Реферат на тему: Редуктором зывается зубчатый, червячный или зубчато-червячный передаточный механизм, выполненный

Введение

Редуктором называется зубчатый, червячный или зубчато-червячный передаточный механизм, выполненный в закрытом корпусе и предназначенный для понижения угловой скорости и следовательно повышения вращательного момента.

В выполняемой работе рассматривается конструкция двух ступенчатого вертикального цилиндрического редуктора представляющего применяемого в приводе исполнительной машины.

Проектируемый редуктор собирается в литом чугунного корпуса, в котором смонтированы основные узлы редуктора: подшипниковые узлы, служащие опорами для валов редуктора.

Корпус с горизонтальной плоскостью разъема, сверху закрыт крышкой, заливная крышка предназначенное для осмотра внутренней части редуктора и заливки масла.

Для защиты подшипников, а также для предупреждения утечки смазки применяют уплотнения подшипниковых узлов.

Конструкция корпуса принята с учетом возможности установки механизма переключения передач и применяемых конструктивных решений для аналогичных редукторов. Проведен анализ конструкций аналогичных редукторов и приняты конструктивные элементы: масло указатель (круглый) и пробка маслосливного отверстия (с трубной резьбой), механизм переключения и д.р..

Приняты решения о конструкции валов, типа подшипников, способа установки подшипников на валах и их конструктивное исполнение. Провели расчет основных элементов открытых и закрытых передач привода. Приняли решение о конструкции зубчатых передач редуктора, открытой цепной передачи.

Смазка редуктора уменьшает потери мощности на трение в зацеплении, снижает износ трущихся поверхностей. Выбрали тип масла, которым смазываются колеса при работе редуктора.

Основными параметрами всех редукторов являются передаточное число, коэффициенты ширины колес, модули зацепления, углы наклона зубьев, диаметры колес, что было определено при проектном расчете. Проведены необходимые проверочные расчеты валов, подшипников, шпонок и т.д.

1. Кинематика и силовой расчет привода

Подбор электродвигателя

Определим требуемую мощность двигателя PДВ, кВт.

PДВ=Р/

где - КПД привода

=М2Ц3ПКК

- КПД клиноременной передачи К=0,96

- КПД подшипников качения ПК=0,99

- КПД цилиндрической передачи Ц=0,97

- КПД муфты М=0,98

получим =0,960,9720,980,993=0,859

Так как задано значение момента Тн=600Нм и частота вращения nн=50 об/мин тогда мощность Р=(ТнnН)/9550=(60050)/9550=3,14кВт

то РДВ=3,14/0,859=3,66 кВт

По найденной мощности двигателя PДВ, выбираем двигатель:

Тип 4А100S2У3

Мощность PДВ=4 кВт,

Синхронная частота вращения nС=3000 об/мин.

С учетом скольжения nНОМ=2865 об/мин.

Расчет передаточных чисел и параметров на всех валах.

Определим общее передаточное отношение привода uОБ:

uОБ=nДВ/nТ

получаем uОБ=nДВ/n тогда uОБ=2865/50=57,3

Общее передаточное отношение привода разобьем по ступеням

uОБ=ukuРЕД

Примем передаточное отношение клиноременной передачи uК=2,2

Тогда uРЕД=uОБ/uрем

Получаем uред=57,3/2,2=26,1

Передаточное отношение редуктора uред=uБuТ

Передаточное отношение тихоходной передачи uТ=0,88uред =0,8826,1=4,495

Передаточное отношение быстроходной передачи uБ= uред /uТ=26,1/4,495=5,8

Тогда uред=4,5*5,6=25,2.

Отклонение от расчетного u=25,2-26,1/26,1100%=3,448%4%

Мощность на валах Р, кВт.

PДВ=3,66 кВт.

Р1=РДВКПК=3,660,950,995=3,46 кВт.

Р2=Р1ЦПК=3,460,970,995=3,34 кВт.

Р3=Р2ЦПК=3,340,970,995=3,22 кВт.

