Расчет редукторовон-лайн. Онлайн расчет редуктора


Расчет редуктора - детали машин

30 ноября 2010 г.

В расчет одноступенчатого и двухступенчатого цилиндрического редукторов включен выбор масла.

31 мая 2010 г.

В он-лайн программу добавлена возможность выбирать передаточное число цепной передачи

16 января 2010 г.

Опубликована программа для расчета червячного редуктора

12 января 2010 г.

Теперь учитывается необходимая вероятность безотказной работы привода

10 января 2010 г.

Теперь можно учесть режим нагружения

15 декабря 2009 г.

Добавлена возможность изменять исходные данные и делать перерасчет уже полученного расчета.

15 декабря 2009 г.

Исправлен проектный расчет валов двухступенчатого цилиндрического редуктора. Теперь валы тоньше )) с разумным коэф. запаса

15 декабря 2009 г.

Теперь при вводе дробных значений можно использовать как точку так и запятую.

19 сентября 2009 г.

Добавлен расчет ременной передачи. Теперь усилие от ремня учитывается при расчете входного вала на прочность.

24 июня 2009 г.

В он-лайн программу добавлена возможность выбирать передаточное число ременной передачи

12 мая 2009 г.

В он-лайн программу добавлена возможность выбирать материалы и термообработку зубчатых колес

26 апреля 2009 г.

Опубликована программа расчета двухступенчатого редуктора

26 апреля 2009 г.

Исправлен расчёт валов для одноступенчатого редуктора

18 марта 2009 г.

На сайт выгружена первая публикация он-лайн программы расчётов одноступенчатого цилиндрического редуктора.

26 января 2009 г.

Сайт запущен с девизом "к расчетам не подкапаешься!"

reduktor.sopromat.org

Расчет редуктора - детали машин

Демо расчёты

Демонстрационные расчеты выполняются одной и той же программой, что и полноценные расчеты, поэтому полноценный расчёт и демо расчёт имеют абсолютно одинаковое качество.

Ограничением демонстрационных расчетов являются параметры привода.

Демо 1 (одноступенчатый цилиндрический редуктор)

Условие: одноступенчатый цилиндрический редуктор, на входном и на выходном валах муфты, частота вращения выходного вала 195 об/мин., вращающий момент выходного вала 300 Н∙м, расчётный срок службы редуктора 8 лет, коэффициент суточной загрузки привода 0.67, коэффициент годовой загрузки привода 0.85, предусматривается реверсивных ход, зубья передачи косые.

Начать демо расчёт 1 (можно сразу перейти к результату расчета редуктора)

Демо 2 (двухступенчатый цилиндрический редуктор)

Условие: двухступенчатый цилиндрический редуктор, на входном валу ременная передача, на выходном валу - муфта, частота вращения выходного вала 60 об/мин., вращающий момент выходного вала 1000 Н∙м, расчётный срок службы редуктора 8 лет, коэффициент суточной загрузки привода 0.87, коэффициент годовой загрузки привода 0.55, предусматривается реверсивных ход, зубья обоих ступеней косые.

Начать демо расчёт 2 (можно сразу перейти к результату расчета редуктора)

Демо 3 (червячный редуктор)

Условие: одноступенчатый червячный редуктор, на входном валу ременная передача, на выходном валу - муфта, частота вращения выходного вала 10 об/мин., вращающий момент выходного вала 1000 Н∙м, расчётный срок службы редуктора 1,5 года, коэффициент суточной загрузки привода 0.87, коэффициент годовой загрузки привода 0.55.

Начать демо расчёт 2 (можно сразу перейти к результату расчета редуктора)

Демо видео


Внимание

reduktor.sopromat.org

Расчёт цилиндрического редуктора.

Поиск Лекций

Кафедра «Прикладная механика и графика»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

по дисциплине: «Прикладная механика»

на тему: Спроектировать привод к мешалке

 

Исполнитель: Загидуллин Д.В. студент 2 курса, группа ЭАБ-11

Руководитель: преподаватель Мурзаева Е.А.

