X 103 x 1241,847 / (10 x 181 x 24 x 44) = 1,299 МПа  [см] = 1,8МПа

 2 x 103 x 1241,847 / (10 x 181 x 24 x 44) = 1,299 МПа  [см] = 1,8МПа,

здесь zc=10 - число пальцев; Do=181 мм - диаметр окружности расположения пальцев; dп=24 мм - диаметр пальца; lвт=44 мм - длина упругого элемента.

Рассчитаем на изгиб пальцы муфты, изготовленные из стали 45:

и = 2 x 103 x Tр x (0,5 x lвт + с) / (zc x Do x 0,1 x dп3) =

2 x 103 x 1241,847 x (0,5 x 44 + 4) / (10 x 181 x 0,1 x 243) =

25,808 МПа  [и] = 80МПа,

здесь c=4 мм - зазор между полумуфтами.

Условие прочности выполняется.

Муфты

Муфты	Соединяемые валы
	Ведущий	Ведомый
Муфта упругая втулочно-пальцевая 2000-65-I.1-65-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).	Выходной вал d(выход. вала) = 65 мм;	Вал потребителя d(вала потребит.) = 65 мм;

7.    Проверка прочности шпоночных соединений   7.1 Ведущий шкив 1-й клиноременной передачи

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

см = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =

2 x 116211,346 / (48 x (90 - 14) x (9 - 5,5)) = 18,204 МПа  [см]

где Т = 116211,346 Нxмм - момент на валу; dвала = 48 мм - диаметр вала; h = 9 мм - высота шпонки; b = 14 мм - ширина шпонки; l = 90 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

ср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =

2 x 116211,346 / (48 x (90 - 14) x 14) = 4,551 МПа  [ср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 0,6 x [см] = 0,6 x 75 = 45 МПа.

Все условия прочности выполнены.

7.2 Ведомый шкив 1-й клиноременной передачи

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 12x8. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

см = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =

2 x 176715,629 / (40 x (90 - 12) x (8 - 5)) = 37,76 МПа  [см]

где Т = 176715,629 Нxмм - момент на валу; dвала = 40 мм - диаметр вала; h = 8 мм - высота шпонки; b = 12 мм - ширина шпонки; l = 90 мм - длина шпонки; t1 = 5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

ср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =

2 x 176715,629 / (40 x (90 - 12) x 12) = 9,44 МПа  [ср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 0,6 x [см] = 0,6 x 75 = 45 МПа.

Все условия прочности выполнены.

7.3 Шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

см = 2 x Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =

2 x 176715,629 / (50 x (63 - 14) x (9 - 5,5)) = 41,216 МПа  [см]

где Т = 176715,629 Нxмм - момент на валу; dвала = 50 мм - диаметр вала; h = 9 мм - высота шпонки; b = 14 мм - ширина шпонки; l = 63 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

ср = 2 x Т / (dвала x (l - b) x b) =

2 x 176715,629 / (50 x (63 - 14) x 14) = 10,304 МПа  [ср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 0,6 x [см] = 0,6 x 75 = 45 МПа.

Все условия прочности выполнены.

7.4 Колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи

Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу.Шпонки призматические со скруглёнными торцами 20x12. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

см = Т / (dвала x (l - b) x (h - t1)) =

955266,557 / (75 x (70 - 20) x (12 - 7,5)) = 56,608 МПа  [см]

где Т = 955266,557 Нxмм - момент на валу; dвала = 75 мм - диаметр вала; h = 12 мм - высота шпонки; b = 20 мм - ширина шпонки; l = 70 мм - длина шпонки; t1 = 7,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

ср = Т / (dвала x (l - b) x b) =

 955266,557 / (75 x (70 - 20) x 20) = 12,737 МПа  [ср]

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 0,6 x [см] = 0,6 x 75 = 45 МПа.

Все условия прочности выполнены.

Соединения элементов передач с валами

Передачи	Соединения
	Ведущий элемент передачи	Ведомый элемент передачи
1-я клиноременная передача	Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 14x9	Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 12x8
2-я зубчатая цилиндрическая передача	Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 14x9	Две шпонки призматические со скруглёнными торцами 20x12

8.    Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого цилиндрического редуктора:

 = 0.025 x aw + 1 = 0.025 x 315 + 1 = 8,875 мм

Округляя в большую сторону, получим  = 9 мм.

