За расчётное принимаем 775МПа3.3.3 Определение допускаемых напряжений при расчёте зубьев на изгиб (3,5) (3,6) (3,7)NFO=4·106; m=9(3.8)=550МПа, YR=1,YX=1,Yд=1,SF=1,7=550·1·1·1/1,7=323,5МПа
NFE1>NFО=>YN1=1
NFE2>NFО=>YN2=1
YA=1 - передача нереверсивная3.3.4Определение диаметра внешней делительной окружностиколесаde2= 1650· (3,9)где de2 - диаметр внешней делительной окружности колеса, мм;KH - коэффициент нагрузки, KH =1,5;Т2 - крутящий момент на колесе, Н * м;[у]H - допускаемые напряжения на контактную прочность, МПа;VH- коэффициент понижения контактной прочности конической передачи, VH=0,85.de2 = 1650Назначаем de2ст = 140 мм.3.3.5 Определение числа зубьев шестерниОпределяем делительный диаметр шестерни: (3.10)По делительному диаметру назначаем число зубьев шестерни Z1`=Z=17 т.к. Н1 и Н2 >45 HRCЭ.3.3.6 Определение числа зубьев колесаZ2 =Z1u (3.11)Z2 = 17·3,55=603.3.7Определение торцевого модуляmte = de2ст./Z2 (3.12)mte = 140/60=2,33 ммСтандартное значение торцевого модуля mte = 2,25мм (ГОСТ 9563-80)3.3.8Уточнение диаметра делительной окружности колесаde2 = mte Z2 (3,13)de2 = 2,25·60=135 ммФактическое передаточное число: Uфак=60/17=3,533.3.9Определение внешнего конусного расстояния (3,14)где z 1и z2 - фактические числа зубьев шестерни и колеса.Re = 0.52,25= 70,16мм3.3.10Определение ширины колесb = kbeRbe, (3,15)где kbe - коэффициент ширины, kbe = 0,285b = 0,285·70,16=19,99берём в=20 мм3.3.11Определение углов наклона образующих делительных конусовд2 = arctg Uфакт. (3,16)д1= 900- д2 (3,17)д2 = arctg 3,53 = 74,20д1= 900-74,20 = 15,803.3.12 Определение диаметров колесДелительные диаметры:de1 = mte z1 (3,18)de2 = mte z2 (3,19)de1 =2,25·17=38,3ммde2 = 2,25·60=135ммВнешние диаметры:dae1 = de1+2(1+x1)mtecos д1 (3,20)dae2 = de2+2(1+x2)mtecos д2, (3,21)где х1 и х2 - коэффициенты радиального смещения, х1 и х2 = 0dae1 =38,3+2·2,25cos15,82=42,6ммdae2 =135+2·2,25·cos74,2=136,23мм3.3.13Определение усилий в зацепленииОкружные усилия на шестерне и колесе:Ft1 = Ft2 = (2T1)/de1(1-0.5kbe), (3,22)где Ft1, Ft2 - окружные усилия, кН;T1- крутящий момент на шестерне, Н * м;de1- делительный диаметр шестерни, мм.Ft1 = Ft2 = 214,84/38,25 (1-0,50,285) =0,9 кНОсевое усилие на шестерне:Fa1 = Fttgб sinд1 (3,23)Fa1 = 0,9tg200sin15,820 = 0,09кНРадиальное усилие на шестерне:Fr1 = Fttgб cos д1 (3,24)Fr1 = 0,9tg200 cos 15,820 = 0,32 кНОсевое усилие на колесе:Fa2 = Fr1 (3,25)Fa2=0,32 кНРадиальное усилие на колесе:Fr2 = Fa1 (3,26)Fr2= 0,09 кН3.3.14 Проверка прочности зубьев на изгибДля этого определяются эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:zv1 = z1/cos д1 (3,27)zv2 = z2/cos д2 (3,28)zv1 = 17/cos15,820 = 17,67 => YF1=4,31zv2=60/cos74,180 = 220, 09=> YF2=3,74Находим отношения:[у]F1 / YF1 и [у]F2/ YF2 (3,29)323,5/4,31=75,06<323.5/3,74=86,5Проверочный расчёт ведём по шестерне:уF = 2.7103 YFKFв KFV T/b de mteVF ? [у]F, (3,30)где VF- коэффициент понижения изгибной прочности конической передачи по сравнению с цилиндрической: VF = 0,85.