Одноступінчастий циліндричний редуктор з косозубими колесами

Одноступінчастий циліндричний редуктор з косозубими колесами

Вступ

Редуктор - це механізм, який складається з зубчастих або черв’ячних передач і міститься в окремому корпусі і працює у масляній ванні.

Редуктор призначено для пониження частоти обертання і відповідно підвищення крутного моменту на веденому валу в порівнянні з ведучим.

Редуктори класифікують за наступними ознаками:

а) за типом передач - зубчасті, черв’ячні або зубчасто-черв’ячні;

б) за числом ступенів - одноступінчасті, двох-, трьох- або багатоступінчасті;

в) за типом зубчастих коліс - циліндричні, конічні, конічно-циліндричні;

г) за розташуванням валів редуктора у просторі - горизонтальні, вертикальні або нахилені;

д) за особливостями кінематичної схеми - розгорнена, соосна, з подвоєним ступенем.

В своєму курсовому проекті я розрахував одноступінчастий циліндричний редуктор з косозубими колесами.

Косозубі колеса відрізняються від прямозубих тим, що напрямок до їх повздовжньої гвинтової осі симетрії становить з напрямком твірної циліндра кут β. Передачі складені з косозубих коліс, відрізняються плавністю руху та видають менший шум, ніж передачі з прямозубими колесами. Недоліком є виникнення осьових зусиль.

Редуктор складається з зубчастої передачі, змонтованої з шариковими радіальними підшипниками у литому чавунному корпусі. Корпус складається з двох частин: нижньої частини - картера і верхньої - кришки. Роз’єм горизонтальний, у місці з’єднання поверхні пришабрені, при заключному складанні покриті герметиком; складають корпус без прокладок. Кришка з картером скріплюється болтами. Розташування кришки відносно корпуса центрується двома конічними штифтами, розташованими по діагоналі.

У зв’язку з малою кількістю зубців шестерні її виготовляють разом з ведучим валом (вал-шестерня). Колесо насаджено на вал за допомогою призматичної шпонки.

Колесо виготовлено зі сталі 40ХН, термообробка - поліпшення, вал-шестерня виготовляються з того ж матеріалу.

Змащування передачі здійснюється розбризкуванням індустріального масла И-30А, яке заливають скрізь оглядове вікно у кришці корпуса. Рівень масла перевіряють жезловим масловказівником. Відпрацьоване масло випускають крізь отвір, розташований у нижній частині корпуса. Змащування підшипників здійснюється через заповнення камери підшипника змащувальним матеріалом УТ-1.

1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок (рисунок 1)

За таблицею А.1 приймемо:

ККД пари циліндричних зубчастих коліс η₁ = 0,98; коефіцієнт, що враховує втрати пари підшипників котіння, η₂ = 0,99; ККД відкритої ланцюгової передачі η₃ = 0,92; ККД, що враховує втрати в опорах вала приводного барабана, η₄ = 0,99.

Загальний ККД привода

η = η_1. η₂². η _3. η₄ = 0,98. 0,99^2. 0,92. 0,99 = 0,875.

Потужність на валу барабана

P_б = F_с. V_с = 8,8^. 1,2 = 10,6кВт.

Необхідна потужність електродвигуна

Ph=Pb/ η=10,6/0,875=12,1кВт.

Кутова швидкість барабана

ω_б = 2Vc/Db = 2^.1,2/0,34 = 7,1 рад/с.

Частота обертання барабана

n_б = 30 ω_б/π = 30^.7,1/3,14 = 68 об/хв.

За таблицею Б.1 по необхідній потужності Р_н=12,1кВт з урахуванням можливостей привода, що складається з циліндричного редуктора і ланцюгової передачі можливі значення приватних передавальних відношень для циліндричного зубчастого редуктора u_р=3¸6 і для ланцюгової передачі u_л=3¸6, u_заг=u_р^.u_л=9¸36, вибираємо електродвигун трьохфазний короткозамкнутий серії 4А 160 М6 У3, закритий, що обдувається, з синхронною частотою обертання 1000 об/хв. 4А 160 М6 У3, з параметрами P_дв = 15кВт і сковзанням 2,6 % (ГОСТ 19523-81).