 

Работа допущена к защите «»2013 г. с оценкой --------------

Работа защищена «»2013 г. с оценкой ---------------------------

 

 

Магнитогорск, 2013

Оглавление

Задание на курсовой проект

1.Кинематический расчёт 2

1.1. Выбор электродвигателя 2

1.2. Определение угловых скоростей, частот вращения и вращающих моментов 3

2. Расчёт цилиндрического редуктора 5

2.1. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений 5

2.2. Проверочный расчёт 6

2.3. Определение основных геометрических параметров 8

2.4. Проверочный расчёт по контактным напряжениям 9

2.5. Проверочный расчёт по напряжениям изгиба 10

2.6. Силы в зацеплении 12

3. Расчёт клиноремённой передачи. 13

4. Эскизное проектирование редуктора. 18

4.1. Предварительный расчёт валов 18

4.2. Выбор подшипников 19

4.3. Конструктивные параметры зубчатых колёс 19

4.4. Конструктивные параметры корпуса редуктора 20

5. Построение эпюр-моментов 22

6. Проверка долговечности подшипников 32

7. Уточнённый расчёт валов 34

8. Проверка прочности шпоночных соединений 39

9. Выбор муфты 41

10. Смазочные материалы и устройства 42

Список литературы 43

 

 

 

Кинематический расчёт.

1.1. Выбор электродвигателя.

Общий КПД привода

Выходная угловая скорость

Выходная мощность

Требуемая мощность

Номинальная мощность электродвигателя

Примем синхронную частоту

Номинальная частота вращения вала электродвигателя

Общее передаточное число

Примем передаточное число цилиндрического редуктора

 

Передаточное число клиноременной передачи

Фактическое общее передаточное число

- условие выполняется

Выбираем электродвигатель 4А90L6.

1.2. Определение угловых скоростей, частот вращения и вращающих моментов.

Частота вращения вала A

Частота вращения вала B

Частота вращения вала C

Угловая скорость вала A

Угловая скорость вала B

Угловая скорость вала C

Вращающий момент вала A

Вращающий момент вала B

Вращающий момент вала C

Вал n, об/мин ω, 1/с T, Н*м
A 97,91 13,99
B 259,72 27,2 48,1
C 6,81 180,62

 

Расчёт цилиндрического редуктора.

2.1. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений.

Выбираем материал колеса. Сталь 40Х, термообработка – улучшение. НВ2 245.

Выбираем материал шестерни. Сталь 40Х, термообработка – улучшение. НВ1 270.

Допускаемые контактные напряжения.

– предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

– коэффициент долговечности.

– коэффициент безопасности.

Допускаемое контактное напряжение шестерни

Допускаемое контактное напряжение колеса

Расчётное допускаемое контактное напряжение

- условие выполняется

Допускаемые напряжения изгиба

– предел выносливости, соответствующий базовому числу циклов.

- коэффициент долговечности, зависящий от соотношения базового и эквивалентного чисел циклов.

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

- коэффициент безопасности.

Допускаемое напряжение изгиба шестерни

Допускаемое напряжение изгиба колеса

2.2. Проверочный расчёт.

Межосевое расстояние

- коэффициент, учитывающий механические свойства материала зубчатых колёс, форму сопряжённых зубьев в полюсе зацепления и суммарную длину контактных линий.

– коэффициент нагрузки.

- коэффициент ширины зубчатого венца.

Принимаем

Модуль

Предварительно принимаем угол наклона линии зуба

Суммарное число зубьев

Округляем до целого:

Уточняем

Число зубьев шестерни

Округляем до целого:

Число зубьев колеса

Уточняем передаточное число

- условие выполняется

2.3. Определение основных геометрических параметров.

Делительный диаметр шестерни

Делительный диаметр колеса

Проверяем условие

Диаметр окружности выступов шестерни

Диаметр окружности выступов колеса

Диаметр окружностей впадин шестерни

Диаметр окружностей впадин колеса

Ширина колеса

Округляем до числа, кратного 2 или 5:

Ширина шестерни

– условие выполняется

Коэффициент ширины шестерни

2.4. Проверочный расчёт по контактным напряжениям.

Окружная скорость

Назначаем степень точности 8

Расчётное контактное напряжение

– уточнённый коэффициент нагрузки.

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

 

– динамический коэффициент.

– условие прочности выполняется.

2.5. Проверочный расчёт по напряжениям изгиба.

Приведённое число зубьев шестерни

Приведённое число зубьев колеса

– коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни.

 

– коэффициент, учитывающий форму зуба колеса.

Ведём расчёт по наименьшему отношению.

