Основы конструирования: Проектирование привода общего назначения содержащего цепную передачу

(u = Pp / ( y(B(m(knu ) , н/мм2

где y - коэффициент формы зуба по табл. 3.4 [2], knu = 1 для прямозубых

колес.

Проведем сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев шестерни и

колеса:

Z7 = 34 ; y1 = 0.430

Z10 = 94 ; y2 = 0.479

Для шестерни:

y7[(0]’u = 0.430 ( 256 = 110.1 ,н/мм2

Для колеса:

y10[(0]’u = 0.479 ( 214 = 102.6 ,н/мм2

Дальнейший расчет ведем по зубу колеса как менее прочному.

Расчетное окружное усилие:

Pp = P2p = K(P = 1.69 ( 3390 = 5729 ,н

В = В3 = 40 ,мм

Расчетное (рабочее) напряжение изгиба в опасном сечении зуба колеса Z3:

(u = 5729 / ( 0.479 (40(3(1 ) = 99.67 н/мм2 ,

[(0]’’u = 214 ,н/мм2

(u < [(0]’’u.

3.9. Определение геометрических параметров зубчатых колес и коробки

скоростей.

На основании принятых межосевых расстояний , и модуле зубчатых колес,

который является одинаковым для первой и второй ступени коробки скоро-

стей, что повышает ее технологичность.

При определении количества зубьев зубчатых колес необходимо соблю-

дать равенство сумм чисел зубьев всех пар зубчатых колес каждой ступени.

Это условие определяется так:

Z1 + Z3 = Z2 + Z4

Z5 + Z8 = Z6 + Z9 = Z7 + Z10.

При этом минимальное число зубьев шестерен должно быть меньше 20.

Так же необходимо обратить внимание на то, что расстояние между двумя

зубчатыми колесами одной и той же ступени должны быть больше, чем ши-

рина блока шестерен. Только при таком условии блок шестерен может быть

выведен из зацепления. Количественно это можно выразить так:

l0 = 2.1 ( b + ( ,мм

где l0 - расстояние между торцами колес,

b - ширина венцов шестерен,

( - ширина канавки между шестернями в блоке шестерен.

Расчет параметров зубчатых зацеплений ведется на основе формул:

Число зубьев шестерни:

Zш = 2Ат / m(1+i)

где m - модуль зубчатого колеса,

Ат - межосевое расстояние мм,

i - передаточное отношение

Число зубьев колеса:

Zк =Zш ( i

Геометрические параметры:

dд ш = m ( Z1,мм

dд к = m ( Z2 ,мм

De ш = dд1 + 2m ,мм

De к = dд2 + 2m ,мм

Di ш = dд1 - 2.5m ,мм

Di к = dд2 - 2.5m ,мм

где m - модуль зубьев,

( - коэффициент отношения ширины колеса к диаметру.

Расчет зубчатой пары Z2 x Z4 :

Z2 = 2 ( 160 / 3((1.3 + 1) = 46

Z4 = 46 ( 1.3 = 60

dд 2 = 3 ( 46 = 138,мм

dд 4 = 3 ( 60 = 180 ,мм

De2 = 138 + 2 ( 3 = 144,мм

De4 = 180 + 2 ( 3 = 186 ,мм

Di 2 = 138 - 2.5 ( 3 = 130.5 ,мм

Di4 = 180 - 2.5 ( 3 = 172.5 ,мм

Расчет зубчатой пары Z5 x Z8 :

Z5 = 2 ( 200 / 3((2.3 + 1) = 38

Z8 = 38 ( 2.3 = 90

dд 5 = 3 ( 38 = 114,мм

dд 8 = 3 ( 90 = 270 ,мм

De5 = 114 + 2 ( 3 = 120,мм

De8 = 270 + 2 ( 3 = 276 ,мм

Di 5 = 114 - 2.5 ( 3 = 106.5 ,мм

Di8 = 270 - 2.5 ( 3 = 162.5 ,мм

Расчет зубчатой пары Z6 x Z9 :

