Мощность на ведомом валу редуктора

Общий КПД привода

h=h₁×h₃×h₂²=0.97×0.96×0.99²»0.8945

Мощность на выходном валу привода P₃=10 кВт

Требуемая мощность электродвигателя

кВт

В табл. П.1 [1, с.390] по требуемой мощности Р_тр=11,2 кВт выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А160S4, с параметрами Р_дв=15 кВт и скольжением 2.3% (ГОСТ 19523–81).

Номинальная частота вращения двигателя n_дв=1500(1-0.023)=1466 об/мин, а угловая скорость w_дв= рад/с.

Возможные значения частных передаточных отношений для одноступенчатого косозубого редуктора i_Р=2¸6 и для конической передачи i_к=2¸6 ; i_общ= i_Р×i_ц=4¸36

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

Проверим общее передаточное отношение:

Частные передаточные числа можно принять: для косозубого редуктора по ГОСТ 2185–66 [1, с.36] u_Р=4, тогда для конической передачи i_к =u_к= .

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

2.Определение силовых параметров привода

Мощность на ведущем валу привода

Р₁= 11,2 кВт

Мощность на ведущем валу редуктора

КВт.

Мощность на ведомом валу редуктора

=10 кВт

Вращающие моменты:

на ведущем валу шестерни

на ведущем валу редуктора =73 4=292 Н м

на ведомом валу редуктора

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

3. Расчет закрытой зубчатой передачи

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками (табл. 3.3) [1, с.34]: для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твердость HB 230; для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB 200 [1,с.34].

Допускаемые контактные напряжения ,

где s_{H lim b}– предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 [1,с.34] для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев менее HB 350 и термообработкой (улучшением)

s_{H lim b}=2HB+70;

K_HL– коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL=1; [s_Н]=1.1 [1,с.33].

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[s_H]=0.45([s_H1]+ [s_H2]);

для шестерни МПа;

для колеса 428 МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[s_Н]=0.45(482+428)=410 МПа.

Требуемое условие [s_Н] 1.23[s_Н2] выполнено.

Коэффициент принимаем предварительно по табл. 3.1 [1, c.32], как в случае симметричного расположения колес, значение К_Н_b=1.1.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию [1, c.36

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

мм,

где для косозубых колес К_а=43, а передаточное число редуктора u=u_p=4.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–66 a_w=140 мм [1, c.36].

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: m_n=(0.01¸0.02) a_w=(0.01¸0.02)×140=1.4¸2.8 мм;

принимаем по ГОСТ 9563–60 m_n=2.5 мм [1, c.36].

Примем предварительно угол наклона зубьев b=10° и определим числа зубьев шестерни и колеса: .

Принимаем z₁=22; тогда z₂=z₁u=22×4=88. Принимаем z₂=88.

Уточненное значение угла наклона зубьев

;

b= arccos0.9821=10,9°.

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

мм;

Проверка: мм.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

Диаметры вершин зубьев:

d_a₁=d₁+2m_n=56+2×2.5=61 мм;

d_a₂=d₂+2m_n=224+2×2.5=229 мм;

ширина колеса b₂=y_baa_w=0.4×140=56 мм. Принимаем b₂=56 мм.

ширина шестерни b₁= b₂+5 мм=61 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

м/с

При такой скорости следует принять 8-ю степень точности [1, c.32].

Коэффициент нагрузки K_H=K_H_bK_H_a K_HV.

Значения K_H_b даны в табл. 3.5 [1, c.39]; при y_bd=1., твердости НВ 350 и принятом симметричном расположении колес относительно опор K_H_b=1.04.

По табл. 3.4 [1, c.39] при V=4.3 м/c и 8-й степени точности K_H_a»1.09. По табл. 3.6 [1, c.40] для косозубых колес при V 5 м/с имеем K_HV= 1.01.

Таким образом, K_H=1.04×1.09×1.01»1.14.

Проверка контактных напряжений по формуле Герца:

s_H МПа>[s_Н]= 410 МПа.

Расчет считается удовлетворительным, если

что менее допускаемой перегрузки в 5% [1, c.62].

Силы, действующие в зацеплении:

окружная F_t= H;

радиальная F_r= Н;

осевая F_a=F_ttg b=2607.1×tg10.9 »570 H.

Здесь a=20° - угол зацепления в нормальном сечении.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки K_F= K_F_b K_FV [1, c.42].

По табл. 3.7 [1, c.43] при y_bd=1, твердости HB 350 и принятом симметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_F_b=1.1. По табл. 3.8 [1, c.43] K_FV=1.3. Таким образом, коэффициент K_F=1.1×1.3»1.43; Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z_V:

у шестерни ;

у колеса , тогда

Y_F1»3.95 и Y_F2=3.6 [1, c.42].

Допускаемое напряжение .

По табл. 3.9 [1, c.44] для стали 45 улучшенной при твердости HB 350 =1.8HB.

Для шестерни =1.8×230=415 MПа; для колеса =1.8×200=360Мпа

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

S_F]= [S_F]¢ [S_F]² – коэффициент безопасности, где [S_F]¢ = 1.75 по табл. 3.9 [1, c.44], [S_F]²=1 (для поковок и штамповок). Следовательно [S_F]= 1.75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Находим отношения :

для шестерни МПа

для колеса МПа

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y_b и K_F_a

;

для средних значений коэффициента торцового перекрытия e_a=1.5 и 8-й степени точности K_F_a=0.92.

Проверяем прочность зуба колеса

MПа <[s_F2]=206 МПа.

Условие прочности выполнено.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

4. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал редуктора

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [t_к]=25 МПа.

мм

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора d_дв и d_в1. У подобного электродвигателя (см. табл. П2)[1, с. 391] Примем d_дв=42 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 20884-82 с расточками полумуфт под d_дв=42 мм и d_в1=32 мм

Тогда d_п1=40 мм – диаметр вала под подшипниками.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал редуктора

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [t_к]=20 МПа – вал не испытывает консольных нагрузок.

мм.

Приняли d_в2=45 мм – диаметр выходного конца вала;

d_п2=50 мм – диаметр вала под подшипниками;

d_к2=55 мм – диаметр вала под зубчатым колесом.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше: d₁= 56 мм; d_a1=61 мм; b₁=61 мм.

Колесо кованое d₂=224 мм; d_a2=229 мм; b₂=56 мм.

Диаметр ступицы d_ст=1.6d_к2=1.6×55=88 мм; длина ступицы l_ст=(1.2¸1.5)d_к2=(1.2¸1.5)×55=66¸82.5 мм, принимаем l_ст=70 мм

Толщина обода d_о=(2.5¸4)m_n=(2.5¸4)×2.5=6.25¸10 мм, принимаем d_о=10 мм.

Толщина диска C=0.3×b₂=0.3×56=16.8 мм, принимаем С=16 мм

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

d=0.025a_w+1=0.025×140+1=4.5 мм, принимаем d=8 мм (по технологии литья);

d₁=0.02a_w+1=0.02×140+1=3.8 мм, принимаем d₁=8 мм (по технологии литья).

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b=1.5d=1.5×8=12 мм; b₁=1.5d₁=1.5×8=12 мм;

нижнего пояса корпуса

p=2.35d=2.35×8=18.8 мм; принимаем p=20 мм.

Диаметр болтов:

фундаментных d₁=(0.03¸0.036)a_w+12=(0.03¸0.036)×140+12=16.2¸17.04 мм;

принимаем фундаментные болты с резьбой М16;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂=(0.7¸0.075)d₁=(0.7¸0.75)16=11.2¸12 мм;

принимаем болты с резьбой М12;

соединяющих крышку с корпусом d₃=(0.5¸0.6)d₁=(0.5¸0.6)×16=8¸9.6 принимаем болты с резьбой М10.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

7. Расчет открытой конической передачи

1. Передаточное отношение открытой конической зубчатой передачи i_к = 3.84

2. Число зубьев шестерни принимаем z₁=22. Число зубьев колеса z₂= z₁i = 22 3.84= 84.5. Принимаем z₂=84.

3. Передаточное число u = =84:22=3.8

Угловые скорости шестерни и колеса =38.4 рад/с и =10 рад/с

4-7. Материалы шестерни и колеса. Чтобы получить наименьшие размеры передачи по табл. 6.4 [2, с.92], принимаем для шестерни и колеса улучшенную сталь 40Х.

По данным примера 16 [2, c 110], допускаемые напряжения: для материала шестерни [s]_F₁=245 МПа; для материала колеса [s]_F₂=205МПа.

8. Углы при вершинах делительных конусов

tgs₁=1/u=1/3.82=0.262 s₁=14.6

s₂= s₁=90 -14.6 =75.4

Эквивалентное число зубьев

шестерни z₁= z₁/coss₁ = 22/cos14.6= 22.7

колеса z₂= z₂/coss₂ = 84/cos75.4= 333.2

Коэффициенты формы зуба по табл. 6.8[2, с. 101]: для шестерни Y_F₁=3.92, для колеса Y_F₂ =3.6

9. Сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб:

для шестерни [s]_F₁/ Y_F₁=(245/3.92) МПа=62.5 МПа,

для колеса [s]_F₂/ Y_F₂=(205/3.6) МПа=57.5МПа.

Расчет колеса следует вести по зубу колеса, как менее прочному.

10. Расчетные коэффициенты. По табл. 6.9[2, с. 101], принимаем =0.4; по табл. 6.10 [2, с. 102] =1.07.

11. Средний модуль зубьев

мм.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Средний делительный диаметр шестерни

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

d₁=m z₁=(4,4

22)=97 мм.

Ширина зубчатого венца

b= d₁=0,4 97=38,8 мм.

Производственный модуль зацепления

m_e=m+(b sin ₁)/ z

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

₁=4,4+(38,8*sin14,6)/22=4,8 мм.

Принимаем m_e =5 мм.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

12. Основные геометрические размеры передачи

Внешние делительные диаметры

d₁_e= m_e z₁=5*22=110 мм. d_e= m_e z₂=5*84=420 мм.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Внешние диаметры вершин зубьев

d_ae1= d_e1 +2m_ecos ₁=(110+2*5*cos14,6)=119,7 мм.

d_ae2= d_e1+2m_ecos ₂

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

=(420+2*5*cos75,4)=422,5 мм.

Внешнее конусное расстояние

R_e= d_e₁/(2sin ₁)=110/(2sin14.6)]=218 мм.

13. Фактический средний модуль

m’= m_e-(bsin ₁)/ z₁=[5-(38,8sin14.6)/22=4,56 мм.

Фактический средний делительный диаметр шестерни

d’₁ = m’z₁=(4,56*22)=100,3 мм.

Средняя окружная скорость зубчатых колес

V= d’₁/2=(38.4*100,3* /2=1,9 м/с.

Принимаем 9-ю степень точности

14. Окружная сила

F_t= 2Т₁ /d’₁=(2*293/100,3* =5842 Н;

Радиальная сила

Осевая сила

15. Напряжение изгиба в основании зуба колеса как менее прочного при значении K_Fv =1.4 [2, c. 102]

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Перегрузка зуба 2,1%<5% , что допустимо.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

8. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции — разрез по осям валок при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1 : 1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии — оси валов на расстоянии a_w = 140 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса;

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁ = 1,2d=9.6 мм.; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = d=8 мм.;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = d=8 мм.; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии для первого вала и радиальные шарикоподшипники тяжелой серии для второго вала; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1 = 40 мм и d_п2 = 50 мм

По табл. ПЗ[1, c.394] имеем:

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
Размеры, мм	С	С₀
				41,0 65,8	22,4 36,0
П р и м е ч а н и е. Наружный диаметр подшипника D = 90 мм оказался больше даиемтра окружности вершин зубьев d_a₁= 61 мм.

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного

материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливают мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер у = 8¸12 мм.

Измерением находим расстояния на ведущем валу l₁= 61,6 мм и на ведомом l₂= 63,6 мм.

Примем окончательно l₁ = l₂ = 63,6 мм.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

Глубина гнезда подшипника l_г » 1,5В; для подшипника 310 В =27 мм; l_г = 1,5 × 27 = 40,5 мм; примем l_г = 40 мм.

Толщина фланца крышки подшипника равна 7 мм.

Устанавливаем зазор между крышкой подшипника и зубчатым венцом в 10 мм.

Измерением устанавливаем расстояние l₃= 55,5 мм, определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно l₃ = 56 мм.

9. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем F_t = 2607 Н, F_r = 966 Н и F_а = 502 Н; из первого этапа компоновки l₁ = 63,6 мм.

Реакции опор:

в плоскости хz

в плоскости уz

Проверка: R_y₁+ R_y₂– F_r = 593,5 + 372,5 – 966 =0

Суммарные реакции

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 308 (см. приложение, табл. ПЗ): d =40мм; D = 90 мм: В = 23 мм; С = 41,0 кН и С₀ = 22,4 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле

в которой радиальная нагрузка Р_r₁= 1432 Н: осевая нагрузка Р_a = F_a = 502 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров К_б = 1 (1, табл. 9.19); К_Т = 1 (1, табл. 9.20).