Коэффициент концентрации нагрузки при изгибе KFв определяется в зависимости от коэффициента концентрации нагрузки по контактным напряжениям KFв по формуле:KFв = 1+ (KHв-1)1.5, (3,31)где KHв=1,2KFв = 1+(1,2-1)1,5 = 1,3При определения коэффициента динамичности нагрузки КFV предварительно необходимо определить окружную скорость колеса V, м/с:V = р de2(1-0.5 kbe) n2/6104 (3.32)где n2 - частота вращения колеса, мин-1.V =3.14·135·(1-0.5·0.285)·195,77/6·104 = 1,19 м/сПо скорости назначаем степень точности: 8. По степени точности назначаем коэффициенты: KFV = 1,04 и КHV = 1,03уF = 2,7·103·4,31·1,3·1,04·14,84/20·38,25·2,25·0,85=177,32МПауF = 177,32<=323,5 МПаПрочность зубьев на изгиб обеспечена.3.3.15 Проверка зубьев колёс на контактную прочность(3,33)уH = 695,95 < [у]H = 775 МПаКонтактная прочность зубьев обеспечена.3.3.16 Проверка условия компоновки редуктора (3,34)100-136,23/2-50/2=6,9 мм - условие компоновки редуктора выполняется.4. Расчёт валов4.1 Расчёт входного вала4.1.1 Проверочный расчёт валаСоставляем расчётную схему, т.е. вал заменяем балкой на двух опорах.К балке прикладываем все внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскость их действия к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной).Ft1 = 0,9 кН; Fr1 = 0,32кН; Fa1 = 0,09кН.УМВ=0; Fr1?48- Fa1?d/2-RAY?26=0RAY=УМA=0; Fr1?22- Fa1?d/2+RBY?26=0RBY=УF=0; RBY+ RAY -Fr1=00,53-0,21+0,32=0I-I M1=Fa1?d1/2-Fr1?z1M1=0,0915=1,35Н?мM1=-0,3222+0,0915=-5,69Н?мII-II M2=-Fp?z2+ Fa125+ RAY(z2-22)M2==-0,3222+0,0915=-5,69 кН;M2=-0,32?48+0,0915+0,5326=0УМА=0; RBX?26+Ft1?22=0RBX=-Ft1?22/26=-0,9?22/26=-0,76 кНУМВ=0; -RAX?26+Ft1?48=0RAX=Ft1?48/26=0,948/26=1,66 кНУF=0; Ra+Rb-Ft=1,66-0,76-0,9=0I-I М1=-Ft1?z1M1=0; M1=-0,9?22=-19,8 Н?мВыделяем опасные сечения.1. Опора А4.1.2 Упрощённый расчёт вала (5.4)где уЭ - эквивалентное нагружение, МПа;у - номинальные напряжения изгиба, МПа;ф - напряжения изгиба, МПа. (5.5) (5.6)где у-1 - предел выносливости материала при изгибе, МПа;у-1=0,43ув (5.7)у-1=0,43?600=258МПае - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, е=0,88;S - коэффициент запаса сопротивления усталости, S=2;Кд - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, Кд = 1,65 - переход с галтелью.уЭ = 8,99 < =68,8МПаПрочность в сечении обеспечена.4.2 Расчёт промежуточного вала4.2.1 Материал и термообработка валаТак как вал изготовляется заодно с шестерней, то материалом вала будет материал шестерни: Сталь 40Хув=600МПауТ=350МПа4.2.2 Проектный расчёт валаdк (5.11)dБКdК+3f (5.12)dБndn+3г, (5.13)dn=dK-3г (5.14)dкНазначаем dк=24мм, f=1ммdБК24+3?1=27ммНазначаем dБК=27мм, r=1,6ммdn=24-3?1,6=19ммНазначаем dn=20мм.4.2.3 Проверочный расчёт валаFt1 = 0,9кН; Ft2 = 2,56кН;Fr1 = 0,09кН; Fr2 = 0,93кН.Fa1=0,32кН; Т2=51,22Н?м. УМA=0; RBY?129-Fr1?97-Fr2?32 +Fa1?d/2=0RBY=УМВ=0; -RAY?129+Fr1?32+Fr2?97+ Fa1?12?=0RAY=УF=0; Ra+ Rb-Fr1-Fr2=00,27+0,75-0,09-0,93=0I-I M1=Ra?z1M1=0; M1=0,2732=8,64Н?мII-II M2=Ra?z2-Fr2?(z2-32)M2=0,2732=8,64 Н?мM2=0,27?97-0,93?65=-34,26 Н?мIII-III М3=Rb?z3М3=0; М3=0,75?32=24 Н?мУМА=0; RBX?129-Ft1?97-Ft2?32=0RBX= кНУМВ=0; -RAX?129+Ft1?32+Ft2?97=0RAX=кНУF=0; Rax+Rbx-Ft1-Ft2=01,31+2,15-2,56-0,9=0I-I М1=Rax?z1M1=0; M1=2,15?32=68,8 Н?мII-II М2=Rbx?z2M2=0; M2=1,31?32=41,92 Н?мВыделяем опасные сечения.1. Место посадки конического колеса на вал.2. Шестерня.4.2.4 Упрощённый расчёт вала (5.15)где уЭ - эквивалентное нагружение, МПа;у - номинальные напряжения изгиба, МПа;ф - напряжения изгиба, МПа. (5.16) (5.17) (5.18)где у-1 - предел выносливости материала при изгибе, МПа;у-1=258МПае - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, е=0,88;S - коэффициент запаса сопротивления усталости, S=2;Кд - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, Кд = 1,75 - шпоночный паз.уЭ = 64,2 <=64,87МПаПрочность в сечении обеспечена.у-1=258МПа; е=0,86; S=2; Кд = 1,6 - переход с галтелью.уЭ = 59,52 <=69,33МПаПрочность в сечении обеспечена.4.3 Расчёт тихоходного вала4.3.1 Материал и термообработка валаСталь 45 горячекатанная.ув=580МПауТ=320МПа4.3.2 Проектный расчёт валаd (5.19)dnd+2t (5.20)dБndn+3г (5.21)dкdБndНазначаем d=40 мм, t=2,5dn40+2?2,5=45ммНазначаем dn=45мм; r=3dБn40+3?3=49ммНазначаем dБn=52мм; dк=48мм.4.3.3 Проверочный расчёт валаFt2 = 2,56кН; Fr2 = 0,93кН.УМA=0; RBY?129 -Fr2?93=0RBY=УМВ=0; -RAY?129+Fr2?93?=0RAY=УF=0; Ra+ Rb-Fr2=00,67+0,26-0,93=0I-I M1=Ray?z1M1=0; M1=0,26?93=24,18Н?мII-II M2= Ray?z2- Fr2?(z2-93)M2=33,54-92,16=-58,62 Н?мУМА=0; -Ft2?93+Rbx?129=0RBX= кНУМВ=0; -RAX?129+Ft2?36=0RAX=кНУF=0; Rax+Rbx-Ft2=01,85+0,71-2,56=0M=Rbx?36=1,8536=66,6Н?м Выделяем опасные сечения1.Место посадки колеса на вал.4.3.4 Упрощённый расчёт вала (5.23)где уЭ - эквивалентное нагружение, МПа;у - номинальные напряжения изгиба, МПа;ф - напряжения изгиба, МПа. (5.24)у-1=250МПа; е=0,81; S=2; Кд = 1,75 - шпоночный паз.у = 17,25<=57,86МПаПрочность в сечении обеспечена.5. Выбор и расчёт подшипников качения5.1 Расчёт подшипников быстроходного вала5.1.1 Выбор типа подшипниковРоликовый конический однорядный 7206.Сr=29,8; Сor=22,3; e=0,36.5.1.2 Расчёт подшипников каченияРасчёт подшипников качения на долговечность производится по формуле:Lh=, (6.1)где Lh- расчетная долговечность подшипника, ч;n- частота вращения вала, об/мин;Cr- динамическая грузоподъёмность подшипника (берётся из справочных данных по подшипникам), кН;Pr- эквивалентная нагрузка, кН;Р- показатель степени, равный в соответствии с результатами экспериментов для роликоподшипников p=3,33;а1- коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника, а1=1;а23- коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а23=0,9;[Lh]- требуемая долговечность подшипника (для редуктора она равна сроку службы передач tУ=10161ч.).Эквивалентную нагрузку определяют по формуле:Pr = (X МV М Fr +Y М Fa) М Кд М Кt, (6.2)где Fr - радиальная нагрузка,кН;Fa - осевая нагрузка, кН; X, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;V - коэффициент вращения, равный 1 при вращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки;Кд - коэффициент безопасности, для редукторов Кд = 1,3;Кt - температурный коэффициент, вводимый при t >100є С, Кt =1.При установке вала на радиально-упорных подшипниках осевые силы Fa, нагружающие подшипники, находят с учётом осевых составляющих S от действия сил Fr.Для конических роликоподшипниковS=0,83?e?Fr.Rax=1,66кН, Ray=0,53кН => Ra=Rbx=-0,76кН, Rby=-0,21кН => Rb=FrA=Ra=1,74кНFrB=Rb=0,79кНSA=0,83?0,37?1,74=0,53кНSB=0,83?0,37?0,76=0,23кНSA>SB; FA?SB-SA=>Fa1=SА; Fa2=Fa1+FaFa1=0,53кН; Fa2=0,53+0,33=0,88кНОпора А:Опора В:Prа = (1 ? 1 ?1,74 +0) М 1,3 М 1 = 2,3 кН.Prв = (0,4 ? 1? 0,79+ 1,6 ?1) М 1,3 М 1 = 2,49 кН.