Рт=P3М=3,220,98=3,14 кВт.

Частота вращения валов n, об/мин

nНОМ=2865 об/мин.

n1=nНОМ/uК=2865/2,2=1302,3 об/мин.

n2=n1/uБ=1302,3/5,6=232,5 об/мин.

n3=n2/uТ=232,5/4,5=50 об/мин.

nт=n3=50 об/мин.

Угловая скорость валов w, рад/с.

wНОМ=(nНОМ/30)=(3,142865)/30=299,9 рад/с

w1=wНОМ/uК=299,3/2,2=136,3 рад/с.

w2=w1/uБ=136,3/5,6=24,3 рад/с

w3=w2/uТ=24,3/4,5=5,4 рад/с

wТ=w3=5,4 рад/с

Момент на валах Т, Нм.

TДВ=PДВ/wНОМ=3,66103/299,9=12,2 Нм.

Т1=ТДВuККПК=12,22,20,950,995=25,4 Нм.

Т2=Т1uБЦПК=25,45,60,970,995=137,2 Нм.

Т3=Т2uТЦПК=137,24,50,970,995=595,8 Нм.

Тт=T3М=595,80,98=583,8 Нм.

2. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Зная передаваемую мощность ведущим шкивом Р1,частоту вращения n1

по ГОСТ при Р1=3,66 кВт, n1=2865 мин-1 по ГОСТ 1284-80 выбираем тип клинового ремня тип А. Размеры сечения принятого ремня: bО=13 мм, bР=11 мм, h=8 мм, yО=2,8 мм, площадь поперечного сечения ремня типа А=81 мм2, длина ремня l=560…4000 мм.

Определим минимально допустимый диаметр ведущего шкива D1min в зависимости от вращающего момента на валу двигателя ТДВ=12,2 Нм, сечения ремня А примем D1min=90 мм.

Для обеспечения большей долговечности ремня примем размер шкива D1 на 1-2 номера больше чем D1min из стандартного ряда по ГОСТ 1284-75, тогда D1=112 мм.

Определим диаметр ведомого шкива D2 мм

где u=2,2 передаточное число открытой передачи.

=0,015- коэффициент скольжения.

D1=112 мм - диаметр ведущего шкива

D2=2,2112(1-0,015)=242,7 мм. принимаем из стандартного ряда число D2=250 мм.

Определим фактическое передаточное число uФ и проверим его отклонение u от заданного u:

uФ=D2/D1(1-)=250/112(1-0,015)=2,27

u=uФ-u/u100%4%

получаем u=2,27-2,2/2,2100%=3,182%<4%

Определим ориентировочно межосевое расстояние а.

где h=8 мм- высота сечения клинового ремня.

Получаем а0,55(112+250)+8=207,1 мм. примем а=207,1 мм.

Определим расчетную длину ремня LР, мм.

LР=2а+2(D1+D2)+(D2-D1)2/(4а)

Значение LР округлим до ближайшего стандартного по ГОСТ 1284-75

Получим LР=2207,1+3,142(112+250)+(25-112)2/(4207,1)=943,2 мм тогда LР=1000 мм.

Уточним значение межосевого расстояния по стандартной длине ремня.

а=1/82LР-(D1+D2)+2LР-(D1+D2)2-8(D2-D1)2

получаем

а=1/821000-3,14(112+250)+21000-3,14(112+250)2-8(250-112)2=229,4 мм.

примем а=229,4 мм.

Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива 1 ,град.

получаем 1=180о-60o(250-112)/229,4)=15046

угол должен быть > 120о градусов.

Определим скорость ремня V, м/с.

где D1 и n1- соответственно диаметр ведущего шкива и его частота вращения.

V=25 м/с - допускаемая скорость

получаем V=3,141122865/(60103)=16,8 м/с<V=25 м/с

Определим допускаемую мощность передаваемую одним ремнем Р1.

