Розрахунок одноступінчастого циліндричного редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

ЗМІСТ

• 1. Кінематичний та силовий розрахунок передачі
• 2. Вибір матеріалу та визначання допустимих напружень
• 3. Геометричний розрахунок передачі
• 4. Перевірочний розрахунок зубців передачі на міцність
• 5. Коструктивна розробка та розрахунок валів
• 6. Підбір і розрахунок підшипників
• 7. Конструктивна розробка елементів редуктора
• 8. Вибір змащення редуктора

• Рис.1.1 Кінематична схема редуктора:
• 1 - швидкохідний вал;
• 2 -зубчаста передача;
• 3 - тихохідний вал;
• передача вал редуктор підшипник

1. Кінематичний та силовий розрахунок передачі

Вихідні дані: = 15 с^-1;

= 210 Нм;

= 16000 годин

1.1 Визначаємо частоту обертів тихохідного вала:

(хв^-1)(1.1)

1.2 Визначаємо потужність на тихохідному валу:

(Вт)(1.2)

1.3 Розраховуємо потужність електродвигуна:

(кВт)(1.3)

1.4 Заповнюю таблицю 1:

Таблиця 1

Р1, кВт	РД, кВт	nД, об/хв	n2, об/хв	uФ=nД/ n2	u СТ СЕВ 221-75
3,25	4,0	2880	143	20,14	-	-
		1430	143	10	10	0
		950	143	6,64	6,3	5,9
		720	143	5,03	5	0,6

Приймаємо двигун 4A132S8 потуністю 4,0 кВт з частотою 720 об/хв.

1.5 Уточнюємо обертальний момент і частоту обертання на швидкохід-ному та тихохідному валу

Швидкохідний вал: n₁=n_Д(1.4)

(с^-1)(1.5)

(Нм) (1.6)

Тихохідний вал:

(об/хв)(1.7)

(с^-1)(1.8)

(Нм)(1.9)

2. Вибір матеріалу та визначання допустимих напружень

2.1 Для виготовлення коліс матеріал приймаємо однієї марки

Різницю твердостей матеріалов забеспечуємометодом термічної обробки. Для запобігання заїдання зубчатих коліс твердість шестерні повинна бути на 30-70НВ вище, ніж твердість колеса.

Таблиця 2.1 Характеристики матеріалу

№	Параметри	Шестерні	Колесо
1	Марка стали	Сталь 40Х	Сталь 40Х
2	Твердість сердцевини	280НВ	230HB
4	Термообробка	Поліпшення + ТВ4	Нормализація
5		750 МПа	490 МПа
6		900 МПА	760 МПа

	Матеріал	Термообробка	Твердість НВ	,МПа	,МПа
1	Для шестерні Сталь 40Х	Поліпшення + ТВ4	260…302	900	750
2	Для колеса Сталь 40Х	Нормалізація	200…230	760	490

2.2 Визначаємо допустимі контактні напруження

Для шестерні:

(МПа)(2.1)

Для колеса:

(МПа) (2.2)

2.3 Визначаю допустиме напруження згину:

Для шестерні:

(МПа)(2.3)

Для колеса:

(МПа)(2.4)

3. Геометричний розрахунок передачі

Приймаємо профіль зуба евольвентний, кут профілю вихідного контуру (СТ СЕВ 308-76), коефіцієнт зсуву вихідного профілю Х=0.

3.1 Визначаємо міжвісьову відстань:

(мм)(3.1)

Коефіцієнт визначаємо залежно від НВ і :

(3.2)

Округлюємо a_W у більшу сторону до стандартного за СТ СЕВ 229-75

a_W=280 мм

3.2 Визначаємо робочу ширину колеса і шестерні:

(мм)(3.3)

(мм)(3.4)

3.3 Орієнтовно визначаємо величину модуля:

(3.5)

Остаточно приймаємо значення m по СТ СЕВ 310-76:

m=4

3.4 Мінімальний кут нахилу зубців для косозубих передач:

(3.6)

3.5 Визначаємо сумарне число зубців:

(3.7)

3.6 Уточнюємо кут нахилу зубців:

(3.8)

3.7 Знаходимо число зубців на шестерні та колесі:

(3.9)

(3.10)

3.8 Уточнюємо фактичне передаточне число:

(3.11)

Відхилення від заданого передаточного числа не перевищує 3%:

3.9 Визначаємо ділильні діаметри шестерні та колеса:

(мм) (3.12)

(мм)

3.10 Визначаємо діаметри вершин зубців шестерні та колеса:

(3.13)

3.11 Визначаємо діаметри западин зубців шестерні та колеса:

(3.14)

3.12 Перевіряємо міжвісьову відстань передачі:

(мм) (3.15)

3.13 Визначаємо окружну швидкість:

(м/с) (3.16)

4. Перевірочний розрахунок зубців передачі на міцність

4.1 Перевірочний розрахунок зубців передачі на контактну витривалість:

(4.1)

де (4.2)

(4.3)

(4.4)

(4.5)

4.2 Перевірочний розрахунок зубців на згибну витривалість:

(4.6)

(4.7)

4.3 Перевіремо межу міцності зубців при перевантаженні за умовами задання максимального навантаження .

4.3.1 Розрахнок на контактну міцність за максимальним контактним напруженням

Для колеса:

(МПа)(4.8)

(МПа) (4.9)

(4.10)

4.3.2 Розрахунок за максимальним напруженням на згин:

(МПа) (4.11)

(МПа) (4.12)

(4.13)

5. Коструктивна розробка та розрахунок валів

5.1 Конструктивна розробка та розрахунок швидкохідного вала

5.1.1 Вибір муфти

Орієнтовно визначаємо діаметр ділянки вала під посадку муфти:

(мм) (5.1.1)

Приймаємо Муфту 63-24-1.1 ГОСТ 21424-93; d_m=24мм; l_m=36мм; D_m=63мм

Перевіряємо правильність вибору муфти:

(5.1.2)

5.1.2 Розробка ескізу швидкохідного вала

Приймаємо діаметр під ущільнення рівним діаметра під підшипник:

(мм) (5.1.3)

Приймаємо d_П=30 мм.

Визначаємо діаметр буртика під підшипник:

(мм) (5.1.4)

Довжину вала під ущільнення приймаємо l_y=45мм

Визначемо відстань між колесами та корпусом:

(мм) (5.1.5)

Х=12(мм)

Відстань між опорами:

(мм) (5.1.6)

Довжина консольної ділянки вала:

(мм) (5.1.7)

5.1.3 Вибір шпонки та перевірочний розрахунок шпонкового з'єднання

Вибираємо шпонку за діаметром d_m з розмірами 8х7х22 та перевіримо її на зминання бічних сторон:

(МПа) (5.1.8)

(мм) (5.1.9)

Умова міцності виконується.

5.1.4 Визначення сил, що діють на швидкохідний вал

Сил, що виникають в зачепленні:

Окружна:

(Н) (5.1.10)

Радіальна:

(Н) (5.1.11)

Осьова:

(Н) (5.1.12)

Додаткова неврівноважена радіальна сила від муфти:

(Н) (5.1.13)

5.1.5 Визначення реакцій в опорах і побудова епюр згинаючих і обертальних моментів

Рис. 5.1 Схема навантаження швидкохідного вала

Розглянемо реакції в опорах від дії сил F_t та F_m у горизонтальній площині.

Сума моментів щодо опори А:

(5.1.14)

(Н)

Сума моментів щодо опори В:

(5.1.15)

(Н)

Перевірка:

Визначаємо реакції в опорах від дії сил F_r та F_а у вертикальній площині.

(5.1.16)

(Н)

(5.1.17)

(Н)

Перевірка:

Визначаємо сумарні згинальні моменти в передбачуваних перерізах. У перерізі I-I, Нмм:

(5.1.18)

У перерізі ІІ-ІІ, Нмм:

(5.1.19)

Еквівалентні моменти в зазначених перерізах:

(Нм) (5.1.20)

(Нм) (5.1.21)

Визначаємо діаметри валів у цих перерізах, мм:

(5.1.22)

Умови міцності виконуються.

5.1.6 Розрахунок швидкохідного валу на опір втомленою

Визначаємо запас міцності на втому за згином:

(5.1.23)

(5.1.24)

(5.1.25)

(5.1.26)

(5.1.27)

(5.1.28)

Узагальнене значення коефіцієнту запасу міцності на втому в небезпечному перерізі визначаємо за рівнянням Гофа та Полларда:

5.2 Конструктивна розробка та розрахунок тихохідного вала

5.2.1 Вибір муфти

Орієнтовно визначаємо діаметр ділянки вала під посадку муфти:

(мм) (5.2.1)

Приймаємо Муфту 250-40-1.1 ГОСТ 21424-93; d_m=40мм; l_m=82мм; D_m=100мм

Перевіряємо правильність вибору муфти:

(5.2.2)

5.2.2 Розробка ескізу тихохідного вала

Приймаємо діаметр під ущільнення рівним діаметра під підшипник:

(мм) (5.2.3)

Визначаємо діаметр буртика під підшипник:

(мм) (5.2.4)

Діаметр буртика під підшипник приймаємо рівним діаметра під колесо:

Діаметр буртика під колесо:

(5.2.5)

Довжину вала під ущільнення приймаємо l_y=мм

Визначемо відстань між колесами та корпусом:

(мм) (5.2.6)

Відстань між опорами:

(мм) (5.2.7)

Довжина консольної ділянки вала:

(мм) (5.2.8)

5.2.3 Вибір шпонки та перевірочний розрахунок шпонкового з'єднання

Вибираємо шпонку за діаметром d_m з розмірами 12х8х56 та перевіримо її на зминання бічних сторон:

(МПа) (5.2.9)

(мм) (5.2.10)

Умова міцності виконується.

5.2.4 Визначення сил, що діють на швидкохідний вал

Додаткова неврівноважена радіальна сила від муфти:

(Н) (5.2.11)

5.2.5 Визначення реакцій в опорах і побудова епюр згинаючих і обертальних моментів

Розглянемо реакції в опорах від дії сил F_t та F_m у горизонтальній площині.