Больше перегружена опора В.Lh=Долговечность подшипника обеспечена.5.2 Расчёт подшипников промежуточного вала5.2.1 Выбор типа подшипниковРоликовый конический однорядный 7204.Сr=29,2кН; Сor=21кН; e=0,37, Y=1,6.5.2.2 Расчёт подшипников каченияRax=2,15кН; Ray=0,75кН => Ra=2,28кНRbx=1,31кН; Rby=0,27кН => Rb = 1,34кН.Fra=Ra=2,28кН;Frb=Rb=1,34кН.SA=0,83?0,37?2,28=0,7кНSB=0,83?0,37?1,34=0,41кНSA< SB; FA< SВ- SА =>Fa2=SВ; Fa1=Fa2-FaFa2=0,41кН; Fa1=0,41+0,26=0,67кНОпора А:Опора В:Prа = (0,4 ? 1 ?2,28 +1,6·1) М 1,3 М 1 = 3,3 кН.Prв = (1 ? 1? 1,34 + 0) М 1,3 М 1 = 1,74 кН.Больше перегружена опора А.Lh=Долговечность подшипника обеспечена.5.3 Расчёт подшипников тихоходного вала5.3.1 Выбор типа подшипниковШариковый радиальный однорядный 209.Сr=33,2кН; Сor=18,6кН.5.3.2 Расчёт подшипников каченияRax=0,71кН; Ray=0,26кН => Ra=0,76кНRbx=1,85кН; Rby=0,67кН => Rb = 1,97кН.Рр=(0,56?1?0,76+1,71?1,07)?1,3?1=2,93кН.Lh=Долговечность подшипников обеспечена.6. Расчёт шпоночных соединений6.1 Расчёт шпонки, установленной на быстроходном валуШпонка 8х7х60 ГОСТ 23360-78Расчёт шпонки на смятиеуСМ = ? [усм], (7.1)где уСМ - напряжение смятия, МПа;Т - вращающий момент, Н Мм;d - диаметр вала, м;lp - рабочая длина шпонки, м;k - глубина врезания шпонки в ступицу, м;[ уСМ ] - допускаемое напряжение на смятие, [ уСМ ] =60 МПа.Т=14,84Н?м; d=20мм; lp = 50мм; к=2,8мм.уСМ = < [усм]=60МПа,6.2 Расчёт шпонки, установленной на тихоходном валуТ=195,14Н?м; d=38мм; lp = 50мм; к=3,3мм.уСМ = < [усм]=60МПа,Прочность обеспечена.7. Подбор муфтыВ практических расчетах дополнительное нагружение упругих элементов, вызванное радиальным смещением валов, удобнее учитывать при определении расчетного вращательного момента:Т=Кр?Тк,где Кр=1,1…1,3 - для муфт с пружинами сжатия и муфт со стальными стержнями.Т=1,2?13,18=15,81кН?мВыбираем муфту упругау втулочно-пальцевую МУВП 16-20-I.1-I.1 УЗ ГОСТ 21423-93Она применяется для соединения соосных валов при передаче вращающего момента от 6,3 до 1600 Н?м и уменьшения динамических нагрузок.Материал полумуфт - чугун СЧ-20, сталь 35 или 35П.Материал пальцев - сталь 45.Муфта допускает значительный осевой разбег до Д=15мм, но относительно небольшое радиальное смещение e=0,3…0,5мм; угол перекоса валов б<1?.8. Выбор смазки передач и подшипниковДля смазывания передач и подшипников применяем картерную систему. Так как максимальная окружная скорость колёс не превышает 2,5 м/с, а максимальные контактные напряжения 850 МПа, следовательно по рекомендуемой кинематической вязкости (50 мм2/с) подбираем масло И-Г-С-46 ГОСТ 17479.4-87. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы коническое колесо было погружено в масло на всю ширину венца. При таком способе колёса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.Литература1. Дунаев Л.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.- 4 -е изд., перераб. и доп.-М.: Высшая школа, 1985.- 416 с.2. Иванов М.Н. Детали. - 5-е изд., перераб. -М.: Высшая школа, 1991. -383с.: илл.3. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для вузов. -3-е изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 1978. - 352с., ил.4. Черемисинов В.И. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. - Киров: ВГСХА, 1998.- 163с.