1 = 0.02 x aw + 1 = 0.02 x 315 + 1 = 7,3 мм

Так как должно быть 1  8.0 мм, принимаем 1 = 8.0 мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса: b = 1.5 x  = 1.5 x 9 = 13,5 мм. Округляя в большую сторону, получим b = 14 мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса: b1 = 1.5 x 1 = 1.5 x 8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса:

без бобышки: p = 2.35 x  = 2.35 x 9 = 21,15 мм.

Округляя в большую сторону, получим p = 22 мм.

при наличии бобышки: p1 = 1.5 x  = 1.5 x 9 = 13,5 мм.

Округляя в большую сторону, получим p1 = 14 мм.

p2 = (2,25...2,75) x  = 2.65 x 9 = 23,85 мм.

Округляя в большую сторону, получим p2 = 24 мм.

Толщина рёбер основания корпуса: m = (0,85...1) x  = 0.9 x 9 = 8,1 мм. Округляя в большую сторону, получим m = 9 мм.

Толщина рёбер крышки: m1 = (0,85...1) x 1 = 0.9 x 8 = 7,2 мм. Округляя в большую сторону, получим m1 = 8 мм.

Диаметр фундаментных болтов (их число  4):

d1 = (0,03...0,036) x aw (тихоходная ступень) + 12 =

(0,03...0,036) x 315 + 12 = 21,45...23,34 мм.

Принимаем d1 = 24 мм.

Диаметр болтов:

у подшипников:

d2 = (0,7...0,75) x d1 = (0,7...0,75) x 24 = 16,8...18 мм. Принимаем d2 = 16 мм.

соединяющих основание корпуса с крышкой:

d3 = (0,5...0,6) x d1 = (0,5...0,6) x 24 = 12...14,4 мм. Принимаем d3 = 16 мм.

Размеры, определяющие положение болтов d2 (см. рис. 10.18[1]):

e  (1...1,2) x d2 = (1...1.2) x 16 = 16...19,2 = 17 мм;

q  0,5 x d2 + d4 = 0,5 x 16 + 5 = 13 мм;

где крепление крышки подшипника d4 = 5 мм.

Высоту бобышки hб под болт d2 выбирают конструктивно так, чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку. Желательно у всех бобышек иметь одинаковую высоту hб.

9.    Расчёт реакций в опорах   9.1 1-й вал

Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:

Fx1 = -2966,63 H

Fx3 = -1361,253 H

Fy3 = 3740,013 H

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

Rx2 = ((-Fx1 * (L1 + L2 + L3)) - Fx2 * L3) / (L2 + L3)

 = ((-(-2966,63) * (105 + 80 + 80)) - (-1361,253) * 80) / (80 + 80)

 = 5594,107 H

Ry2 = ((-Fy1 * (L1 + L2 + L3)) - Fy3 * L3) / (L2 + L3)

 = ((-0 * (105 + 80 + 80)) - 3740,013 * 80) / (80 + 80)

 = -1870,007 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:

Rx4 = (-Fx1) - Rx2 - Fx2

 = (-(-2966,63)) - 5594,107 - (-1361,253)

 = -1266,224 H

Ry4 = (-Fy1) - Rx2 - Fy3

 = (-0) - (-1870,007) - 3740,013

 = -1870,006 H

Суммарные реакции опор:

R1 = (Rx12 + Ry12)1/2 = (5594,1072 + -1870,0072)1/2 = 5898,386 H;

R2 = (Rx22 + Ry22)1/2 = (-1266,2242 + -1870,0062)1/2 = 2258,373 H;

9.2 2-й вал

Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:

Fx3 = 1361,253 H

Fy3 = -3740,013 H

Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:

Rx2 = (-Fx2 * L3) / (L2 + L3)

 = (-1361,253 * 80) / (80 + 80)

 = -680,626 H

Ry2 = (-Fy3 * L3) / (L2 + L3)

 = (-(-3740,013) * 80) / (80 + 80)

 = 1870,006 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:

Rx4 = (-Rx2) - Fx2

 = (-(-680,626)) - 1361,253

 = -680,626 H

Ry4 = (-Rx2) - Fy3

 = (-1870,006) - (-3740,013)

 = 1870,006 H

Суммарные реакции опор:

R1 = (Rx12 + Ry12)1/2 = (-680,6262 + 1870,0062)1/2 = 1990,019 H;

R2 = (Rx22 + Ry22)1/2 = (-680,6262 + 1870,0062)1/2 = 1990,019 H;

10.  Построение эпюр моментов валов   10.1 Расчёт моментов 1-го вала

1-е сечение

Mx = 0 Н x мм

My = 0 Н x мм

M = (Mx12 + My12)1/2 = (02 + 02)1/2 = 0 H x мм

2-е сечение

Mx = 0 Н x мм

My = Fx1 * L1 =

(-2966,63) * 105 = -311496,15 H x мм

M = (Mx12 + My12)1/2 = (02 + -311496,152)1/2 = 311496,15 H x мм

3-е сечение

Mx = Fy1 * (L1 + L2) + Rx2 * L2 =

0 * (105 + 80) + (-1870,007) * 80 = -149600,52 H x мм

My = Fx1 * (L1 + L2) + Rx2 * L2 =

(-2966,63) * (105 + 80) + 5594,107 * 80 = -101297,955 H x мм

M = (Mx12 + My12)1/2 = (-149600,522 + -101297,9552)1/2 = 180669,841 H x мм

4-е сечение

Mx = 0 Н x мм

My = 0 Н x мм

M = (Mx12 + My12)1/2 = (02 + 02)1/2 = 0 H x мм

  10.2 Эпюры моментов 1-го вала

						Mx, Hxмм
						My, Hxмм
						MS = (Mx2 + My2)1/2, Hxмм
						Mкр(max) = Ткр, Hxмм

10.3 Расчёт моментов 2-го вала

1 - е сечение

Mx = 0 Н x мм

My = 0 Н x мм

M = (Mx12 + My12)1/2 = (02 + 02)1/2 = 0 H x мм

2 - е сечение

Mx = 0 Н x мм

My = 0 Н x мм

M = (Mx12 + My12)1/2 = (02 + 02)1/2 = 0 H x мм

3 - е сечение

Mx = Rx2 * L2 =

1870,006 * 80 = 149600,52 H x мм

My = Rx2 * L2 =

(-680,626) * 80 = -54450,12 H x мм

M = (Mx12 + My12)1/2 = (149600,522 + -54450,122)1/2 = 159201,543 H x мм

4 - е сечение

Mx = 0 Н x мм

My = 0 Н x мм

M = (Mx12 + My12)1/2 = (02 + 02)1/2 = 0 H x мм

10.4 Эпюры моментов 2-го вала

						Mx, Hxмм
						My, Hxмм
						MS = (Mx2 + My2)1/2, Hxмм
						Mкр(max) = Ткр, Hxмм

11. Проверка долговечности подшипников   11.1 1-й вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 409 тяжелой серии со следующими параметрами:

d = 45 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 120 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 76,1 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 45,5 кН - статическая грузоподъёмность.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 5898,386 H;

Pr2 = 2258,373 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х x V x Pr1 + Y x Pa) x Кб x Кт,

где - Pr1 = 5898,386 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,4 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение Fa / Co = 0 / 45500 = 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0.

Отношение Fa / (Pr1 x V) = 0 / (5898,386 x 1) = 0  e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ = (1 x 1 x 5898,386 + 0 x 0) x 1,4 x 1 = 8257,74 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = (C / Рэ)3 = (76100 / 8257,74)3 = 782,655 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = L x 106 / (60 x n1) = 782,655 x 106 / (60 x 457,031) = 28541,281 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n1 = 457,031 об/мин - частота вращения вала.

11.2 2-й вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 314 средней серии со следующими параметрами:

d = 70 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 150 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 104 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co = 63 кН - статическая грузоподъёмность.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1 = 1990,019 H;

Pr2 = 1990,019 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ = (Х x V x Pr2 + Y x Pa) x Кб x Кт,

где - Pr2 = 1990,019 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,4 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение Fa / Co = 0 / 63000 = 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0.

Отношение Fa / (Pr2 x V) = 0 / (1990,019 x 1) = 0  e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ = (1 x 1 x 1990,019 + 0 x 0) x 1,4 x 1 = 2786,027 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = (C / Рэ)3 = (104000 / 2786,027)3 = 52016,851 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh = L x 106 / (60 x n2) = 52016,851 x 106 / (60 x 81,613) = 10622664,486 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n2 = 81,613 об/мин - частота вращения вала.

Подшипники

Валы	Подшипники
	1-я опора			2-я опора
	Наименование	d, мм	D, мм	Наименование	d, мм	D, мм
1-й вал	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 409тяжелой серии	45	120	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 409тяжелой серии	45	120
2-й вал	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 314средней серии	70	150	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 314средней серии	70	150

12 Уточненный расчёт валов   12.1 Расчёт 1-го вала

Крутящий момент на валу Tкр. = 176715,629 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности b = 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

-1 = 0,43 x b = 0,43 x 780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

-1 = 0,58 x -1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.

2 - е сечение.

Диаметр вала в данном сечении D = 45 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S = -1 / ((k / ( x )) x v +  x m) , где:

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

v = Mизг. / Wнетто = 311496,15 / 8946,176 = 34,819 МПа,

здесь

Wнетто =  x D3 / 32 =

 3,142 x 453 / 32 = 8946,176 мм3

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

m = Fa / ( x D2 / 4) = 0 / (3,142 x 452 / 4) = 0 МПа, Fa = 0 МПа - продольная сила,

-  = 0,2 - см. стр. 164[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- k/ = 3,102 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

S = 335,4 / ((3,102 / 0,97) x 34,819 + 0,2 x 0) = 3,012.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S = -1 / ((k  / (t x )) x v + t x m), где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

v = m = max / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 176715,629 / 17892,352 = 4,938 МПа,

здесь

Wк нетто =  x D3 / 16 =

 3,142 x 453 / 16 = 17892,352 мм3

- t = 0.1 - см. стр. 166[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- k/ = 2,202 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

S = 194,532 / ((2,202 / 0,97) x 4,938 + 0,1 x 4,938) = 16,622.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = S x S / (S2 + S2)1/2 = 3,012 x 16,622 / (3,0122 + 16,6222)1/2 = 2,964

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

3 - е сечение.

Диаметр вала в данном сечении D = 50 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 14 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 5,5 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S = -1 / ((k / ( x )) x v +  x m) , где:

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

v = Mизг. / Wнетто = 180669,841 / 10747,054 = 16,811 МПа,

здесь

Wнетто =  x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =

3,142 x 503 / 32 - 14 x 5,5 x (50 - 5,5)2/ (2 x 50) = 10747,054 мм3,

где b=14 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

m = Fa / ( x D2 / 4) = 0 / (3,142 x 502 / 4) = 0 МПа, Fa = 0 МПа - продольная сила,

-  = 0,2 - см. стр. 164[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- k = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

-  = 0,85 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S = 335,4 / ((1,8 / (0,85 x 0,97)) x 16,811 + 0,2 x 0) = 9,139.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S = -1 / ((k  / (t x )) x v + t x m), где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

v = m = max / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 176715,629 / 23018,9 = 3,838 МПа,

здесь

Wк нетто =  x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =

3,142 x 503 / 16 - 14 x 5,5 x (50 - 5,5)2/ (2 x 50) = 23018,9 мм3,

где b=14 мм - ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм - глубина шпоночного паза;

- t = 0.1 - см. стр. 166[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- k = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

-  = 0,73 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S = 194,532 / ((1,7 / (0,73 x 0,97)) x 3,838 + 0,1 x 3,838) = 20,268.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = S x S / (S2 + S2)1/2 = 9,139 x 20,268 / (9,1392 + 20,2682)1/2 = 8,331

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

12.2 Расчёт 2-го вала

Крутящий момент на валу Tкр. = 955266,557 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности b = 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

-1 = 0,43 x b = 0,43 x 780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

-1 = 0,58 x -1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.

1 - е сечение.

Диаметр вала в данном сечении D = 65 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S = -1 / ((k  / (t x )) x v + t x m), где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

v = m = max / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 955266,557 / 50662 = 9,428 МПа,

здесь

Wк нетто =  x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =

3,142 x 653 / 16 - 18 x 7 x (65 - 7)2/ (2 x 65) = 50662 мм3

где b=18 мм - ширина шпоночного паза; t1=7 мм - глубина шпоночного паза;

- t = 0.1 - см. стр. 166[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- k = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

-  = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S = 194,532 / ((1,7 / (0,7 x 0,97)) x 9,428 + 0,1 x 9,428) = 7,925.