Номінальна частота обертання

n_дв = 1000-26 = 974 об/хв.

а кутова швидкість

ω_дв =  = 3,14^.974/30 = 101,9рад/с.

Перевіримо загальне передатне відношення

u =  = 101,9/7,1 = 14,4

що можна визнати прийнятним, так як воно знаходиться між 9 і 36.

Приватні передавальні числа можна прийняти:

для редуктора по ГОСТ 2185-66 u_р = 4,

для ланцюгової передачі

u_л = 14,4/4 = 3,6

Частоти обертання та кутові швидкості валів редуктора і приводного барабана зведені до таблиці 1.

Таблиця 1

Частоти обертання і кутові швидкості валів редуктора і приводного барабана

Обертаючі моменти:

на валу шестерні

Т₁ =  =  = 12,1^.10³/101,9 = 119. 10³ Н. мм;

на валу колеса

Т₂ = Т₁. u_р = 119. 10³. 4= 476^. 10³ Н. мм.

2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора

Так як в завданні немає особливих вимог щодо габаритів передачі, вибираємо матеріали із середніми механічними характеристиками (таблиця В.1): для шестірні сталь 40Х, термічна обробка - поліпшення, твердість Н 270; для колеса - сталь 40Х, термічна обробка - поліпшення, але твердість на 30 одиниць нижче - НВ 240. Допустимі контактні напруження

Допустимі контактні напруження

,

де  - межа контактної витривалості при базовому числі циклів. Для вуглецевих сталей із твердістю поверхонь зубців менш НВ 350 і термічною обробкою (поліпшенням)

;

К_HL - коефіцієнт довговічності; при числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймають ;

 - коефіцієнт безпеки.

Для шестерні

,

для колеса

.

Для косозубих коліс розрахункове допустиме контактне напруження визначається за формулою:

.

Коефіцієнт  приймаємо вище ніж рекомендується для цього випадку, тому що з боку ланцюгової передачі діють сили, що викликають додаткову деформацію веденого вала й погіршують контакт зубців.

Приймаємо попередньо, як у випадку несиметричного розташування коліс значення .

Приймаємо для шевронних коліс коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані .

Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубців за формулою:

де для шевронних коліс К_а = 43, а передавальне число нашого редуктора uр = 4. Найближче значення міжосьової відстані за ГОСТ 2185-66, a_W = 140 мм.

Нормальний модуль зачеплення приймаємо за наступною рекомендацією:

,

m_n = 2мм.

Приймаємо попередньо кут нахилу зубців β = 30° і визначимо числа зубців шестерні і колеса.

.

Тоді .

Уточнене значення кута нахилу зубців

β = 31°

Основні розміри шестерні колеса:

Діаметри ділильні

,

.

Перевірка:

.

Діаметри вершин зубців

,

.

Сумарна ширина пів шевронів колеса і шестерні

b₂ = ψ_ba. a_w = 0,63^. 140 = 88 мм.

b₁ = b₂ + 5 мм = 88,2 + 5 = 93мм.

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру

Ψ_bd =  =  = 1,66

Колова швидкість коліс і степінь точності передачі

V =  =  = 2,85 м/с.

При такій швидкості для шевронних коліс варто прийняти 8 степінь точності.

Коефіцієнт навантаження

K_H = K_Hβ. K_Hα. K_Hυ.

Значення K_Hβ при Ψ_bd = 1,66, НВ ≤ 350 і несиметричному розташуванні коліс щодо опор з врахуванням вигину веденого вала від натягу ланцюгової передачі K_Hβ ≈ 1,229

При V = 2,85 м/с і 8 степені точності K_Hα ≈ 1,09.

Для шевронних коліс при V ≤ 5 м/с маємо K_Hυ = 1,0.

Таким чином

К_Н = 1,229. 1,09. 1 = 1,339

Перевірка контактних напружень за формулою:

σ_Н =   = = 452 МПа,

=452МПа

Сили, що діють у зачепленні:

Колова

F_t =  = = 4250 H;

Радіальна

F_r = F_t. = 4250. =1804 H;

Осьова

F_a = F_t. tg β = 4250. 0,6008 =2554 H.

