Цилиндрический редуктор

Е_пр = 2,1×10⁵ МПа – модуль упругости;

Т = Т₄ =120 Н×м – момент на валу с колесом данной ступени;

;

К_Нb = 1.06 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

 = 443,4 МПа – наименьшее допускаемой контактное напряжение ступени; 

по СТ СЭВ 229 – 75 принимаем межосевое расстояние по 1-му ряду .

    Ширина  венца колеса: .

    Модуль  зубьев: , берем

    Определим угол наклона делительной линии  зуба :

     ; 

    Суммарное число зубьев: ., принимаем

    Число зубьев шестерни: ,

    Число зубьев колеса .

    Действительное  передаточное отношение: .

    Проверим  расчет, определив d₁ и d₂

     мм ;  мм

     мм - верно 
 

    Диаметры  вершин:

    

     .       Диаметры впадин:

     .       Уточняем значение  угла  по межосевому расстоянию

     ; 

    Выполняем проверочный расчет по контактным напряжениям

    

    Предварительно  определяем окружную скорость:

    

    Назначаем восьмую степень точности

    

    Рассчитаем  коэффициент торцового перекрытия

    

    Коэффициент повышения прочности

    

    Определим контактные напряжения Условие выполняется.

    Проверочный расчет по напряжениям изгиба

    

     ;   

    Y_F1=3.88;  Y_F2=3.6

     ;   - расчет ведем по колесу

    

    K_F =1.35    

    

    

    

    Условия прочности соблюдаются

    

Рис.2. Кинематическая схема цилиндрической передачи 

 

6. Расчет геометрических параметров цилиндрической открытой передачи

    Межосевое расстояние найдем по формуле:

,

где u_цп  = 3,55 – передаточное отношение ступени;

Е_пр = 2,1×10⁵ МПа – модуль упругости;

Т = Т₂ =31,54 Н×м – момент на колесе данной ступени;

;

К_Нb = 1.05 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

 = 513 МПа –допускаемой контактное напряжение ступени;

по СТ СЭВ 229 – 75 принимаем межосевое расстояние по 2-му ряду .

    Ширина  венца колеса: .

    Модуль  зубьев: , берем .   

    Суммарное число зубьев: ., принимаем

    Число зубьев шестерни: ,

      тогда число зубьев колеса  .

    Действительное  передаточное отношение: .

    Определение ошибки по передаточному отношению: .

    Делительные диаметры:

     .

    Диаметры  вершин:

     . 
 

    Диаметры  впадин:

            Ширина шестерни: .

    Проверка  на контактную выносливость:

     , где T = 9,349 Н×м – момент на ведущем колесе, КНV = 1,01 – коэффициент динамической нагрузки, (расчет ведется по колесу).

    Окружная  скорость:

    Назначаем девятую степень точности

     ;   ; 

    

     ; 390,9<513 - условие выполняется.

    Проверка  на изгиб:

     ,  где  ,   

      ;

    Y_F1 = 3,9 – коэффициент учитывающий форму зуба;

    Y_F2=3.6

    KFb = 1,04 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

    KFV = 1,04 – коэффициент динамической  нагрузки.

        - расчет ведем по колесу

    

    

      - условие выполняется.

    

    7. Проектный расчет валов

Входной вал редуктора:

 - расчетный диаметр выходного конца вала, где

- допускаемое напряжение, принимаем  равным 25

Т – момент на валу;

, принимаем  ;

Диаметр под  подшипник принимаем 25мм, диаметр под шестерней принимаем 30мм, диаметр буртика 35мм.

Рис.3. Ведущий  вал

 Выходной вал редуктора:

- расчетный диаметр выходного конца вала, где

- допускаемое напряжение, принимаем  равным 25

Т – момент на валу;

 принимаем

Диаметр под  подшипник принимаем 35мм, диаметр под зубчатое колесо – 40мм, диаметр буртика-45мм 

 

  Рис.4. Выходной вал редуктора

Вал вне редуктора (перед муфтой под колесом открытой передачи):

- расчетный диаметр выходного  конца вала, где

- допускаемое напряжение, принимаем  равным 25

Т – момент на валу;

 принимаем

Диаметр под  подшипник принимаем 25мм, диаметр под зубчатое колесо – 30мм, диаметр буртика-35мм 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

    8.Конструктивные размеры корпуса редуктора

    Толщина стенки основания корпуса:

    Толщина стенки крышки корпуса:

    Толщина ребра жесткости корпуса:

    Диаметр стяжных болтов:

    Ширина  фланца разъема корпуса:

    Толщина фланца разъема корпуса:

    Ширина  лап корпуса:

Толщина лап  корпуса:

 

9. Расчет долговечности подшипников и проверка диаметра вала

Выходной  вал редуктора:

Определим силы в зацеплении: коническая передача

Цилиндрическая  передача закрытая:

Определим реакции  опор

Горизонтальная  плоскость

 Fr*a+M-R_B1(a+b)=0,

Rb1=(Fr*a+M)/(a+b)=(460.2*0.054+31.7)/0.108=523.6H; Rb1=523.6H

 Fr*b-M-R_A1(а+b)=0;

Ra1=(Fr*b-M)/(a+b)=(460.2*0.054-31.7)/0.108=-63.41H; Ra1=-63.41H  

Вертикальная  плоскость

 Ft*a-R_B2(а+b)=0

Rb2=Ft*a/(a+b)=1224*0.054/0.108=612H; Rb2= Ra2=612Н

Найдем моменты  для построения эпюры

M1=Ra1*a=63.41*0.054=3.42Н*м;  M2=Rb1*b=523.6*0.054=28.27Н*м

M3=M4=Rb2*b=612*0.054=33Н*м;   

    Строим эпюры крутящих и изгибающих моментов, опираясь на реакции опор, определение момента (сила на плечо), влияние сосредоточенного момента от действия осевых сил на эпюру (скачок на величину момента).

    

        Суммарные реакции:

    

      
 
 
 

    

                             

      Рис.5. Эпюры крутящих и изгибающих моментов

                                           выходного вала редуктора

Определяем  эквивалентный момент в наиболее опасном сечении вала

 

Рассчитываем  допускаемый диаметр вала, исходя из допускаемого напряжения на изгиб, равного 278МПа.

Принятый нами ранее диаметр ведущего вала составляет 30мм, что более допускаемого диаметра. Следовательно, условие прочности соблюдается.

Подбираем подшипник 36207 со следующими параметрами:

d=35, D=72мм, В=17мм, С=23.5КН, С0=17.8КН, Fr1=805.4 17800Н

условие статической грузоподъемности выполняется

Эквивалентная нагрузка составляет:

Рэ=(XVFr1+YFa)KбКт=(0.45*805.4+1.81*317.23)=936.6Н

V=1 – вращается внутреннее кольцо, Кб=Кт=1 – при температуре до 100 градусов

Отношение Fa/C0=317.23/17800=0.0178, значит е=0,3

Отношение Fa/Fr1=317.23/805.4=0.39 e=0.3, значит X=0.45, Y=1.81

Расчетная долговечность  составляет

Расчетная долговечность  в часах составляет

Для зубчатых редукторов ресурс работы принят равным 40000часам, следовательно, расчетная долговечность подшипников намного превышает ресурс редуктора, подшипники подходят для данного вала. 

  
 

10.Расчет валов на статическую прочность и выносливость. 

Выходной  вал редуктора

Проверим  наиболее опасное сечение

  Изгибающий момент

  

Напряжение изгиба (амплитуда переменных составляющих цикла)