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для редукторов должна быть 2,5 x Т1/2.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим Мизг. = 2,5 x Tкр1/2 x l / 2 = 2,5 x 955266,5571/2 x 80 / 2 = 97737,739 Нxмм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S = -1 / ((k / ( x )) x v +  x m) , где:

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

v = Mизг. / Wнетто = 97737,739 / 23700,754 = 14,846 МПа,

здесь

Wнетто =  x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ (2 x D) =

3,142 x 653 / 32 - 18 x 7 x (65 - 7)2/ (2 x 65) = 23700,754 мм3,

где b=18 мм - ширина шпоночного паза; t1=7 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

m = Fa / ( x D2 / 4) = 0 / (3,142 x 652 / 4) = 0 МПа, где

Fa = 0 МПа - продольная сила в сечении,

-  = 0,2 - см. стр. 164[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- k = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

-  = 0,82 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S = 335,4 / ((1,8 / (0,82 x 0,97)) x 14,846 + 0,2 x 0) = 9,983.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = S x S / (S2 + S2)1/2 = 9,983 x 7,925 / (9,9832 + 7,9252)1/2 = 6,207

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

3 - е сечение.

Диаметр вала в данном сечении D = 75 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 20 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 7,5 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S = -1 / ((k / ( x )) x v +  x m) , где:

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

v = Mизг. / Wнетто = 159201,543 / 32304,981 = 4,928 МПа,

здесь

Wнетто =  x D3 / 32 - b x t1 x (D - t1)2/ D =

 3,142 x 753 / 32 - 20 x 7,5 x (75 - 7,5)2/ 75 = 32304,981 мм3,

где b=20 мм - ширина шпоночного паза; t1=7,5 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

m = Fa / ( x D2 / 4) = 0 / (3,142 x 752 / 4) = 0 МПа, Fa = 0 МПа - продольная сила,

-  = 0,2 - см. стр. 164[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- k = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

-  = 0,76 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S = 335,4 / ((1,8 / (0,76 x 0,97)) x 4,928 + 0,2 x 0) = 27,874.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S = -1 / ((k  / (t x )) x v + t x m), где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

v = m = max / 2 = 0,5 x Tкр. / Wк нетто = 0,5 x 955266,557 / 73722,463 = 6,479 МПа,

здесь

Wк нетто =  x D3 / 16 - b x t1 x (D - t1)2/ D =

3,142 x 753 / 16 - 20 x 7,5 x (75 - 7,5)2/ 75 = 73722,463 мм3,

где b=20 мм - ширина шпоночного паза; t1=7,5 мм - глубина шпоночного паза;

- t = 0.1 - см. стр. 166[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- k = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

-  = 0,65 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S = 194,532 / ((1,7 / (0,65 x 0,97)) x 6,479 + 0,1 x 6,479) = 10,738.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = S x S / (S2 + S2)1/2 = 27,874 x 10,738 / (27,8742 + 10,7382)1/2 = 10,02

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

13.  Тепловой расчёт редуктора

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А = 0,73 мм2 (здесь учитывалась также площадь днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).

По формуле 10.1[1] условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:

t = tм - tв = Pтр x (1 - ) / (Kt x A)  [t],

где Ртр = 8,899 кВт - требуемая мощность для работы привода; tм - температура масла; tв - температура воздуха.

Считаем, что обеспечивается нормальная циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплоотдачи Kt = 15 Вт/(м2xoC). Тогда:

t = 8899 x (1 - 0,899) / (15 x 0,73) = 82,082o > [t],

где [t] = 50oС - допускаемый перепад температур.

Для уменьшения t следует соответсвенно увеличить теплоотдающую поверхность корпуса редуктора пропорционально отношению:

t / [t] = 82,082 / 50 = 1,642, сделав корпус ребристым.

14.  Выбор сорта масла

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 x 8,899 = 2,225 дм3.

По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях H = 380,784 МПа и скорости v = 2,261 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 30 x 10-6 м/с2. По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшинпиков заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

15.  Выбор посадок

Посадки элементов передач на валы - Н7/р6, что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.

Посадка муфты на выходной вал редуктора - Н8/h8.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 8.11[1].

16.  Технология сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Заключение

При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.

Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.

По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.

По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.

Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.

Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.

При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.

Список использованной литературы

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.

3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.

4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983г., 384 c.

5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.

6. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.

7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.

8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.

9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986 г., 402 c.

10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.

11. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.

12. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.

13. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.

14. 'Проектирование механических передач' / Под ред. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984 г., 558 c.