Перевіряємо зубці на витривалість за напруженнями згинання за формулою:

σ_F =  ≤ [σ_F]

де K_F - коефіцієнт навантаження

K_F = K_Fβ. K_Fυ = 1,41,

де K_Fβ = 1,28 (при Ψ_bd = 1,66, твердості НВ ≤ 350 і несиметричному розташуванні зубчастих коліс щодо опор);

K_Fυ = 1,1;

Y_F - коефіцієнт, що враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа зубців Z_υ:

у шестерні

Z_υ1 =  =  ≈ 38

у колеса

Z_υ2 =  =  ≈ 152;

Y_F1 = 3,72;

Y_F2 = 3,61.

Допустиме напруження за формулою:

[σ_F] =

деσ⁰_{F lim b} = 1,8 HB (для сталі 40 Х поліпшеної при твердості НВ ≤ 350):

для шестерні

σ⁰_{F lim b} = 1,8. 270= 486 МПа,

для колеса σ⁰_{F lim b} = 1,8. 240 = 432МПа.

[S_F] = [S_F] / [S_F] - коефіцієнт безпеки

де [S_F]^/ = 1,75,

Отже [S_F] = 1,75.

Допустимі напруження:

для шестерні

[σ_F1] =  = 278 МПа,

для колеса

[σ_F2] = = 247МПа

Знаходимо відношення :

для шестерні = 77МПа,

для колеса = 71МПа.

Подальший розрахунок слід вести для зубців колеса, для якого знайдене відношення менше.

Визначаємо коефіцієнти Y_β і K_Fα:

Y_β = 1-= 1- = 0,77;

для середніх значень коефіцієнта торцевого перекриття ε_α = 1,5 і 8 степені точності K_Fα = 0,92.

Перевіряємо міцність зубця колеса за формулою:

σ_F2 =  ≤ [σ_F]

σ_F2 =  ≈ 174 МПа < [σ_F2] = 247 МПа.

Умова міцності виконана.

3. Попередній розрахунок валів редуктора

Попередній розрахунок проведемо на кручення за зниженими допустимими напруженнями.

Ведучий вал: ( рисунок 2 )

діаметр вихідного кінця при допустимому напруженні [τ_k] = 25 МПа за формулою:

d_B1 = = ≈ 28,95 мм.

Так як вал редуктора з’єднаний муфтою з валом електродвигуна (рисунок 1), то необхідно узгодити діаметри ротора d_дв і вала d_в1. Іноді приймають d_дв = d_в1. У підібраного електродвигуна 4А 160S6 У3, діаметр вала може бути 48 або 42мм. Приймаємо d_дв = 42 мм. Вибираємо МУВП за ГОСТ 21424-75 з розточками напівмуфт під d_дв = 42 мм, і d_в1 = 32 мм (рисунок3). Приймемо під підшипниками d_п1 = 40 мм. Шестерню виконуємо за одне ціле з валом.

Ведений вал: ( рисунок 3 )

Враховуючи вплив згину вала від натягу ланцюга, приймаємо [τ_k] = 20 МПа.

Діаметр вихідного кінця вала

d_в2 = =49,5 мм.

Приймаємо найближче більше значення зі стандартного ряду d_в2 = 52мм.

Діаметр вала під підшипниками приймаємо d_п2 = 55 мм, під зубчастим колесом d_к2 = 60 мм.

Діаметри інших ділянок валів призначено виходячи з конструктивних розумінь при компонуванні редуктора.

. Конструктивні розміри шестерні і колеса

Шестерню виконуємо за одне ціле з валом, її розміри визначені вище: d₁ = 56мм,d_а1 = 60мм,b₁ = 125 мм.

Діаметр западин

d_f1 = d₁ - 2,5 m_n =56- 2,5. 2= 51мм.

Колесо куте (рисунок 4):

d₂ = 224мм, d_a2 = 228мм, b₂ = 120 мм.

Діаметр западин

d_f2 = d₂ - 2,5 m_n =224- 2,5. 2,0 = 219мм.

Діаметр маточини

d_м = 1,6 d_k2 = 1,6. 60 = 96 мм.