Z6 = 2 ( 200 / 3((2 + 1) = 42

Z9 = 46 ( 2 = 86

dд 6 = 3 ( 42 = 126,мм

dд 6 = 3 ( 86 = 258 ,мм

De6 = 126 + 2 ( 3 = 120,мм

De9 = 258 + 2 ( 3 = 176 ,мм

Di 6 = 126 - 2.5 ( 3 = 118.5 ,мм

Di9 = 258 - 2.5 ( 3 = 150.5 ,мм

Проверим равенство сумм зубьев всех пар зубчатых колес:

Z1 + Z3 = Z2 + Z4 = 42 + 64 = 46 + 60 = 106

Z5 + Z8 = Z6 + Z9 = Z7 + Z10 = 38 + 90 = 42 + 86 = 34 + 94 = 128

Определим расстояние между торцами колес:

l1x2 = 2.1 ( 32 + 12 = 79 ,мм

l8x9x10 = 2.1 ( 40 + 12 = 96 ,мм

Сводная таблица параметров зубчатых колес:

Табл. 3.9.

|колесо |m |Z |dд |Di |De |B |

|1 |3 |42 |126 |118.5 |132 |32 |

|2 |3 |46 |138 |130.5 |144 |32 |

|3 |3 |64 |192 |184.5 |198 |32 |

|4 |3 |60 |180 |172.5 |186 |32 |

|5 |3 |38 |114 |106.5 |120 |40 |

|6 |3 |42 |126 |118.5 |132 |40 |

|7 |3 |34 |102 |94.5 |108 |40 |

|8 |3 |90 |270 |268.5 |276 |40 |

|9 |3 |86 |258 |250.5 |264 |40 |

|10 |3 |94 |282 |274.5 |288 |40 |

4. Расчет валов.

4.1. Расчет I - го вала.

4.1.1. Предварительный расчет диаметра вала находим из условия прочности

на кручение по формуле:

d = ( T / 0.2 ( [(] ,мм

где Т - крутящий момент , Н(мм,

[(] - допускаемое условное напряжение при кручении, Н/мм2

при ориентировочном расчете [(] = 20 ... 25 Н/мм2.

d = ( 131.6 ( 103 / 0.2 ( 20 = 32.4 мм

4.1.2. Проектный расчет вала.

T T = 666.1 н

P = 1830.2 н

А P В

-T ( 31 + Rb ( 173 = 0

Rb = 666.1 ( 31 / 173 = 119.35

Ra Rb Ra = 666.1 -

119.55 = 567.74

Rb = P ( 31 / 173

Rb = 1830.2 ( 31 / 173 = 327

Ra = 1830.2 - 327 = 1502.3

Ra Rb

4.1.3. Определим суммарные реакции в опорах по формулам:

A = ( Ra2y + Ra2x ,н

B = ( Rb2y + Rb2x ,н

подставим значения:

A = ( 567.742 + 1502.32 = 1606 ,н

B = ( 119.352 + 3272 = 348.1 ,н

4.1.4. Принимаем материал вала - сталь 45.

Масштабный фактор (( = 0.8, коэффициент учитывающий упрочнение

поверхности ( = 0.96, значение K( = 1.7, s = 3.

4.1.5. Определим коэффициент долговечности. Номинальное число часов

работы за весь срок службы:

Lh = 365 ( 24 ( L ( Kr ( Kc ,ч

где L - долговечность, 8 лет,

Kr - коэффициент использования в течении года = 0.8,

Kc - коэффициент использования в течении суток = 0.33.

Lh = 365 ( 24 ( 8 ( 0.8 ( 0.33 = 18500 ,ч

Число циклов нагружений определяется по формуле:

N( = 60 ( Lh ( n ,

где n - число оборотов об/мин.