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

Отношение

этой величине (1,табл. 9.18.) соответствует е = 0,21.

Отношение > e; X=0,56 и Y=1,88

Расчетная долговечность, млн. об

Расчетная долговечность, ч

что больше установленных ГОСТ 16162 — 85

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий : F_t = 2607 Н, F_r = 966 Н и F_а = 502 Н

Нагрузка на вал от конической передачи 5842 Н.

Из первого этапа компоновки l₂ = 63,6 мм и l₃= 56 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

Проверка:

в плоскости yz

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

Проверка:

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники 310 средней серии (1, табл. ПЗ):

d = 50 мм; D = 110 мм; В = 31 мм; С = 65,8 кН и С₀ = 36,0 кН.

Отношение ; этой величине (1, табл. 9.18) соответствует e 0,19(получаем интерполируя).

Отношение <e; следовательно, X=1, Y=0. Поэтому

(Примем , учитывая, что коническая передача усиливает неравномерность нагружения)

Расчетная долговечность, млн.об.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

Расчетная долговечность, ч

здесь п = 367 об/мин -частота вращения ведомого вала

10. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Примерный порядок выполнения следующий.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) Наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние l₁. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);

б) Между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающне кольца . Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1—2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец.
Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники (Æ 40 мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) Вычерчиваем крышки подшипников.

г) Длина присоединительного конца вала Æ 32 мм определяется длиной ступицы муфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:

а) Для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки — с другой; место перехода вала от Æ 55 мм к Æ 50 мм смещаем на 2 — 3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки (а не к заплечику вала!).

б) Отложив от середины редуктора расстояние l₂, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники*;

в) Вычерчиваем мазеудержнвающие кольца, крышки подшипников.

Переход от Æ50 мм к Æ45 мм смещаем на 2 — 3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника (а не к валу!). На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5 — 10 мм меньше длин ступиц.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

11. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические.Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23360— 78 (1, табл. 8.9).

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [s_см] = 100¸120 Мпа.

Ведущий вал : d = 32 мм ; b х h = 10 х 8 мм ; t₁ = 5 мм ; длина шпонки l = 32 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 40 мм, [1,табл. 11.7); момент на ведущем валу Т₁ = 73 ^.10³ Н^.мм;

Ведомый вал.

Из двух шпонок — под зубчатым колесом и под коническим - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под коническим колесом: d = 45 мм; b x h = 14 х 9 мм; t_l = 5,5 мм; длина шпонки l = 60 мм момент Т₂= 292 ^.10³ Н^.мм;

12. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s ³ [s].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка — улучшение.

По табл. 3.3[1, c.34] при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае d_a₁ = 61мм) среднее значение s_в = 780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

При d=32 мм; b=10 мм; =5 мм

Принимаем k_t = 1,68 (1, табл. 8.5), e_t » 0,76 (1, табл. 8.8) и y_t » 0,1.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

ГОСТ 16162—78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть при 25 × 10³ Н×мм < Т_Б < 250 × 10³ Н×мм.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 40 мм , получим изгибающий момент в сечении А – А от консольной нагрузки Н×мм. [1, табл. 8.5]; [1, табл. 8.8]; [1, c. 163].

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

Такой большой коэффициент запаса прочности (13,5 или 12,4) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б — Б и В — В нет необходимости.

Ведомый в а л

Материал вала — сталь 45 улучшенрие; s_в = 780 МПа (1, табл. 3.3).

Пределы выносливости s_-1 = 0,43 ^.780 = 335,4 МПа и t_-1 = 0,58 ^.335,4 = 194,5 МПа.

Сечение А — А. Диаметр вала в этом сечении 55 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (1, табл. 8.5): k_s=1,79 и k_t= 1,68; масштабные факторы e_s = 0,81; e_t = 0,69 (1, табл. 8.8); коэффициенты y_s » 0, 15 и y_t » 0,1.

Крутящий момент Т₂= 292 • 10³ Н • мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

изгибающий момент в вертикальной плоскости

суммарный изгибающий момент

Момент сопротивления кручению (d = 55 мм; b =16 мм; t₁= 6 мм)

Момент сопротивления изгибу

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

среднее напряжение

Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Фп-211.07

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Коэффициенты запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А –А

Сечение К - К. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (1, табл. 8.7.); ; принимаем y_s = 0,15 и y_t = 0,1.