Сума моментів щодо опори А:

(5.2.12)

(Н)

Сума моментів щодо опори В:

(5.2.13)

(Н)

Перевірка:

Рис. 5.2 Схема навантаження тихохідного вала

Визначаємо реакції в опорах від дії сил F_r та F_а у вертикальній площині.

(5.2.14)

(Н)

(5.2.15)

(Н)

Перевірка:

Визначаємо сумарні згинальні моменти в передбачуваних перерізах. У перерізі I-I, Нмм:

(5.2.16)

У перерізі ІІ-ІІ, Нмм:

(5.2.17)

Еквівалентні моменти в зазначених перерізах:

(Нм) (5.2.18)

(Нм) (5.2.19)

Визначаємо діаметри валів у цих перерізах, мм:

(5.2.20)

Умови міцності виконуються.

5.2.6 Розрахунок тихохідного валу на опір втомленою

Визначаємо запас міцності на втому при згині:

(5.2.21)

При крутінні:

(5.2.22)

(5.2.23)

(5.2.24)

(5.2.25)

(5.2.26)

Узагальнене значення коефіцієнту запасу міцності на втому в небезпечному перерізі визначаємо за рівнянням Гофа та Полларда:

(5.2.27)

6. Підбір і розрахунок підшипників

6.1 Швидкохідний вал

При виборі підшипника беремо до уваги значення та напрямок навантаження, що діє на опору, розміри посадкових місць вала й корпуса, спосіб змащення, зручність монтажу і його вартість.

(6.1)

Виходячи з (6.1) обираємо радіально-упорний підшипник з характеристиками:

№46306, =12⁰, D=72, B=19, C=32,6, C₀=18,3.

(мм)(6.2)

Зсув точки прикладення радіальної реакції щодо торця підшипника:

(мм)(6.3)

Складемо рівняння суми моментів щодо опор А і В у горизотальній площині:

(6.4)



(6.5)

Реакції в опорах, що діють у вертикальній площині, визначали за рівнянням п. 5.1.5.

Сумарне радіальне навантаження, що діє на підшипник в опорі А:

(Н) (6.6)

Сумарне радіальне навантаження, що діє на підшипник в опорі В:

(Н)(6.7)

Визначаємо осьові складові рекцій:

(Н)(6.8)

(Н)

Визначаємо еквівалентне динамічне навантаження в опорах А і В, Н:

(6.9)

Перевіряємо вибір підшипника за розрахунковою вантажопідйомністю:

(Н) (6.10)

6.2 Тихохідний вал

Обираємо радіальний шарикопідшипник з характеристиками:

№309, D=100, В=25, С=52,7, С₀=30,0

Складемо рівняння суми моментів щодо опор А і В у горизотальній площині:

(6.11)

(Н)

(6.12)

(Н)

Реакції в опорах, що діють у вертикальній площині, визначали за рівнянням п. 5.1.5.

Сумарне радіальне навантаження, що діє на підшипник в опорі А:

(Н) (6.13)

Сумарне радіальне навантаження, що діє на підшипник в опорі В:

(Н) (6.14)

Визначаємо еквівалентне динамічне навантаження в опорах А і В, Н:

(6.15)

Перевіряємо вибір підшипника за розрахунковою вантажопідйомністю:

(Н) (6.16)

7. Конструктивна розробка елементів редуктора

7.1 Зубчасте колесо

(мм)

(мм)

(мм)

(мм)

(мм)

(мм)

7.2 Кришки підшипників

Зовнішний діаметр Підшипника D, мм	Число болта d3, мм	Число болтів, n	Товщина фланця кришки h1, мм	Товщина кришки , мм
72	М8	4	8	6
100	М10	6	10	7

7.3 Корпус і кришка редуктора

Найменування	Значення
Товщина стінки корпуса редуктора	=10
Товщина стінки кришки редуктора	=8
Товщина верхнього фланця корпуса редуктора	S=15
Товщина фланця кришки редуктора	S1=12
Товщина фундаментного фланця корпуса редуктора	S3=25
Товщина ребер жорсткості редуктора	=8
Діаметр фундаментних болтів	d1=20
Діаметр отвору під фундаментні болти	d'1=22
Діаметр болтів підшипників, що з'єднують корпус із кришкою біля бобишок підшипників	d2=16
Діаметри отвору під болти підшипників	d'2=18
Діаметр фланцевих болтів	d5=10
Діаметр отворів під фланцеві болти	d'5=12
Ширина фланця корпуса й кришки редуктора біля підшипників	K1=40
Ширина фланців корпуса й кришки редуктора	K2=26
Висота бобишок під стяжні болти	H=52
Діаметр отвору вушка	d4=24

8. Вибір змащення редуктора

Визначемо кількість масла, необхідну для змащення:

(8.1)

За необхідною в'язкістю визначаємо вид мастила для змащування, приймаємо масло індустриальне u - 70A

Размещено на Allbest.ru