N( = 60 ( 18500 ( 725 = 80475 ( 104

Эквивалентное число циклов определяется по формуле:

KL = ( No / NE ,

где No - базовоечисло циклов переменного напряжения = 5(106

NE - определяется как:

NE = N( ( (1m ( 0.2 + 0.75m (0.5 + 0.2m ( 0.3) ,

где m - показатель степени кривой выносливости = 8

NE = 80475(104 ( (18 ( 0.2 + 0.758 (0.5 + 0.28 ( 0.3) = 191(106

KL = ( 5(106 / 191(106 = 0.7 < 1 ,

принимаем KL = 1.

4.1.6. Определяем допускаемое напряжение для материала вала по формуле:

[(-1] = (-1 ( ( (( (KL / ( [s](K( ) , н/мм2

где (-1 - предел выносливости материала при изгибе с симетричным циклом

изменения напряжения = 432,

( - масштабный фактор = 0.91,

( - коэффициент учитывающий упрочнение поверхности = 0.96,

KL - коэффициент долговечности = 1,

[s] - коэффициент безопасности = 3,

K( - эффективный коэффициент концентрации напряжения = 1.7

[(-1] = 432 ( 0.91 ( 0.96 ( 1 / ( 3 ( 1.7 ) = 75 ,н/мм2

4.1.7. Определим диаметры вала в опасных сечениях под колесами Z1 и Z2.

d’ = ( МЕ / 0.1 ( [(-1] , мм

где МЕ - момент на валу = 115.3(103 н.

d’ = ( 115.3(103 / 0.1 ( 74 = 24.9 мм ,

принимаем вал диаметром 30 мм.

4.1.8. Определим момент сопротивления сечения вала.

W = (((d3 / 32) - b(t1((d-t1)2 / 2d, мм3

где d - диаметр вала = 30 мм

b - ширина шпоночной канавки, мм

W = (((303 / 32) - 8(4((30-4)2 / 2(30 = 2290, мм3

4.1.9. Амплитуда номинальных напряжений изгиба при симметричном цикле

изменения напряжения изгиба.

(a = M / W = 17600 / 2290 = 8, н/мм2

4.1.10. Коэффициент безопасности по сечению изгиба.

S( = (-1 ( KL / ( (K( /(((( ) ((a + (( ((m) ,

где K( - эффективный коэффициент концентрации напряжений = 2.15

( - коэффициент учитывающий обработку (шлифование) = 0.95

(( - масштабный фактор = 0.84

(m - составляющая цикла изменения напряжений = 0

(( - коэффициент чувствительности материала = 0.12

S( = 432 / ( (2.15 /0.95(0.84) ( 8 + 0) = 18,

4.1.11. Коэффициент безопасности по кручению определяется по формуле:

Wp = (((d3 / 16)- b(t1((d-t1)2 / 2d, мм3

где d - диаметр вала = 30 мм

b - ширина шпоночной канавки, мм

Wp = (((303 / 16)- 8 ( 4 ( (30-4)2 / 2(30 = 4940.9 , мм3

4.1.12. При непрерывном вращении вала напряжения кручения изменяются

по пульсирующему циклу, поэтому переменные составляющие (амплитуда) и

постоянные состовляющие (среднее напряжение) цикла определяем по фор-

муле:

(а = (m = (max / 2 = 1/2 ( T / Wp = 1/2 ( 131600 / 4940.9 = 13.3 н/мм2

4.1.13. Определим коэффициент безопасности по кручению.

S( = (-1 ( KL / ( (K( /(((( ) ((a + (( ((m) ,

где (-1 - предел выносливости по кручению = 255 н/мм2 ,

K( - эффективный коэффициент концентрации напряжений = 2.05

( - коэффициент учитывающий обработку (шлифование) = 0.95

(( - масштабный фактор = 0.84

(( - коэффициент чувствительности материала = 0.7

S( = 255 / ( (2.05 /0.95(0.84 ) (13.3 + 0.07 ( 8.12) = 7.3 ,

4.1.14. Общий коэффициент безопасности сосотавит:

S = S( ( S( / ( S2( + S2( = 18 ( 7.3 / ( 182 + 7.32 = 4.8 > [s] = 2.5

4.2. Расчет I I I- го вала.

