кп дм. Розрахунок приводу Пояснювальна записка Завдання на проект Варіант 1 Параметри вихідного валу приводу Потужність

• Название: Розрахунок приводу Пояснювальна записка Завдання на проект Варіант 1 Параметри вихідного валу приводу Потужність
• Анкор: кп дм
• Дата: 16.06.2022
• Размер: 1.28 Mb.
• Имя файла: MINISTERSTVO_OSVITI_I_NAUKI_UKRAYiNI_kursach.docx
• Тип: Розрахунок; #597725
• страница: 2 из 3

Перевірка міжосьової відстані


У прямозубій передачі коловий модуль дорвнює нормальному

Перевірка міжосьової відстані:

(3.14)

що не відповідає стандартному значенню.
Так як перевірка міжосьової відстані не відповідає стандартному значенню, остаточно вибираю попередню стандартну міжосьову відстань з 2-го ряду [1, c.47, табл. 3.3.1].


приймаю [2, с.89, табл.43].
приймаю
приймаю


Перевірка фактичного передаточного числа:



що відхилюється від проетного значення передаточного числа редуктора на:



(допустимо не більше 3% за абсолютною величиною). Таким чином, відхилення допустиме. Остаточно приймаю:

У прямозубій передачі коловий модуль дорівнює нормальному

Перевірка міжосьової відстані:


3.12 Розрахунок основних розмірів зубчатої передачі

Ділильні діаметри:

• 
  шестерні:
  

(3.15)

• 
  колеса:
  

(3.16)

Перевірка міжосьової відстані:

(3.17)

Діаметри кіл вершин:

• 
  шестерні:
  

(3.18)

• 
  колеса:
  

(3.19)

Діаметри кіл впадин:

• 
  шестерні:
  

(3.20)

• 
  колеса:
  

(3.21)

Ширина:

• 
  колеса:
  

(3.22)

що відповідає стандартному значенню [2, c.91, табл.46];

• 
  шестерні:
  

(3.23)

приймаю стандартне значення лыныйного розміру

3.13 Уточнення коефіцієнтів навантаження
Коефіцієнт навантаження за контактними напруженнями:

(3.24)

і коефіцієнт навантаження за напруженнями згину:

(3.25)

де коефіцієнти, які враховують розподіл навантаження між зубцями;

коефіцієнти розподілу навантаження по ширині вінця;

коефіцієнти динамічні навантаження.
Колова швидкість:

(3.26)

Діаметральний коефіцієнт відносної ширини:

(3.27)

Складові коефіцієнти навантаження:




(3.28)






Коефіцієнти навантаження:

(3.29)

(3.30)

14. 
    Перевірка контактних напружень
    

(3.31)

де (для прямозубих);



що призводить до перенавантаження передачі на:



при допустимому перенавантаженні 3% (якщо контактні напруження менші допустимих, то перевірка навантаження не виконується).

Вибрана стандартна ширина колеса при якій:

(3.32)

Таким чином, стандартна ширина колеса [2, с.91, табл. 47].

14. 
    Розрахунок коефіцієнта форми зуба
    

Коефіцієнт форми зуба:

(3.33)

де еквівалентне число зубців, для прямозубих передач

фактичне число зубців.

• 
  для шестерні:
  

• 
  для колеса:
  

14. 
    Вибр об’єкта розрахунку
    

Розрахунок на згин виконується для тієї з деталей передачі – шестерні чи колеса, для якої відношення буде меншим:

(3.34)

(3.35)

Оскільки відношення менше для шестерні, то об’єктом розрахунку є шестерня:

14. 
    Визначення коефіцієнтів кута нахилу зубців та відносної ширини за модулем, коефіцієнт кута нахилу зубців для прямозубих передач
    

Коефіцієнт відносної ширини за модулем для прямозубих циліндричних передач прийняв:

(3.36)

14. 
    Перевірка напруження згину
    

Перевірка виконується згідно з вибраним об’єктом розрахунку для шестерні:

(3.37)


що гарантує міцність на згин.

14. 
    Розрахунок сил в зачепленні
    

Колова сила:

(3.38)

Радіальна сила:

(3.39)

де кут зачеплення, .

(3.40)
4.Розрахунок валів циліндричногокосозубого редуктора

1. 
   Розрахунок швидкохідного валу
   

1. 
   Початкові дані
   

Обертаючий момент нашвидкохідному валу: Т₁=Т₂=125,8Н^.м;

Частота обертання на швидкохідному валу: n₁ = n₂= 400 хв^-1.

2. 
   Вибір матеріала для виготовлення валу
   

Для виготовлення вала вибираємо:

сталь 45(покращену);

границя міцності –

границя текучості –

твердість по Бренелю – НВ₁ = 194.
4.1.3 Визначення діаметра вала під підшипник
(4.1)
де -допустимі напруження кручення;
(4.2)
Приймаємо: d=30 мм [2, с.91, табл. 46].

3. 
   Вибераємо підшипник кочення
   

Номер підшипника: 46307 [1, с.418, табл.15.7.2].

Діаметр внутрішнього кільця: d=20 мм.

Діаметр зовнішнього кільця: D=72 мм.

Ширина підшипника: В=19мм.

4. 
   Схема навантаження валу
   

5. 
   Розміри необхідні для визначення компоновки
   

Розрахунки проводимо за даними –[1,с.115, п. 4.2].

Товщина стінки редуктора:

4.125мм (4.3)

так як мінімальна товщина стінки редуктора – 4,125мм,то приймаємо



Відстань від внутрішньої поверхності стінки редуктора:

• 
  до бокової поверхні обертової частини:
  

е = (1,0…1,2) ^. δ = 1,2^.4,125 = 4,95мм. (4.4)

Приймаємо е = 5мм;

• 
  до бічної поверхні підшипника кочення:
  
• 
  
  

е₁=3…5 мм.

Приймаємо е₁=5 мм.

Радіальний зазор від поверхні вершин зуба:

• 
  до внутрішньоїповерхністінки редуктора:
  

(4.5)

• 
  до внутрішньоїнижньоїповерхністінки редуктора:
  
• 
  
  
• 
  (4.6)
  

Відстань від бокових поверхонь елементів, обертаючихся

разом із валом, до нерухомих зовнішніх частин редуктора:

е₇= 5…8 мм.

Приймаємо е₇= 5мм.

Ширина фланців з’єднаних болтом діаметром:

(4.7)

24+4.125+6=34 (4.8)

де [1, c.115, табл. 4.2.1] , k =24 мм.

Розміри бокових кришок:

D₁, D₂, h₁=f(D)=6 мм [1, с.201, п. 8.2].

Висота головки болта:

h_гб= 0,8 ^.h₁=0,8^.6=4,8 мм.(4.9)

6. 
   Визначення лінійних розмірів валу
   

(4.10)

=63,3мм(4.12)

Приймаємо:
(4.13)

7. 
   Розрахунок сил, що діють на вал
   

Колова сила:

(4.14)
Радіальна сила:



(4.15)

Зовнішня сила:

(4.16)

1. 
   Перевірочний розрахунок валу на витривалість
   

4.1.9.1. Розрахунок реакцій та епюри моментів
Визначаю сили у горизонтальній площинні:

;

(4.17)
; (4.19)
(4.18)

Перевірка:

; (4.21)

Визначаю значення моментів згину в характерних точках у горизонтальній площині:


(4.24)
; . (4.24.1)

Визначаю сили у вертикальній площинні:

; (4.25)
(4.26)
; (4,27)
(4.26)
Перевірка:
; (4.29)

Визначаю значення моментів згину в характерних точкахувертикалній площинні:
; (4.31)
; (4.32)
(4.33)
Сумарний момент:

(4.34)

(4.36)



(4.38)

Крутний момент:

Еквівалентний момент:

; (4.40)

(4.42)
(4.43)
(4.44)




Епюримоментів:

2. 
   Визначення діаметральних розмірів валу
   

Діаметр вихідного кінця валу:

(4.45)

Враховуючи наявність шпонкового паза збільшуємо d_k на 10% і приймаюзгідно [2, с.91, т. табл. 46].
30
приймаю: d_k = 30мм.

Діаметр вала під підшипник повинен бути d_п >d_к-пі кратне 5.

Приймаю: d_п = =35мм.

Діаметр перехідної ділянки валу:
d_к<d_к-п<d_п ,

приймаю: d_к-п=32 мм.

Діаметр вала під шестерню:

(4.47)
[σ_-1] = (50…60),

приймаю: d_ш=35 мм.

Діаметр буртіка:


де де (4.49)
приймаю:

3. 
   Визначенняконструкції валу
   

Виходячи із співвідношення шестерню виготовлено окремо від вала [ 3 розділ ]. (4.50)

4. 
   Визначення коефіцієнтів запасу міцності
   

(4.51)


деσ_-1,τ_-1 – границі витривалості;
(4.54)
(4.55)
- коефіцієнти концентрації напружень [1, с.149, табл.4.9.1]:

; .

Амплітуда нормальних дотичних та середніхзначень дотичних напружень:

(4.56)

(4.57)
деМ, Т – момент згину та обертаючий, що діють в перерізі для якого визначають коефіцієнт запасу міцності;

W,W_p – основний та полярний моменти інерції;

d=50мм – діаметр ділянки валу.





(4.59)

K_d=0,75 – масштабний коефіцієнт[2, с.27, рис. Т1].

(4.60)

(4.61)

(4.62)

А₀– площа поперечного перерізу валу:

(4.63)

5. 
   Розрахунок тихохідного валу
   

6. 
   Початкові дані
   

Обертаючий момент нашвидкохідному валу: Т₂=Т₃=482^.м.

Частота обертання на швидкохідному валу: n₂ = n₃=100 хв^-1.

7. 
   Вибір матеріала для виготовлення валу
   

Вибираємоматеріал для тихохідного вала:сталь 45 (покращену);

границя міцності –

границя текучості –

твердість по Бренелю – НВ = 194;

(4.64)

8. 
   Визначення діаметральних розмірів валу
   

Діаметр вихідного кінця валу:
(4.65)
приймаю:

Діаметр перехідної ділянки валу:
(4.66)
приймаю: [2, с.91, табл. 46].

Діаметр валу під підшипник: і кратне 5, приймаю: = 55мм.

Діаметр валупідзубчасте колесо:

d=1.15·55=63.25 (4.67)

приймаю:d=65 мм [2, c.91, табл. 46].

Діаметр буртіка:

(4.68)

де (4.69)

де [1, с.142, табл.4.8.5].

де , [1, с.142, табл. 4.8.5].

приймаю:

1. 
   Визначення лінійних розмірів валу
   

Тихохідний вал


5.Розрахунок підшипників кочення

5.1Розрахунок підшипників швидкохідного валу

5.1.1Початкові дані

Діаметр посадочної ділянки валу:

Частота обертання валу:

Реакції в опорах:







5.1.2Визначеннярадіальних сил

(5.1)

(5.2)

Схема навантаження валу


Вибираю кульковий радіальний, однорядний підшипник легкої серії №109 [1, с.417, табл.15.7.1], що має такі параметри:

• 
  діаметрвнутрішньогокільця: d=35мм
  
• 
  діаметр зовнішнього кільця: D=72мм
  
• 
  ширина: B=17мм
  
• 
  максимальне навантаження: 25,5кН
  
• 
  оптимальне навантаження: 13,7кН
  

Визначаємо реакції у підшипниках



де коефіцієнт осьового навантаження приймається в залежності від відношення



тоді [1, c.165, табл. 5.5.2].

5.1.3 Розраховуємо приведене навантаження
(5.3)
деK_δ=1,2 – коефіцієнт безпеки [2, с.31, табл. Табл. 31];

K_t=1 – температурний коефіцієнт;

V=1 - так як підшипник однорядний.

(5.4)
5.1.4.Розрахунок на довговічність
. . (5.5)
де для кулькових радіально-упорних підшипників.
Розрахункова довговічність підшипника більша допустимої у 2,18 рази, що є допустимим.

5.2.Підшипники тихохідного вала

Для тихохідного вала вибираю такі ж підшипники, як і для швидкохідного, тільки із більшим внутрішнім та зовнішнім діаметрами – це підшипники:
d=35 мм, D=75 мм, B=17 мм.
6.Розрахунок шпонок




6.1Для швидкохідного валу
6.1.1Для вихідного кінця валу

_Т=125,8– крутний момент на валу;



b=10 мм – ширина шпонки,

h=8 мм – висота шпонки,


Рисунок 6.1 – Шпонка на валу
Глибинаврізання в вал:
(6.1)
Глибинаврізання в ступицю:
(6.2)
Висотавиступу:

(6.3)
6.1.2Довжина шпонки
Робочадовжина шпонки:
(6.4)

де =100 (МПа) - допустиме напруження зминання.

Повна довжина шпонки:
(6.5)
приймаю: [1, c.187, табл. 7.1.2].
(6.6)



приймаю:

Конструктивно збільшуємо довжину шпонки:

мм

приймаю: [1, с.187, табл.7.1.2].

(6.7)
6.1.3.Напруження зрізу
(6.8)

де =100(МПа) – напруження зрізу.
6.1.4.Напруження зминання
(6.9)
(6.10)

6.2.Розрахунок шпонки
6.2.1.Розрахунок шпонки під шестерню
Шпонку під шестерню приймаю такуж, як і шпонку вихідного кінця валу.
Початкові дані:

_T=125.8








6.2.2.Довжина шпонки
Робоча довжина шпонки:
(6.11)
Повна довжина шпонки:
(6.12)

приймаю: .[1, с.187, табл. 7.1.2]
приймаю:

Конструктивно збільшуюдовжину шпонки:
_(6.13)
приймаю: [1, c.187, табл. 7.1.2 ].
(6.14)

6.2.3. Напруження зрізу

(6.15)

6.2.4.Напруження зминання
(6.16)
(6.17)

6.3.Для тихохідного валу
6.3.1.Вихідний кінець валу
Початкові дані:

_T=482







(6.17)

6.3.2.Робоча довжина шпонки
(6.18)
Повна довжина шпонки:
71,79мм (6.19)
приймаю: [1, с.187, табл. 7.1.2].
(6.20)
Конструктивно збільшуємодовжину шпонки:
(6.21)
приймаю: [1, c.187, табл. 7.1.2].
(6.22)

6.3.3.Напруження зрізу
(6.23)
6.3.4.Напруження зминання
(6.24)

Так як умова не виконується, розраховую дві шпонки на вихідному кінці валу.


Приймаю:
(6.25)
6.3.4.1Напруження зрізу
(6.26)

(6.27)

6.3.4.2.Напруження зминання
(6.28)

6.3.Розрахунок під колесо

Шпонку під колесо приймаю таку, як і шпонку вихідного кінця валу.

Вихідні дані:

_T=482



[3, c.28, табл. Т29]




6.3.1.Довжина шпонки

(6.29)

Повнадовжина шпонки:
56мм (6.30)
приймаю: [1, с.187, табл. 7.1.2].
(6.31)
приймаю:

Конструктивно збільшуюдовжину шпонок:
(6.32)
приймаю: [1, с.187, табл. 7.1.2].
(6.33)
6.3.2.Напруження зрізу

(6.34)

6.3.3.Напруження зминання

(6.35)


7.Змащення редуктора
7.1 Орієнтовний вибір мастила
Вибір мастила ведеться по в’язкості, яка визначається для циліндричної косозубої передачі через проміжний коефіцієнт :



де – колова швидкість;

– твердість по Вікерсу;

– діючі контакті напруження в передачі.
7.1 Розрахункова в’язкість мастила


Вибираємо мастило індустріальне (ГОСТ 20799-88) – И – 40А, з

в’язкістю з температурою застигання -10˚С

[2, c.197, табл. 81].
7.3.Визначаємо об’єм мастила
7.3.1.Мінімальний рівеннь мастила
(7.1)
де – номінальний модуль зачеплення.
7.3.2.Максимальний рівень мастила
(7.2)
де – ширина зубчастого колеса.

7.3.3.Мінімальний об’єм мастила в редукторі

де – внутрішня довжина редуктора: _(7.3)

де – внутрішня ширина редуктора:
_(7.4)
7.3.4.Максимальний об’єм мастила в редукторі:
_(7.5)



8.Розрахунок елементів корпуса
8.1. Початкові дані
Міжосьова відстань:



Ділильні діаметри:





Ширина зубчастих коліс:





Наружні діаметри підшипників кочення:

мм



Внутрішні розміри корпуса:





між опорна відстань.



Рисунок 8.1. Схема редуктора


8.1.1.Форма корпуса редуктора
Корпус із зовнішніми підшипниковими бобиками. Товщина стінок редуктора:

-корпуса редуктора

-кришки редуктора (8.1)

8.1.2.Діаметри болтів(Рис. 8.2)

• 
  редуктор з рамою:
  

(8.2)

• 
  корпус з кришкою у бобишок підшипників:
  

(8.3)

• 
  корпус з кришкою по периметру з’єднання:
  

(8.4)

• 
  кришка оглядового лючка з кришкою редуктора:
  

[1, ст.232, табл.9.2.2 ];

• 
  кришку підшипникового вузла з корпусом:
  

[1, ст.201, п.8.2].



Рисунок 8.2 – Схема редуктора з вказанням діаметрів болтів і їх розташування, ширина і товщина фланців
8.1.3.Ширина фланців редуктора

• 
  фундаментального:
  

• 
  корпуса і кришки (у підшипників):
  

де [1, c.115, табл.4.2.1];

• 
  корпуса і кришки (по периметру):
  

де




8.1.4.Кількість болтів
Болти діаметром:

діаметром d₁:



де , - зовнішні розміри корпуса;

• 
  діаметром d₂:
  

- по два болта на кожний підшипник;

• 
  діаметром d₃(вибирається так, щоб відстань між болтами була: );
  

• 
  діаметром d₄ – [1, ст.232, т. 9.2.2];
  
• 
  діаметром d₅ – [1, ст.201, т. 8.2.1].
  

8.1.5.Товщина фланців редуктора

• 
  фундаментального:
  

• 
  корпуса(з’єднання з кришкою):
  

кришки(з’єднання із корпусом):


8.1.6.Розрахунок кришок підшипника

Рисунок 8.1.6.1. – Кришка підшипника
Для швидкохідного валу:

дані бралися відповідно до [1, ст.201, табл. 8.2.1]: