Проектирование редуктора

 

 

 

Определяем размеры звездочек. Находим диаметры делительных окружностей, мм:

 

 

 

диаметры наружных окружностей, мм:

 

 

где k = 0,7 для приводных цепей, и вычисляем по формулам

 

 

диаметры окружности впадин, мм:

 

 

 

 

 

 

 

Смещение центров дуг  впадин, мм,

e = (0,01…0,05)t = (0,01…0,05)38,1 = 0,381…1,905;

принимаем e = 1,5 мм.

Половина угла заострения зуба , угол впадины зуба .

Радиус закругления головки  зуба мм.

Высота прямолинейного участка  профиля зуба мм.

Ширина зуба мм,

где - расстояние между внешними пластинами цепи, согласно табл. 2.34 = 25,4 мм.

Ширина вершины зуба мм.

На последнем этапе  вычисляют силу давления на валы:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4. Выбор материала валов

Для второго вала редуктора  выбрали сталь 45, размер любой, с  механическими характеристиками: 200 НВ; =560 МПа; = 280 МПа; = 250МПа;= 150МПа; = 0; 0.  

 

Ориентировочный расчет вала

Определяем диаметр выходного  конца второго вала. Принимаем  [] = 25МПа,

 

 

Конструктивно назначаем и округляем по ГОСТам диаметры остальных участков вала:

 мм;

 мм;

 мм;

 мм;

 мм.

По найденному диаметру вала под колесом подбирают стандартные  подшипники

 

 

Следовательно выбираем роликоподшипники конические радиально-упорные.

Для первого вала редуктора  выбрали сталь 40Х, размер любой, с  механическими характеристиками: 200 НВ; = 730 МПа; = 500МПа; = 320МПа; = 200МПа; = 0,1; 0,05.

 мм;

 мм;

 мм;

 мм;

 мм.

По найденному диаметру вала под подшипником подбирают стандартные  подшипники

 

 

предварительно выбираем роликоподшипники конические радиально-упорные.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Эскизная компоновка редуктора

Выполняя эскизную компоновку редуктора, определяем расстояние между  силами, приложенными к валу, и реакциями  опор: = 0,18 м; = 0,07 м; = 0,108 м.

1 вал	2 вал
Обозначение подшипника 7209	Обозначение подшипника 7319
d = 45	d = 65
D = 85	D = 140
= 20,5	= 36,5
=20	=35
=19	B = 33
=16	= 28
C = 50	C = 146
=1,45	=1,97
= 0,41	e = 0,3
= 33	=112

 

 

 

 

Элементы открытых передач

На эскизной компоновке редуктора  необходимо показать один из элементов открытой  передачи, расположенной, согласно схеме привода, на одном из валов редуктора. Длину и диаметр ступицы звездочки () определяют по формулам:

 

 

 

 

где  - диаметр вала звездочкой.

 

 

Проверочный расчет вала на статическую прочность

1. Вычерчиваем схему нагружения вала в вертикальной плоскости YOZ, представляя его в виде балки на двух опорах – А и В. Определяем величину изгибающего момента , возникающего в результате действия осевой силы :

 

Исходные данные для расчета 1 вала:

;

;

;

l₁ = 0, 18мм.

Рассчитываем реакции  опор в точках А и В из условий  равновесия:

0 ,       

отсюда

 

0,

0,

отсюда

 

Выполняем проверку:

 

Определяем изгибающие моменты  по нагруженным участкам вала в вертикальной плоскости YOZ:

,

 

при  Нм

при  

 

 

 

при  Нм

при  

Строим эпюру изгибающих моментов Му.

2. Вычерчиваем  схему нагружения вала  в горизонтальной плоскости XOZ и определяем реакции опор:

0, 

 

 

0,

 

 

Выполняем проверку:

 

Рассчитываем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в горизонтальной плоскости  XOZ:

 

 

при  

при  

 

 

 

при  

при  

Строим эпюру изгибающих моментов Мх.

3. Определяем величины суммарных  изгибающих  моментов в сечениях вала по формуле:

 

 

 

 

По полученным значениям  строим эпюру изгибающих моментов .

4. Строим эпюру крутящих моментов Т, определяя по схеме привода нагруженные участки вала.
5. Находим опасное сечение по величине и Т на эпюрах.

Определяем эквивалентный  момент

 

 

6. Уточняем диаметр вала в опасном сечении под колесом, принимая допускаемое напряжения при изгибе [:

 

где МПа – допускаемое напряжение при изгибе

 

Расчет  валов  показал, проность  вала достаточным.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Проверочный расчет вала на статическую прочность

1. Вычерчиваем схему нагружения вала в вертикальной плоскости YOZ, представляя его в виде балки на двух опорах – А и В. Определяем величину изгибающего момента , возникающего в результате действия осевой силы :

 

Исходные данные для расчета 2 вала:

;

;

;

;

= 0,07мм.

Рассчитываем реакции  опор в точках А и В из условий  равновесия:

0,

 

 

0,

 

 

Выполняем проверку:

 

Определяем изгибающие моменты  по нагруженным участкам вала в вертикальной плоскости YOZ:

 

,

при  Нм

при  

 

,

при  

при  

 

Строим эпюру изгибающих моментов Му.