4.2.1. Предварительный расчет диаметра вала находим из условия прочности

на кручение по формуле:

d = ( T / 0.2 ( [(] ,мм

где Т - крутящий момент , Н(мм,

[(] - допускаемое условное напряжение при кручении, Н/мм2

при ориентировочном расчете [(] = 20 ... 25 Н/мм2.

d = ( 555 (103 / 0.2 ( 20 = 49 мм

4.2.2. Проектный расчет вала.

T T = 1234 н R = 16213 н

P = 3390 н

А P В R

P ( 307 + Rb ( 342 - R ( 382 = 0

Rb = (16213(382-3390(307) /

/ 342 = 15066.2

Ra P Rb - Ra(342-

P(35+16213(40/342 =

= 2243.8

Rby = 35/342 ( T = 154

Ray = 307/342 ( T = 1344

Проверка:

Ra T Rb Ra - P - Pb + R = 0

2287.8 -3390 -15066.2+16213 = 0

4.2.3. Определим суммарные реакции в опорах по формулам:

A = ( Ra2y + Ra2x ,н

B = ( Rb2y + Rb2x ,н

подставим значения:

A = ( 15066.22 + 2243.82 = 15232 ,н

B = ( 13442 + 1542 = 1352.8 ,н

4.2.4. Принимаем материал вала - сталь 45.

Масштабный фактор (( = 0.8, коэффициент учитывающий упрочнение

поверхности ( = 0.96, значение K( = 1.7, s = 3.

4.2.5. Определим коэффициент долговечности. Номинальное число часов

работы за весь срок службы:

Lh = 365 ( 24 ( L ( Kr ( Kc ,ч

где L - долговечность, 8 лет,

Kr - коэффициент использования в течении года = 0.8,

Kc - коэффициент использования в течении суток = 0.33.

Lh = 365 ( 24 ( 8 ( 0.8 ( 0.33 = 18500 ,ч

Число циклов нагружений определяется по формуле:

N( = 60 ( Lh ( n ,

где n - число оборотов об/мин.

N( = 60 ( 18500 ( 725 = 80475 ( 104

Эквивалентное число циклов определяется по формуле:

KL = ( No / NE ,

где No - базовоечисло циклов переменного напряжения = 5(106

NE - определяется как:

NE = N( ( (1m ( 0.2 + 0.75m (0.5 + 0.2m ( 0.3) ,

где m - показатель степени кривой выносливости = 8

NE = 80475(104 ( (18 ( 0.2 + 0.758 (0.5 + 0.28 ( 0.3) = 191(106

KL = ( 5(106 / 191(106 = 0.7 < 1 ,

принимаем KL = 1.

4.2.6. Определяем допускаемое напряжение для материала вала по формуле:

[(-1] = (-1 ( ( (( (KL / ( [s](K( ) , н/мм2

где (-1 - предел выносливости материала при изгибе с симетричным циклом

изменения напряжения = 432,

( - масштабный фактор = 0.91,

( - коэффициент учитывающий упрочнение поверхности = 0.96,

KL - коэффициент долговечности = 1,

[s] - коэффициент безопасности = 3,

K( - эффективный коэффициент концентрации напряжения = 1.7

[(-1] = 432 ( 0.91 ( 0.96 ( 1 / ( 3 ( 1.7 ) = 75 ,н/мм2

4.2.7. Определим диаметры вала в опасных сечениях под колесами Z1 и Z2.

d’ = ( МЕ / 0.1 ( [(-1] , мм

где МЕ - момент на валу = 115.3(103 н.

d’ = ( 484.2 (103 / 0.1 ( 74 = 48 мм ,

принимаем вал диаметром 50 мм.

4.2.8. Определим момент сопротивления сечения вала.

