Смекни!
smekni.com

Расчёт одноступенчатого цилиндрического редуктора (стр. 2 из 5)

- шестерни:

- колеса:

Проверяем межосевое расстояние:

Диаметры окружностей вершин:

- шестерни:

- колеса:

Диаметры окружностей впадин зубьев:

- шестерни:

- колеса:

Ширина венца зубьев колеса:

Ширина венца зубьев шестерни:


3. Проверочный расчет на контактную выносливость

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Для уточнения коэффициента нагрузки определяется окружная скорость колес в зацеплении и степень точности передачи:

Примем 7-ую степень точности.

Уточним коэффициент нагрузки

где: К Нb = 1,041

К Нa = 1,12

К HV = 1,05

Проверка контактных напряжений по формуле:

591,25

Условие прочности соблюдается

393,26 МПа <[sH ] = 591,25 Мпа


5. Расчет на контактную выносливость при действии максимальной нагрузки

Используя график нагрузки находим

Допускаемое напряжение для нормализованной стали 45

sHРmax= 2,8sТ = 2,8• 510 = 1428 МПа

Условие прочности sHmax<sHРmax соблюдается

6.Силы, действующие в зацеплении

окружная

радиальная

осевая

7. Расчет на выносливость при изгибе

По таблице 3 методики уточним механические характеристики материалов зубчатых колес с учетом установленных размеров и вычислим пределы выносливости:

где: коэффициент твёрдости

при шbd=1,275, твёрдости HB≤350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор kFв=1,33.

по табл. 3.8 k=1,2.

Т.о. коэффициент kF=1,33х1,2=1,596

YF– коэффициент, учитывающий форму зуба, и зависящий от эквивалентного числа зубьев zх

у шестерни

у колеса

По таблице на стр.42 выбираем:

YF1=4,09 и YF2=3,61

Допускаемое напряжение по формуле:

По табл. 3.9 для Стали 35 при твёрдости HB≤350 уoFlimb=1,8 HB

Для шестерни уoFlimb=1,8 х 510=918 HB

Для колеса уoFlimb=1,8 х 450=810 HB

[SF]=[SF]Ix [SF]II - коэффициент безопасности,

где: [SF]I =1,75 (по табл. 3.9), [SF]II =1 (для поковок и штамповок)

[SF]=[SF]I x [SF]II=1,75х1=1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни:

для колеса:

Находим отношения:

для шестерни:

для колеса:

Дальнейший расчёт следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определим коэффициенты Yв и KFб.

для средних значений коэффициента торцевого перекрытия еб=1,5 и 7-й степени точности KFб=0,92

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

Условие прочности выполнено.

8.Предварительный расчет валов

Предварительный расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [tк] = 20 Мпа

Принимаем d в1= 50 мм

Примем под подшипниками d п1 = 45 мм

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал

Примем [ tк ] = 20 МПа

Диаметр выходного конца вала

Примем d в2 = 65 мм

Диаметр вала под подшипниками примем d п2 = 70 мм

Под зубчатым колесом примем d к2 = 75 мм

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

9.Конструктивные размеры зубчатых колес

Вал-шестерня

Её размеры определены выше:

d1 = 146,565 мм; da1 = 158,565 мм; b1 = 131 мм

Колесо вала 2

d2 = 653,435 мм; da2 = 665,435 мм; b2 = 126 мм

Диаметр ступицы

dст= 1,6 хdk2 = 1,6 х 75 = 120 мм

Принимаем dст = 120 мм

Длина ступицы

Lст = 1,4хdk2 = 1,4 х 75 = 105 мм

Принимаем L ст = 150 мм

Толщина обода

d = (2,5¸4) х m n= (2,5¸4) х 6 = 15¸24 мм

Принимаем d = 20 мм

Толщина диска

С = 0,3 х b 2 = 0,3 х 126 = 37,8 мм

Принимаем С = 40 мм

10.Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

d = 0,025 хaw +1 = 0,025 х 400 + 1 = 11 мм Примем d = 12 мм

d 1 = 0,02 хaw +1 = 0,02 х 400 + 1 = 9 мм Примем d1 = 10 мм

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

-верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1 ,5 хd = 1,5 х 12 = 18 мм

b 1= 1 ,5 хd1= 1,5 х 12 = 15 мм

-нижнего пояса корпуса

р = 2,35 хd = 2 ,53 х 10 = 25,3 мм Принимаем р = 25 мм

Диаметр болтов :

-фундаментных

d 1 = 0,033 хaw +12 = 0,033 х 400 + 12 = 25,2 мм

Принимаем болты с резьбой М 27

-крепящих крышку к корпусу у подшипника

d 2 = 0,72 х d 1 = 0 ,72 х 27 = 19,4 мм

Принимаем болты с резьбой М20

-соединяющих крышку с корпусом

d 3 = 0,55 х d 1 = 0,55 х 27 = 14,8 мм

Принимаем болты с резьбой М 16

11.Выбор муфты

Ведомый вал

Передаваемый крутящий момент

Т2 = 1027,93 Н м

Число оборотов n = 650 об/мин

Применим муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75

Размеры

d = 65 мм Т = 1000 Н м Тип I

D = 220 мм L = 286 мм

12.Выбор смазки

Смазывание зубчатого зацепления производим окунанием зубчатого колеса в масло ,заливаемое внутрь корпуса до уровня ,обеспечивающего погружение колеса на 10 мм .

Передаваемая мощность Р = 99,93 кВт

Объем масляной ванны W определим из расчета 0,25дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности

W = 0,25х 99,93 = 24,98 л

Устанавливаем вязкость масла

При s н =9,729 МПа и V = 22,435 м/с

кинематическая вязкость масла u = 34 х 10 -6 м2

Применим масло индустриальное И- 30А по ГОСТ 20799-75

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ – 1.

13. Проверочный расчет валов одноступенчатого редуктора

Расчёт ведущего вала

Из предыдущих расчётов имеем:

T 1 = 326,41 Н м – крутящий момент

n1 = 2925 об/мин - число оборотов

Ft= 4454,13 Н – окружное усилие

Fr= 1650,05 Н – радиальное усилие

Fa= 308,56 Н – осевое усилие

d 1 = 146,565 мм – делительный диаметр шестерни

Материал вала: сталь 45, улучшенная, HB 200

s в = 690 МПа – предел прочности

s-1 = 0,43 хs в = 0,43 х 690 = 300 МПа - предел выносливости при

симметричном цикле изгиба

t -1 = 0,58 хs-1 = 0,58 х 300 = 175 МПа - предел выносливости при

симметричном цикле касательных напряжений

l1 = 110 мм

Определим опорные реакции в плоскости XZ

Определим опорные реакции в плоскости YZ

Проверка:

Суммарные реакции: