Проектування одноступінчатого циліндричного редуктора з косозубими колесами

9 . Перевірка міцності  валів.

Міцність валів перевіримо за гіпотезою найбільших дотичних напружень .

Швидкохідний вал

9.1 сталь 45

9.2 Допустиме напруження згину при симетричному циклі напружень, обчислюємо за формулою:

-коефіцієнт запасу міцності

-коефіцієнт концентрації напружень

-коефіцієнт режиму навантаження

Із попередніх розрахунків  маємо:

9.3 а ) Визначаємо реакції опор в горизонтальній площині хОz від сили

б) Для побудови епюр , визначаємо розмір згинальних моментів у характерних точках ( перетинах ) А , С і В у площині yOz

ДМ.02.01.00.00.

  Арк..

13

Зм.

  Арк..

№ докум.

Підп.

  Дата

в площині xOz

в) крутний момент

г ) вибираємо коефіцієнт масштабу і будуємо епюри

9.4 Обчислюємо найбільші напруження згину та кручення для небезпечного перерізу С:

сумарний згинальний момент

ДМ.02.01.00.00.

  Арк..

14

Зм.

  Арк..

№ докум.

Підп.

  Дата

9.5 Визначаємо еквівалентне напруження за гіпотезою найбільших дотичних напружень і порівнюємо його значення з допускаються :

Тихохідний вал :

1. Матеріал для виготовлення тихохідного вала - сталь 35 для якого

Границя тривалості  

2. Допустиме напруження згину

Із попередніх розрахунків  маємо:

3. а) Обчислюємо реакції опор в горизонтальній площині xOz від сили

б) знаходимо розмір згинальних моментів у характерних точках А , С і В у площині yOz

ДМ.02.01.00.00.

  Арк..

15

Зм.

  Арк..

№ докум.

Підп.

  Дата

в площині xOz

Сумарний згинальний момент в перерізі С

в) Крутний момент

г) Вибираємо коефіцієнт масштабу і будуємо епюри

4. Обчислюємо найбільші напруження вигину , і крутіння в небезпечному перерізі С. Діаметр вала в небезпечному перерізі ослаблений шпоночной канавкою . Тому в розрахунок слід ввести значення d , менше на 8...10% . Приймаємо d=55 мм – розрахунковий діаметр валу в перерізі С. Отримуємо :

ДМ.02.01.00.00.

  Арк..

16

Зм.

  Арк..

№ докум.

Підп.

  Дата

5. Міцність валу перевіримо по 3 теорії міцності

При отриманих невисоких значеннях розрахункових напружень , вали мають високі запаси міцності , а тому перевірку їх жорсткості можна не перевіряти .

10. Підбір шпонок  і перевірочний розрахунок шпонкових  зєднань

10.1 Ведучий вал:

 d=45мм, b=14мм, h=9мм, t₁=5,5мм

10.1.1 Довжина шпонки

10.1.2 Розрахункова довжина шпонки

10.1.3 Допустиме напруження зминання :

10.1.4 Вичісляем розрахункове напруження зминання

10.2 Ведений вал

10.2.1 Для вихідного кінця вала при по таблиці приймаємо призматичну шпонку при при з ряду стандартних довжин приймаємо для шпонки з округленими торцями

ДМ.02.01.00.00.

  Арк..

17

Зм.

  Арк..

№ докум.

Підп.

  Дата

Розрахункова довжина шпонки

Розрахункове напруження зминання

Значення цієї напруги лежить в допустимих межах навіть у разі посадки на вал чавунної маточини , при якій

Отже , приймаємо шпонку

10.2.2 Для валу під маточину зубчастого колеса при по таблиці приймаємо призматичну шпонку . . Так як Так як то слід прийняти довжину призматичної шпонки з округленими торцями

Розрахункова довжина шпонки :

Розрахункове напруження зминання

Отже , під маточину колеса вибираємо шпонку

11. Підбір підшипників.

Підшипники кочення підбирають по таблиці залежно від розміру і напрямку , діючих на підшипник навантажень ; діаметра цапфи , на яку насаджується підшипник , характеру навантаження , кутової швидкості обертального кільця підшипника , бажаного терміну служби підшипника і його найменшої вартості .

ДМ.02.01.00.00.

  Арк..

18

Зм.

  Арк..

№ докум.

Підп.

  Дата

11.1 Ведучий вал

Осьова сила:

F_a=663H

Радіальна сила:

F_rA= = 1890H, F_rB= = 2114H

Так як F_rB> F_rA, то підбір підшипників ведемо по опорі В.

Так як F_а / F_r >20%, (663/2114*100%=31%>20%) приймаємо роликові підшипники радіально-упорні конічні однорядні.

Орієнтуючись на діаметр  цапф під підшипники, беремо підшипники 7210 легкої серії (d=50мм, D=90мм, B=21мм), для яких із таблиць маємо:

C₀=40,6 кН – базова статична вантажність;

C_r=52,9 кН – базова динамічна вантажність;

e – параметр осьового навантаження.