Напряжение от изгиба и сжатия в опасном сечении зуба шестерни

- уточнённый коэффициент нагрузки.

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба.

 

– коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки.

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев

– условие прочности выполняется.

2.6. Силы в зацеплении.

Окружная сила

Радиальная сила

- угол зацепления.

Окружная сила приведенного колеса

Сила нормального давления

Осевая сила

 

 

poisk-ru.ru

StudyPort.Ru - Расчет редуктора

Пояснительная записка к курсовому проекту “Детали машин”

Спроектировать привод к конвейеру по схеме. Мощность на ведомом валу редуктора P3 = 3 кВт и W3 = 2,3 p рад/c вращения этого вала.

1.Выбор эл. Двигателя и кинематический расчет.

Определяем общий h привода

hобщ= 0,913

hобщ = hр*hп2*hз = 0,96*0,992*0,97 =0,913

h- КПД ременной передачи

h- КПД подшипников

h- КПД зубчатой цилиндрической передачи

Требуемая мощность двигателя

Ртр=3,286 кВт

Ртр = Р3/hобщ = 3/0,913 = 3,286 кВт

Ртр - требуемая мощность двигателя

Р3 – мощность на тихоходном валу

Выбираем эл. двигатель по П61.

Рдв = 4 кВт

4А132 8У3720 min-1

4А100S2У32880 min-1

4А100L4У31440 min-1

4А112МВ6У3955 min-1

4А132 8У3720 min-1

Определяем общее передаточное число редуктора uобщ:

uобщ = 10,47

uобщ = nдв/n3 = 720*0,105/(2,3*p) = 10,47

nдв – число оборотов двигателя

n3 = 68,78 min-1

n3 – число оборотов на тихоходном валу редуктора

n3 = W3/0,105 = 2,3*p/0,105 = 68,78 min-1

W3 – угловая скорость тихоходного вала

Принимаем по ГОСТу для зубчатой передачи uз = 5, тогда передаточное число ременной передачи равно:

uрем = 2,094

uрем = uобщ / uз = 10,47/ 5 =2,094

Определяем обороты и моменты на валах привода:

1 вал -вал двигателя:

n1 = nдвиг =720 min-1 W1 = 0,105*n1 = 0,105*720 =75,6 рад/c

T1 = Pтреб/W1 = 3,286/75,6 = 43,466 Н*м

T1 – момент вала двигателя

2 вал – тихоходный привода - быстроходный редуктора

n2 = n1/uрем = 720/2,094 = 343,84 min-1

W2 = 0,105*n2 =0,105*343,84 = 36,1 рад/c

T2 = T1*uрем*hр = 43,666*2,094*0,96 = 87,779 Н*м

3 вал - редуктора

n3 = n2/uз = 343,84/5 = 68,78 min-1

W3 = 0,105*n3 =0,105*68,78 = 7,22 рад/c

T3 = Ртр/W3 = 3290/7,22 = 455,67 Н*м

ВАЛ

n min-1

W рад/c

T Н*м

1

720

75,6

43,666

2

343,84

36,1

87,779

3

68,78

7,22

455,67

2.Расчет ременной передачи.

2.1 Определяем диаметр меньшего шкива D1 по формуле Саверина:

D1 = (115…135)

P1 –мощность двигателя

n1 –обороты двигателя

V= 8,478 м/с

D1 = 225 мм

D1 = 125*=221,39 мм по ГОСТу принимаем

2.2 Определяем скорость и сравниваем с допускаемой:

V= p*D1*n1/60 = 3,14*0,225*720/60 = 8,478 м/с

При этой скорости выбираем плоский приводной ремень из хлопчатобумажной ткани при Vокр1£ 20 м/с

2.3 Определяем диаметр большего шкива D2 и согласуем с ГОСТ:

D2 = uрем *D1*(1-e) = 2,094*225*(1-0,015) = 464,08 мм

D2 = 450 мм

e -коэф. упругого скольжения

по ГОСТу принимаем D2 = 450 мм

2.4 Выбираем межосевое расстояние aрем для плоских ремней:

aрем= 1000 мм

(D1+D2) £ aрем£ 2,5(D1+D2)

675 £ aрем£ 1687,5

2.5 Находим угол обхвата ремня j:

j» 1800-((D2-D1)/ aрем)*600

j = 166,50

j» 1800-((450-225)/1000)*600 = 1800-13,20 = 166,50

j = 166,50 т.к. j³ 1500 значит межосевое расстояние оставляем тем же.

