0,88 da= 34,303 df= 26,303  

W=0,1*π*df^3/32= 178,565 мм*мм*мм     

σv=M/W 44,168918  МПа       

σm= 8,2475645  МПа       

Sσ3= 4,597829        

kτ= 1,55 ετ= 0,77      

Wr=2*W= 357,129 мм*мм*мм     

τv=Tk/2*Wr= 0,33415  МПа      

τv=τm= 0,3341507 МПа       

Sτ3= 328,50369        

Коэфициенты запаса прочности:      

S1=Sσ1= 42,804217 ≥2,5       

S2= 3,2689375 ≥2,5       

S3= 4,5973787 ≥2,5       

Так как коэффициент запаса прочности  больше допускаемого, то   

расчёт віполнен правильно.       

 

 

6.3   Тихоходный вал

 

 

Материал Сталь 45 ГОСТ 4548-71

Для тихоходного вала [τ]k=20 H/мм².

Определение размеров ступеней валов редукторов:

Нахождение диаметров:

 

Под колесо:

 = 84,6 ≈ 85 мм

Для найденного  диаметра запишем  необходимые данные для проэктирования:

r= 3,5; t= 3,5; f= 2,5;

Под подшипник:

 

 = 78,7 ≈ 80 мм

По муфту

 = 78,9 ≈ 75 мм

 

2.Расстояние между опорами промежуточного  вала: 

Расстояние от муфты до подшипника:

l1= 126,91 мм

Ширина подшипника по наденному  диаметру: 

В= 60 мм

Расчёт колеса:    

Диаметр ступицы:    

dst=         =120 мм

Длинна ступицы:    

lst=                  = 156 ≈ 156 мм

Тощина обода:    

δ0=                 = 11 мм

Толщина диска:    

d= 0,3*bk= 18,75 мм

Расстояние между подшипником  и колесом:

l2=           = 170,59

Расстояние между внутреннем корпусом и элементами зацепления:

x= 10 мм

Подшипник:

d4 = d2 = 80 мм

D=180 мм

r=2 мм

r1=2 мм

l4=B=18 мм

Предварительный выбор подшипников:

Подшипник роликовый радиальный тяжелая  серия

С=297000 Н – динамическая грузоподъемность подшипника

С0=230000 Н – статистическая грузоподъемность подшипника

a= 62,84 мм b= 81,75 мм

 

Определение возможности на изгиб  и кручение, построение эпюр:

Плоскость XZ:

Плоскость XY:

Ox: Fr1-Rax-Rbx=0

Ma: Fr1*a-Rbx*2*a=0

Находим неизвестные силы:

1.   Fr1*a-Rbx*2*a=0

Rbx=Fr1/2

Rbz= 1211,07 H

2.  Fr1-Rax-Rbx=0

Rax=Fr1-Rbx

Raz= 1211,07 H

Проверка:

Fr1-Rax-Rbx= 0,00

Плоскость ZY: 

Оy:   

Oz: -Fm-Raz+Rbz+Ft1=0

Ma: -Ft1*a-Rbz*2*a+Fm*(b+2*a)=0

Находим неизвестные силы:

1.  -Ft1*a-Rbz*2*a+Fm*(b+2*a)=0

Rbz=(-Ft1*a+Fm*(2*a+b)/(2*a)

Rbz= 3172,773361 H

2. -Fm+Raz+Rbz+Ft1=0 

Raz=-Fm+Rbz+Ft1 

Raz= 5089,38 H

Проверка: 

(-Fm+Raz+Rbz+Ft1)=  0,00

Построение эпюр:  

XY:   

I: 0  

II: (-Rax*a)= -206596,134 H

III: (-Rax*(2*a)+Fr1*a)=  0

YZ:    

I: 0   

II: (-Raz*a)= -868197,184 H 

III: (-Raz*2*a+Ft1*a)= -601251 H

IV: (-Raz*(2*a+b)+Ft1*(a+b)+Rbz*b)=  0

Сторим эпюру крутящих моментов:

Mk=Ft*d/2= 1436480 H

Эпюры усилий тихоходного вала приведены  в приложении В.

Определение суммарных изгибающих моментов

Для каждого сечения находим результирующий изгибающий момент: 

       

Mi=       

MiI= 0 H     

MiII= 892440 H     

MiIII= 601250,7747 H     

MiIV= 0 H     

Для каждого сечения находим  уточнённые диаметры:

           

       

   

d1= 21,00 мм     

d2= 56,68 мм     

d3= 49,72 мм     

d4= 21,00 мм     

Минимально допустимые диаметры меньше взятых предварительно, значит принимаем  предварительно взятые диаметры.   

