Ескізна компоновка редуктора

4.3 Ескізна компоновка редуктора

Відстань між колесом і внутрішньою поверхнею корпуса редуктора

Відстань між маточиною колеса і внутрішньою поверхнею корпуса приймаємо g=8мм

Відстань між опорами черв’яка приймаємо

l₁=d_aм2=137мм

Довжина консольної ділянки швидкохідного вала по ГОСТ 12081-72 приймаємо l=36мм

Довжина консольної ділянки тихохідного вала по ГОСТ 12081-72 приймаємо l=82мм

Довжина маточини черв’ячного колеса

l_м=1,2d_к2=1,2·55=66мм

приймаємо l_м=70мм

Мал. 4.2. Ескізна компоновка швидкохідного валу

Мал. 4.3. Ескізна компоновка тихохідного валу

Мал. 4.4. Схема сил у зачепленнях

4.4 Вибір матеріалу валів

Швидкохідний вал виконаний заодно ціле з черв’яком.

Матеріал виготовлення: сталь 40Х ГОСТ 4543-71 з послідуючою термообробкою – поліпшення (НВ270…320) та гартування СВЧ до отримання твердості HRC 48…53. В цьому випадку σ_т=750МПа;

σ_в=900МПа; τ_т=450МПа; σ_-1=410МПа; τ_-1=240МПа; ψ_τ=0,10

Тихохідний вал виготовляємо зі сталі 40Х ГОСТ 4543-71 з послідуючим поліпшенням до отримання твердості НВ270…320. В цьому випадку σ_т=750МПа; σ_в=900МПа; τ_т=450МПа; σ_-1=410МПа; τ_-1=240МПа; ψ_τ=0,10

4.5 Розрахунок валів на статичну міцність та опір втомі та розрахунок підшипників на витривалість

Розрахунок на статичну міцність

Швидкохідний вал

Реакції опор

В вертикальній площині

∑М₃=0

∑М₁=0

Перевірка

∑У=0

R_BУ-Fr1-Raу=0

874,87-138,72-(-512,32)=0

M_X1=0

M_X3=0

Реакції опор

В горізонтальній площині

∑М₃=0

∑М₁=0

R_BX =[-F_t1·(l_Б/2)+F_М·(l_М+l_Б)]/ l_Б

R_BX=[-4080·134/2+970·(41,3+134)]/134=-771,189

Перевірка

∑Х=0

R_АX- R_BX- F_t1+ F_М=2338,84-(-771,189)+970-4080=0

Будуємо епюру згинаючих моментів

М_У1=0

М_У2=- R_АX(l_Б/2)=-2338,84·134/2=-156700

М_У3= - F_М·l=-4080·175,279=-170021

Будуємо епюру згинаючих моментів

М_К=( F_t1·d₁)/2=4080·29,8/2=60690

Сумарні опорні реакції

Подбіраємо підшипник по перший опорі.

Підшипник шариковий радіально-упорний 46304.

d=20мм, D=52мм, В=15мм, r=2,0 r₁=1,0, C_r=14, C_or=9,17

Визначаємо еквівалентне навантаження.

Р_э=(XVF_r1+YF_a)·К_б·К_т (4.10)

де- F_r1=816; F_a= 3400; V=1; К_б=1; К_т=1.

Відношення - величина соответствует е=0,68

Відношення >е; Х=0,41; Y=0,87

Р_э=(0,41·1·816+0,87·3400)·1·1=2958Н

Розрахункова довговічність, млн.об

 (4.11)

, млн.об

Розрахункова довговічність, ч

 (4.12)

, ч

Тихохідний вал.

Вертикальна площа

∑М₄=0

Перевірка

∑У=0

F_у-R_cу- F_r2- F_D2=0

1996,1-4390,33-1387+3781,44=0

Будуємо епюру.