Р1=PОCРCLC

РО=1,92 кВт - допускаемая приведенная мощность передаваемая одним ремнем.

СР,СL,С - поправочные коэффициенты.

СР=1,

С=1-0,003(180о-1)

получаем С=1-0,003(180о-15046)=0,912

СL=0,3(LР/LО)+0,7

получим СL=0,3(1000/1700)+0,7=0,998

тогда получаем Р1=1,9210,9120,998=1,819 кВт.

Определим количество клиновых ремней Z,

Z=Р/Р1

где Р=3,66 кВт - мощность двигателя.

Z=3,66/1,819=2,012 шт. Примем Z=2 шт.

Определим силу предварительного натяжения FО, Н.

где О=2 Н/мм2 - напряжение от предварительного натяжения.

А=81 мм2 - площадь поперечного сечения ремня. Тогда FО=281=162 Н.

Определим окружную силу передаваемую одним ремнем Ft,Н.

Ft=Р103/v=3,66103/16,8=218 Н.

Определим силы натяжения ведущей F1, и ведомой F2 ветвей, Н.

получим F1=162+218/(22)=216,5 Н

F2=162-218/(22)=107,5 Н

Определим силу давления на вал F,Н.

получим F=21622Sin(15046/2)=627 Н.

Проверим прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви max.

где =10 МПа

1=О+Fо/(2bоh)=2+(162/(2138))=2,779 МПа

Е=80 МПа -модуль упругости

И=80(8/112)=5,714 МПа

=1300 кг/м3; V=130016,8210-6=0,0413 МПа

получаем max=2,779+5,714+0,0413=8,534 МПа =10 МПа

3.Расчет передач редукторА.

3.1 Расчет быстроходной косозубой цилиндрической передачи

Для изготовления тихоходной передачи примем сталь 40Х. Принятый материал обладает следующими механическими свойствами: В=900 МПа, Т=750 МПа,

-1=410 МПа, 1,с.53, таб.3.2. Термообработка - улучшение, достигаемая твердость при термообработке 235...265 НВ. Примем шестерня 265HB, колесо 2305HB.

Определим допустимые контактные напряжения Н. 2,с.33

Н=НlimbKHL/nН

где Нlimb -предел контактной выносливости при базовом числе циклов:

2,с.34 таб.3.2

Нlimb=2HB+70

Шестерня Нlimb1=2HB+70 при НВ=260

Колесо Нlimb2=2HB+70 при НВ=235

KHL - коэффициент долговечности 1,с.51

NHO - базовое число циклов нагружения

N-число циклов нагружения за весь период службы.

N2-наработка за весь срок наработки; 1,с.51

N=60cnLh(Тj/Tmax)3(Lhi/Lh)-эквивалентное число циклов

где ni- число оборотов шестерни или колеса.

n1=1302.3 об/мин. - частота вращения шестерни.

n2=232.5 об/мин. - частота вращения колеса.

с=1-число зацеплении зуба за один оборот

Lh=Lгод36524кгодксут- продолжительность работы передачи.

Поучаем Lh=15000 часов.

тогда NHE1=6011302,315000131+0,130,4+0,230,2=117,4107 циклов

NНlim2=30(HB2)2,4=30(235)2,4=13,97106-базовое число циклов,

Тогда NHE2=NHE1/u=117,4107/5,6=20,96107 циклов

Т.к. число циклов нагружения каждого зубчатого колеса больше базового числа циклов нагруже ния при НВ 200-500 то NHO от 107 до 6107 то KHL=1. 1,с.51

nН - коэффициент безопасности

nН=1,1- для колес из нормализованной и улучшенной стали

тогда Н1=(2265+70)/1,1=545 МПа

Н2=(2230+70)/1,1=482 МПа

Для косозубой передачи Н=0,45(Н1+Н2)

Получаем Н=0,45(545+491)=466,2 МПа

Определим допустимые контактные напряжения изгиба F; 2,с.43

где oFlimb- предел выносливости 2,с.43 таб.3.9

nF -коэффициент запаса 2,с.43

Для шестерни oFlimb1=1,8HB

Для колеса oFlimb2=1,8HB

nF=1,0 - для колес получаемых из поковок и штамповок

тогда nF=1,751=1,75

NFO - базовое число циклов нагружения

N=60cnLh(Тj/Tmax)6(Lhi/Lh)-эквивалентное число циклов

где ni- число оборотов шестерни или колеса.

n1=1302.3 об/мин. - частота вращения шестерни.

n2=232.5 об/мин. - частота вращения колеса.

