![](/user_photo/2706_HbeT2.jpg)
- •Редуктор цилиндрический
- •2011 Задание
- •Оглавление.
- •Введение
- •1. Расчет редуктора.
- •2.2. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений.
- •2.2.1. Определение допускаемых контактных напряжений
- •2.2.2. Определение допускаемых изгибных напряжений.
- •2.3. Геометрический расчет зубчатых колес
- •3. Эскизная компоновка механизма
- •3.1. Предварительный расчет валов.
- •3.2 Подбор подшипников
- •3.3. Расчет шпоночных соединений
- •1. Расчет шпоночного соединения вала с колесом.
- •7.2. Расчет шпоночного соединения входного вала с муфтой.
- •7.3. Расчет шпоночного соединения выходного вала со звездочкой цепной передачи.
- •4. Проверочные расчеты
- •4.3.2. Расчет входного вала
- •4.4. Проверка работоспособности подшипников.
- •4.4.1. Проверка работоспособности подшипников, установленных на выходном валу
- •4.4.1. Проверка работоспособности подшипников, установленных на входном валу
- •5. Конструирование зубчатых колес.
- •6. Конструирование элементов корпуса редуктора.
- •7. Выбор смазочных материалов.
- •Список использованных источников
7.3. Расчет шпоночного соединения выходного вала со звездочкой цепной передачи.
7.3.1. По диаметру конца выходного вала d= 32 мм, подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78 с параметрами:b= 10 мм,h= 8 мм,t1= 5 мм.
7.3.2. Полная длина шпонки принимается в зависимости от длины конца вала lк вала
,
где lк вала= 58 мм – длина конца выходного вала
7.3.3. Определяем рабочую длину шпонки со скругленными торцами
.
7.3.4. Проверим выполнение условия прочности на смятие боковых граней выбранной шпонки [8]
.
7.3.5. Так как условие прочности шпонки
длиной lp= 40 мм выполняется, то окончательно
принимаем конструктивную длину шпонки
из ряда стандартных значений длин шпонок
по ГОСТ 23360-78:.
Таким образом, шпонка для соединения выходного вала со звездочкой цепной передачи – 10х8х50 ГОСТ 23360-78.
4. Проверочные расчеты
4.1. Проверка зубьев на контактную выносливость
Расчет выполняется с целью проверки проектного расчета.
Действующие контактные напряжения Hопределяются по зависимости [10]
,
где
K– коэффициент, равный
для прямозубой передачиK= 315;,
при симметричном расположении зубчатой
пары относительно опор,
;
расшифровка остальных параметров
приведена выше.
Подставляя значения параметров в формулу для H, получаем
.
Отношение действующих контактных напряжений к допускаемым составляет
,
контактная выносливость обеспечена
4.2. Проверочный расчет передачи на изгибную прочность.
Действующие напряжения изгиба F определяются по формуле
,
где
(при
)
– коэффициент формы зуба из табл. 3.
Остальное определено ранее
Таблица 3.
Z |
17 |
20 |
22 |
24 |
28 |
35 |
40 |
|
4,26 |
4,07 |
3,98 |
3,92 |
3,81 |
3,75 |
3,70 |
Изгибная выносливость обеспечена
4.3. Расчеты валов на усталостную прочность
В качестве материала входного и выходного
валов выбираем сталь 45 (ГОСТ 1050-88) с
твердостью 235…262 НВ ( термообработка –
улучшение), предел прочности
4.3.1. Расчет выходного вала
1. Выбираем расчетную схему выходного вала; подшипники заменены опорами А и В. Относительно опор венец зубчатого колеса расположен симметрично.
1336
2. На валу установлено прямозубое
цилиндрическое колесо. Нормальная сила
в зацеплении цилиндрической прямозубой
передачи
,
приведенная к оси вала, нагружает его
в сечении, расположенном на одинаковом
расстоянии от опор. Вал под действием
внешних сил изгибается силой
и скручивается моментом на валу Т2.
В зацеплении прямозубой цилиндрической передачи действует нормальная сила, которую определим с учетом потерь в зацеплении:
где стандартный угол
3. Определим реакции в опорах, используя уравнение равновесия:
4. Построим эпюры изгибающих моментов и крутящих моментов, затем определим:
- в опасном сечении I-Iзначения изгибающего(Ми) и крутящего(Мк) моментов
(Ми1)max= Ми1= 0,25Fnl=
Мк1= 113 Н;
- в опасном сечении II-IIзначение крутящего момента:
МkII= 113 Н
5. В опасных сечениях найдем нормальные и касательные напряжения.
В опасном сечении I-I:
- нормальные напряжения при изгибе:
где
осевой момент сопротивления плоского
сечения,d– диаметр вала
в опасном сечении (диаметр вала под
колесом).
- касательные напряжения при кручении
где
полярный момент сопротивления плоского
сечения,d– диаметр вала
в опасном сечении(диаметр вала под
колесом).
В опасном сечении II-II:
- касательные напряжения при кручении
где
полярный момент сопротивления плоского
сечения вала под подшипником,d– диаметр вала в опасном сечении (под
подшипником).
6. Вычислим коэффициенты запаса сопротивления усталости по изгибу и по кручению в каждом опасном сечении
В опасном сечении I:
В этих формулах
- пределы выносливости, которые связаны
соотношениями ( при
):
,
- амплитуды переменных составляющих
циклов напряжений,
- постоянные составляющие, поскольку
напряжения изгиба в валах изменяются
по симметричному циклу, а напряжения
кручения – по отнулевому циклу,
составляющие циклов определяются по
формулам:
-эффективные коэффициенты концентрации
напряжений, на валу в опасном сечении
расположен шпоночный паз. Масштабный
фактор выбираем по данным зависимостям,
при диаметре валаd=48 мм
-
= 0,73; фактор качества поверхности выбираем
по данной ранее зависимости, для
-
;
коэффициенты
чувствительности материала к асимметрии
цикла напряжений, для среднеуглеродистой
стали
В опасном сечении II:
выбирается по данным ранее зависимостям.
При диаметре валаd= 40 мм,
7. Определим коэффициент запаса усталостной прочности и сравним с допускаемой величиной.
В опасном сечении I:
В опасном сечении II:
Усталостная прочность выходного вала обеспечена.