2.6 Определяем длину ремня L:

L = 3072,4 мм

L = 2*aрем +(p/2)*(D1+D2)+(D2-D1)2/ 4*aрем =2*1000+(3,14/2)*(450+225)+(450-225)2/4*1000 = 3072,4 мм

2.7 Определяем частоту пробега ремня n:

n = 2,579 c-1

n = V/L = 8,478/3,0724 = 2,579 c-1

n£ 4…5 c-1

2.8 Вычисляем допускаемое полезное напряжение [GF]:

[GF] = GFo*Cj*CV*Cp*Cg = 1,62*0,965*0,752*1*0,9 = 1,058 Мпа

GFo –по табл П11 GFo = 2,06-14,7*d/Dmind/Dmin = 0,03

[GF] = 1,058 Мпа

Cj -коэф. угла обхвата П12 : Cj= 0,965

CV –коэф. скорости CV = 1,04-0,0004*V2 = 0,752

Cp –коэф. режима нагрузки П13 : Cp = 1

Cg -коэф зависящий от типа передачи и ее расположения Cg = 0,9

GFo = 2,06-14,7*0,03 = 1,62 Мпа

2.9 Вычисляем площадь поперечного сечения ремня S:

S = b*d = Ft/[GF] = 388,09/(1,058*106) = 0,0003668 м2 = 366,8 мм2

Ft = 2T1/D1Ft –окружная сила T1 –момент вала дв.

Ft = 2*43,66/0,225 = 388,09 H

S = 390 мм2

Найдем по таблицам П7 ширину b = 60мм и длину d =6,5 мм

B = 70 мм

По ГОСТу S = 60* 6,5 = 390 мм2

2.10 Вычисляем силу давления на вал F для хлопчатобумажных ремней:

F = 1164,27 H

F » 3Ft

F = 3*388,09 = 1164,27 H

3. Расчет редуктора.

3.1 Используя П21 и П28 Назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой:

Колесо (нормализация)Шестерня (улутшение)

НВ 180…220НВ 240..280

G= 420 МпаG= 600 Мпа

NHo = 107NHo = 1,5*107

G=110 МпаG=130 Мпа

Для реверсивной подачи

NFo = 4*106NFo = 4*106

3.2 Назначая ресурс передачи tч ³ 104 часов находим число циклов перемены напряжений NHE = NFE = 60tч*n3 ³ 60*104*68,78 = 4,12*107 т.к. NHE > NHO и NFE > NFO, то значения коэф. долговечности принимаем: KHL = 1 и KFL = 1

Допускаемые напряжения для колеса:

G= G*KHL = 420 МПаG= G*KFL = 110 МПа

для шестерни:

G= G*KHL = 600 МПаG= G*KFL = 130 МПа

3.3 Определения параметров передачи:

Ka = 4300 коэф. для стальных косозубых колес

Yba = 0,2…0,8 коэф. ширины колеса Yba = 0,4

Ybd = 0,5Yba*(uз+1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2

по П25 KHb» 1,05 и так найдем межосевое расстояние aw:

aw = 180 мм

aw ³ Ka*(uз+1)= 25800*64,92-7 = 0,1679 м

по ГОСТу aw = 180 мм

mn = 2,5 мм

3.4 Определяем нормальный модуль mn:

mn = (0,01…0,02)aw = 1,8...3,6 мм по ГОСТу

b = 150

3.5 Обозначаем угол наклона линии зуба b:

b = 8…200 принимаем b = 150

Находим кол-во зубьев шестерни Z1:

Z1 = 23

Z1 = 2aw*cosb/[mn(uз+1)] = 2*180*cos150/[2,5(5+1)] = 23,18

Принимаем Z1 = 23

Z2 = 115

Тогда Z2 = uз*Z1 = 5*23 = 115

Находим точное значение угла b:

b = 160 35/

cosb = mn*Z1(uз+1)/2aw = 2,5*23*6/360 = 0,9583

mt = 2,61 мм

3.6 Определяем размер окружного модуля mt:

mt = mn/cosb =2,5/cos160 35/ = 2,61 мм

3.7 Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев da, и диаметры впадин df шестерни и колеса:

