ОСНОВЫ ДИЗАЙНА

МОСКОВСКИЙ ИНЖЕНЕРНО-ФИЗИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ (ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ) Филиал №2 Департамент ОИД Расчетно-пояснительная записка по курсовому проекту по курсу “ОСНОВЫ ДИЗАЙНА” Выполнено …………………….. принято Усольцев С.Н. Новоуральск 2020   СОДЕРЖАНИЕ 1. Выбор кинематической схемы редуктора четыре 2. Конструкторский расчет зубчатых колес 6 2.1. Расчет первой ступени 6 2.1.1. Расчет геометрических параметров 6 2.1.2. Расчет сил, действующих в зацеплении восемь 2.1.3. Выбор подшипника 9 2.2. Расчет второго этапа 9 2.3. Расчет третьего этапа 10 2.4. Расчет четвертого шага 12 3. Проверочный расчет четвертого этапа 13 4. Проверочный расчет наиболее нагруженного выходного вала 17 5. Проверочный расчет шлицевого соединения 19 6. Поверочный расчет подшипникового соединения наиболее нагруженного выходного вала 19 7. Тепловой расчет редуктора 20 8. Расчет параметров частей тела 21 9. Литература 22 Рисунок 1 Рис. 2 Рис. 3 Выбор кинематической схемы редуктора Рассмотрим три возможные кинематические схемы редуктора, представленные на рис. 1, 2 и 3 соответственно, отвечающие требованиям задания на проектирование и выберем наиболее подходящую, руководствуясь такими критериями, как стоимость, сбороспособность, ремонтопригодность, долговечность, плавная работа и т.д. Рассчитываем кинематические параметры редукторов по следующим соотношениям и результаты расчетов заносим в табл. 1. Все формулы и соотношения взяты из [3]. Величина крутящего момента TVYH на выходном валу: Ò_"\å\Û\Õ" =Ò_"\‚\À\€" /h, где TAR - значение выходного крутящего момента, Нм;  Крутящий момент на промежуточном валу Т рассчитываетсяпо формуле: "\Ò\=" Ò_"\ï\ò\\€" /(h⋅u), где TPRED – момент на предыдущем валу; u - передаточное отношение от предыдущего вала к расчетному. Мощность P, передаваемая валом, определяется как: Р=Т, где  – угловая скорость вала. Миминимальный требуемый диаметр вала d можно рассчитать следующим образом: "d\=\1\7"⋅∛(T/([t])), где []=(0,0250,03)V – максимально допускаемое напряжение изгиба, МПа. Для стали 40Х В=600 с ТО-улучшением. Общий КПД редуктора рассчитывается путем умножения   Таблица 1 Имя характеристики Схема 1 Схема 2 Схема 3 Передаточное отношение u12 3.15 3.15 11.11 U23 3,55 3,55 2,8 U34 2,8 - 3.15 U45 3.15 5 - U56 - 3.15 - U14 - 6.3 - Частота вращения вала n1, об/мин 1000 1000 1000 п2 320 320 90 п3 90 90 32 п4 32 159 10 n5 10 32 - п6 - 10 - Крутящий момент на валу 1, Нм 146 143 137 2 437 300 1517 3 1506 1010 1349 четыре 1322 278 4040 5 4040 1349 6 - 4040 Мощность, передаваемая валом 1, Вт 15303 15024 14445 2 14660 10032 14299 3 14201 9519 4522 четыре 4430 4632 4230 5 4230 4522 - 6 - 291 - Минимальный диаметр вала 1, мм 34 34 34 2 50 44 75 3 75 65 71 четыре 71 42 103 5 103 71 - 6 - 103 - Общий КПД передачи 0,84 0,81 0,66 Наружный диаметр шестерни d1, мм 73 60 90 Внешний диаметр колеса D2, мм 200 190 327 d2 60 56 90 Д3 210 200 254 d3 90 - 90 Д4 254 378 283 d4 90 65 - Д5 283 325 - d5 - 90 - Д6 - 283 - Длина редуктора, мм 730 650 400 ширина 560 650 700 высота 330 650 400 Вывод: выбираем схему 1 как имеющую много преимуществ по сравнению со схемами2 и 3, например: высокий КПД, умеренные габариты, относительно высокая технологичность (сборка), смазывающая способность и т.