с=1-число зацеплении зуба за один оборот

Lh=Lгод36524кгодксут- продолжительность работы передачи.

Поучаем Lh=15000 часов.

тогда NFE1=6011302,315000161+0,160,4+0,260,2=117,1107 циклов

NНlim2=30(HB2)2,4=30(235)2,4=13,97106-базовое число циклов,

Тогда NFE2=NFE1/u=117,1107/5,6=20,96107 циклов

Т.к. число циклов нагружения каждого зубчатого колеса больше базового числа циклов нагружения NFO=4106 то KFL=1.

тогда F1=(1,8265)/1,75=272,5 МПа

F2=(1,8235)/1,75=241,7 МПа

Определим межосевое расстояние аW, мм

аw=Ка(u+1)(Т2103)/(bau22HP)КН

где Ка=430 (Мпа)1/3 - вспомогательный коэффициент.

u=5.6- передаточное число передачи.

bа=b/аW=0,25- коэффициент ширины венца колеса. bd=0,5ba(u+1)=0,50,25(5.6+1)=0,569

примем КН=1,05- коэффициент, учитывающий неравномерности нагрузки по длине зуба.

Т2=137,2 Нм- вращающий момент на валу шестерни передачи.

НР=466,2 МПа - допустимое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом.

тогда получаем 3

аw=430(5,6+1)(137,21,05)/(0,255,62466,22)=124,558 мм

тогда ближайшее по ГОСТ6628-68 из первого ряда аw=125 мм.

модуль передачи m=(0,010,02)аw=(0,010,02)125=1,25…2,5 мм

примем m=2 мм, так как для силовых передач рекомендуется 2 мм

Ширина венцов: зубчатого колеса b2=baaw=0,25125=31,25 мм. принимаем b2=32 мм.

шестерни b1=b2+(35)=32+4=36 мм.

Минимальный угол наклона зубьев

min=arcSin(4m)/b2=arcSin(42)/32=0,25 тогда min=14о28

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса

тогда получим Z=2125Cos14o25/2=121

Полуученое значение округлим до целого числа в большую сторону Z=121.

Определим число зубьев шестерни Z1.

тогда получим Z1=121/(1+5,6)=18,33 примем Z1=18

Определим число зубьев колеса Z2. Z2=Z-Z1

тогда получим Z2=121-18=103

Определим действительную величину угла наклона зубьев

для косозубых передач min=8о16о

получаем =arcCos((1212)/(2125))=0,968 тогда =1432

Определим фактическое передаточное число uФ и проверим его отклонение u от заданного u:

uФ=Z2/Z1;

u=uФ-u/u100%4%

тогда получим uФ=103/18=5,72

Определим фактическое межосевое расстояние аW, мм.

тогда получим аW=(18+103)2/(2Cos14o32)=125 мм.

Геометрические параметры передачи

Определим делительный диаметр, мм:

Шестерни d1=mZ1/Cos=218/Cos14o32=37,2 мм.

Колеса d2=mZ2/Cos=2103/Cos14o32=212,8 мм.

Проверим межосевое расстояние аW, мм

получаем аW=(37,2+212,8)/2=125 мм.

Определим диаметр вершин зубьев, мм:

da1=d1+2m=37,2+22=41,2 мм.

da2=d2+2m=212,8+22=216,8 мм.