За умовами роботи підшипників  беремо:

V=1 – при обертанні внутрішнього кільця підшипника;

K₈=1,2 – коефіцієнт безпеки при перевантаженнях до 120%;

K_T=1 – температурний коефіцієнт при температурі до 100˚С.

Для радіально-упорних конічних роликових підшипників знаходимо  відношення F_a/C₀ і за таблицею беремо параметр сьового навантаження е=0,37.

Оскільки відношення F_a/VF_rB = 663/1*2114 = 0,31< 0,37, приймаємо х=1, у=0.

Приймаємо ресурс роботи підшипників  L_h = 15*

Розрахункова динамічна  потужність:

C_mp=(xVFr+yFa)K_δK_T(6* n₁L_h)^1/a

a=10/3 – для роликових підшипників.

ДМ.02.01.00.00.

  Арк..

19

Зм.

  Арк..

№ докум.

Підп.

  Дата

C_mp = (1*1*2114+0*663)*1,2*1*(6* *975*15* )^0,33=23,7кН

Так як C_r>C_mp, (52,9kH>23,7kH), то вибранний підшипник для опор вала має ресурс більше від заданого.

11.2 Ведений вал

Осьова сила:

F_a=663H

Радіальна сила:

F_rA= = 1863H, F_rB = 2409H

Так як F_rB> F_rA, то підбір підшипників ведемо по опорі В.

Так як F_а / F_r >20%, (663/2409*100%=27,5%>20%) приймаємо роликові підшипники радіально-упорні конічні однорядні.

Орієнтуючись на діаметр  цапф під підшипники, беремо підшипники 7211 легкої серії (d=55мм, D=100мм, B=21мм), для яких із таблиць маємо:

C₀=46,1 кН – базова статична вантажність;

C_r=57,9 кН – базова динамічна вантажність;

e – параметр осьового навантаження.

За умовами роботи підшипників  беремо:

V=1 – при обертанні внутрішнього кільця підшипника;

K₈=1,2 – коефіцієнт безпеки при перевантаженнях до 120%;

K_T=1 – температурний коефіцієнт при температурі до 100˚С.

Для радіально-упорних конічних роликових підшипників знаходимо  відношення F_a/C₀ і за таблицею беремо параметр сьового навантаження е=0,41.

Оскільки відношення F_a/VF_rB = 663/1*2409 = 0,27< 0,41, приймаємо х=1, у=0.

ДМ.02.01.00.00.

  Арк..

20

Зм.

  Арк..

№ докум.

Підп.

  Дата

Приймаємо ресурс роботи підшипників  L_h = 15*

Розрахункова динамічна  потужність:

C_mp=(xVFr+yFa)K_δK_T(6* n₁L_h)^1/a

a=10/3 – для роликових підшипників.

C_mp = (1*1*2409+0*663)*1,2*1*(6* *375*15* )^0,33=19,7кН

Так як C_r>C_mp, (52,9kH>19,7kH), то вибранний підшипник для опор вала має ресурс більше від заданого.

12. Змащування редуктора

Змащування зубчатого  зачеплення виконується зануренням зубчатого колеса в масло, що залите в середину корпуса до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на 15мм.

Об’єм масляної ванни визначаємо з розрахунку 0,25 дм³ мастила на 1кВт потужності, яка передається :

V=0,25*P₁=0,25*18,5=4,62 дм³

За таблицею встановлюємо в’язкість мастила.

При контактному напруженні σ_Н=402МПа та колової швидкості.

υ=4,5 м/с кінематична в’язкість  дорівнює:

υ₅₀ = 5σ³_Н/10⁶*υ=5*402³/10⁶*4,5=72,1 мм²/с.

За таблицею вибираємо  масло індустріальне марки ИРП-75(ТУ38-101451-78).

Камери підшипників заповнюємо пластичним маслом марки УС-1.

13. Посадки деталей

Внутрішні кільця підшипників  ставлять на вал із натягом, поля допусків, які відповідають посадці л6. Зовнішнє кільце в отворах корпусу ставлять по посадці Н7.

Для маточини зубчатого колеса при передачі кутного моменту за допомогою шпонки приймаємо посадку на валу з малим натягом типу Н7/р6.

ДМ.02.01.00.00.

  Арк..

21

Зм.

  Арк..

№ докум.

Підп.

  Дата

СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

1. Устюгов І.І.: Деталі машин.-К: Вища шк. 1984.-399с.
2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя.-М.: Машиностроение, 1982.-320с.
3. Кудрявцев В.Н., Державец Ю.А., Арефьев И.И. и др.: Курсовое проектирование деталей машин-Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-

ние, 1984.-400с.

4. Чернавский С.А.,Боков К.Н., Чернин И.М. и др.: Курсовое проектирование деталей машин.-М.: Машиностроение, 1987.-416с.
5. Цехнович Л.И., Петриченко И.П.: Атлас конструкцій редукторов-К.: Высшая шк. 1990.-151с.
6. Богданов В.Н., Малежик И.Ф., Верхола А.П. и др.: Справочное руководство по черчению-М.: Машиностроение, 1989.-864с.

ДМ.02.01.00.00.

  Арк..

22

Зм.

  Арк..

№ докум.

Підп.

  Дата