д. Конструктивный расчет зубчатых колес На основании данных табл. 1 и с использованием[2], рассчитаем геометрические параметры всех ступеней редуктора. Расчет первой ступени Расчет геометрических параметров Первая ступень состоит из конической шестерни с круговыми зубьями. Мы выберем следующий материал передачи: шестерня - ул. 40Х с ТВЧ-упрочнением с охватом дна полости=900 МПа,=270 МПа.s_("HP" 1)^I s_("FP" 1)^I колесо-ст. 40Х с ТВЧ-упрочнением с охватом дна полости=850 МПа,=265 МПа.s_("HP" 2)^I s_("FP" 2)^I Выберем для конструктивного расчета угол наклона зубьев =35. Определим допустимое контактное напряжение, соответствующее эквивалентному числу циклов изменения напряжения NHE: s_"HP" 〖"\=s" 〗_"HP" ^I⋅K_"HL" , где КХЛ=1,1 – коэффициент долговечности; s_"HP" ^I=900 МПа - допускаемое контактное напряжение, соответствующее базовому числу циклов изменения напряжения NH0 для материала ст. 40Х при закалке ТВЧ с охватом дна полости.¬  Далее, учитывая: s_"HP" =0"\.\4\5"⋅(s_("HP" 1) 〖"\+s" 〗_("HP" 2) ), где НР1=900 МПа – характеристика материала шестерни;  s_"HP" =0"\.\4\5"⋅("\8\5\0"+"\9\0\0" )=787 МПа. Согласно [2] используем следующую формулу для расчета диаметра главной окружности конического колеса dE1: d_e1 〖"\=K" 〗_d⋅∛((T_1⋅K_"H\β" )/[(1-K_"be" )⋅K_"be" ⋅U⋅s_"HP" ^2 ] ), где К д=835 – коэффициент, учитывающий геометрические параметры конического колеса; Квэ=0,3 – коэффициент ширины зубчатого венца, т.к. U>3; KH=1,15 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине обода конического колеса; принять согласно таб. [2]. 7.2. зависит от значения параметра (K_"be" ⋅U)/(2-K_"be" )=0,6, d_e1="\8\3\5"⋅∛("\1\4\6"/[(1-0"\."3)⋅0"\."3⋅3"\.\1\5"⋅〖"\7\8\7"〗^2 ] )=63 мм. Рассчитайте внешнее конусное расстояние Re: R_e=d_e1/(2⋅"sin" d_1 ), где 1=arctg(U)=17,6 — угол входного конуса шестерни. R_e="\6\3"/(2⋅"sin\1\7\."6)=104 мм. Рассчитать модуль передачи mтэ: m_"te" =d_e1/z_1 , где z1=16 – число зубьев шестерни, принятое согласно [2]. mte=63/16=4,5 мм. Для обеспечения прочности на изгиб определяем минимально допустимый средний нормальный модуль упругости mнм: ,m_"nm" 〖"\=K" 〗_m⋅∛((T_1⋅K_"F\β" ⋅Y_F1^I)/(z_1^2⋅j_"bd" ⋅s_"FP" )) где Km=10 – для колес с круглыми зубьями; КФ=1,24 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине обода конического колеса; принять согласно таб. [2]. 7.2. зависит от значения параметра (K_"be" ⋅U)/(2-K_"be" )=0,6; Y_F1^I- коэффициент, учитывающий форму зуба; рассчитывается по формуле: Y_F1^I 〖"\=Y" 〗_F1⋅[((2"\."2〖"\+x" 〗_t1 ))/(2"\."2)]^2, где YF1=3,9 принимается по табл. 7.1. при z1=14; x1=0,012 – коэффициент изменения толщины зуба на шестерне; принято по табл. 7.3. с круговыми зубьями. Y_F1^I=3,9;  j_"bd" =K_"be" /[(1-K_"be" )⋅"sin" d_1 ] ;  s_"FP" 〖"\=s" 〗_"FP" ^I⋅K_"FL" , где КФЛ=1; s_"FP" ^I= 270 - допускаемое напряжение при расчете на выносливость, соответствующее числу циклов изменения напряжения NF0 для ст. 40Х при закалке ТВЧ с охватом дна полости; m_"nm" ="\1\0"⋅∛(("\1\5\6"⋅1"\.