W = (((d3 / 32) - b(t1((d-t1)2 / 2d, мм3

где d - диаметр вала = 50 мм

b - ширина шпоночной канавки, мм

W = (((503 / 32) - 12(5((50-5)2 / 2(50 = 11056, мм3

4.2.9. Амплитуда номинальных напряжений изгиба при симметричном цикле

изменения напряжения изгиба.

(a = M / W = 688846.6 / 11056 = 62.3 , н/мм2

4.2.10. Коэффициент безопасности по сечению изгиба.

S( = (-1 ( KL / ( (K( /(((( ) ((a + (( ((m) ,

где K( - эффективный коэффициент концентрации напряжений = 2.15

( - коэффициент учитывающий обработку (шлифование) = 0.95

(( - масштабный фактор = 0.84

(m - составляющая цикла изменения напряжений = 0

(( - коэффициент чувствительности материала = 0.12

S( = 432 / ( (2.15 /0.95(0.84) ( 62.3 + 0) = 2.5,

4.2.11. Коэффициент безопасности по кручению определяется по формуле:

Wp = (((d3 / 16)- b(t1((d-t1)2 / 2d, мм3

где d - диаметр вала = 50 мм

b - ширина шпоночной канавки, мм

Wp = (((503 / 16)- 12 ( 5 ( (50-5)2 / 2(50 = 23328.6 , мм3

4.2.12. При непрерывном вращении вала напряжения кручения изменяются

по пульсирующему циклу, поэтому переменные составляющие (амплитуда) и

постоянные состовляющие (среднее напряжение) цикла определяем по фор-

муле:

(а = (m = (max / 2 = 1/2 ( T / Wp = 1/2 ( 555600 / 23328.6 = 23 н/мм2

4.2.13. Определим коэффициент безопасности по кручению.

S( = (-1 ( KL / ( (K( /(((( ) ((a + (( ((m) ,

где (-1 - предел выносливости по кручению = 255 н/мм2 ,

K( - эффективный коэффициент концентрации напряжений = 2.05

( - коэффициент учитывающий обработку (шлифование) = 0.95

(( - масштабный фактор = 0.84

(( - коэффициент чувствительности материала = 0.7

S( = 255 / ( (2.05 /0.95(0.84 ) (23 + 0.07 ( 8.12) = 4.27 ,

4.2.14. Общий коэффициент безопасности сосотавит:

S = S( ( S( / ( S2( + S2( = 2.5 ( 4.27 / ( 2.52 + 4.232 = 2.2

5. Расчет и подбор подшипников.

Так как осевая нагрузка незначительна, то выбираем радиальные шарикопод-

шипники ГОСТ 8338-57.

Требуемый коэффициент работоспособности определяем по формуле:

C = 0.2 ( ( R(Kk+m(A ) K( ( ( (h )0.3 ,

где R = Rb - радиальная нагрузка;

A = Q1 - осевая нагрузка;

m = 1.5 - для радиальных подшипников;

K( = 1.4 - динамический коэффициент;

Kk = 1.0 - коэффициент кольца;

h - желаемый срок службы.

Расчитаем подшипники на вал № I

C = 0.2 ( ( 1606(1+1.5(0 ) 1.4 ( ( 76(8000 )0.3 = 24438.

Выбираем подшипник 305 средней серии.

Расчитаем подшипники на вал № I I I

C = 0.2 ( ( 6900(1+1.5(0 ) 1.4 ( ( 76(8000 )0.3 = 51647.

Выбираем подшипник 309 средней серии.

Для шлицевого вала выбираем подшипник 307 средней серии.

Таблица размеров выбраных подшипников.

|Вал |Подшипник |D , мм |d , мм |B , мм |r x r |

|I |305 |62 |25 |17 |2 x 2 |

|I I |307 |80 |35 |21 |2.5 x 2.5 |

|I I I |309 |100 |45 |25 |2.5 x 2.5 |

См. пункт 10.

6. Расчет шпоночных и шлицевых соединений.

6.1. Расчет шпонок.