шестерняколесо

d1 = mt*Z1 = 2,61*23 = 60 ммd2 = mt*Z2 = 2,61*115 = 300 мм

da1 = d1+2mn = 60+2*2,5 = 65 ммda2 = d2+2mn = 300+5 = 305 мм

df1 = d1-2,5mn = 60-2,5*2,5 = 53,75 ммdf2 = d2-2,5mn = 300-2,5*2,5 = 293,75 мм

d1 = 60 ммd2 = 300 мм

da1 = 65 ммda2 = 305 мм

df1 = 53,75 ммdf2 = 293,75 мм

3.8 Уточняем межосевое расстояние:

aw = (d1+d2)/2 = (60+300)/2 = 180 мм

3.9 Определяем ширину венца зубчатых колес b:

b = ya*aw = 0,4*180 = 72 мм

принимаем b2 = 72 мм для колеса, b1 = 75 мм

Vп = 1,08 м/с

3.10 Определение окружной скорости передачи Vп:

Vп = p*n2*d1/60 = 3,14*343,84*60*10-3/60 = 1,08 м/с

По таблице 2 выбираем 8-мую степень точности

Ft = 3,04*103 Н

3.11 Вычисляем окружную силу Ft:

Ft = Pтр/Vп = 3286/1,08 = 3,04*103 Н

Fa = 906,5 H

Осевая сила Fa:

Fa = Ft*tgb = 3,04*103*tg160 36/ = 906,5 H

Fr = 1154,59 H

Радиальная (распорная) сила Fr:

Fr = Ft*tga/cosb = 3040*tg200/cos160 36/ = 1154,59 H

3.12 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев:

ZH» 1,7

ZH» 1,7 при b = 160 36/ по таб. 3

ea= 1,64

ZM = 274*103 Па1/2по таб. П22

ea»[1,88-3,2(1/Z1+1/Z2)]cosb = 1,64

Ze = 0,7

ZM = 274*103 Па1/2

Ze = == 0,78

eb = b2*sinb/(pmn) = 72*sin160 36//3,14*2,5 = 2,62 > 0,9

по таб. П25KHb = 1,05

по таб. П24KHa = 1,05

KH = 1,11

по таб. П26KHV = 1,01

коэф. нагрузки KH = KHb*KHa *KHV = 1,11

GH = 371,84 МПа

3.13 Проверяем контактную выносливость зубьев:

GH=ZH*ZM*Ze=1,7*274*103*0,78*968,16=351,18 МПа << GHP=420МПа

3.14 Определяем коэф.

по таб. П25KFa = 0,91

по таб. 10KFb = 1,1

KFV = 3KHV-2 = 3*1,01-2 = 1,03 KFV = 1,03

KF = 1,031

Коэф. нагрузки:

KF = KFa * KFb * KFV = 0,91*1,1*1,03 = 1,031

Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

Z= 26,1

Z= 131

Z= Z1/cos3b = 23/0,9583 = 26,1

Z= Z2/cos3b = 115/0,9583 = 131

По таб. П27 определяем коэф. формы зуба шестерни Y»3,94 при Z= 26

По таб. П27 определяем коэф. формы зуба колеса Y» 3,77 при Z= 131

Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе:

G/Y = 130/3,94 = 33 МПа

G/Y = 110/3,77 = 29,2 МПа

Yb = 0,884

Найдем значение коэф. Yb:

Yb = 1-b0/1400 = 0,884

3.15 Проверяем выносливость зубьев на изгиб:

GF = YF*Yb*KF*Ft/(b2mn) = 3,77*0,884*1,031*3040/(72*2,5) = 58 МПа << G

4. Расчет валов.

Принимаем [tk]/ = 25 МПа для стали 45 и [tk]// = 20 МПа для стали 35

dВ1= 28 мм

4.1 Быстроходный вал

d = 32 мм

d ³= 2,62*10-2 мпринимаем по ГОСТу dВ1= 28 мм

d = 35 мм

принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 32 мм

d = 44 мм

принимаем диаметр вала под подшипник d = 35 мм

принимаем диаметр вала для буртика d = 44 мм

4.2 Тихоходный вал:

dВ2= 50 мм

d = 54 мм

d ³= 4,88*10-2 мпринимаем по ГОСТу dВ2= 50 мм

d = 55 мм

принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 54 мм

принимаем диаметр вала под подшипник d = 55 мм

d = 60 мм

принимаем диаметр вала для колеса d = 60 мм

d= 95 мм

4.3 Конструктивные размеры зубчатого колеса:

диаметр ступицы d» (1,5…1,7) d = 90…102 мм

lст = 75 мм

длина ступицы lcт» (0,7…1,8) d = 42…108 мм

d0 = 7мм

толщина обода d0 » (2,5…4)mn = 6,25…10 мм

е = 18 мм

Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая.

Толщина e » (0,2…0,3)b2 = 14,4…21,6 мм

G-1 = 352 МПа

4.4 Проверка прочности валов:

Быстроходный вал: G-1 » 0,43G = 0,43*820 = 352 МПа

4.5 Допускаемое напряжение изгиба [GИ]-1 при [n] = 2,2 Ks = 2,2 и kри = 1:

[GИ]-1 = 72,7 МПа

[GИ]-1 = [G-1/([n] Ks)] kри = 72,7 МПа

YB = 849,2 H

4.6.1 Определяем реакции опор в плоскости zOy :

YA = 305,4 H

YB = Fr/2+Fad1/4a1 = 849,2 H

YA = Fr/2-Fad1/4a1 = 305,4 H

XA = XB = 1520 H

4.6.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz :

XA = XB = 0,5Ft = 0,5*3040 = 1520 H

4.6.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:

M = 15,27 Н*м

MA = MB = 0

M= 42,46 Н*м

M= YA*a1 = 305,4*0,05 = 15,27 Н*м

M= YВ*a1 = 849,2*0,05 = 42,46 Н*м

(MFrFa)max= 42,46 H*м

в плоскости xOz:

M= 76 Н*м

MA = MB = 0

M= XA*a1 = 1520*0,05 = 76 Н*м

MFt = 76 H*м

4.6.4 Крутящий момент T = T2 = 87,779 Н*м

Ми =87,06 Н*м

4.7 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :

Gи = 5,71 МПа

Ми = = 87,06 Н*м

Значит : Gи = 32Mи/pd= 5,71 МПа

Gэ111 = 8,11 МПа

tк = 16T2/(pd) = 16*87,779/(3,14*0,053753) = 2,88 МПа

4.8 Gэ111== 8,11 МПа

4.9 Тихоходный вал:

G-1 = 219,3 МПа

Для стали 35 по таб. П3 при d < 100 мм GB = 510 МПа

G-1 » 0,43G = 0,43*510 = 219,3 МПа

4.10 Допускаемое напряжение изгиба [GИ]-1 при [n] = 2,2 Ks = 2,2 и kри = 1:

[GИ]-1 = 45,3 МПа

[GИ]-1 = [G-1/([n] Ks)] kри = 45,3 МПа

YB = 2022,74 H

4.10.1 Определяем реакции опор в плоскости yOz :

YA = -869,2 H

YB = Fr/2+Fad2/4a2 = 2022,74 H

YA = Fr/2-Fad2/4a2 = -869,2 H

XA = XB = 1520 H

4.10.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz :

XA = XB = 0,5Ft = 0,5*3040 = 1520 H

4.10.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:

M = -40,85 Н*м

MA = MB = 0

M= 95,07 Н*м

M= YA*a2 = -869,2*0,047 = -40,85 Н*м

M= YВ*a2 = 2022,74*0,047 = 95,07 Н*м

(MFrFa)max= 95,07 H*м

в плоскости xOz:

M= 71,44 Н*м

MA = MB = 0

M= XA*a2 = 1520*0,047 = 71,44 Н*м

MFt = 71,44 H*м

Крутящий момент T = T3 = 455,67 Н*м

Ми =118,92 Н*м

4.11 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :

Gи = 7,28 МПа

Ми = = 118,92 Н*м

Значит : Gи = 32Mи/pd= 7,28 МПа

Gэ111 = 28,83 МПа

tк = 16T3/(pd) = 16*318,47/(3,14*0,0553) = 13,95 МПа

4.12 Gэ111== 28,83 МПа < 45,25 МПа

5. Расчет элементов корпуса редуктора.