Довжина маточини

l_м = (1,2 ч 1,5) d_k2 = (1,2 ч 1,5) 60= 72 ч 90 мм,

приймаємо l_м = 120 мм.

Товщина обода

δ_о = (2,5 ч 4) m_n = (2,5 ч 4) 2 =5 ч 8 мм,

приймаємо δ_о = 10мм.

Діаметр обода

D_о = d_f2 - 2δ_о =219- 2. 10= 199мм.

Товщина диска

С = 0,3 b₂ = 0,3. 120= 36мм.

Глибина проточки

h= 2.5м=2.5*2=5мм.

5. Конструктивні розміри корпуса редуктора

Товщина стінок корпуса і кришки:

δ = 0,025 а_ω + 1 = 0,025. 140+ 1 =5мм;

приймаємо δ = 8 мм,

δ₁ = 0,02 a_ω + 1 = 0,02 140 + 1 = 4мм;

приймаємо δ₁ = 8мм.

Товщина фланців поясів корпуса і кришки:

верхнього пояса корпуса і пояса кришки

b = 1,5 δ = 1,5. 8 = 12 мм,b₁ = 1,5 δ₁ = 1,5. 8 = 12 мм;

нижнього пояса корпуса

р = 2,35 δ = 2,35. 8 = 19 мм; приймаємо р = 20 мм.

Ширина фланця

b₂ > 2,5 d₃ = 2,5. 10= 25 мм.

Діаметр болтів: фундаментних

d₁ = (0,03 ч 0,036) a_ω + 12 = (0,03 ч 0,036) 140 + 12 = 16,2 ч 17,04 мм;

приймаємо болти з різьбою М18, що кріплять кришку до корпуса біля підшипників

d₂ = (0,7 ч 0,75) d₁ = (0,7 ч 0,75) 18 = 12,6 ч 13,5 мм;

приймаємо болти з різьбою М14; що з’єднують кришку з корпусом

приймаємо болти з різьбою М10

Ширина лапи фундаментної плити

В_ф = 2,5 d₁ = 2,5. 18= 45 мм.

Товщина лапи

δ_ф =(2,5 ч 3) δ = 20 мм

6. Розрахунок ланцюгової передачі

Вибираємо приводний роликовий однорядний ланцюг ( таблиця П.1).

Обертальний момент на ведучий зірочці

Т₃ = Т₂ =476. 10³ Н мм.

Передавальне число було прийнято раніше u_л = 3,6.

Число зубців ведучої зірочки

z₃ = 31 - 2 u_л = 31 - 2. 3,6 ≈ 23,8; приймаємо z₃ = 24.

Число зубців веденої зірочки

z₄ = z₃. u_л = 24. 3,6 = 86,4; приймаємо z₄ = 86

Тоді фактичне

u_л =  = = 3,58

Розрахунковий коефіцієнт навантаження:

К_э = к_д к_а к_н к_р к_зм к_п = 1. 1. 1. 1,25. 1. 1,25 = 1,56,

де к_д = 1 - динамічний коефіцієнт при спокійному навантаженні(передача до стрічкового конвеєра);

к_а = 1 - враховує вплив міжосьової відстані [К_а =1 при a_u ≤ (30¸60)t];

к_н = 1 - враховує вплив кута нахилу лінії центрів ( К_н =1, якщо цей кут не перевищує 60°; у даному прикладі ɤ =45° у відповідності до рисунку;к_р = 1,25 - враховує спосіб регулювання натягу ланцюга (при періодичному регулюванні натягу ланцюга); к_зм = 1 - при безперервному змащуванні;к_п = 1,25 - враховує тривалість роботи в добу.Ведуча зірочка має частоту обертання

Середнє значення допустимого тиску при n₂ ≈ 244 об/хв. [p] = 20 МПа.

Крок однорядного ланцюга (m = 1)

t ≥ 2,8. = 2,8. ≈ 32 мм.

Підбираємо за таблицею П.4 ланцюг ПР-38,1-127 за ГОСТ 13568-75, що має t = 38,1 мм; руйнівне навантаження Q 127 кН, масу q = 5,5 кг/м; =394

Швидкість ланцюга

косозубий ланцюговий електродвигун колесо

Колова сила

Тиск у шарнірі перевіряємо за формулою

Уточнюємо за таблицею П.3 допустимий тиск

[р] = 17[1+0,01(-17)] =17[1+0,01(24 - 17)] = 18,2 МПа.

Умова р < [р] виконана.

У цiй формулi 17МПа - табл. Значення допустимого тиску за табл. П.3 при 300 об/хв i t=38,1мм

Визначаємо число ланок ланцюга за формулою

де ;

Тоді

Н

Округлюємо до парного числа L_t=156.

Уточнюємо міжосьову відстань ланцюгової передачі за формулою

Для вільного провисання ланцюга передбачаємо можливість зменшення міжосьової відстані на тобто на 1881×0,004 8 мм.

Визначаємо діаметри ділильних кіл зірочок

Визначаємо діаметри зовнішніх кіл зірочок

де = 22,23 мм - діаметр ролика ланцюга (у відповідності до таблиці П.1 );

Сили, що діють на ланцюг:

колова  =32620Н - визначена вище;

від відцентрових сил

де q = 5,5 кг/м (за таблицею П.1 )

Від провисання

де =1,5 при куті нахилу передачі 45°

Розрахункове навантаження на вали

Перевіряємо коефіцієнт запасу міцності ланцюга

Це більше, ніж нормативний коефіцієнт запасу [s] ( таблиця П.4 ); отже, умова s > [s] виконана.

Розміри ведучої зірочки:

Маточина

l_М = (1,2 ¸ 1,6) × 52= 62¸ 83 мм; приймаємо

Товщина диска зірочки 0,93 B_bн = 0,93×25,4 24 мм, де B_bн - відстань між пластинками внутрішньої ланки ( таблиця П.1 ).

Аналогічно визначають розміри веденої зірочки.

7. Перший етап компонування редуктора

Приблизно по середині аркуша паралельно його довгій стороні проводимо горизонтальну осьову лінію; потім дві вертикальні лінії - осі валів на відстані a_w = 138 мм.

Креслимо спрощено шестерню і колесо у вигляді прямокутників; шестерня виконана за одне ціле з валом; довжина маточини l_м = 70 мм; ширина вінця b₂ = 88 мм.

Окреслюємо внутрішню стінку корпуса:

а) приймаємо зазор між торцем маточини і внутрішньою стінкою корпуса

А₁ = 1,2 δ = 1,2. 8 ≈ 10 мм;

б) приймаємо зазор від кола вершин зубців колеса до внутрішньої стінки корпуса А = δ;

в) приймаємо відстань між зовнішнім кільцем підшипника ведучого вала і внутрішньою стінкою корпуса А = δ;

Попередньо намічаємо радіальні шарикові підшипники середньої серії, габарити підшипника вибираємо по діаметру вала в місці посадки підшипників d_п1 = 40 мм, d_п2 = 50 мм.

Таблиця 2

Розміри підшипників

Виміром знаходимо відстані на ведучому валу l₁ = 52 мм; на веденому валу l₂ = 56 мм, l₃ = 79 мм.

8. Перевірка довговічності підшипників

Ведучий вал (у відповідності до рисунка 6)

З попередніх розрахунків маємо F_t = 4250 Н, F_r = 1804Н, F_α = 2554Н,

З першого етапу компонування l₁ = 52 мм;l₀₌₈₂

Реакції опор у площині xz

R_x1 = R_x2 = = = 2125Н,

у площині yz

R_y1 =  (F_r l₁ + F_α) =  (1804. 52 + 2554) = 902 Н,

R_y2 =  (F_r l₁ - F_α ) =  (1804. 52 - 2554 ) = 902 Н.

Перевірка:

R_y1 + R_y2 - F_r = 902 + 902 - 1804= 0Н.

Побудова епюри My:

M_y2 = 0;

M_y3 = R_x2^. l₁ = 2125. 52 = 110500 Н мм;

M_y1 = 0.

Побудова епюри Mx:

M_x2 = 0;

M_x3^спр = - R_y2. l₁ = - 902. 52 = 46904 Н мм;

M_x3^зл = - R_y2. l₁ - F_α. = - 902. 52 +25544  = -11148Н мм;

M_x1 = 0;

Сумарні реакції

P_r1 = = = 2309 Н,

P_r2 = = = 2309 Н.

Намічаємо радіальні кулькові підшипники 308 (таблиця Р.1)d = 40 мм; D=90 мм; B = 23 мм; С = 41,0 к Н; С_о = 22,4 к Н.

Еквівалентне навантаження за формулою:

Р_э = (X V P_r1 + Y P_α) K_б К_Т,

де радіальне навантаження P_r1 = 2309 Н, осьове навантаження P_α = F_α = 2554 Н,

V = 1 (обертається внутрішнє кільце),коефіцієнт безпеки для приводів стрічкових конвеєрів K_б = 1, К_Т = 1 (таблиця С.2)

Відношення  =  = 0,114; цій величині відповідає (таблицею С.3) е ≈ 0,303.

Відношення = = 1,106> е; X = 0,56, Y = 1,441.

P_е = (0,56. 2309 + 1,441. 2554) ≈ 4972 Н.

Розрахункова довговічність, млн. об.

L =  = = 561 млн. об.

Розрахункова довговічність, год.:

L_h = = = 9,6^. 10³ год.

Навантаження на вал від ланцюгової передачі F_в = 3566 Н.

Складові цього навантаження

F_в = F_вy = F_в sinγ = 3566^. 0,7071 = 2522 Н.

З першого етапу компонування l₂ = 56мм,l₃ = 79мм.

Реакції опор

у площині xz

R_x3 =  (F_t l₂ - F_вx l₃) =  (4250. 56 - 2522. 79) = 1092 Н,

R_x4 =  [F_t l₂ + F_вx (2l₂ + l₃)] =  [4250^. 56 + 2522 (2. 56 + 79)] = 5674 Н.

Перевірка:

R_x3 + R_x4 - (F_t + F_вx) = 1092 + 5674 - (4250 + 2522) = 0.

У площині yz

R_y3 =  (F_t l₂ - F_α  + F_вy l₃) =  (4250. 56 - 1804 + + 2522. 79) =

= 1929Н,

R_y4 = [- F_t l₂ - F_α  + F_вy (2l₂ + l₃)] =  [-1804. 56 - 2554 +

+ 2522 (2. 56 + 79)] = 2647 Н.

Перевірка:

R_y3 + F_вy - (F_t + R_y4) = 1929 + 2522 - (4250 + 2647) = 0

Сумарні реакції:

P_r3 = = = 2220 Н,

P_r4 = = = 6261 Н.

Побудова епюри Мy:

M_y4^спр = 0;_y4^зл = F_вx l₃ = 2522. 79 = 199238 Н мм;

M_y3^спр = - R_y4 l₂ = - 2647. 56 = - 61488 Н мм;

M_y3^зл = 0.

Побудова епюри Мx:

M_x4^спр = 0;

M_x4^зл = F_вx l₃ = 2522. 79 = 199238 Н мм;

M_x3^спр = - R_y4 l₂ + F_вy ( l₂ + l₃ ) = - 2647. 56 +2522 (56 + 79) = 192238Н мм;

M_x3^зл = - R_y4 l₂ - F_α. + F_вy ( l₂ + l₃ ) = - 2647. 56 - 2554  + 2522 (56 +

+ 79) = 49214 Н мм;

M_x3 = 0.

Вибираємо підшипники по більш навантаженій опорі 4. Кулькові радіальні підшипники 311 середньої серії (таблиця Р.1): d = 55 мм,D = 120 мм,В = 29 мм,C = 71,5 к Н,С_о = 41,5 к Н.

Відношення  = = 0,062,

цій величині (таб С.3) відповідає е ≈ 0,264.

Відношення  =  = 0,408 > е, отже X= 0,56, Y = 1,678.

Тому

P_e = P_r4 V K_δ K_Т = 6261. 1. 1,2. 1 = 9351Н.

Приймемо K_δ = 1,2, зважаючи, що ланцюгова передача підсилює нерівномірність навантаження.

Розрахункова довговічність, млн. об.

L =  =  ≈ 447 млн. об.

Розрахункова довговічність, год.

L_h = = ≈ 31 год.