2. Вычерчиваем схему нагружения вала в  горизонтальной плоскости  и определяем реакции  опор:

0,

 

 

0,

 

 

Выполняем проверку:

 

Определяем изгибающие моменты по нагруженным участка вала:

 

,

при  

при  

 

,

при  

при  

 

 

при  

при  

 

Cтроим эпюру  изгибающих моментов Мх.

3. Определяем величины суммарных изгибающих моментов в сечениях вала по формуле :

,

;

;

;

.

По полученным значениям  строим эпюру изгибающих моментов .

4. Строим эпюру крутящих моментов Т, определяя по схеме привода нагруженные участки вала.
5. Находим опасное сечение по величине и Т на эпюрах.

Определяем эквивалентный  момент

,

 

Уточняем диаметр вала в опасном сечении под подшипником, принимая допускаемое напряжение  [:

 

где МПа – допускаемое напряжение при изгибе

 мм

Принимаем  - подшипник 7312:

соответственно уменьшаем  остальные диаметры вала:

мм

 мм

 мм

мм

 

 

 

5. Уточненный расчет выходного вала на усталостную прочность

1. Опасное сечение под подшипником

 

где  - рекомендуемый коэффициент запаса прочности;

 и  – коэффициенты запаса прочности, соответственно, по нормальным и касательным напряжениям.

 

 

здесь  и – средние значения нормальных и касательных напряжений;

 и  – амплитудные значения нормальных и касательных напряжений.

 

 

здесь Нм – суммарный изгибающий момент в опасном сечении вала;

 – момент  сопротивления  при изгибе;

 – полярный  момент сопротивления.

Так как опасное сечение  находится под подшипником, то

 

Концентраторами напряжений в этом случае являются посадка к6 и переходная галтель. При посадке к6 d = 60мм и по табл. 5 принимаем

 

 

Галтель переходная. По табл.4 принимаем r/d = 0,1; = 1,6 и =1,25; = 0,73 и = 0,71.

Находим отношения:

 

 

В формулу подставляем  большие значения отношений:

 

 

Общий коэффициент запаса прочности

 

Условие прочности выполняется, так как [= 1,5…3,0.

 

 

Расчет шпоночных соединений

Условие прочности на смятие шпонки описывается формулой

 

где – напряжение смятия, МПа;

      – диаметр вала под шпонкой, мм;

      – высота шпонки, мм;

      – глубина шпоночного паза вала, мм;

      – рабочая длина шпонки, мм;

          – допускаемое напряжение смятия, (при стальных ступицах)

1. Расчет шпоночного соединения на входном валу

 мм по СТ СЭВ 189-75 выбираем призматическую шпонку: b = 14 мм; h = 9 мм; t₁ = 5,5 мм; t₂ = 3,8 мм

Длина ступицы муфты равна 45,6 мм, по стандартному ряду округляем до 40 мм

Рабочая длина шпонки

мм

Напряжение смятия

 

Условие прочности на смятие шпонки выполнено.

2. Расчет шпоночного соединения на выходном валу

 мм по СТ СЭВ 189-75 выбираем призматическую шпонку: b =18 мм; h = 11 мм; t₁ = 7 мм; t₂ = 4,4 мм; = 52 мм.

Длина ступицы шкива равна 82,5 мм, по стандартному ряду округляем  до 80 мм

Рабочая длина шпонки

мм

Напряжение смятия

 

Условие прочности на смятие шестерни выполнено.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6. Расчет подшипников качения по динамической грузоподъемности

l вал

Назначаем однорядные радиальные - упорные шарикоподшипники

Параметры подшипников ведущего вала

Тип подшипника	d, мм	D, мм	B, мм	C, кН	C0, кН	Y	e	X	V
7209	45	85	19	50	33	1,45	0,41	0	1

Требуемая долговечность  подшипников

 

 

где – срок службы;

– коэффициент  годовой загрузки;

– коэффициент  суточной загрузки

Эквивалентная динамическая нагрузка

 

где – коэффициент безопасности; толчке отсутствуют      т.1

– температурный  коэффициент , тем-ры меньше  90            т.2

– коэффициент, учитывающий  вращение колец подшипника;

          – радиальная нагрузка на подшипник;

– коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

          .

Радиальная нагрузка R на обоих подшипниках вала

=,

Н

т.к. подшипник  нагружен для дальнейших расчетов берем для этого подшипника.

 

для конических роликоподшипников

 

Расчетная динамическая грузоподъемность

 

 

где   – частота вращения вала;

– показатель степени;

– эквивалентная  динамическая нагрузка;

 – требуемая  долговечность

Так как , то условие выполнено.

2 вал

Параметры подшипников ведущего вала

Тип подшипника	d, мм	D, мм	B, мм	C, кН	C0, кН	Y	e	X	V
7312	60	130	31	128	96,5	1,97	0,3	0	1

Радиальная нагрузка R на обоих подшипниках вала   

 

 

 

т.к. подшипник нагружен для дальнейших расчетов берем для этого подшипника.

 

 

для конических роликоподшипников

 

 

 

 

Так как , то условие выполнено.

 

 

 

 

 

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

1) