Курсовой проект «Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора»

4 Проектный расчет валов редуктора

Проектный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:
Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении с учет влияния изгиба от натяжения ремней клиноременной передачи _k   20 МПа
по формуле [1, с. 161]:

d_в1  
 38.9 мм

Поскольку вал редуктора соединен с электродвигателем посредством

клиноременной передачи, то принимаем
d_п1  50 мм.
d_в1  42 мм; под подшипником

Рисунок 4.1 – Конструкция ведущего вала

Ведомый вал:
При допускаемом напряжении _k   25диаметр выходного конца равен

d_в2 
 62 мм

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда [1, с. 46]:

d_в2  63 мм; диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2  70 мм; под

зубчатым колесом
d_k2  75мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструк- тивных соображений при компоновке редуктора.

Рисунок 4.2 – Конструкция ведомого вала

5 Выбор подшипников, шпонок, уплотнений

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней се- рии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки

подшипников d_п1  50 мм и d_п2  70 мм по ГОСТ 8338-75.
Таблица 5.1 – Габариты принятых подшипников

Условное обозначе- ние подшипника	Размеры, мм			Грузоподъемность, кН
	d	D	В		С	С0
310	50	110	27		65,8	36,0
314	70	150	35		104,0	63
Примечание: Наружный диаметр подшипника D = 110мм оказался больше диа- метра окружных зубьев da1  89.3 мм.

Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их размеры приведены в табл. 5.2
Таблица 5.2 – Размер армированных резиновых манжет

d, мм	D, мм	h1, мм	h2, мм
50	70	10	14
70	95	12	16

Крутящий момент от передачи к передачи передается посредством призматических со скругленными торцами шпонок по ГОСТ 23360-78. Мате- риал шпонок – сталь 45, термообработка нормализация.

Таблица 5.3 – Размеры принятых шпонок

Диаметр вала d, мм	Сечение шпонки b  h	Глубина паза в валу t1, мм	Глубина паза в втулке t2, мм
42	12 8	5	3,3
75	20 12	7,5	4,9
63	18 11	7,0	4,4

6. Разработка компоновочного эскиза редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый служит для прибли- женного определения положения зубчатых колес и клиноременной передачи (шкивов относительно опор) для последующего определения опорных реак- ций.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора.
Рассчитываем размеры корпусной детали редуктора по следующим ре- комендациям.
Толщина стенок корпуса и крышки:

  0.025  a  1  0.025  250  1  7.25,
принимаем
  8 мм;

₁  0.02  a  1  0.02  250  1  6, принимаем ₁  8мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки верхнего пояса и пояса крышки

b  1.5  1.5  8  12 мм;
b₁  1.5₁  1.5  8  12 мм;

Нижнего пояса корпуса:
p  20 мм.
Диаметры болтов: фундаментных
p  2.35    2.35 8  19 мм, принимаем

d₁  (0.03...0.036)  a  12  (0.03...0.036)  250  12  19.5...21,
болты с резьбой М20;
крепящих крышку к корпусу у подшипников
принимаем

d₂  (0.7...0.75)  d₁  (0.7...0.75)  20  14...15,
принимаем М14;

соединяющие крышку с корпусом
d₁  (0.5...0.6) d₁  (0.5...0.6)  20  10...12,

принимаем М12.

Измерением находим расстояние на ведущем валу
l₁  110мм и на ве-

домом валу l ₂  114мм.

Глубина гнезда подшипника
l_г  1.5B
для подшипника №80114

B  20 мм; l_г
 1.5 20  30мм; примем
l_г  30 мм.

Толщину фланца ∆ крышки подшипника принимаем примерно равной

диаметру d₀
отверстия; в этом фланце ∆=14мм. Высоту головки болта при-

мем 0,7 d_б  0,7 12  8,4 . Устанавливаем зазор между головкой болта и тор-
цом соединительного шкива клиноременной передачи в 20мм.

6. Проверочный расчет ведомого вала редуктора

Ведомый вал (рис. 7.1) несет следующие нагрузки:

• 
  окружная
  

F_t  5560.6 Н;

• 
  радиальная
  

F_r  2082.2 Н;

• 
  осевая
  

F_a  1334.98 Н;

Из первого этапа компоновки
l₃  114 .