9. Перевірка міцності шпонкових з’єднань

Шпонки призматичні з округленими торцями. Розміри перетинів шпонок і пазів і довжини шпонок - за ГОСТ 23360-78.(таблицею Т.1)

Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована. Напруження зминання й умова міцності за формулою:

 »  ≤ [s_зм]

Допустимі напруження зминання при сталевій маточині [s_зм] = 100 ч 200 МПа, при чавунній [s_зм] = 50 ± 70 МПа.

Ведучий вал: d = 32 мм, b  h = 10 ´ 8 мм, t₁ = 5 мм, довжина шпонки l = 70 мм, момент на ведучому валу T₁=119^. 10і Н×мм

s_зм= 2 119 10і /32(8-5) (70-10) = 41,3МПа < [ s_зм]

(матеріал напівмуфт МПВП - чавун марки СЧ 20).

Ведений вал

З двох шпонок - під зубчастим колесом і під зірочкою - більш навантажена друга. Перевіряємо шпонку під зірочкою: d = 52 мм, b ´ h = 16 ´ 10 мм, t₁= 6 мм, довжина шпонки l =63 мм, момент Т₂= 476×10³ Н×мм

s_зм = 2^. 476^. 10³/52(10-6) (63-16) = 97,4МПа < [s_зм]

Умову s_зм > [s_зм] - виконано.

10. Уточнений розрахунок валів

Ведений вал ( рисунок 7).

Матеріал вала - сталь 40Х поліпшена; s_в = 930 МПа ( таблиця В.1)

Границі витривалості s_-1= 0,43×930=400МПа і t_-1= 0,58∙400= 232 МПа.

Перетин А-А. Діаметр вала в цьому перетині 55 мм. Концентрація напружень обумовлена наявністю шпонкової канавки k_s=l,90 і k_τ=1,9 масштабні фактори ε_s= 0,675, ε_t=0,675 (таб У.2); коефіцієнти y_s= 0,2 і y_τ= 0,1

Крутний момент Т₂ =476×10³ Н×мм.

Згинальний момент у горизонтальній площині

М΄=R_х3×l₂=1098×56 =61488 Н×мм.

Згинальний момент у вертикальній площині

Сумарний згинальний момент у перетині А-А

Момент опору крученню (d = 60 мм; b = 18мм; t₁=7мм)

Момент опору згинанню (таблиця У.1 )

Aмплітуда нормальних напружень згинання

середнє напруження s_m=0.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями

Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перетину А-А

Перетин К-К. Концентрація напружень обумовлена посадкою підшипника з гарантованим натягом (таб У.3);

 МПа і  МПа; Приймаємо y_s=0,2 і y_t=0,1.

Згинальний момент

₄=F_в×l₃=3566 × 79 » 281714 Н×мм.

Осьовий момент опору

Амплітуда нормальних напружень

;

Полярний момент опору

Wp=2W=2×16334=32668ммі.

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями

Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перетину К-К

Перетин Б-Б. Концентрація напружень обумовлена наявністю шпонкової канавки ( таблиця У.1 ):  і ; і 695

Згинальний момент (покладемо = 47 мм)

Момент опору перетину нетто при b=16 мм і =6 мм

Амплітуда нормальних напружень згинання

Момент опору крученню перетину нетто

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень

Коефіцієнти запасу міцностi

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перетину Б-Б

Таблиця 3

Результати перевірки міцності

В усіх перетинах S > [S]

11. Змащування редуктора

Змащування зубчастого зачеплення відбувається зануренням зубчастого колеса в масло, яке заливають всередину корпуса до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на 10 мм. Об'єм масляної ванни V визначаємо з розрахунку 0,25 дм³ масла на 1 квт переданої потужності:

V = 0,25×12,1 3,025 дм³.

За таблицею Ф.1 установлюємо в'язкість масла. При контактних напруженнях = 475МПа і швидкості V = 2,85 м²/с рекомендована в'язкість масла приблизно повинна дорівнювати 28×10 м²/с. За таблицею Ф.2 приймаємо масло індустріальне И-ЗОА (за ГОСТ 20799-75).

Камери підшипників заповнюємо пластичним змащувальним матеріалом УТ-1 (таблицею Ф.3), періодично поповнюємо його шприцом через прес-маслянки.