М_х2= F_у·L_on

М_х2=1996·175,28=349858

М_х4=0

Горизонтальна площа

F_х-R_cх- F_t2+ F_Dx=0

3457,3-4756,79-4080+5379,44=0

Строємо епюру

М_у2 = - F_x∙ l_оп

М_у2 = - 3457 ∙ 175,88 = - 293873

М_у3 = - F_x∙ (l_оп + ) + R_сх

М_у3 = - 3457∙ (175,88 + ) + 4756,72 = - 236696

М_у4 = 0

Строємо епюру крутних моментів

М_к = М_r =

М_к = М_r = = 255000

Визначаємо реакціі

R_c =

R_c =  = 6473.18

R_D =

R_D =  = 6575,658

Сумарні згинальні моменти

М₂ =

М₃ =

Вибираємо підшипник – радіально упорний по ГОСТ 831-75 легкоі серіі 36209. d = 45мм D = 85 мм B = 19 мм α = 12° C_r = 32,3 C_o = 25,6

Відношення =  = 0,059

Відношення =  = 0,248 < l тому X = 1 Y = 0

Р_э = R_d ∙ V ∙ К_б ∙ К_т = 6575,685 ∙ 1 ∙ 1 ∙ 1 = 6575,685

Розрахунок довговічності, мм

L = ()³ = = 137 мм

Розрахунок довговічності в годинах

L_h =  = = 30000 год.

Для зубчастих редукторів приймаємо ресурс роботи підшипників від 30 тис (такий ресурс самого редуктора) до 10 тис ( такова допустима довговічность підшипника).

Перевірка міцності шпонкових з’єднань.

В редукторі застосовуємо шпонки призматичні з округленими торцями. Розміри перерізу шпонок і пазів; довжина шпонок по СТ СЭВ 189-75.

Матеріал шпонок: Сталь 45 нормалізована.

Напругу змиття і умову міцності визначаємо по формулі:

 (4.13)

Призначаємо напругу змиття:

при стальній ступиці [σ] = 110 – 190 Н/мм²

при чавунній ступиці [σ] = 50 – 70 Н/мм²

Вал черв’яка:

Діаметр Ø 17 мм b×h = 5×5; Глибина паза t₁ = 3; Довжина l = 20 мм; Момент Т_зг = 52,3 Н·м

  < 190  [σ]

Вал відомий.

З двох шпонок – під шестерню та на вихідному валу, найбільш напружена шпонка на вихідному валу (менший діаметр вала, тому й менші розміри поперечного перерізу шпонки).

Діаметр вала d = 40 мм; b×h = 17×8; Глибина паза t₁ = 5; Довжина l₁ = 45 мм; Момент Т_зг =255 Н·м

  < 190  [σ]

Розрахунок валів

Швидкохідний вал

Розміри поперечних перерізів ,прийнятих при конструюванні, значно перевищують ті, могли бути одержані при розрахунку на кручення.

Перевірка стріли прогину

Приведений момент інерції в поперечному перерізі черв’яка

Ј_пр =  (4.14)

Ј_пр = 1827,1мм⁴

стріли прогину

ƒ =  (4.15)

ƒ = 0,021

припустимий прогин

[ƒ] = (0,005… 0,01) m

[ƒ] = (0,013…0,025)

Вал під шестерню

Матеріал –сталь 45, термообробка – улучення. При діаметру заготовки до 100 мм середне значення σ_в = 780н/мм²

Границя витривалості при симетричному циклі вигіну

σ_-1= 0,43·σ_в (4.16)

σ_-1= 0,43·780=335н/мм²

Границя витривалості дотичним напруженням при симетричному циклі

=0,58· σ_-1(4.17)

τ_-1=0,58·335=193 н/мм²

Переріз А-А

Концентрацію напружень викликає шпоночка канавка.

