Читайте данную работу прямо на сайте или скачайте

Расчет редуктора

3 - КПД зубчатого зацепления, определяю по табл. 2.1, стр. 8.

3 = 0,97.

под - КПД одной пары подшипников качения. КПД подшипников принимаю 0,99.

э = 3 об/мин и требуемой мощности электродвигателя Р₁ = 13,1 кВт, по табл. 2.2 подбираю электродвигатель.

1)   

2)    1 = 2920 об/мин;

3)    д = 15 кВт.

Вращающий момент на ведущем валу М, Нм высчитываю по формуле (2.6.1).

Вращающий момент на ведомом валу М, Нм рассчитываю по формуле (2.7.1).

Выбор механических характеристик материалов зубчатых колёс

) предел прочности σ_в1 = 780 - 880 Н/мм ²

б) предел текучести σ_т1 = 540 Н/мм ²

в) средняя твёрдость НВ_ср1= 235 ед.

ср1 - твёрдость по Бринелю для шестерни.

сра ср

ср твёрдость по Бринелю для колеса.

) предел прочности σ_в1 = 490 Н/мм ²

б) предел текучести σ_т1 = 260 Н/мм ²

в) средняя твёрдость НВ_ср= 160 ед.

г) диаметр заготовки колеса 10Е300 мм.

н Н/мм определяю по формуле (3.2.1).

но - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов нагружения но. При твёрдости зубьев НВ_ср< 350 определяю [но, Н/мм ² по формуле (3.2.2).

для шестерни

2,

для колеса

2,

н1 - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы редуктора. Поскольку редуктор предназначен для длительной работы, то принимаю К_н1 = 1.

н1= [но1= 490 Н/мм ² , для колеса [н2 = [но2 = 355 Н/мм ².

Допускаемые напряжения изгиба [f _{, Н/мм ² определяю по формуле (3.3.1)}

f_{о Ц предел изгибной выносливости зубьев. При нормализации и лучшении зубьев предел изгибной выносливости рассчитывается по формуле (3.3.2).}

для шестерни

2,

для колеса

2,

н1 - коэффициент долговечности, равен 1.

fc - коэффициент вида передачи для реверсивных передач, равен 0,75.

для шестерни

2,

для колеса

2.

Межосевое расстояние зубчатого зацепления определяю по формуле (4.1.1)

1 - расчётный коэффициент, для косозубого К₁ = 43.

ва - коэффициент ширины зуба колеса при проектном расчёте. Он рассчитывается по формуле (4.1.2).

вd _{Ц коэффициент ширины зуба колеса относительно делительного диаметра шестерни. Определяю по табл. 4.1 стр. 16. Так как расположение шестерни относительно опора ср} ≤ 350, то ψ_вd = 0,8 ÷ 1,4.

вd = 1, тогда по формуле (4.1.2):

Рассчитав ψ_ва округляю значение до ближайшего стандартного по табл. 4.2 стр. 17.

ва = 0,4.

нβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба. Определяю по табл. 4.3 стр. 17 К_нβ = 1,02.

нр - расчётное допускаемое контактное напряжение рассчитываю по формуле (4.1.3).

2

нр ≤ 1,23[н. 380 < 1,23355=437 - словие соблюдается.

w округляю до ближайшего большего по табл. 4.4 стр. 18 и принимаю по ГОСТ 229 - 71 аw = 125 мм.

2, мм определяю по формуле (4.2.1):

2) ширину зубчатого венца в₂, мм определяю по формуле (4.2.2):

3) номинальный модуль

Σ

min - минимальный гол наклона зубьев. Принимаю βmin = 8ْ. Получим:

Σ = 123.

1 определяю по формуле (4.2.5):

1 = 25.

2 определяю по формуле (4.2.6):

2 = 98.

для шестерни

для шестерни

для шестерни

для колеса

для шестерни

для колеса

w, мм по формуле (4.2.12):

2, мм рассчитываю по формуле (4.2.13):

1, мм определяю по формуле (4.2.14):

t

r , Н по формуле (4.4.2):

w - гол зацепления, αw = 20˚

a

н , Н/мм ² в зоне зацепления зубьев по формуле (5.1.1):

НL Ц коэффициент распределения нагрузки между зубьями, КHL = 1,02

НV _{Ц коэффициент динамической нагрузки, КHV = 1.}

2

σ_н ≤ [нр

365,96 ≤ 380 - словие соблюдается.

где ffV

V1 = 26, тогда f1 = 3,88.

V2 = 103, тогда f2 = 3,60.

для шестерни

для колеса

f_{2 , Н/мм ² для колеса по формуле (5.2.2.1):}

E Ц коэффициент, учитывающий перекрытие зубов, E

ββ = 0,92

fVfV

2

σf2 < [f2

68,3 < 124 - словие соблюдается, значит прочность зубьев колеса на изгиб обеспечивается.

в, мм по формуле (6.1.1):

к - допускаемое напряжение кручения для материала вала. Для ведущего вала [к1 = 30 Н/мм ². Подставим значения в формулу (6.1.1) и получим:

в1 округляю до ближайшего большего значения по ГОСТ 514 - 77 из ряда в1 = 20 мм.

к2 = 25 Н/мм ² и подставив в формулу (6.1.1) значения, получаем:

в2 до ближайшего большего значения по ГОСТ 514 - 77 по табл. 6.1 стр. 25 из ряда а 40.

в2 = 32 мм.

в1 = 20 мм.

1́ = в1 + (Е3) = 20 + 2 = 22 мм.

1́ ́ = 1́ + (Е5) = 22 + 3 = 25 мм.

1́ ́ ́ = 1́ ́ + (Е10) = 25 + 5 = 30 мм.

1 = 1,8в1 = 1,820 = 36 мм.

1́ = 1,Т_наиб1,

наиб1 - ширина подшипника. В зависимости от 1́́ ́ ориентировочно назначаю радиально - порные роликовые подшипники средней серии.

Из каталога П.1.1 стр.132 Ц 135 выбираю Т_наиб1.

№7305 1 = 62 мм наиб1 = 18,25 мм

l1́ = 1,518,25 = 27,3 мм, принимаем 1́ = 28 мм.

1́ ́ = Т_наиб1 = 18 мм.

1́ ́ ́ = 12 мм.

1 = 2(1́ + 1́ ́ - а₁́) + в₁

1́ - расстояние от точек приложения реакции до наружных торцов подшипников.

где е - коэффициент осевого нагружения

е = 1,5

e = 0,374

a₁́ = 15

a₁ = 2(18 + 10 - 15) + 55 = 85

в2 = 32 мм.

2́ = в2 + (Е4) = 32 + 3 = 35 мм.

2́ ́ = 2́ + (Е6) = 35 + 5 = 40 мм.

2́ ́ ́ = 2́ ́ + (Е10) = 45 мм.

б = 2́ ́ ́ + 10 = 45 + 10 = 55 мм.

2 = 1,8в2 = 1,832 = 58 мм.

2́ = 1,Т_наиб2 = 30 мм,

наиб2 - ширина подшипника.

2́ ́ по каталогу подбираю №7208.

D2 = 80 мм

Т_наиб2 = 19,75

2́ ́ = Т_наиб2 = 20 мм.

2́ ́ ́ = cm2 +

cm2 - длина ступицы колеса

cm2 = (1,Е1,5)2́ ́ ́ = 1,3145 = 59 мм

2́ ́ = 59 + 10 = 69 мм

б = 10 - 12 мм, принимаю б = 10 мм.

2 = 2(2́ ́ - 2́) + 2́ ́ ́ + б,

где а₂́ - расстояние от точек приложения реакции до наружных торцов подшипника.

2́ = 18 мм

₂ = 2(20 - 18) + 69 + 10 = 83 мм,

1 - а₂ < 5 мм

85 - 83 = 2

М₂ = 162,2 Н/м

м до опоры а₂́ ́ высчитывается по формуле (7.1.1.2):

в - длина втулки муфты определяю по табл. 11.2 стр. 51. Принимаю в = 28.

Схема нагружения вала в вертикальной плоскости изображена на рис. 7б.

М_а(

Fм0,092 + F_r0,042 - вa0,1 = 0

М_в(

Fм0,176 - F_r0,042 + аa0,1 = 0

м + у_а - rв = 0

Рассчитываю и строю эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости. Её изображение находится на рис. 7в.

М_изг - кНм.

М_изгв =

М_изгвА = м 0,092 + у_а 0 = 684 0,092 = 63 кНм

М_изгвС(слева) = м 0,134 + у_а 0,042 = 29 кНм

М_изгвС(справа) = у_в 0,042 = 60 кНм

Масштаб: 10 Нм = 5 мм.

Схема нагружения вала в горизонтальной плоскости изображена на рис. 7г.

t

Рассчитываю и строю эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости. Её изображение находится на рис. 7д.

М_изгС = - Х_а АС = - 843 0,042 = -35,4 Нм

Масштаб: 10 Нм = 5 мм.

Рассчитываю и строю эпюру суммарных изгибающих моментов. Её изображение находится на рис. 7е.

М_{а сум.} = М_{а верт.} = 63 Нм.

Масштаб: 10 Нм = 5 мм.

Рассчитываю и строю эпюру крутящих моментов. Её изображение находится на рис. 7ж.

М_кр = М₂ = 162,2 Нм.

Сечение А:

Wиа = 0,1(2́ ́)³ = 0,1 40³ = 6400 мм ³.

Сечение С:

где ис нетто - момент сопротивления изгибу сечения С с чётом шпоночной канавки.

3

Сечение А:

Wра = 0,2(2́́ ́3 = 03 = 12800

Сечение С:

3

где σm Ц предел текучести материала вала, определяю по табл. 7.3 стр. 37.

m = 750 Н/мм ²

σ - эффективный коэффициент концентрации напряжения.

ри - коэффициент режима нагрузки, определяется по табл. 7.2 стр. 36.

ри = 0,1.

аσ = 3,6.

сσ = 2,3.

2

Сечение С:

2

2

σ_Е3 < [иа

27,24 < 104,2

Сечение С:

2

σ_Е3 < [ис

23 < 163

в1 = 20 подбираю шпонку для выходного конца вала по ГОСТ 233-60-78 в = 6 мм, 1 = 3,5 мм, 2 = 2,8 мм.

1 - (Е10) = 36 - (Е10) = 2Е31 и по ГОСТ 233-60-78 принимаю

где pр = см = 150 Н/мм ²

2.

σ_см < [см

90,9 < 150 - словие выполняется, прочность шпонки обеспечена.

в2 = 32 подбираю шпонку для входного конца вала по ГОСТ 233 - 60 - 78 в = 10 мм, 1 = 5 мм, 2 = 3,3 мм.

2 - (Е10) = 57,6 - (Е10) = 4Е52 мм и по ГОСТ 233-60-78 принимаю

где pр = см = 150 Н/мм ²

2.

σ_см < [см

100,6 < 150 - словие выполняется, прочность шпонки обеспечена.

2́ ́ ́ = 45 подбираю шпонку под зубчатое колесо по ГОСТ 233-60-78

в = 14; 1 = 5; 2 = 3,3.

Определяю длину шпонки см2 - (Е10) = 59 - (Е10) = 4Е54 мм и по ГОСТ 233-60-78 принимаю

где pр = см = 150 Н/мм ²

2.

σ_см < [см

81,4 < 150 - словие выполняется, прочность шпонки обеспечена.

м , Н определяю по формуле:

м до опоры А рассчитываю по формуле:

где в - длина втулки муфты, принимается в зависимости от в1 и по табл. 1.1.2 принимаю в = 15 мм.

в горизонтальной плоскости.

в вертикальной плоскости

М_а(

-м0r0,0415 + Rву0,083 + F_a0,0254 = 0

М_в(

-Fм0,1695 + F_r0,0415 + Rау0,083 + F_a0,0254 = 0

F_y = 0

-Fм + R_ay + F_r - Rву = 0

-281 + 168,5 + 623,3 - 510,8 = 0

0 = 0

где axвх - реакции опор вала в горизонтальной плоскости.

ау, ву - реакции опор вала в вертикальной плоскости.

d₁ = 25

D

В = 17 мм

а = 29,6 кН

Определяю эквивалентную нагрузку на подшипник по формуле (9.1.4.1).

e = (xKкR_r + yR_a)Kбт

r а

a

aв и aв - a аaa = R_sa = 267 H.

Rав = R_sa + F_a = 267 + 306,16 = 573 H

х и у - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки

К_к - коэффициент вращения кольца. При вращении внутреннего кольца К_к = 1.

для опоры А

для опоры В

К_б - коэффициент безопасности. Для спокойной нагрузки принимаю К_б = 1.

К_т - температурный коэффициент. Принимаю К_т = 1.

eкaбК_т

eа = (кaа + у_аaaбК_т = (11860 + 0267)11 = 860 Нм

Для опоры В:

eв = (кaв + у_вв_{a)КбКт = (0,41986 + 1,6573)11 = 1311 Нм}

Определяю расчётную долговечности наиболее нагруженного

1 - гловая скорость ведущего вала

С₁ - динамическая грузоподъёмность подшипника = 17,6 кН

m

R_{E max - большая эквивалентная нагрузка E max = 1311 Нм}

Т - срок службы редуктора Т = 2010³ ч.

Dа = 23,9 кН, Т = 15,25.

d = 40

D

В = 18 (20) мм

Т = 19,75

где axвх - реакции опор вала в горизонтальной плоскости.

ау, ву - реакции опор вала в вертикальной плоскости.

R_as = 0,83eR_a = 0,830,3741708 = 530 H

Rв_{s = 0,83eRa = 0,830,3741656 = 514 H}

as > в_{s и a}

R_aa = R_sa = 530 H

Rав = R_sa + F_a = 530 + 306 = 836 H

Поскольку для опоры В:

Для опоры А:

eа = (кaа + у_аaaбК_т = (111708 + 0530)11 = 1708 Нм

Для опоры В:

eв = (кaв + у_вв_{a)КбКт = (0,411656 + 1,6836)11 = 2 Нм}

Определяю расчётную долговечности наиболее нагруженного

2 - гловая скорость ведомого вала

С - динамическая грузоподъёмность подшипника = 42,4 кН

m

R_{E max - большая эквивалентная нагрузка E max = 2 кНм}

Т - срок службы редуктора Т = 2010³ ч.

а = 31,9 кН, Т = 19.

d_a2 = 203

d_f2 = 194 мм

cm2 = 2́ ́ ́1,6 = 451,6 = 72 мм

D02 - внутренний диаметр обода, 02 = a2 - 10

σ₂ Ц толщина обода, σ₂ = 3

D1(2) Ц диаметр расположения облегающих отверстий:

dотв. - диаметр облегчающих отверстий,

В₂ = 50 мм

l_cm2 = 59 мм

σ₁ - толщина диска 0,25в₂ = 12,5 мм

к = 0,Р₂ = 0,612,4 = 7,44 л

w = 125 мм,

2 - вращающий момент на ведомом валу М₂ = 162,2 Нм.

1.    

2.    

3.    

4.    

5.