Примем, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симмет- ричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующе- му).

Проверочный расчет состоит в определении коэффициентов запаса
прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускае-
мыми) значениями S. Прочность соблюдена при S  S.
Будем производить расчет для предположительно наиболее опасного сечения ведомого вала.
Реакции опор:

• 
  в вертикальной плоскости:
  

^{МА  Fr  l3  RBY  2  l3  0 ;} ^{МB  Fr  l3  R AY  2  l3  0}

^RBY
^{ R} AY
_ F_r 2
 ^2082.2  1041.1 Н
2

• 
  в горизонтальной плоскости:
  

 ^МА

 F_t
 l₃

• 
  F_a
  

_ d₂
2

• 
  R_BX
  

 2  l₃  0

F  l

• 
  F  ^d2
  

t
R_BX 
1 a
2  l_{3
2 } 5560.6 114 1334.98  208.35 _{ 1560.4 Н}
228

 ^МB

 F_t
 l₃

• 
  F_a
  

_ d₂
2

• 
  R _AX
  

 2  l₃  0

F  l

• 
  F  ^d2
  

t
R _AX 
1 a
2  l_{3
2 } 5560.6 114  1334.98  208.35 _{ 4000.2 Н}
228

Проверка:
 ^{X  R AX  Ft  RBX  0}
4000.2-5560,6+1560.4=0

Определяем изгибающие моменты в наиболее опасных сечениях:
– в вертикальной плоскости

c

c

AY
_M ^лев _{ M}прав _{ R}
 l₃
 1041.1114  118685.4
Н мм;

– в горизонтальной плоскости

t

c

3
M ^лев  F  l
 5560.6 114  633908.4
Н мм;

M^прав  F  l  F  ^d2
 5560.6 114  1334.98  208.35  912051.5 Н мм.

c t 3 a ₂



Рисунок 7.1 – Схема нагружения ведомого вала

Из анализа эпюр наиболее опасным сечением является сечение С – С, в котором суммарный действующий момент составит:

M_c  
 919741.4
Н мм.

Материал вала принимаем сталь 45, термическая обработка – нормали- зация.

При диаметре заготовки до 90мм (по табл.3.3 [1, с. 34] в нашем случае
d_к  75мм) среднее значение предел выносливости равен _B  780 МПа.

ний
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

_1  0.43  _B  0.43  780  335 МПа
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряже-
_1  0.58  _1  0.58  335  193 МПа;
Проверяем вал на прочность и жесткость в наиболее опасном сечении

(сечение С – С). Диаметр вала в этом сечении
d_k2  75мм. Концентрация на-

пряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (по табл. 8.5 [1, с. 165])

K_  1.78;
K_  1.67 ;масштабные факторы
ε_σ = 0.72 ;
ε_τ = 0.61
(по табл. 8.8

[1, с. 166]); коэффициенты
ψ_σ = 0.15 и ψ_τ
= 0.1 [2, с. 65].

Определяем момент сопротивления кручению по формуле [1, с. 165]:
  d ³ b  t  (d  t )²
W_k  ^k2  ^{1 k2 1} , (7.1)

16
где b – ширина шестерни ( b  20 мм);
t₁ – глубина паза в валу ( t₁ =7,5мм);

2. 
    d_k2
   

W_k 

  75³

16
_ 20  7.5  (75  7.5)²

2  75


 78236.7 мм³.

Определяем момент сопротивления изгибу по формуле [1, с. 165]:
  d ³ b  t  (d  t )²

_{W } k2 _ 1 k2 1
, (7.2)

32 2  d_k2

  75³
W 
32
_ 20  7.5  (75  7.5)²
2  75


 36840.2 мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

k
    ^{T2 a m} 2  W
_ 1158.08 10³
2  78236.7

 7.4 МПа.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

  ^M  ^919741.4  24.98 МПа.

a

Среднее напряжение σ_m

W
= 0 .
36840.2

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

S  ^1 

193

 9.2

a
^ K / _    _  
m
1.67 / 0.61 7.4  0.1 7.4

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

S_ 
^1
K_ / _  _a
 335
1.78 / 0.72  24.98

 5.4

Общий коэффициент запаса прочности

_{S } S_ S_
 ^{9.2  5.4}  4.7  S

Условие прочности и жесткости обеспечено.