Исходные данные:
| Крутящий момент в опасном сечении T | 24,26 Н·м |
| Изгибающий момент на выходном валу Мs | 21,28 Н·м |
| Наименьший диаметр вала D | 30 мм |
| Реверсивность вала: | не реверсивный |
| Наличие технологического упрочнения: | нет |
| Паз выполнен фрезой: | торцевой |
Материал:
| Материал: | таблица 1 | Сталь 45 |
| Диаметр заготовки d | таблица 1 | <=60 мм. |
| Твердость HB | таблица 1 | 240…270 |
| Предел прочности σв | таблица 1 | 780 МПа |
| Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений изгиба σ-1 | таблица 1 | 335 МПа |
| Предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изменения напряжений кручения τ-1 | таблица 1 | 193 МПа |
Расчет:
| Параметр | Формула | Значение |
| Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при изгибе ψσ | страница 5 | 0,15 |
| Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении ψτ | страница 5 | 0,1 |
| Масштабный фактор εσ | таблица 4 | 0,775 |
| Масштабный фактор ετ | таблица 4 | 0,76 |
| Ширина шпонки b | таблицы ГОСТ-а | 10 мм |
| Глубина паза в валу t1 | таблицы ГОСТ-а | 5 мм |
| Эффективный коэффициент концентраций напряжений Kσ | таблица 2 | 1,59 |
| Эффективный коэффициент концентраций напряжений Kτ | таблица 2 | 1,5 |
| Эффективные коэффициенты концентрации напряжений в зависимости от шероховатости поверхности Kσn и Kτn | таблица 5 | 1,1 |
| Эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали Kσd | Kσd=(Kσ+Kσn -1)/εσ | 2,18 |
| Эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали Kτd | Kτd=(Kτ+Kτn -1)/ετ | 2,1 |
| Осевой момент сопротивления W0 | 
| 2179,16 мм3 |
| Осевой момент сопротивления Wp | 
| 4879,16 мм3 |
| Амплитуда номинальных напряжений изгиба σA | σA=σ=Mиз сум·103/W0 | 9,76 МПа |
| Амплитуда номинальных напряжений изгиба τA | τA=τm=Tкр·103/(Wр·2) | 4,97 МПа |
| Коэффициент запаса прочности для нормальных напряжений nσ | nσ=σ-1/(Kσd·σA+ψσ·σm) | 15,73 |
| Коэффициент запаса прочности для касательных напряжений nτ | nτ=τ-1/(Kτd·τA+ψτ·τm) | 35,28 |
| Общий коэффициент запаса прочности n | 
| 14,36 |
|
|
8 Определение долговечности подшипников.[2]
Таблица 6.1 - Радиально-упорные шарикоподшипники радиальные однорядные.
| Условное обозначение подшипника | Внутренний диаметр, d мм | Наружный диаметр, D мм | Ширина подшипника, В мм | Грузоподъемность, кН | |
| Динамическая С | Статическая С0 | ||||
| 26,9 | 14,6 | ||||
| 32,6 | 18,3 | ||||
| 50,8 | 31,1 |
Для каждого вала необходимо построить эпюры изгибающих и крутящих моментов, определить наиболее опасные сечения и проверить их по условиям точности (прил. А).
Тип подшипников – шариковые радиальные однорядные по ГОСТ 8338-75.
Исходные данные для расчета входного вала:
Параметры подшипника: d = 25 мм, D = 62 мм, В = 17 мм, Сr = 26900Н, С0r = 14600 Н.
Н, 
Н – радиальная сила на левом иправом подшипниках соответственно;
Н – осевая сила;
n1=2895 об/мин;
серия подшипника – средняя;
обозначение подшипника – 46305;
α=26°.
Расчет сводится к определению долговечности работы подшипника/2/. Выделяют долговечность в млн.оборотов и в часах, которые сравниваются с допускаемыми определенными из начальных условий или по таблице.
(8.1)
(8.2)
где а1 – коэффициент надежности (таблица 12.2.1 /2/), а1=1;
|
|
а2,3 - коэффициент совместного влияния качества металла и условий
эксплуатации (таблица 12.2.2 /2/), а2,3=0,75;
Сr – динамическая грузоподъемность (таблица П6 /8/), Сr =26900Н;
Рэ – эквивалентная нагрузка, Н;
β – показатель степени при определении ресурса работы подшипника
(шариковые) β=3;
n – частота вращения вала подшипника, об/мин.
Левый подшипник:
Правый подшипник:
Эквивалентная нагрузка:
(8.3)
где Х – коэффициент радиальной динамической нагрузки (таблица 12.2.3 /2/), Х=1- для левого подшипника; Х=0,41 – для правого подшипника;
V =1 - коэффициент вращения (V = 1 – при вращении внутреннего кольца);
Rs – суммарная радиальная сила действующая на подшипник, Н;
Y– коэффициент осевой динамической нагрузки (таблица 12.2.3 /2/), Y=0 – для левого подшипника; Y=0,87 – для правого подшипника;
FА – эквивалентная осевая сила (таблица 12.2.4 /2/), согласно заданной схемы нагружения(рис.12.2.1 /2/), FА =e·Rs=0,68·232,4=158,032Н – для левого подшипника; FА = e·Rs +FaБ =0,68·232,4+99,66=257,692Н – для правого подшипника;
Кб=1,35 – коэффициент безопасности (таблица 12.2.5 /2/);
Кт=1 – температурный коэффициент (таблица 12.2.6 /2/).
Эквивалентная нагрузка для левого подшипника:
Н
Эквивалентная нагрузка для правого подшипника:
Н
Исходные данные:
| Наименование | Источник | Величина |
| Радиальная нагрузка действующая на левом подшипнике Rs1 | 326.16 Н | |
| Радиальная нагрузка действующая на правом подшипнике Rs2 | 348.92 Н | |
| Осевая нагрузка Fa | 99.66 Н | |
| Частота вращения n | 2895 об/мин-1 | |
| Необходимый ресурс работы Lh | 4500 ч | |
| Коэффициент вращения V | ||
| Температурный коэффициент Кт | таблица 12.2.6 | |
| Коэффициент безопасности Кб | таблица 12.2.5 | 1,3 |
| Коэффициент надеждности а1 | таблица 12.2.1 | |
| Обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации а2,3 | таблица 12.2.2 | 0,75 |
|
|
|
|
Подшипник:
| Номер подшипника | |
| Тип подшипника | Шариковый радиально-упорный |
| Серия подшипника | средняя |
| Внутренний диаметр подшипника d | 25 мм |
| Наружний диаметр подшипника D | 62 мм |
| Ширина подшипника В | 17 мм |
| Показатель степени β | |
| Угол контакта α | 26°0'0'' |
| Динамическая грузоподъемность Cr | 26900 Н |
| Статическая грузоподъемность C0r | 14600000 Н |
Расчеты:
| Наименование | Источник | Левый подшипник | Правый подшипник |
| Коэффициент минимальной осевой нагрузки е' | таблица 12.2.3 | 0,68 | 0,68 |
| Осевая составляющая радиальной нагрузки S | S=е'·Rs | 221,7888 H | 237,2656 H |
| Эквивалентная осевая сила FA | таблица 12.2.4 | 221,7888 H | 221,7888 H |
| Коэффициент минимальной осевой нагрузки е | таблица 12.2.3 | 0,68 | |
| Коэффициент радиальной динамической нагрузки X | таблица 12.2.3 | 0,41 | |
| Коэффициент осевой динамической нагрузки Y | таблица 12.2.3 | 0,87 | |
| Эквивалентная нагрузка Pэ | Pэ=(X·V·Rs·+Y·FA)·Kб·Kт | 424,01 H | 549,53 H |
| Ресурс работы L | L=a1·a2, 3·(Cr/Pэ)β | 191509,27 | 87971,88 |
| Ресурс работы Lh | Lh=106·L/(60·n) | 1102528,9 | 506458,72 |
Подшипник проходит по ресурсу работы
9 Расчёт шпоночных соединений[8]
Шпоночные соединения применяются для передачи крутящего момента. В данном курсовом проекте применяются призматические шпонки со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов, и длины
Основным расчетом для призматических шпонок является условный расчет на смятие в предположении равномерного распределения давления по поверхности контакта боковых граней шпонки с валом и ступицей.
Условие прочности шпонки на смятие
(9.1.)
Допускаемые напряжения смятия 
МПа.
Входной вал
d= 21мм; 
мм; 
3,5 мм; длина шпонки l =40 мм; момент на входном валу 
Н∙м.
Подставляя данные в формулу (7.1.1), получается:
что меньше 
.
Промежуточный вал
d= 34мм; 
мм; 5 мм; длина шпонки l =45 мм; момент на промежуточном валу 
Н∙м.
Подставляя данные в формулу (7.1.1) получается:
МПа
что меньше .
d= 34 мм; мм; 5 мм; длина шпонки l =56 мм; момент на промежуточном валу Н∙м.
Подставляя данные в формулу (7.1.1) получается:
МПа
Выходной вал
d= 36 мм; 
мм; 5 мм; длина шпонки l =80 мм; момент на выходном валу 
Н∙м.
Подставляя данные в формулу (7.1.1) получается:
МПа
что меньше .
d= 46 мм; 
мм; 5,5 мм; длина шпонки l =53 мм; момент на выходном валу Н∙м.
Подставляя данные в формулу (7.1.1) получается:
10 Выбор системы смазки и смазочных материалов[8]
Выбор системы смазки
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
Так как окружные скорости в зацеплении зубчатых передач не превышают 12,5 м/с, в данном редукторе предусмотрена картерная система смазки. Смазка происходит методом погружения вращающихся деталей в масляную ванну. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри корпуса детали.
Объем заливаемого масла определяется из ориентировочной зависимости: V=0,25 л на 1 кВт передаваемой мощности.
Принимаем V=0,25·7,5=1,8 л.
Для надёжного смазывания подшипников необходимо, чтобы окружная скорость колеса, погружённого в масляную ванну, превышала 3 м/с. В данной конструкции это условие выполняется. Для смазки подшипников первого и третьего валов применяется консистентная смазка, закладываемая в опоры на весь период эксплуатации. Для уплотнения выходных концов валов используются резиновые армированные манжеты. Под крышки подшипников устанавливаются картонные прокладки. На плоскость разъёма перед окончательной сборкой наносят пасту типа «Герметик». Предусмотрены так же маслоуказатель жезлового типа, сливное отверстие, закрываемое пробкой.
Смазочные материалы
Для смазки зубчатой передачи используется индустриальное масло И-20 по ГОСТ 20799-88 для гидравлических систем, без присадок работающее при температуре 50°С. Число 20 обозначает класс кинематической вязкости.
Для смазки подшипников используется смазка Литол-24 ГОСТ 21150-87, предназначенная для применения в узлах трения колёсных и гусеничных транспортных машин, промышленного оборудования и судовых механизмов различного назначения, работающих при температурах от минус 40°С до плюс 130°С (кратковременно).