К_σ = 1,75

К _τ= 1,6

ε _σ≈ε _τ=0,63

ψ_σ=0,15

ψ _τ= 0,1

Крутний момент Мкр = 255 Нм

Згинальний момент в горизонтальної площини

М2 = 3393,35Нмм

В горизонтальної площини

М = 245280 Н мм

Суммарний крутний момент

М=  (4.18)

М = = 245303,75 Нмм

Момент скручувальний

d= 55

b×h = 16 × 10 t₁=6 l₁=60

W_{к нетто}=  (4.19)

W_{к нетто}= 32608,5

W_нетто=  (4.20)

W _нетто= 16282,783

Амплітуда і середня напруга цикла дотичним напруженням визначаємо по формулі:

τ_-υ= τ_-m=  (4.21)

τ_-υ= τ_-m= 3,91н/мм²

Амплітуда нормальних напруг вигіну

σ_-υ =  (4.22)

σ_-υ =

Коефіцієнт запаса міцності по нормальним напруженням

n_σ-1 = (4.23)

n_σ-1 =

Коефіцієнт запаса дотичним напруженням

n =  (4.24)

n =

Результуючий коефіцієнт запаса міцності для перерізу А-А

n= (4.25)

n=

Переріз К – К .

Концентрація напруги обумовлена посадкою підшипника з гарантованим натягом.

  Ψ_σ = 0,15 Ψ_τ = 0,1

Згинальний момент М₂ = 339335 Н·м

Момент опору

W =  (4.26)

W =  = 12265,625

Амплітуда нормального напруження

σ = σ_max =  =  = 27,67 

σ_м = 0

Полярний момент опору

W_p = 2 · W (4.27)

W_p = 2 · 12265,625 = 24531,25

Амплітуда і середня напруга цикла :

 (4.28)

 = 6,916

Коефіцієнти запасу міцності при нормальному напруженні

n_σ =  (4.29)

n_σ =  = 3,027

Коефіцієнти запасу прочності при касательних напруженнях:

n_τ =  (4.30)

n_τ =  = 9,622

Підсумковий коефіцієнт запасу міцності для перерізу К – К :

n_τ =  (4.31)

n_τ =  = 2,888

Переріз Л – Л

Концентрація напруги обумовлена переходом від Ø 50 до Ø 40:

При  =  = 1,25 и  =  = 0,063

Коефіцієнти концентрації напруження

К_σ = 1,75; К_τ = 1,6

ε_σ = ε_τ = 0,85

Внутрішні силові фактори:

Осьовий момент опору перерізу

W =  (4.32)

W =  = 6280

Амплітуда нормального напруження

σ_υ =  = 54,034

Полярний момент опору

W_p = 2 · 6280 = 12560

Амплітуда і середня напруга цикла :

 = 13,509

Коефіцієнти запасу міцності для перерізу Л – Л:

n_σ =  = 3,011

n_τ =  = 7,207

Підсумковий коефіцієнт запасу міцності для перерізу Л – Л :

n_τ =  = 2,77

Переріз Б – Б:

Концентрація обумовлена приналежністю шпоночної канавки :

К_σ = 1,75; К_τ = 1,7

ε_σ = ε_τ = 0,85

F =  (4.33)

При F_x = 3457; F_y = 1996,1

F =  = 3976,98 Н

Згинальний момент при Х = 25:

М_Б-Б = F · х (4.34)

М_Б-Б = 3976,98 · 25 = 99427,382 Н·мм

Момент опору перерізу при b×h = 12×8; t₁ = 5; l = 45 мм:

W =  (4.35)

W =  = 6253,75

Амплітуда нормальних напружень згину:

σ_υ =  (4.36)

σ_υ =  = 15,898

Момент опору крученню нетто:

W_{К нетто} =  = 12533,75

Амплітуда і середня напруга цикла :

 = 10,173

Коефіцієнти запасу міцності для перерізу Б – Б:

n_σ =  =10,235

n_τ =  = 9,57

Підсумковий коефіцієнт запасу міцності для перерізу Б – Б :

n_τ =  = 6,99