Зміст
1. Кінематичний розрахунок приводу
2. Розрахунок першого косозубой передачі
3. Розрахунок другого ступеня
4. Попередній розрахунок валів редуктора
5. Конструктивні розміри шестерні і колеса
6. Конструктивні розміри корпусу редуктора
7. Орієнтовний розрахунок валу I
8. Орієнтовний розрахунок валу II
9. Орієнтовний розрахунок валу III
10. Розрахунок підшипників
12. Уточнений розрахунок валів
13. Вибір муфти
14. Розрахунок мастила
1. Кінематичний розрахунок приводу
1.1. Коефіцієнт корисної дії приводу
ккд косозубой передачі з урахуванням втрат в підшипниках кочення.
1.2. Необхідна потужність електродвигуна
Виберемо електродвигун 4А-160 S 6 згідно з ГОСТ 19523-81.
Рдв = 11 кВт
nc = 1000 об / хв
S = 2,7 - відносне ковзання
n дв = 1000 - = 940 об / хв
d дв = 38 мм
l = 80 см
1.3. Загальне передавальне число
1.4.
Приймемо
Тоді
При такій розбивці
1.5. Кутові швидкості валів
1.6. Крутний момент
1.7. Результати розрахунку зведені в таблицю 1, дані якої використовуємо в подальших розрахунках.
Таблиця 1.
Вал |
|
|
|
| |
кВт | об / хв | с-1 |
| ||
I | 8,7 | 940 | 98,4 | 88,4 |
|
II | 8,35 | 268 | 28 | 298 |
|
III | 8 | 100 | 10,5 | 762 |
2. Розрахунок першого косозубой передачі
2.1. Вихідні дані
Тк = 298 нм
і = 3,5
Режим роботи безперервний.
2.2. Вибираємо:
- Для шестірні - сталь 45 термічна, обробка - поліпшення, твердість НВ 230;
- Для колеса - сталь 45, термічна обробка - поліпшення, твердість НВ 200.
Допустиме контактне напруження визначають за формулою:
де - Межа контактної витривалості при базовому числі циклів ( = 2НВ +70);
- Коефіцієнт довговічності, приймаємо = 1;
- Коефіцієнт безпеки, приймаємо = 1,1.
2.3. Міжосьова відстань розраховуємо за формулою:
,
де Ка - для косозубих передач одно 4,3;
КНР = 1,2, приймемо попередньо;
- Коефіцієнт ширини вінця по міжосьовому відстані, дорівнює 0,25, приймемо
Приймемо = 180 мм.
2.4. Основні розміри першого ступеня
Нормальний модуль зачеплення:
Приймемо m = 3,0 згідно з ГОСТ 9563-60
Визначаємо сумарне число зубів:
Попередньо приймемо = 100
Приймемо зуба
Уточнимо
Уточнимо передавальне число - Відміну незначне
Визначимо діаметр вершин зубів:
Визначимо діаметр вершин зубів:
Ширина колеса:
2.5. Перевірочний розрахунок першого ступеню:
Визначимо коефіцієнт ширини шестірні по діаметру:
Окружна швидкість коліс і ступінь точності:
Приймаються 8-ю ступінь точності
Коефіцієнт
- Коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця, приймаємо
Перевірка контактних напруг:
Сили, що діють в зачепленні:
Окружна
Радіальна
Осьова
Формула для перевірочного розрахунку зубів на витривалість по напруженням вигину:
Коефіцієнт навантаження , Де - Коефіцієнт концентрації навантаження; = 1,05 - коефіцієнт динамічності
Допустиме напруження визначаємо за формулою:
= 1,75
= 1
Напруга, що допускається шестерні і колеса:
Знаходимо відношення
Подальший розрахунок ведемо для зубів колеса
Умова міцності виконано.
3. Розрахунок другого ступеня
3.1. Вихідні дані для другої косозубой передачі:
Момент на колесі Т III = 7,62 нм
Передаточне число і2 = 2,7
3.2. Вибір матеріалу і допустимих напружень:
- Для шестірні - сталь 45 термічна, обробка - поліпшення, твердість НВ 230;
- Для колеса - сталь 45, термічна обробка - поліпшення, твердість НВ 200.
Допустиме контактне напруження визначають за формулою:
де - Межа контактної витривалості при базовому числі циклів ( = 2НВ +70);
- Коефіцієнт довговічності, приймаємо = 1;
- Коефіцієнт безпеки.
Для косозубих коліс розрахункове допускається контактна напруга:
Розрахункова допустима контактна напруга:
Необхідну умову
Приймемо :
3.3. Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубів:
Для косозубих передач Ка = 43
Приймемо = 200 мм по ГОСТ 2185-66.
3.4. Визначення основних розмірів передачі
Нормальний модуль зачеплення
Приймемо m = 4 і попередньо кут нахилу зубів
Визначення числа зубців шестірні і колеса:
, Приймемо
, Приймемо
Уточнюємо значення кута нахилу:
Основні розміри шестерні і колеса:
Перевірка:
Діаметри вершин зубів:
Ширина колеса:
3.5. Перевірочний розрахунок передач
Визначимо коефіцієнт ширини шестірні по діаметру:
Окружна швидкість
Приймаються 8-ю ступінь точності
Коефіцієнт навантаження
при
Для колеса
Подальший розрахунок ведемо для зубів колеса
Умова міцності прийнятно.
Перевірка контактних напруг:
Сили, що діють в зачепленні:
Окружна
Радіальна
Осьова
Перевіряємо зубці на витривалість по напруженням вигину:
Коефіцієнт навантаження , Де - Коефіцієнт концентрації навантаження = 1,16; = 1,1 - коефіцієнт динамічності
Еквівалентне число зубів:
Допустиме напруження визначаємо за формулою:
= 1,75
= 1
Напруга, що допускається шестерні і колеса:
Знаходимо відношення
для шестірні:
4. Попередній розрахунок валів редуктора
Приймаємо, що напруга, що допускається [rk] = 20 МПа.
Діаметр вихідного кінця
Приймемо dH = 38 мм
d підшитий = 40 мм
d буртн = 50 мм
Приймемо d підшитий = 45 мм
d к = 50 мм
d буртн = 60 мм
Приймаються d вих = 60 мм
d підшитий = 65 мм
d к = 70 мм
d буртн = 80 мм
5. Конструктивні розміри шестерні і колеса
Шестерню виконуємо за одне ціле з валом.
1. Колесо коване
Діаметр ступиці
d ст = 1,6 * d к = 1,6 * 50 = 80 мм.
Довжина ступиці
Приймаються
Товщина обода
Приймаються
Товщина диска з = 0,3 * bc = 0,3 * 56 = 16,8 мм
2. Колесо коване
Діаметр ступиці
d ст = 1,6 * d к = 1,6 * 70 = 112 мм.
Довжина ступиці
Приймаються
Товщина обода
Приймаються
Товщина диска з = 0,3 * b 2 = 0,3 * 90 = 27 мм.
6. Конструктивні розміри корпусу редуктора
Товщина стінок корпусу та кришки:
Приймаються , Товщина стінки корпусу
Приймаються , Товщина стінки кришки
Товщина фланців поясів корпуса й кришки верхнього пояса корпуса і паска кришки:
нижнього пояса корпуса:
Приймаються Р = 20 мм.
Діаметр болтів: фундаментних
Приймаються болти М 20.
Кріплять кришку до корпуса у підшипників:
Приймаються болти М 16.
З'єднують кришку з корпусом:
Приймаються болти М 12.
Посадки: посадка зубчастих коліс на вали за ГОСТ 25347-82.
Шийки валів під підшипники виконуємо з відхиленнями валів К6. Відхилення отворів в корпусі під зовнішні кільця по Н Z.
7. Орієнтовний розрахунок валу I
7.1. Розрахункова схема вала
Малюнок 1. До розрахунку вала I
До валу прикладаємо розраховані сили і моменти
Докладемо в перетині Є.
7.2. Визначення реакцій в опорах. Віднесемо розрахункову схему до осей XYZ.
Перевірка
430-1146-817 +2393 = 0
Отже, реакції визначені вірно.
Сумарні радіальні реакції
Величини згинальних моментів
пл Z х
MYE = 0
МУВ = 0
Площина XY
MZE = 0
8. Орієнтовний розрахунок валу II
8.1. Розрахунок схеми вала
Малюнок 2. До розрахунку валу II
До осі валу докладемо діючі сили
За аналогією з розрахунком валу I
Сумарні радіальні реакції в о порі
Будуємо епюри згинальних моментів
Площина Z х
MY А = 0
МУВ = 0
Площина XY
MZ А = 0
Найбільше значення згинальних моментів в перерізах.
З
Д
9. Орієнтовний розрахунок валу III
9.1. Розрахункова схема вала
Малюнок 3. До розрахунку вала III
До валу прикладаємо сили
Сумарні радіальні реакції
Будуємо епюри згинальних моментів
Площина Z х
MY А = 0
М ZE = 0
Площина XY
M ХА = 0
Згинальні сумарні моменти в перерізі вала
в перерізі С
в перерізі В
10. Розрахунок підшипників
1. Вал I. Підшипник 108 З = 16,8 С0 = 9,3
Підбираємо підшипник за більш навантаженою опорі (1). Радіальне навантаження в 1 опорі FrA = 1292 н.
Еквівалентна навантаження
Розрахункова довговічність
Остаточно вибираємо підшипники 10 В.
2 Вал: підшипник 209
з = 33,2 з0 = 18,6 з = 0,29
За більш навантаженій (В) FrB = 2280 н
Ставлення
Остаточно встановлюємо підшипники 209.
3 Вал: підшипник 113
з = 30,7 з0 = 19,6 з = 0,28
Більш навантажений підшипник А.
Ресурс підшипника
11. Перевірка міцності шпонкових з'єднань
1 вал: під МУВП I 38
d = 38 мм b = 10 мм h = 8 мм t 1 = 5 мм
l = 50 ММТ = 88,4 нм
2 вал: під колесом
d = 50 мм b = 16 мм h = 10 мм t 1 = 6 мм
l = 50 ММТ = 298 нм
3 вал: під колесом
d = 70 мм b = 20 мм h = 12 мм t 1 = 7,5 мм
l = 80 ММТ = 762 нм
12. Уточнений розрахунок валів
Проведемо розрахунок вихідної валу III.
З побудованих епюр визначаємо небезпечне перетин С. Діаметр валу по колесом 70 мм. Шпонковий паз bxh 20х12 глибиною до валу t = 7,5 мм.
У небезпечному перерізі діє згинальний момент Мс = 483000 НММ, крутний момент Т = 762000 НММ.
Момент опору перерізу при згині і крученні
Розрахунок ведуть за коефіцієнтами запасу міцності при оеффіціентам запасу міцності при нормальних напруженнях
по загальному запасу
Для марки стали ГОСТ 1050-70 сталь 45
Ефективний коефіцієнт концентрації для шпоночно паза
Масштабні коефіцієнти
Е r = 0,79 Er = 0,67
Максимальні напруги
Коефіцієнт запасу
В інших перерізах запас витривалості розраховується аналогічним чином.
13. Вибір муфти
Для з'єднання двигуна і редуктора використовуємо найбільш поширену муфту втулочно пальцеву МУВП.
Муфта гостірована і вибирається з ГОСТ 21424-92 за діаметром з'єднуються валів.
У нашому випадку d дв = 38 мм, d ред = 38 мм.
Приймемо муфту 250-38-1 ГОСТ 21424-93.
Найбільший крутний момент, який може передати обрана муфта Т max = 250 нм.
У нашому розрахунку TI = 88,4 нм.
14. Розрахунок мастила
Змазування зубчастого редуктора здійснюємо за рахунок занурення коліс у масляну ванну, що забезпечує надійне змащування та охолодження коліс.
Потребную в'язкість масла визначають з урахуванням швидкості і твердості поверхні (контактної витривалості по параметру).
приймаємо в'язкість масла.
Для розраховується редуктора цей периметр:
- Для швидкохідної щаблі в'язкість = 60 ССТ
- Для тихохідної щаблі в'язкість = 40 ССТ
Приймаються масло середньої в'язкості = 50 ССТ
Масло індустріальне І = 30А ГОСТ 20799-75
Об'єм масла, не менше 0,8 л на один кВт переданої потужності, тобто 7 л, що відповідає зазначеному на кресленні рівня.
Мастило підшипників здійснюємо цим же маслом, що забезпечується розбризкуванням при роботі по стінках, а підшипники встановленням близько до торця внутрішньої стінки редуктора.