По СТ СЭВ 189-75

Для вала I , ( 30, материал шестерни - сталь 40Х, материал шпонки сталь

45,

длина ступицы - 32 мм, передаваемый момент Т = 130000 н, выбираем по

СТ СЭВ 189-75 шпонку со следующими размерами :

|b |h |t1 |t2 |r |

|8 |7 |4 |3.3 |0.08 ( 0.16 |

Характер нагрузки - сопкойная [(см] = 150 н/мм2

6.2.1. Определяем рабочую длину шпонки.

Lp = T / (0.5 ( d ( k ( [(см] ) ,мм

где k - раблчая высота = 0.4 h ,мм

d - диаметр вала ,мм

Lp = 130000 / (0.5 ( 30 ( 0.4 ( 7 ( 150 ) = 20 ,мм

Общая длина шпонки.

L = Lp + b = 20 + 8 = 28 ,мм

Проверим шпонку на срез.

(см = Т / 0.5(d(Lp(k = 130000 / 0.5(30(28(2.8 = 110

( (см = 110 ) < ( [(cv] =150 )

Принимаем: шпонка 8x7x28 СТ СЭВ 189-75

Для вала I I I, ( 50, материал шестерни - сталь 40Х, материал шпонки

сталь 45,

длина ступицы - 60 мм, передаваемый момент Т = 555000 н, выбираем по

СТ СЭВ 189-75 шпонку со следующими размерами :

|b |h |t1 |t2 |r |

|12 |8 |4 |3.5 |0.16 ( 0.25 |

Характер нагрузки - сопкойная [(см] = 150 н/мм2

6.2.2. Определяем рабочую длину шпонки.

Lp = 555000 / (0.5 ( 50 ( 0.4 ( 8 ( 150 ) = 46 ,мм

Общая длина шпонки.

L = Lp + b = 46 + 12 = 58 ,мм

Проверим шпонку на срез.

(см = Т / 0.5(d(Lp(k = 555000 / 0.5(50(58(3.2 = 119.6

( (см = 119.6 ) < ( [(cv] =150 )

Принимаем: шпонка 12x8x58 СТ СЭВ 189-75

Для вала под штифт , ( 42, материал шпонки сталь 45, передаваемый моме-

нт Т = 130000 н, выбираем по СТ СЭВ 189-75 шпонку со следующими разме-

рами :

|b |h |t1 |t2 |r |

|12 |8 |5 |3.3 |0.25(0.4 |

Характер нагрузки - сопкойная [(см] = 150 н/мм2

6.2.3. Определяем рабочую длину шпонки.

Lp = 555000 / (0.5 ( 42 ( 0.4 ( 8 ( 150 ) = 55 ,мм

Общая длина шпонки.

L = Lp + b = 55 + 12 = 67 ,мм

Проверим шпонку на срез.

(см = Т / 0.5(d(Lp(k = 555000 / 0.5( 42 ( 67 ( 3.2 = 123

( (см = 123) < ( [(cv] =150 )

Принимаем: шпонка 12x8x67 СТ СЭВ 189-75

Для вала под муфту , (28 , материал шпонки сталь 45, передаваемый моме-

нт Т = 130000 н, выбираем по СТ СЭВ 189-75 шпонку со следующими разме-

рами :

|b |h |t1 |t2 |r |

|8 |7 |4 |3.3 |0.16(0.25 |

Характер нагрузки - сопкойная [(см] = 150 н/мм2

6.2.3. Определяем рабочую длину шпонки.

Lp = 130000 / (0.5 ( 30 ( 0.4 ( 7 ( 150 ) = 20 ,мм

Общая длина шпонки.

L = Lp + b = 20 + 8 = 28 ,мм

Проверим шпонку на срез.

(см = Т / 0.5(d(Lp(k = 130000 / 0.5(30(28(2.8 = 110

( (см = 110 ) < ( [(cv] =150 )

Принимаем: шпонка 8x7x28 СТ СЭВ 189-75

6.3. Расчет шлицевого соединения.

Диаметр I I I-го вала = 40мм, размеры шлицевого вала: ZxdxD = 8x36x40 ,

легкая серия, суммарный статический момент площади рабочих поверхностей

соединения относительно оси вала SF = 182 мм3/мм. табл. 5.5 [2]

Средний диаметр dm :

dm = 0.5((D+d) = 0.5((36+40) = 38 ,мм

6.3.1. Определим среднее давление по формуле:

( = T / SF ( l,

где l - длина блока,мм

( = 195700 / 182 ( 144 = 7.8

6.3.2. Определим коэффициенты входящие в формулы:

Соотношение размеров:

l / D = 144 / 40 = 3.6

( = e / l + (0.5 / l) ( tg( ( cos (( ,

для прямозубых и цилиндрических колес ( = 0 и (( = 20(.

( = 41 / 144 + (0.5 / 144) ( 0.94 = 0.3

( = dm / (d( ( cos(() = 38 / 106(0.94 = 0.38

Находим по табл. 5.8 [2] для легкой серии Kкр = 1.8 и по рис. 5.12 [2]

значе-

ние коэффициента концентрации напряжения Ке = 1.5, коэффициент продоль-

ной концентрации нагрузки определяется как:

Кпр = Ккп + Ке -1 = 1.8 + 1.5 -1 = 2.3

Коэффициетны неравномерности распределения нагрузки между зубьями по

табл. 5.7. [2]. Кз = 1.8, Кз’ = 1.4. Общиt коэффициенты концентрации

нагру-

зок при Кп = 1 :

Ксм = Кз ( Кпр ( Кп = 1.8 ( 2.3 ( 1 = 4.14

Кизн = Кз’ ( Кпр = 1.4 ( 2.3 = 3.22

6.3.3. Определяем допускаемое среднее давление на смятие по формуле:

приняв (Т = 550 н/мм2 и S = 1.25 (с. 87 [2] )

[(см] = (Т / (S ( Ксм ( КL) ,

[(см] = 550 / (1.25 ( 4.14 (0.43) = 247.16,

где коэффициент долговечности

КL = Кн ( КN = 0.57 ( 0.8 = 0.43

при Кн = 0.57 (табл. 5.9 [2]) и

КN = (60(Lh(n / No ,

где Lh - срок службы = 15(103 ч.

n - частота вращения = 484 об/мин

КN = ( 60(15(103(484 / 108 = 0.8,

6.3.4. Соединение удовлетворяет условию прочности на смятие, так как

(( = 7.8) < ([(см] = 247)

6.3.5. Определяем допускаемое среднее давление на износ.

[(изн] = [(усл] / (Кизн ( КL ( Кр ) н/мм2,

где [(усл] = 110 н/мм2 по табл. 5.6. [2]

Кр = Кс ( Кос ,

где Кс = 1, коэффичиент смазки (при средней смазке)

Кос = 1.25, при нежестком закреплении ступицы на валу.

Кр = 1 ( 1.25 = 1.25

[(усл] = 110 / (3.22 ( 0.44 ( 1.25) = 63 н/мм2

Соединение удовлетворяет прочности на износ так как

(( = 7.8) < ([(изн] = 63)

7. Подбор муфты.

По условию задана предохранительная муфта со срезным штифтом.

Муфты этой группы ограничивают передаваемый момент и предохраняют

части машин от поломок при перегрузках, превышающих расчетные. При ава-

рийной перегрузке штифт срезается, и привод выключается. Материал штифта

сталь 45 или пружинистая сталь; втулки из стали 45 или 45Х закаленные.

8. Смазка коробки скоростей.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко

применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач зали-

вается масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении

масло увлекается зубьями, распыляется, попадает на внутренние стенки

корпуса

откуда стекает в нижнюю его часть.

Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая

покрывает

поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0.3

до 12.5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев

центро-

бежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке. Кроме того,

заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла и повышает

его температуру.

Выбор смазочного материала основан на величине окружной скорости.

В виду небольшой окружной скорости выбираем масло Индустриальное И-20

с кинематической вязкостью 17 ... 23 ( 10-6 м2/с.

9. Описание конструкции коробки скоростей.

Вращающий момент от электродвигателя, через предохранительную муфту,

которой является муфта со срезным штифтом, подается на вал №1. На валу рас-

положены шестерни Z1 и Z2 причем Z2 больше по диаметру чем Z1. На промежу-

точный вал вращательный момент передается за счет перемещаемого блока ко-

лес Z3 , Z4.

Промежуточный вал является шлицевым, что позволяет перемещать блок

колес вдоль осевого направления, что и обеспечивает регулировку зацепле-

ния между одной из двух пар : шестерня - колесо. Тем самым изменяя

передава-

емую угловую скорость.

Промежуточный вал так же имеет второй блок подвижных колес Z5 Z6 Z7

который, в свою очередь, регулирует зацепление с колесами на выходном

валу

Z8 Z9 Z10 ,умножая тем самым две предыдущие возможные скорости еще на три

таким образом коробка скоростей обеспечивает диапазон из 6-ти скоростей и

соответствует формуле P x P = 2 x 3.

На выходной (ведомый) вал, вне коробки скоростей, посажена звездочка ко-

торая предает, с помощью цепной передачи, вращающий момент непосредстве-

нно на механический привод.

Валы посажены на радиальные шарико-подшипники. Имеющие возможность

в одном из посадочных отверстий перемещаться в осевом направлении, регули-

руя тепловое удлинение вала, а с другого торца жестко подпертых крышкой.

В местах выхода вала за пределы коробки скоростей поставлены резиновые

уплотнения, предотвращающие выход масла - с одной стороны, и проникнове-

ние грязи - с другой.

Валы I и I I I - выполнены укороченными, что понижает напряжения возника-

ющие при работе коробки скоростей.

Для обеспечения смазки механизмов, в корпусе коробки скоростей предусмо-

трено отверстие для заливки масла. А так же выполнен смотровой люк и отду-

шина обеспечивающая регулировку давления внутри коробки в процессе рабо-

ты.

10. Стандартизация. Описание ГОСТ 8338 - 75.

Подшипники шариковые радиальные однорядные ГОСТ

Основные размеры

8338 - 75 *

(СТ СЭВ 3795-82)

Single row radial ball bearings. Взамен

Boundary dimensions. ГОСТ 8338 - 57

ОКП 46 1200

Настоящий стандарт распростроняется на шариковые радиальные одно-

рядные подшипники. Стандарт полностью соответствует СТ СЭВ 3795-82

1. Основные размеры и масса подшипников должны соответствовать табли-

чным данным.

B B - Номинальная

ширина подшипника, мм

r x 45( D - Номинальный

наружный диаметр

4 фаски цилиндрической

поверхности наружного

кольца,

мм

d -

Номинальный диаметр отверстия

внутреннего кольца, мм

r -

Номинальная координата монтажной

фаски,

мм

Пример условного обозначения шарикового радиального подшипника обле-

гченной серии диаметров 1, серии ширин 0 с d = 50 мм, D = 80 мм и B = 16

мм

Подшипник 110 ГОСТ 8338-75

2. Технологические требования по ГОСТ 520 - 71

3. Технологические требования к посадочным местам вала и корпуса

по ГОСТ 3325-55

4. Величины статической (С0) и динамической (С) грузоподьемности

приведены в справочном приложении.

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ.

1. Ицкович Г.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин.

-М.: Машиностроение, 1970.

2. Детали машин. Примеры и задачи. /Под общей редакцией С.Н.Ничипорчика

-М.: Вышэйшая школа, 1981.

3. Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.

-М.: Высшая школа, 1985.

4. Гузенков П.Г. Детали машин. -М.: Высшая школа, 1975.

-----------------------

46571.3

17600

688846

648520

527317

Страницы: 1, 2