Определим диаметр впадин зубьев, мм:

df1=d1-2,5m=37,2-2,52=32,2 мм.

df2=d2-2,5m=212,8-2,52=207,8 мм.

Усилия в зацеплении

- окружная сила Ft1=Ft2=2Т2103/d2=2137,2103/212,8=1290 Н

- радиальная сила Fr1=Fr2=Ft2(tg/Cos)=1290(tg20o/Cos14o32)=485 Н

- осевая сила Fa1=Fa2=Ft2tg=1290tg14о32=334 Н

Проверим колеса по контактным напряжениям Н, МПа

где

К=376- вспомогательный коэффициент

КHv - коэффициент динамической нагрузки зависящий от окружной скорости и

степени точности передачи.

V=w2d2/(2103), м/с

V=24,3212,8/(2103)=2,586 м/с степень точности 9 тогда КHv=1,128

КН=1,121 - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

по графику рис. 4.2 (1, с.66) для 9 степени точности.

КН=1,35 коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

получаем

Н=3761290(5,72+1)/(212,832)1,1211,351,128=419,3 МПаН=466,2 МПа

Недогрузка составляет 10 % допустимая до 10 %

Проверим колеса по напряжению изгиба F, МПа

Коэффициент формы зуба, зависящего от эквивалентного числа зубьев zv.

Zv1=Z1/(Cos)3=18/(Сos14o32)3=19,85

Zv2=Z2/(Cos)3=103/(Сos14o32)3=113,56

YF1 и YF2- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. YF1=3,92; YF2=3,61

Находим соотношения

Дальнейший расчет будем вести для колеса.

где Ft2=1290 Н - окружная сила в зацеплении.

m=2 мм. - модуль зацепления.

b2=32 мм - ширина венца.

КF=KFKFKFvKA

КА=1 -коэффициент внешней динамической нагрузки.

КF=1 - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

КF=1,05 коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

KFv=1,043- коэффициент динамической нагрузки ,зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи определенных высшее.

КА=1 -коэффициент внешней динамической нагрузки.

Тогда КF=11,0511,043=1,095

Y=1 коэффициент учитывающий наклон зуба.

тогда F2=3,6111(12901,095)/(322)1=41,04 МПа <F2=241,7 МПа

3.2 Расчет тихоходной косозубой цилиндрической передачи

Для изготовления тихоходной передачи примем сталь 40Х. Принятый материал обладает следующими механическими свойствами: В=900 МПа, Т=750 МПа,

-1=410 МПа, 1,с.53, таб.3.2. Термообработка - улучшение, достигаемая твердость при термообработке 235...265 НВ. Примем шестерня 265HB, колесо 2305HB.

Определим допустимые контактные напряжения Н. 2,с.33

Н=НlimbKHL/nН

где Нlimb -предел контактной выносливости при базовом числе циклов:

2,с.34 таб.3.2

Нlimb=2HB+70

Шестерня Нlimb1=2HB+70 при НВ=260

Колесо Нlimb2=2HB+70 при НВ=235

KHL - коэффициент долговечности 1,с.51

NHO - базовое число циклов нагружения

N-число циклов нагружения за весь период службы.

N2-наработка за весь срок наработки; 1,с.51

N=60cnLh(Тj/Tmax)3(Lhi/Lh)-эквивалентное число циклов

где ni- число оборотов шестерни или колеса.

n1=232,5 об/мин. - частота вращения шестерни.

n2=50 об/мин. - частота вращения колеса.

с=1-число зацеплении зуба за один оборот

Lh=Lгод36524кгодксут- продолжительность работы передачи.

Поучаем Lh=15000 часов.

тогда NHE1=601232,515000131+0,130,4+0,230,2=68,9107 циклов

NНlim2=30(HB2)2,4=30(235)2,4=13,97106-базовое число циклов,

Тогда NHE2=NHE1/u=68,9107/4,6=15,32107 циклов

Т.к. число циклов нагружения каждого зубчатого колеса больше базового числа циклов нагруже ния при НВ 200-500 то NHO от 107 до 6107 то KHL=1. 1,с.51

nН - коэффициент безопасности

nН=1,1- для колес из нормализованной и улучшенной стали

тогда Н1=(2265+70)/1,1=545 МПа

Н2=(2230+70)/1,1=482 МПа

Для косозубой передачи Н=0,45(Н1+Н2)

Получаем Н=0,45(545+491)=466,2 МПа

Определим допустимые контактные напряжения изгиба F; 2,с.43

где oFlimb- предел выносливости 2,с.43 таб.3.9

nF -коэффициент запаса 2,с.43

Для шестерни oFlimb1=1,8HB

Для колеса oFlimb2=1,8HB

nF=1,0 - для колес получаемых из поковок и штамповок

тогда nF=1,751=1,75

NFO - базовое число циклов нагружения

N=60cnLh(Тj/Tmax)6(Lhi/Lh)-эквивалентное число циклов

где ni- число оборотов шестерни или колеса.

n1=1302.3 об/мин. - частота вращения шестерни.

n2=232.5 об/мин. - частота вращения колеса.

с=1-число зацеплении зуба за один оборот

Lh=Lгод36524кгодксут- продолжительность работы передачи.

Поучаем Lh=15000 часов.

тогда NFE1=6011302,315000161+0,160,4+0,260,2=68,6107 циклов

NНlim2=30(HB2)2,4=30(235)2,4=13,97106-базовое число циклов,

Тогда NFE2=NFE1/u=68,6107/4,5=15,24107 циклов

Т.к. число циклов нагружения каждого зубчатого колеса больше базового числа циклов нагружения NFO=4106 то KFL=1.

тогда F1=(1,8265)/1,75=272,5 МПа

F2=(1,8235)/1,75=241,7 МПа

Определим межосевое расстояние аW, мм

аw=Ка(u+1)(Т2103)/(bau22HP)КН

где Ка=430 (Мпа)1/3 - вспомогательный коэффициент.

u=4,5- передаточное число передачи.

bа=b/аW=0,25- коэффициент ширины венца колеса. bd=0,5ba(u+1)=0,50,25(4,6+1)=0,541

примем КН=1,05- коэффициент, учитывающий неравномерности нагрузки по длине зуба.

Т2=595,8 Нм- вращающий момент на валу шестерни передачи.

НР=466,2 МПа - допустимое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом.

тогда получаем 3

аw=430(4,5+1)(595,81,05)/(0,254,52466,22)=195,9 мм

тогда ближайшее по ГОСТ6628-68 из первого ряда аw=200 мм.

модуль передачи m=(0,010,02)аw=(0,010,02)200=2…4 мм

примем m=2 мм, так как для силовых передач рекомендуется 2 мм

Ширина венцов: зубчатого колеса b2=baaw=0,25200=50 мм.

шестерни b1=b2+(35)=50+4=54 мм.

Минимальный угол наклона зубьев

min=arcSin(4m)/b2=arcSin(42)/50=0,16 тогда min=9о12

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса

тогда получим Z=2200Cos9o12/2=197,4

Полуученое значение округлим до целого числа в большую сторону Z=197.

Определим число зубьев шестерни Z1.

тогда получим Z1=197/(1+4,5)=35,8 примем Z1=36

Определим число зубьев колеса Z2. Z2=Z-Z1

тогда получим Z2=197-36=161

Определим действительную величину угла наклона зубьев

для косозубых передач min=8о16о

получаем =arcCos((1972)/(2200))=0,985 тогда =956

Определим фактическое передаточное число uФ и проверим его отклонение u от заданного u:

uФ=Z2/Z1;

u=uФ-u/u100%4%

тогда получим uФ=161/36=4,5

Определим фактическое межосевое расстояние аW, мм.

тогда получим аW=(36+161)2/(2Cos9o56)=200 мм.

Геометрические параметры передачи

Определим делительный диаметр, мм:

Шестерни d1=mZ1/Cos=236/Cos9o56=73,1 мм.

