Одноступенчатый редуктор. 
Габидулин, Вариант 6, задание 1

Проверка:

∑Z = RAz — P1 — RBz + P2 = 3728 — 1487,86 — 5695,38 + 3455,24 = 0.

По полученным данным строим эпюры изгибающих моментов Mz и My.

Рисунок 8.

2. Расчетная схема промежуточного вала и эпюры Mz, My, Mx.

Крутящий момент в зоне между зубчатыми колесами:

Mx = Tпром = 186,583 Н*м.

Полные реакции опор:

;

= 3967,254 Н;

;

= 6060,894 Н.

Максимальный изгибающий момент — в опоре B.

;

= 349,314 Н*м.

9. Расчет валов

9.

1. Входной вал.

По конструктивным соображениям шестерню вала изготавливаем заодно с самим валом. следовательно за диаметр вала в месте максимального изгибающего момента примем диаметр впадин шестерни, т. е.:

dвала = d1 — 2,5*m = 57,5 — 2,5*2,5 = 51,25 мм.

Силовые факторы в этом сечении:

Mизг = 43,542 Н*м;

Mкруч = 42,776 Н*м.

Момент сопротивления изгибу:

;

= 8104,5 мм³.

Момент сопротивления кручению:

;

= 16 209 мм³.

Пределы выносливости материала:

σ-1 = 0,4 *σв;

σ-1 = 0,4*1020 = 408 Н/мм2;

τ-1 = 0,2 * σв;

τ-1 = 0,2*1020 = 204 Н/мм2.

напряжения:

;

= 5,372 Н/мм2;

σm = 0;

;

= 1,32 Н/мм2.

Запасы прочности:

;

= 67,812; где:

;

= 1,12;

Kσ - коэффициент концентрации напряжений, Kσ = 1;

— коэффициент масштабного фактора;

;

= 0,893

V = 0,19 — 1,25 * 10−4 * σвр

V = 0,19 — 1,25 * 10−4 * 1020 = 0,0625;

KFσ - коэффициент качества поверхности, KFσ = 1 при Rz≤ 1 мкм;

KV — коэффициент поверхностного упрочнения, при его отсутствии

KV = 1;

Ψσ = 0,02 + 2 * 10−4 * σвр;

Ψσ = 0,02 + 2 *10−4 * 1020 = 0,224;

;

; где:

;

= 1,178;

Kτ - коэффициент концентрации напряжений, Kτ = 1;

;

= 0,8487;

KFτ = 0,575*KFσ + 0,425;

KFτ = 0,575*1 + 0,425 = 1;

KV = 1;

Ψτ = 0,5 * Ψσ;

Ψτ = 0,5 * 0,224 = 0,112;

;

= 59,011 > [S] =1,5.

Шейки вала под подшипники выберем ø 40.

9.

2. Промежуточный вал.

По конструктивным соображениям примем диаметр 40 мм.

Силовые факторы:

Mизг = 349,314 Н*м;

Mкр = 186,583 Н*м.

Момент сопротивления изгибу:

;

= 6283,185 мм³.

Момент сопротивления кручению:

;

= 12 566,37 мм³.

Пределы выносливости материала — см. пункт 32.

Напряжения:

;

= 55,595 Н/мм2;

σm = 0;

;

= 7,425 Н/мм2.

Запасы прочности:

;

= 6,646; где:

;

= 1,104;

Kσ - коэффициент концентрации напряжений, Kσ = 1;

;

= 0,9056;

KFσ - коэффициент качества поверхности, KFσ = 1 при Rz≤ 1 мкм;

KV — коэффициент поверхностного упрочнения, при его отсутствии

KV = 1;

Ψσ = 0,02 + 2 * 10−4 * σвр;

Ψσ = 0,02 + 2 *10−4 * 1020 = 0,224;

;

; где:

;

= 1,178;

Kτ - коэффициент концентрации напряжений, Kτ = 1;

;

= 0,8653;

KFτ = 0,575*KFσ + 0,425;

KFτ = 0,575*1 + 0,425 = 1;

KV = 1;

Ψτ = 0,5 * Ψσ;

Ψτ = 0,5 * 0,224 = 0,112;

;

= 6,344 > [S] =1,5.

10. Расчет подшипников

10.

1. Подшипники входного вала.

Величины реакций:

R = 791,674 Н;

n = 720 об/мин.

Осевые усилия отсутствуют, поэтому применим радиальные шарикоподшипники.

Динамическая грузоподъемность:

;

= 7,181 кН, где:

PЭ = (X * V * Fr +Y * Fa) * Кб * КТ;

PЭ = (1 * 1 * 791,674 + 0 * 0) * 1,2 * 1,0 = 950 Н;

X = 1, Y = 0 (т.к. ≤ e);

V = 1 (вращение внутреннего кольца);

Fr = R = 791,675 Н — радиальная нагрузка;

Fa = 0 — осевая нагрузка;

Кб = 1,2 — для приводов ленточных конвейеров;

КТ = 1,0 — для рабочей температуры до +100°С;

;

= 432 млн.

оборотов;

m = 3 — для шарикоподшипников.

Для внутреннего диаметра 40 мм выбираем шарикоподшипник однорядный радиальный ГОСТ 8338–75 особо легкой серии № 108 (внутренний диаметр 40 мм; внешний диаметр 68 мм; шириной 15 мм) с динамической грузоподъемностью С = 12,9 кН.

Долговечность с 90% степенью надежности:

;

= 57 958,157 час;

m = 3 — для шарикоподшипников.

Коэффициент надежности:

;

= 0,213; где:

Lhs — назначенный ресурс, Lhs = 10 000 час;

a2 — коэффициент материала, для шарикоподшипников, a2 = 0,9;

a3 — коэффициент режима смазки, для шарикоподшипников, a3 = 0,9.

Степень надежности:

;

= 0,9809; где:

k = 1,1 — для шарикоподшипников.

С правой стороны возможна установка подшипника № 104 (внутренний диаметр 20 мм; внешний диаметр 42 мм; шириной 12 мм) с динамической грузоподъемностью С = 7,22 кН.

10.

2. Подшипники промежуточного вала.

Величины реакций:

Rлев = 3967,254 Н;

Rправ = 6060,894 Н;

n = 160 об/мин.

Динамическая грузоподъемность:

;

= 33,302 кН, где:

PЭ = (X * V * Fr +Y * Fa) * Кб * КТ;

PЭ = (1 * 1 * 6060,894 + 0 * 0) * 1,2 * 1 = 7273,073 Н;

X = 1, Y = 0 (т.к. ≤ e);

V = 1;

Fr = 6060,894;

Fa = 0;

Кб = 1,2;

КТ = 1;

;

= 96 млн.

оборотов;

m = 3.

Для внутреннего диаметра 40 мм выбираем шарикоподшипник однорядный радиальный ГОСТ 8338–75 тяжелой серии № 408 (внутренний диаметр 40 мм; внешний диаметр 110 мм; шириной 27 мм) с динамической грузоподъемностью С = 49,3 кН.

Долговечность с 90% степенью надежности:

;

= 32 443,58 час;

m = 3 — для шарикоподшипников.

Коэффициент надежности:

;

= 0,3805; где:

Lhs — назначенный ресурс, Lhs = 10 000 час;

a2 — коэффициент материала, для шарикоподшипников, a2 = 0,9;

a3 — коэффициент режима смазки, для шарикоподшипников, a3 = 0,9.

Степень надежности:

;

= 0,96 425; где:

k = 1,1 — для шарикоподшипников.

С левой стороны возможна установка подшипника с динамической грузоподъемностью:

С ≥ 3967,254*1,2* ≥ 21,798 кН, т. е. подшипник легкой серии № 208 (внутренний диаметр 40 мм; внешний диаметр 80 мм; шириной 18 мм) с динамической грузоподъемностью С = 25,1 кН.

11. Выбор муфты

Для соединения осей двигателя с входным валом привода (оба диаметром 38 мм) с частотой вращения 720 об/мин с моментом 42,776 Н*м, выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 250−38-I.1-УЗ ГОСТ 21 424–75.

10. Выбор шпонок.

Для соединения колеса закрытой зубчатой пары с промежуточным валом ø 40 мм при крутящем моменте Mкр = 186,583 Н*м применим шпонку призматическую ГОСТ 8789–68. Расчет ведем по формуле:

;

;

мм2;

;

;

мм;

Выбираем шпонку длиной 32 мм

— шпонка 3−12×8×32 ГОСТ 8789–68.

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование, М.: Издательство Машиностроение, 2002;535c.

2. Иванов М. Н. Детали машин. — М.:Высшая школа, 2002

3. Кудрявцев В. Н. Детали машин. — Л.: Машиностроение, 1980

4. Решетов Д. Н. Детали машин. — М.: Машиностроение, 1989

5. Проектирование механических передач. — М.: Машиностроение, 1984

6. Чернавский С. А., Боков К. Н., Чернин И. М., Ицкович Г. М., Козинцов В.П.

Курсовое проектирование деталей машин М.: Издательство Машиностроение, 1988.-416с.

Курсовой проект ПЛК 062.

00.00. ПЗ Лист 2

Изм. Лист № докум. Подпись Дата