d = 9 мм

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

5.1 Толщина стенки корпуса d» 0,025aw+1…5 мм = 4,5+1…5 мм

d1 = 8 мм

5.2 Толщина стенки крышки корпуса d1» 0,02aw+1…5 мм = 3,6+1…5 мм

s =14 мм

5.3 Толщина верхнего пояса корпуса s » 1,5d = 13,5 мм

t = 20 мм

5.4 Толщина нижнего пояса корпуса t » (2…2,5)d = 18…22,5 мм

С = 8 мм

5.5 Толщина ребер жесткости корпуса C » 0,85d = 7,65 мм

dф = 18 мм

5.6 Диаметр фундаментных болтов dф» (1,5…2,5)d = 13,5…22,5 мм

К2 = 38 мм

5.7 Ширина нижнего пояса корпуса К2 ³ 2,1 dф = 2,1*18 = 37,8 мм

dk = 10 мм

5.8 Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой dk» (0,5…0,6)dф

s1 = 12 мм

5.9 Толщина пояса крышки s1» 1,5d1 = 12 мм

K = 30 мм

5.10 Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников

K1 = 25 мм

K » 3dk = 3*10 = 30 мм

dkп=12 мм

5.11 Диаметр болтов для подшипников dkп» 0,75dф = 0,75*18 = 13,5 мм

5.12 Диаметр болтов для крепления крышек подшипников

d= d = 10 мм

dп» (0,7..1,4)d = 6,3…12,6 мм

5.13 Диаметр обжимных болтов можно принять 8…16 мм

dkc = 8 мм

5.14 Диаметр болтов для крышки смотрового окна

dkc = 6…10 мм

dпр = 18 мм

5.15 Диаметр резьбы пробки для слива масла

dпр³ (1,6…2,2)d = 14,4…19,8 мм

y = 9 мм

5.16 Зазор y:

y » (0,5…1,5)d = 4,5…13,5 мм

y1 = 20 мм

5.17 Зазор y1:

y= 35 мм

y1» (1,5…3)d = 13,5…27 мм

y= (3…4)d = 27…36 мм

5.18 Длины выходных концов быстроходного и тихоходного валов:

l1 = 50 мм

l2 = 85 мм

l1» (1,5…2)dB1 = 42…56 мм

l2» (1,5…2)dB2 = 75…100 мм

5.19 Назначаем тип подшипников

средняя серия для быстроходного вала и легкая для тихоходного

d = d = 35 мм, D1 = 80 мм, T= 23 мм

d = d = 55 мм, D2 = 100 мм, T= 23 мм

X/ = X// = 20 мм

размер X » 2dп, принимаем X/ = X// = 2d= 2*10 = 20 мм

l= l= 35 мм

l= l = 12 мм

размер l= l» 1,5 T= 1,5*23 = 35,5 мм

l= l = 8…18 мм

l=15 мм

осевой размер глухой крышки подшипника

l» 8…25 мм

a2 = 47 мм

5.20 Тихоходный вал:

a2» y+0,5lст= 9+0,5*75 = 46,5 мм

а1 = 50 мм

быстроходный вал

a1» l+0,5b1 = 12+0,5*75 = 49,5 мм

ВР = 335 мм

Lp= 470 мм

НР = 388 мм

5.21 Габаритные размеры редуктора:

ширина ВР

ВР» l2+ l+2,5T+2y +lст+ l+l1 = 85+35+ 2,5*23+18+75+15+50 = 335,5 мм

Длина Lp

Lp» 2(K1+d+y1)+0,5(da2+da1)+aw = 2(25+9+20)+0,5(305+60)+ 180 = 470 мм

Высота НР

НР»d1+y1+da2+y+t = 8+20+305+35+20 = 388 мм

6. Расчет шпоночных соединений.

6.1 Быстроходный вал dB1= 28 мм по П49 подбираем шпонку b´h = 8´7

l = 45мм

lp = 37 мм

l = l1-3…10 мм = 45 мм

lp = l-b = 45-8 = 37 мм

допускаемые напряжения смятия [Gсм]:

[Gсм] = 100…150 МПа

Gсм» 4,4T2/(dlph) = 53,25 МПа < [Gсм]

Выбираем шпонку 8´7´45 по СТ-СЭВ-189-75

6.2 Тихоходный вал dB2= 50 мм по П49 подбираем шпонку b´h = 14´9

l = 80 мм

lp = 66 мм

l = l2-3…10 мм = 80 мм

lp = l-b = 80-14 = 66 мм

допускаемые напряжения смятия [Gсм]:

[Gсм] = 60…90 МПа

Gсм» 4,4T3/(dВ2 lph) = 67,5 МПа

Выбераем шпонку 14´9´80 по СТ-СЭВ-189-75

6.3 Ступица зубчатого колеса d2= 60 мм по П49 подбираем шпонку b´h = 18´11

l = 70 мм

lp = 52 мм

l = lст-3…10 мм = 70 мм

lp = l-b = 70-18 = 52 мм

допускаемые напряжения смятия [Gсм]:

Gсм» 4,4T3/(d2 lph) = 58,4 МПа < [Gсм]

Выбераем шпонку 18´11´70 по СТ-СЭВ-189-75

7.Расчет подшипников

7.1 Быстроходный вал

FrA = 1580,17 H

Fa = 906,5 H

FrB = 1741,13 H

FrA = = 1580,17 H

FrB = = 1741,13 H

Т.к. FrB >FrA то подбор подшипников ведем по опоре В

7.2 Выбираем тип подшипника т.к.

(Fa/FrB)*100% = (1580,17/1741,13)*100% = 52,06% > 20…25% то принимаем радиально- упорные роликоподшипники

7.3 Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е = 0,319 для средней серии при d = 35 мм:

SA = 0,83e*FrA = 0,83*0,319*1580,17 = 418,38 H

SB = 0,83e*FrB = 0,83*0,319*1741,13 = 461 H

7.4 По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки:

т.к. SA < SB и Fа = 906,5 > SB-SA = 42,62 H то

FaA = SA = 418,38 H и FaB = SA+Fa = 1324,88 H (расчетная)

Lh = 15*103 часов

7.5 Долговечность подшипника Lh:

Lh = (12…25)103 часов

V = 1 т.к. вращается внутреннее кольцо П45

Kб = 1,6 П46

Кт = 1 П47

При FaB/VFrB = 1324,88/1*1741,13 = 0,76 > e=0,319 по таб. П43 принимаем

X = 0,4

Y = 1,881

n = n2 = 343,84 min-1

a = 10/3

7.6 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника

Стр = (XVFrB+YFaB)KбKт(6*10-5n2Lh)1/a = 24,68 кН

7.7 По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7307 средней серии

d = 35 мм

D = 80 мм

Tmax = 23 мм

С = 47,2 кН

nпр > 3,15*103 min-1

7.8 Тихоходный вал

FrA = 1750,97 H

Fa = 906,5 H

FrB = 2530,19 H

FrA = = 1750,97 H

FrB = = 2530,19 H

Т.к. FrB >FrA то подбор подшипников ведем по опоре В

7.9 Выбираем тип подшипника т.к.

(Fa/FrB)*100% = (906,5/2530,19)*100% = 35,83 % > 20…25% то принимаем радиально- упорные роликоподшипники

7.10 Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е = 0,411 для легкой серии при d = 55 мм:

SA = 0,83e*FrA = 0,83*0,411*1750,97 = 597,3 H

SB = 0,83e*FrB = 0,83*0,411*2530,19 = 863,1 H

7.11 По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки:

т.к. SA < SB и Fа = 906,5 > SB-SA = 265,8 H то

FaA = SA = 597,3 H и FaB = SA+Fa = 1500,2 H (расчетная)

7.12 При FaB/VFrB = 1500,2/1*2530,19 = 0,523 > e=0,411 по таб. П43 принимаем

X = 0,4

Y = 1,459

n3 = 59,814 min-1

a = 10/3

7.13 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника при Lh = 15*103часов, V=1, Kб = 1,6, Кт = 1, a = 10/3

Стр = (XVFrB+YFaB)KбKт(6*10-5n3Lh)1/a = 13,19 кН

7.7 По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7211 легкой серии

d = 55 мм

D = 100 мм

Tmax = 23 мм

С = 56,8 кН

nпр > 4*103 min-1

8. Выбор смазки.

Для тихоходных и среднескоростных редукторов смазки зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в маслянную ванну кратера, обьем которой Vk=0,6Р3 =1,8 л. V = 1,08 м/с

Масло И-100А, которое заливается в кратер редуктора с таким расчетом, чтобы зубчатое колесо погрузилось в масло не более чем на высоту зуба.

studyport.ru