Колеса d2=mZ2/Cos=2161/Cos9o56=326,9 мм.

Проверим межосевое расстояние аW, мм

получаем аW=(73,1+326,9)/2=200 мм.

Определим диаметр вершин зубьев, мм:

da1=d1+2m=73,1+22=77,1 мм.

da2=d2+2m=326,9+22=330,9 мм.

Определим диаметр впадин зубьев, мм:

df1=d1-2,5m=73,1-2,52=68,1 мм.

df2=d2-2,5m=326,9-2,52=321,9 мм.

Усилия в зацеплении

- окружная сила Ft1=Ft2=2Т2103/d2=2595,8103/326,9=3645 Н

- радиальная сила Fr1=Fr2=Ft2(tg/Cos)=3645(tg20o/Cos9o56)=1347 Н

- осевая сила Fa1=Fa2=Ft2tg=3645tg9o56=638 Н

Проверим колеса по контактным напряжениям Н, МПа

где

К=376- вспомогательный коэффициент

КHv - коэффициент динамической нагрузки зависящий от окружной скорости и

степени точности передачи.

V=w2d2/(2103), м/с

V=5,4326,9/(2103)=0,883 м/с степень точности 9 тогда КHv=1,117

КН=1,19 - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

по графику рис. 4.2 (1, с.66) для 9 степени точности.

КН=1,35 коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

получаем

Н=3763645(4,5+1)/(326,950)1,1171,351,19=448,9МПаН=466,2МПа

Недогрузка составляет 3,71 % допустимая до 10 %

Проверим колеса по напряжению изгиба F, МПа

Коэффициент формы зуба, зависящего от эквивалентного числа зубьев zv.

Zv1=Z1/(Cos)3=36/(Сos9o56)3=37,66

Zv2=Z2/(Cos)3=161/(Сos9o56)3=168,5

YF1 и YF2- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. YF1=3,74; YF2=3,60

Находим соотношения

Дальнейший расчет будем вести для колеса.

где Ft2=3654 Н - окружная сила в зацеплении.

m=2 мм. - модуль зацепления.

b2=50 мм - ширина венца.

КF=KFKFKFvKA

КА=1 -коэффициент внешней динамической нагрузки.

КF=1 - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

КF=1,05 коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

KFv=1,037- коэффициент динамической нагрузки ,зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи определенных высшее.

КА=1 -коэффициент внешней динамической нагрузки.

Тогда КF=11,0511,037=1,089

Y=1 коэффициент учитывающий наклон зуба.

тогда F2=3,611(36541,089)/(502)1=143,25 МПа <F2=241,7 МПа

4. расчет элементов корпуса.

Определим основные геометрические размеры корпуса редуктора:

Толщина стенки: корпуса 8 мм, крышки 18 мм

=0,025200+3=8 мм. примем =10 мм.

1=0,02200+3=7 мм. примем 1=8 мм.

Толщина верхнего пояса корпуса:

получаем b=1,510=15 мм. примем b=15 мм.

Толщина нижнего пояса крышки корпуса:

получаем b1=1,58=12 мм. примем b1=12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса: р=2,35

получаем р=2,3510=23,5 мм, примем р=25 мм.

Диаметр фундаментных болтов:

d1=(0,030,036)аТ+12

получаем d1=(0,030,036)200+12=18…19,2 мм. примем d1=20 мм.

Диаметр болтов: у подшипников: d2=(0,70,75)d1

d2=(0,70,75)20=1415 мм примем d2=16 мм

соединяющих основание корпуса и крышки: d3=(0,50,6)d1

d3=(0,50,6)20=1012 мм. примем d3=12 мм.

Размеры, определяющие положение болтов d2:

получим е=(11,2)16=1619,2 мм. q=0,516+8=16 мм.

примем е=18 мм. q=16 мм.

Размеры штифта:

Диаметр dШ=d3

Длина lШ=b+b1+5

получим dШ=12 мм. lШ=12+15+5=32 мм. примем lШ=35 мм.

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

по диаметру А=(11,2)=(11,2)10=1012 мм. Примем А=10 мм. по торцам А1=А=10 мм. Ширина фланца "К" и расстояние от корпуса до оси болтов подшипников "С":

М12 К=33 мм. С=18 мм. М16 К=39 мм. С=21 мм. М20 К=49 мм. С=25 мм.

Диаметр болта под заливную крышку редуктора d5,мм.

получим d5=0,420=8 мм, примем d5=8 мм.

Радиусы галтелей R из ряда: 5; 8; 10; 15; 20; 25; 30; 40 мм.

Расстояние между болтами фланца редуктора LФ;

LФ=(1015)d3

получим LФ=(1015)12=120180 мм. примем LФ=150 мм.

5.расчет валов редуктора

5.1 Ориентировочный расчет валов

Определим диаметр выходного конца вала, мм.

dВ16Т2103/К

где Т - вращающий момент на валу, Нм;

К=15…30 МПа- допустимое напряжение кручения

Полуученое значение округляем до ближайшего стандартного по ГОСТ 6636-75.

- быстроходный вал Т2=25,4 Нм

dВ11625,4103/3,1415=20,510 мм. примем dВ1=22 мм.

- под установку шкива d1=dВ1=22 мм.

- под установку подшипника и манжеты d2=25 мм.

- упорный буртик d3=30 мм.

- промежуточный вал Т2=137,1 Нм

dВ216137,1103/3,1425=30,268 мм. примем dВ2=30 мм. месте установки зубчатого колеса.

- под установку подшипника и манжеты d1=dВ2=25 мм

- под установку зубчатого колеса d2=30 мм.

- тихоходный вал Т3=595,8 Нм

dВ316595,8103/3,1425=49,52 мм. примем dВ3=50 мм.

- под установку муфты d1=dВ3=50 мм.

- под установку подшипника и манжеты d2=55 мм.

- под установку зубчатого колеса d3=60 мм.

- упорный буртик d4=65 мм.

5.2 предварительный выбор подшипников редуктора.

Согласно предварительно определенных диаметров валов редуктора

примем следующие типоразмеры подшипников:

- быстроходный вал:

предварительно выбираем подшипник радиальный шариковый однорядный №36205 по ГОСТ 8338-75, d=25 мм.; D=52 мм.; В=15 мм.; СR=13,1 Кн.; COR=9,2 Кн.

- промежуточный вал

предварительно выбираем подшипник радиальный шариковый однорядный №36205 по ГОСТ 8338-75, d=25 мм.; D=52 мм.; В=15 мм.; СR=13,1 Кн.; COR=9,2 Кн.

- тихоходный вал.

предварительно выбираем подшипник радиальный шариковый однорядный №36211 по ГОСТ8338-75, d=55 мм.; D=100 мм.; В=21 мм.; СR=41,9 Кн.; COR=34,9 Кн.

10.3 Размеры шпоночных соединений

Основные размеры соединений:

d- диаметр вала, мм

b- ширина шпонки, мм

h-высота шпонки, мм

t1-глубина паза в валу, мм

t2-глубина паза в ступице, мм

l-длина шпонки, мм

- быстроходный вал: d=22 мм. b=6 мм. h=6 мм. t1=5 мм. t2=3 мм. l=30 мм.

- промежуточный вал: d=30 мм. b=8 мм. h=7 мм. t1=4 мм. t2=3,3 мм. l=40 мм.

шлицевая части вала d=32 мм. D=36 мм. z=6 мм. b=6 мм.

- тихоходный вал: d=50 мм. b=14 мм. h=9 мм. t1=5,5 мм. t2=3,8 мм. l=50 мм.

d=60 мм. b=18 мм. h=11 мм. t1=7 мм. t2=4,4 мм. l=70 мм.

Оглавление

- Введение

- Выводы

- Список литературы

- Приложение