Определение коэффициента запаса прочности  для опасного сечения вала.

Проверка прочности заключается в определении коєффициентов запаса прочности S

 

в опасных сечениях:

              

        

        

      

Коэффициент запаса прочности:

        

        

        

        

        

 

Коэффициент запаса прочности по касательным  напряжениям:   

β= 1       

ψσ= 0,2       

ψτ= 0,1       

σB= 930 Мпа      

σ-1=σВ*0,43= 399,9 Мпа     

τ-1=σ-1*0,58= 231,942 Мпа     

Сечение I - концентрация напряжений обусловлена  посадкой подшипника с гарантированым натягом:

kσ/εσ= 4       

W=0,1*d^3= 61412,5 мм*мм*мм    

σv=M/W 0  МПа      

σm= 0  МПа      

Sσ1= 0       

kτ/ετ= 2,8       

Wr=2*W= 122825 мм*мм*мм    

τv=Tk/2*Wr= 5,847669448  МПа     

τv=τm= 5,847669448       

Sτ1= 13,67724368       

Сечение II - концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: 

kσ/εσ= 4   b= 20 t= 7,5 

W=0,1*d^3-(b*t1*(d-t1)^2)/2*d=  56112,9 мм*мм*мм  

σv=M/W 15,90436501  МПа      

σm= 0  МПа      

Sσ2= 0,003645886       

kτ= 2,8       

Wr=2*W= 112225,7353 мм*мм*мм    

τv=Tk/2*Wr= 6,399958068  МПа     

τv=τm= 6,399958068 МПа      

Sτ2= 12,49695688       

Сечение III - концентрация напряжений обусловлена посадкой колеса с гарантированным натягом:

kσ= 1,9 εσ= 0,7 b= 22 t= 9 

W=0,1*d^3-(b*t1*(d-t1)^2)/2*d=  44860,5 мм*мм*мм  

σv=M/W 0  МПа      

σm= 0  МПа      

Sσ3= 0       

kτ= 1,9 ετ= 0,59     

Wr=2*W= 89721 мм*мм*мм    

τv=Tk/2*Wr= 8,005260753  МПа     

τv=τm= 8,005260753 МПа      

Sτ3= 8,726126223       

Коэфициенты запаса прочности:      

S1= 13,67724368 ≥2,5      

S2= 12,49695688 ≥2,5      

S3= 8,726126223 ≥2,5      

Так как коэффициент запаса прочности  больше допускаемого, то расчёт выполнен правильно

 

 

7   РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ

 

1.Быстоходный вал

 

Определяем суммарные реакции  опор на подшипниках

Определяем долговечность подшипников  по наиболее нагруженной опоре R1.

Ранее мы приняли подшипники радиально  упорные однорядные лёгкой серии:

Для даного подшипника    

d= 35     

D= 72     

B= 17     

r= 2     

С=30000 Н – динамическая грузоподъемность подшипника

С0=17800 Н – статистическая грузоподъемность подшипника

Осевые составляющие радиальных реакций  подшипников: 

S1,2=e*Pr1,2     

S1= 3943,75 H    

S2= 1394,35 H    

S2>S1 Fa<=S2-S1    

Fa1=S2-Fa= 274,3967398 H   

Fa2=S2= 1394,35 H    

Рассмотрим правый подшипник:   

Fa2/Pr2= 0,34 >e    

X= 0,45 Y= 1,62   

Эквивалентная нагрузка:    

Кб= 1,5     

Кт= 1,05     

V= 1     

P=(X*V*Pr2+Y*Fa)*Kб*Kт= 5764,17404 H  

Номинальная долговечность в миллионах оборотов:  

L=(C/P)^p= 244,3133693    

Номинальная долговечность в часах:   

Lh=(10^6*L/60*n)*(C/P)^p= 24022,9468   

Так как номинальная долговечность  больше 10000 часов, то  

расчёт произведён верно.    

 

2. Промежуточный вал

 

Определяем суммарные реакции опор на подшипниках

Определяем долговечность подшипников  по наиболее нагруженной опоре R2.

Ранее мы приняли подшипники радиально  упорные однорядные 36208

Для даного подшипника   

d= 40    

D= 90   

B= 23    

r= 2,5    

r1= 1,2    

Осевые составляющие радиальных реакций  подшипников:

S1,2=e*Pr1,2    

S1= 68,1829 H   

S2= 2222,33 H   

S2>S1 Fa<=S2-S1   

Fa1=S2-Fa= 1404,618171 H  

Fa2=S2= 2222,33 H   

Рассмотрим правый подшипник:  

Fa2/Pr2= 0,34 >e   

X= 0,45 Y= 1,62  

Эквивалентная нагрузка:   

Кб= 1,5    

Кт= 1,05    

V= 1    

P=(X*V*Pr2+Y*Fa)*Kб*Kт= 6718,98979 H 

Номинальная долговечность в миллионах  оборотов: 

L=(C/P)^p= 425,422284   

Номинальная долговечность в часах:  

Lh=(10^6*L/60*n)*(C/P)^p= 41831,0997  

Так как номинальная долговечность  больше 10000 часов, то 

расчёт произведён верно.   

 

3.Тихоходнай вал

 

Определяем суммарные реакции  опор на подшипниках

Определяем долговечность подшипников по наиболее нагруженной опоре R2. На эту опору действует радиальная сила Fr2 .

Предварительный выбор подшипников.

Подшипник роликовый радиальный, серия  тяжелая

d= 80 мм

D= 180 мм

B= 60 мм

C= 297 кН

C0= 230 кН

               - эквивалентная нагрузка;  

n= 949 об/мин  - частота вращения  подшипника;

Kb= 1,5  - коэффициент безопасности; 

Kt= 1,05  - температурный коэффициент; 

V= 1  - коэффициент, учитывающий  вращение колец; 

p= 3,33            

Долговечность подшипников:    

L= 807,37 млн. оборотов   

Lh= 14179,35 ч    

Срок эксплуатации привода:    

Lh1= 10840,50 ч    

 

 

8   РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

 

 

Для передачи вращающихся моментов принимаем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360–78.

dш= 28 мм 

dш2= 70 мм

dk= 48 мм

[σсм]= 100 МПа

lst= 84 мм   

T1= 46,8 Н*м

T1 = 238,67 Н*м

Т3= 1425,5 Н*м

[τср]= 60 МПа      

    Расчёт      

Расчитаем призматические шпонки для  крепления шпонки на быстроходном валу:   

Для даного вала данные о шпонке:        

b= 8 мм         

h= 7 мм         

t1= 4 мм         

t2= 3,3 мм         

s*0,45°= 0,16-0,25 мм         

Напряжение смятия узгих граней шпонки не должно превышать допускаемого, т.е. должно удольтворять условие:

 

 

Выразив данные величины, получим формулу:

           

           

           

           

Выразим с данной формулы рабочую длина шпонки:      

                                               = 11,14286 ≈ 12 см     

           

Промежуточный вал:

Расчитаем призматические шпонки для крепления колеса для промежуточного вала редукора: 

Для даного вала данные о шпонке:       

b= 14 мм        

h= 9 мм        

t1= 5,5 мм        

t2= 3,8 мм        

s*0,45°= 0,25-0,4 мм        

Напряжение смятия узгих граней шпонки не должно превышать допускаемого, т.е. должно удольтворять условие:

 

          

Выразив данные величины, получим  формулу:

          

          

Выразим с данно формулы рабочую  длина шпонки: 

 

                                   = 28,4131 ≈ 28 см       

   

   

Ведомый вал:

Расчитаем призматические шпонки для  крепления шпонки на тихоходом валу:  

Для даного вала данные о шпонке:       

b= 20 мм        

h= 12 мм        

t1= 7,5 мм        

t2= 4,9 мм        

s*0,45°= 0,4-0,6 мм        

Напряжение смятия узгих граней шпонки не должно превышать допускаемого, т.е. должно удольтворять условие:

 

          

Выразив данные величины, получим  формулу:

          

          

          

          

Выразим с данно формулы рабочую  длина шпонки:

 

                                             = 90,50794 ≈ 90 см

      

      

Все шпонки выдерживают возникающее  в них напряжения.

 

ЛИТЕРАТУРА

 

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб пособие для техникумов. – М.: Высш. Шк., 1991.- 432 с.: ил. ISBN 506-001214-9
2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 1985 – 416 с., ил.
3. Кузьмин А. В. И др. Расчеты деталей машин: Справ. пособие. – 3-е изд., перераб. и доп. – Мн.: Высш. шк., 1986 – 400 с.: ил.
4. Учаев П. Н. и др. Приводы машин: Атлас конструкций: В 5 ч. Ч. 1. Редукторы и мотор-редукторы. Конструкция, параметры и основы конструирования: Учеб. пособие / Под общ. ред. П. Н. Учаева. – К.: Выща. шк., 2001 – 455 с.: ил.
5. Цехнович Л. И., Петриченко И. П. Атлас конструкций редукторов, Учеб. пособие. – 2-е изд., перераб. и доп. – К.: Выща. шк., 1990 – 151 с.: ил.
6. Чернавский С. А. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение., 1987 – 416 с.: ил.