\2\4"⋅3"\.\9\4\2")/(〖"\1\4"〗^2⋅0"\.\6\3"⋅"\2\7\0" ))=2,883 мм. Проверка на соответствие размеров передающих модулей: m_"nm" 〖"\=m" 〗_"te" ⋅(1-0"\."5⋅K_"be" )⋅"cos" β, 3=4"\." 5⋅(1-0"\."5⋅0"\."3)⋅"cos\3\5" - почти идентичны. Определим необходимые для чертежа параметры геометрической передачи: d_("ae" 1) 〖"\=d" 〗_e1+2⋅h_("ae" 1)⋅"cos" d_1, где dae1 — наружный диаметр вершин зубьев шестерни; часае1- внешняя высота головки зуба. dae1=73 мм. Произведя аналогичные расчеты для колеса, получим: dae2=200 мм. Расстояние от вершины до плоскости внешней окружности вершиныЗубья шестерни Кость: B_1 〖"\=R" 〗_e⋅"cos" d_1-h_("ae" 1)⋅"sin" d_1, Н1=97 мм. Все параметрыпередача первого этапа будет занесена в таблицу. 2. Таблица 2 Параметр Значение Тип Коническая с круговым зубом dae1 73 мм dae2 200 мм Ре 107 мм Б1 97 мм z1 16 z2 44 Расчет сил, действующих в зацеплении Сила округа: F_t=("\2\0\0\0"⋅T_1)/d_m1 , F_t=("\2\0\0\0"⋅"\1\4\6")/"\6\3" = 4634 н. Радиальная сила на шестернях: F_r1=F_t/("cos" β)⋅("tg\α"⋅"cos" d_1-"sin" β⋅"sin" d_1 ), где знак в зацеплении взят из табл. 7.8 при условии, что шестерня вращается по часовой стрелке и правильному направлению линии наклона зубьев. F_r1="\4\6\3\4"/"cos\3\5" ⋅("tg\2\0"⋅"cos\1\7\."6-"sin\3\5"⋅"sin\1\7\."6)= 13000 н. Осевое усилие на шестернях: F_(›1)=F_t/("cos" β)⋅("tg\α"⋅"sin" d_1+"sin" β⋅"cos" d_1 ), где знак выбирается при аналогичных условиях. F_x1="\4\6\3\4"/"cos\3\5" ⋅("tg\2\0"⋅"sin\1\7\."6+"sin\3\5"⋅"cos\1\7\."6)=7960. Расчет колеса: F_r2=F_t/("cos" β)⋅("tg\α"⋅"cos" d_2+"sin" β⋅"sin" d_2 ), F_r2="\4\6\3\4"/"cos\3\5" ⋅("tg\2\0"⋅"cos\7\2\."4+"sin\3\5"⋅"sin\7\2\."4)= 8186 н. F_(›2)=F_t/("cos" β)⋅("tg\α"⋅"sin" d_2-"sin" β⋅"cos" d_2 ), F_x2="\4\6\3\4"/"cos\3\5" ⋅("tg\2\0"⋅"sin\7\2\."4-"sin\3\5"⋅"cos\7\2\."4)= 12910 н. Выбор подшипника Выберем ориентировочно однорядные роликоподшипники средней широкой серии. Для расчета эквивалентной нагрузки воспользуемся расчетной схемой, представленной в [2]. Позволять: F_s=0"\." 8⋅1"\." 5⋅"tg\α"⋅F_r, где Fs — осевая сила, возникающая в подшипнике в результате действия радиальной нагрузки; F_s=0"\." 8⋅1"\." 5⋅"tg\2\0"⋅"\1\3\0\0\0" = 5700 н. Тогда согласно таблице 11.3 имеем: █(F_a1 〖"\=F" 〗_s1@F_a2 〖"\=F" 〗_s1 〖"\+F" 〗_x ), где Fa1 — осевая нагрузка в выносном подшипнике; Fa2 - осевая нагрузка в ближнем к шестерне подшипнике; Fa1=5700 н; Fa2=5700+12910=18700 н. Рассчитайте эквивалентную нагрузку P: "\ò\=" (Õ⋅V⋅F_r "\+Y" ⋅F_a )⋅K_s⋅K_T, где V=1 – коэффициент вращения при вращающемся внутреннем кольце; X — коэффициент осевой нагрузки; Y — коэффициент радиальной нагрузки; К КТ=1 – температурный коэффициент; Фр– радиальная нагрузка, действующая на один подшипник; при условии шага опор можно принять, что вся радиальная нагрузка действует на один подшипник. ФИкс- осевая нагрузка. "\ò\=" (0"\."4⋅1⋅"\1\3\0\0\0"+1"\.\6\4"⋅"\1\8\0\0\0" )⋅1"\." 5⋅1= 51000 н. Следует брать подшипник 7606 со следующими характеристиками: d=30мм - посадочный диаметр; D=90 мм – наружный диаметр; T=26,25 мм – габаритная ширина подшипника; Т=21 мм - ширина внутреннего кольца подшипника; C0=51000 н - нагрузочная способность достаточна. Для второй опоры выберем роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами типа 32206 А. Расчет второго этапа Вторая ступень состоит из косозубого колеса с углом наклона зубьев шестерня - ул. 40Х, карбонитрация с последующей закалкой и шлифованием; = 1100 МПа, = 300 МПа.s_("HP" 1)^I s_("FP" 1)^I колесо-ст. 40Х, карбонитрация с последующей закалкой и шлифованием; = 1050 МПа, = 295 МПа.s_("HP" 2)^I s_("FP" 2)^I Давайте рассчитаем диаметрметр главной окружности зубчатого колеса dw1, по формуле [2] 6.2: d_w1 〖"\=K" 〗_d⋅∛((T_1⋅K_"H\β" ⋅("u\+"1))/((U⋅j_"bd" ⋅s_"HP" ^2 ) )), где Kd=675 – коэффициент для косозубых передач; KH=1,27 - учитывает распределение нагрузки по ширине венца, взятое из табл. 6,3; •  d_w1="\6\7\5"⋅∛(("\4\3\7"⋅1"\.\2\7"⋅(3"\.\5\5"+1))/((3"\.\5\5"⋅〖"\9\6\7"〗^2 ) ))=60 мм. Рассчитайте минимально необходимый модуль: 1. контактная сила m: m=dw1cos/z1, где z1=17 — число зубьев шестерни. m=60cos15/17=3,5; 2. по изгибающим напряжениям: 〖"m\=K" 〗_m⋅∛((T_1⋅K_"F\β" ⋅Y_F1)/(z_1^2⋅j_"bd" ⋅s_("FP" 1) )), где Km=11,2 для колес; KF=1,24 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца, табл. 6,3; YF1=3,9 – принято по табл. 7.1. при z1=17;   "m\=\1\1\." 2⋅∛(("\4\3\7"⋅1"\.\2\4"⋅3"\.\9\4\2")/(〖"\1\7"〗^2⋅1⋅"\3\0\0" ))=3,5 мм. центральное расстояние aw: a_w=(z_1 〖"\+z" 〗_2)/(2⋅"cos" β)⋅m, aw=140 мм. d2=210 мм. z2=59. Параметры передачи будут занесены в табл. 3. Таблица 3 Параметр Значение d1 60 d2 210 чб 60 z1 17 z2 59 Силы, действующие в зацеплении: Ft=15000 н - окружная сила; FR=5500 н - радиальная сила; FХ=5000 н - осевая сила. Назначаем подшипники: два одинарных конических роликоподшипника 7512 и радиальный роликоподшипник с короткими цилиндрическими роликами типа 32206 А. Расчет третьего этапа Расчет будет производиться аналогично расчету на первом шаге, поэтомуописание некоторых коэффициентов и параметров будет опущено. Выбираем для расчета конструкции угол наклона зубьев Мы выберем следующий материал передачи: шестерня - ул. 40Х, карбонитрация с последующей закалкой и шлифованием; = 1100 МПа, = 300 МПа.s_("HP" 1)^I s_("FP" 1)^I колесо-ст. 40Х, карбонитрация с последующей закалкой и шлифованием; = 1050 МПа, = 295 МПа.s_("HP" 2)^I s_("FP" 2)^I Согласно [2] используем следующую формулу для расчета диаметра главной окружности конического колеса dE1: d_e1 〖"\=K" 〗_d⋅∛((T_1⋅K_"H\β" )/[(1-K_"be" )⋅K_"be" ⋅U⋅s_"HP" ^2 ] ), где U=2,8 – передаточное отношение; Т1=496 Нм - крутящий момент на шестерне; Kd=835 - коэффициент, учитывающий геометрические параметры конического колеса; Квэ=0,3 – коэффициент ширины зубчатого венца; KH=1,15 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине обода конического колеса; принять согласно таб. [2]. 7.2. зависит от значения параметра (K_"be" ⋅U)/(2-K_"be" )=0,6 d_e1="\8\3\5"⋅∛("\4\9\6"/[(1-0"\."3)⋅0"\."3⋅2"\."8⋅〖"\9\6\7"〗^2 ] )=90 мм. Рассчитайте внешнее конусное расстояние Re: R_e=d_e1/(2⋅"sin" d_1 ), где 1=arctg(U)=19,6 — угол входного конуса шестерни. R_e="\9\0"/(2⋅"sin\1\9\."6)="\1\3\4" мм. Рассчитать модуль передачи mтэ: m_"te" =d_e1/z_1 , где z1=20 – число зубьев шестерни, принятое согласно [2]. mte=90/20=4,5 мм. Чтобы обеспечить бендинg прочности, определяем минимально допустимый средний нормальный модуль упругости mnm: ,m_"nm" 〖"\=K" 〗_m⋅∛((T_1⋅K_"F\β" ⋅Y_F1^I)/(z_1^2⋅j_"bd" ⋅s_"FP" )) где Km=10 – для колес с круглыми зубьями; КФ=1,24 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине обода конического колеса; принять согласно таб. [2]. 7.2. зависит от значения параметра (K_"be" ⋅U)/(2-K_"be" )=0,6 Y_F1^I- коэффициент, учитывающий форму зуба; рассчитывается по формуле: Y_F1^I 〖"\=Y" 〗_F1⋅[((2"\."2〖"\+x" 〗_t1 ))/(2"\."2)]^2, где YF1=3,87 принимается по табл. 7.1. при z1=20; x1=0,012 – коэффициент изменения толщины зуба на шестерне; принято по табл. 7.3. с круговыми зубьями. Y_F1^I=3,96;  j_"bd" =K_"be" /[(1-K_"be" )⋅"sin" d_1 ] ;  s_"FP" 〖"\=s" 〗_"FP" ^I⋅K_"FL" , где KFL=1,1 – коэффициент долговечности; s_"FP" ^I= 300 - допускаемое напряжение при расчете на выносливость, соответствующее числу циклов изменения напряжения NF0 для ст. 40Х при закалке ТВЧ с охватом дна полости; m_"nm" ="\1\0"⋅∛(("\4\9\6"⋅1"\.\2\4"⋅3"\.\9\6")/(〖"\2\0"〗^2⋅0"\.\6\3"⋅"\3\3\0" ))=2 мм. Проверка на соответствие размеров передающих модулей: m_"nm" 〖"\=m" 〗_"te" ⋅(1-0"\."5⋅K_"be" )⋅"cos" β, 2=3"\.\4\5"⋅(1-0"\."5⋅0"\."3)⋅"cos\3\5" - Примерно совпадает. Определим необходимые для чертежа параметры геометрической передачи: d_("ae" 2) 〖"\=d" 〗_e2+2⋅h_("ae" 2)⋅"cos" d_2, где dae2 — наружный диаметр вершин зубьев шестерни; часае2- внешняя высота головки зуба. dae2=254 мм. г2= 56 - количество зубьев колеса. Усилия в зацеплении рассчитываются по алгоритму п. 3.3.3. Все параметрыerstransfer третьего этапа будет занесен в таблицу. четыре. Таблица 4 Параметр Значение Тип Коническая с круговым зубом dae1 90 мм dae2 254 мм Ре 134 мм Б1 125 мм z1 20 z2 56 Назначаем подшипники: два одинарных конических роликоподшипника 7512 и радиальный роликоподшипник с короткими цилиндрическими роликами типа 32206 А. Расчет четвертого этапа Четвертая ступень состоит из косозубого колеса с углом наклона зубьев шестерня - ул. 40Х, карбонитрация с последующей закалкой и шлифованием; = 1100 МПа, = 300 МПа.s_("HP" 1)^I s_("FP" 1)^I колесо-ст. 40Х, карбонитрация с последующей закалкой и шлифованием; = 1050 МПа, = 295 МПа.s_("HP" 2)^I s_("FP" 2)^I Рассчитаем диаметр основной окружностишестерня dw1, по формуле [2] 6.2.: d_w1 〖"\=K" 〗_d⋅∛((T_1⋅K_"H\β" ⋅("u\+"1))/((U⋅j_"bd" ⋅s_"HP" ^2 ) )), где Kd=675 – коэффициент для косозубых передач; KH=1,27 - учитывает распределение нагрузки по ширине венца; •  d_w1="\6\7\5"⋅∛(("\1\3\2\0"⋅1"\.\2\7"⋅(3"\.\1\5"+1))/((3"\.\1\5"⋅〖"\9\6\7"〗^2 ) ))=90 мм. Рассчитайте минимально необходимый модуль: 1.контактная прочность m: m=dw1cos/z1, где z1=17 — число зубьев шестерни. m=90cos15/17=4,5; 2. по изгибающим напряжениям: 〖"m\=K" 〗_m⋅∛((T_1⋅K_"F\β" ⋅Y_F1)/(z_1^2⋅j_"bd" ⋅s_("FP" 1) )), где Км=11,2 для косозубых колес; KF=1,24 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца зубчатого колеса; YF1=3,71 - принято по табл. 7.1. при z1=20;   "m\=\1\1\." 2⋅∛(("\4\6\0"⋅1"\.\2\4"⋅3"\.\9\4\2")/(〖"\1\7"〗^2⋅1⋅"\3\0\0" ))=4,5 мм. Некоторые геометрические параметры. центральное расстояние aw: a_w=(z_1 〖"\+z" 〗_2)/(2⋅"cos" β)⋅m, aw=200 мм; d2=283 мм; z2=54. Параметры передачи будут занесены в табл. 3. Таблица 3 Параметр Значение d1 90 мм d2 283 мм чб 90 мм z1 17 z2 54 Взаимодействующие силы: Ft=30000 Н; Fr=11000 Н; Fx=8000 н. Проверочный расчет четвертого этапа Расчетмаксимальные контактные напряжения в передаче будут производиться по формуле: s_H 〖"\=Z" 〗_H⋅Z_M⋅Z_e⋅√((w_"Ht" ⋅("U\+"1))/(U⋅d_w1 )), где ZH=1,71 - коэффициент, учитывающий форму сопрягаемых поверхностей зубьев по табл. 6.10; ZM=274 - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжения колес; принимать по табл. 6,4; Z Z_e=√(1/e_α ), где =1,41 – коэффициент торцевого перекрытия. Z_e=√(1/1"\.\4\1" =)0,625. Далее вычисляем удельную окружную силу wхт: w_"Ht" =F_t/b_w ⋅K_"H\α" ⋅K_"H\β" ⋅K_"Hv" , где Ft=30000 н – окружная сила; бж= 90 - ширина зубчатого венца; КН=1,05 – из табл. 6.11 при 8 степенях точности; КН=1,37 – из табл. 6.3 при bd=1 и твердости рабочих поверхностей HB>350; КHV- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку: K_"Hv" =1+(w_"Hv" ⋅b_w)/(F_t⋅K_"H\α" ⋅K_"H\β" ), где wHv — удельная окружная сила, Н/мм; w_"Hv" 〖"\=d" 〗_H⋅g_0⋅v⋅√(a_w/U), где H=0,004 - коэффициент, учитывающий влияние типа зацепления и модификации профиля головок зубьев, определяется из табл. 6,12; грамм0= 61 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса, принимаемый по табл. 6,13; v=0,14 м/с – окружная скорость передачи;¬ аж= 200 мм - межосевое расстояние. w_"Hv" =0"\.\0\0\4"⋅"\6\1"⋅0"\.\1\4"⋅√("\2\0\0"/3"\.\1\5" )=68; K_"Hv" =1+("\6\8"⋅"\9\0")/("\3\0\0\0\0"⋅1"\.\0\5"⋅1"\.\2\7" )=1,15; w_"Ht" ="\3\0\0\0\0"/"\9\0" ⋅1"\.\0\5"⋅1"\.\2\7"⋅1"\.\1\5"=440; s_H=1"\.\7\1"⋅"\2\7\4"⋅0"\.\7\9"⋅√(("\4\4\0"⋅(3"\.\1\5"+1))/(3"\.\1\5"⋅"\9\0" ))=796<[]=967 МПа. Рассчитаем выносливость зубьев на изгиб. Действующие напряжения изгиба: s_F 〖"\=Y" 〗_F⋅Y_β⋅Y_e⋅w_"Ht" /m, где YF=3,71 - коэффициент формы зуба, принимаемый по табл. 6,7; Y=1 - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; Д Y_e=1-β^0/"\1\4\0" , Далее вычисляем удельную окружную силу wфутов: w_"Ft" =F_t/b_w ⋅K_"F\α" ⋅K_"F\β" ⋅K_"Fv" , где К Ф- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; определяется по формуле: KF=1/, КФ=1,05; КФ=1,57 – из табл. 6.3 при bd=1 и твердости рабочих поверхностей HB>350; Кфв- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку: K_"Fv" =1+(w_"Fv" ⋅b_w)/(F_t⋅K_"F\α" ⋅K_"F\β" ), где wFv — удельная окружная сила, н/мм; w_"Fv" 〖"\=d" 〗_F⋅g_0⋅v⋅√(a_w/U), где H=0,006 – коэффициент, учитывающий влияние типа зацепления и модификации профиля головок зубьев; w_"Fv" =0"\.\0\0\6"⋅"\6\1"⋅0"\.\1\4"⋅√("\2\0\0"/3"\.\1\5" )=206; K_"Fv" =1+("\2\0\6"⋅"\9\0")/("\3\0\0\0\0"⋅0"\.\6\2\5"⋅1"\.\5\7" )=1,63; w_"Ft" ="\3\0\0\0\0"/"\9\0" ⋅0"\.\6\2\5"⋅1"\.\5\7"⋅1"\.\6\3"=462; s_F=3"\.\7\1"⋅0"\.\8\9\2"⋅"\4\6\2"/(4"\."5)=330<[F]=330 МПа. Проверим под действием максимальной нагрузки. Засила контакта: s_H"max" 〖"\=s" 〗_H⋅√(T_"\1max" /T_1 )≤s_"HPmax" , где H=967 МПа; Т1макс/T1=1,2 - отношение пускового момента к рабочему - взято из [1];    s_H"max" ="\9\6\7"⋅√(1"\."2)≤2000. Для гибкипрочность: s_F"max" 〖"\=s" 〗_F⋅T_"\1max" /T_1 ≤s_"FPmax" , где F=320 МПа;    s_F"max" ="\3\2\0"⋅1"\." 2≤640.   Рис. четыре   Проверочный расчет наиболее нагруженного выходного вала По проектному расчету примем d=100 мм. Схема сил, действующих на вал, представлена на рис.четыре. Ft=30000 Н; Fr=11000 Н; Fa=8000 н. Максимum крутящий момент Tmax: Тмакс=4040 нм. Максимальный изгибающий момент MМаксимум: Ì_"\“\ˆ\›" =√(F_x^2 〖"\+F" 〗_r^2 )⋅l/2, Ì_"\“\ˆ\›" ="\1\1\0\0\0"⋅(0"\."3)/2=1650 нм. Коэффициент безопасности вала s: "s\=" (s_s⋅s_t)/√(s_s^2 〖"\+s" 〗_t^2 ), где s — запас прочности по нормальным напряжениям; рассчитывается по формуле: s_s=s_(-1)/(k_s/(e_s⋅β)⋅s_v 〖"\+y" 〗_s⋅s_m ), где -1=473 МПа – предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; для углеродистых конструкционных сталей определяется по формуле  к    s_v=M_"max" /((p⋅d^3)/"\3\2" );  s_m=F_a/((p⋅d^2)/4),   s_s="\4\7\6"/((1"\."7)/(0"\."7⋅0"\."9)⋅"\2\0"+0"\.\2\5"⋅1)=10; s – коэффициент запаса по нормальным напряжениям; рассчитывается по формуле: s_t=t_(-1)/(k_t/(e_t⋅β)⋅t_v 〖"\+y" 〗_t⋅t_m ), где -1=224 МПа – предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; для углеродистых конструкционных сталей определяется по формуле  к    t_m=(0"\."5⋅T)/W,  s_s="\2\2\4"/((1"\."7)/(0"\.\5\9"⋅0"\."9)⋅"\1\0"+0"\."5⋅"\1\0" ) Ë=7. "s\=" ("\1\0"⋅7)/√(〖"\1\0"〗^2+7^2 )=5,79 – неприемлемо. После пересчета на меньший диаметр получаем: d=65 мм, для которого s=1,59.   Поверочный расчет шлицевого соединения Проведем расчет по формуле[1] для эвольвентного шлицевого соединения: s_"\–\“" =Ò/(0"\.\7\5"⋅z⋅A_"\–\“" ⋅R_"\–\ð" )≤[s_"\–\“" ], где Т=4040 нм – передаваемый крутящий момент; z=22 – количество зубьев; НОсм=210-4 м2 – расчетная опорная поверхность по формуле: Асм=0,8мл, где m=3 мм — модуль эвольвентного зацепления; l=90 мм – длина зацепления; рМы б=32,5 мм – средний радиус; [ s_"\–\“" ="\4\0\4\0"/(0"\.\7\5"⋅"\2\2"⋅2⋅〖"\1\0"〗^(-4)⋅0"\.\0\3\2\5" )≤"\1\2\0" -Правильно. Поверочный расчет подшипникового соединения наиболее нагруженного выходного вала Мы проектируем подшипники в соответствии с диаметром отверстия. В связи с применением в редукторе передач со значительными осевыми нагрузками будем использовать однорядные роликоподшипники легкой серии. Эквивалентная нагрузка P: "\ò\=" (Õ⋅V⋅F_r "\+Y" ⋅F_a )⋅K_s⋅K_T, где V=1 – коэффициент вращения при вращающемся внутреннем кольце; X — коэффициент осевой нагрузки; Y — коэффициент радиальной нагрузки; К КТ=1 – температурный коэффициент; Фр– радиальная нагрузка, действующая на один подшипник, с учетом симметричности расположения опор и Fr=11000; ФИкс- осевая нагрузка. Расчет производится согласно [4]. Мы предполагаем, что будем использовать однорядные роликоподшипники легкой серии. Эквивалентная нагрузка P рассчитывается из ratio, принятое для этого типа подшипника: "\ò\=" (0"\."4⋅1⋅F_r+1"\.\9\1"⋅F_a )⋅1"\." 5⋅1, где F р=5500 Н - радиальная нагрузка, действующая на один подшипник, с учетом симметрии расположения опор и Fr=11000; ФИкс= 8000 н - осевая нагрузка. Р=(0,415500+1,918000)=26200 н. Это соотношение справедливо для: Fa/(VFr)>e, где e=0,31 — характеристика подшипника. 5500/8000>0,31. Мы принимаем подшипник легкой серии 7214 со следующими характеристиками: d=70 мм - посадочный диаметр; D=125 мм - наружный диаметр наружных колец; T=26,25 мм – габаритная ширина подшипника; Т=21 мм - ширина внутреннего кольца подшипника; C0=82000>26200 n-нагрузочная способность превышает требуемый минимум в 3 раза. Тепловой расчет редуктора Согласно [3] тепловой расчет редуктора необходимо проводить в случае применения червячной передачи или низкого общего КПД редуктора. Условия работы редуктора без перегрева [3]: 〖"Dt\=t" 〗_m-t_‰=(P⋅(1-h))/(k_t⋅A)≤["Dt"], где tm – температура масла; тв=20С – температура окружающей среды; P=12200 Вт - входная мощность; кт= 17 Вт/(м2С) - коэффициент теплопередачи редуктора; А=1,5 м2– площадь теплообмена редуктора;  t_“=("\1\2\2\0\0"⋅(1-0"\.\8\5"))/("\1\7"⋅1"\."5) 〖"\+t" 〗_‰≤"\9\0" – достигнуто. Объем масла, необходимый в редукторе, рассчитывается из примерного соотношения 0,5 л на 1 кВт передаваемой мощности – общий объем масляной ванны принимается равным 5 л. Вязкость масла c_("\."•)=(〖"\1\0"〗^(-5)⋅H_"HV" ⋅s_H^2)/v, где НHV=2000 – твердость по Виккерсу;  v=0,14 м/с – окружная скорость в зацеплении. c_("\."•)=(〖"\1\0"〗^(-5)⋅"\2\0\0\0"⋅"\7\9\6")/0"\.\1\4" =120. Тогда =75106 м2/с – назначение повышенного Вязкость масла связана с применением подшипников качения и низкими окружными скоростями. Выбираем индустриальное масло И-70А с температурой застывания -10С. Расчет параметров частей тела Для расчета используем алгоритм, приведенный в табл. 17.1[3]. Толщина стенок корпуса  определяется соотношением: "d\»" 1"\.\1\2"⋅∜(Ò_"\˜\\›" ), где Tmax — максимальный крутящий момент на тихоходном валу. "d\»" 1"\.\1\2"⋅∜("\4\0\0\0" )=8,9 мм. Но, учитывая трудности отливки таких заготовок, вычисляем следующее значение N: "N\=" ((2⋅"L\+B\+H" ))/3, где L, B, H – длина, высота и ширина отливки. "N\=" ((2⋅0"\."7+0"\."4+0"\.\5\5"))/3=0,78–что согласно рис.17.1 [3] при отливке из чугуна СЧ 15–32 соответствует 10 мм. Выберите =10 мм.¬ Толщина опорных лапчас: "h\=\1\,\5"⋅d, где d — диаметр фундаментных болтов; "d\=" ∛(4⋅Ò_"\˜\\›" ), "d\=" ∛(4⋅"\4\0\0\0" )=25 мм; h=1,525=37,5 мм.   Литература Курсовое проектирование деталей машин/С.А. Чернавский—М.: Машиностроение, 1984. Расчет и проектирование деталей машин/К.П. Жуков—М.: Машиностроение, 1978. Курсовое проектирование деталей машин/В.Н.Кудрявцев–Л.: Машиностроение, 1983. Подшипники качения.Справочник-каталог./Под редакцией В.Н. Нарышкиной.— М.: Машиностроение, 1984.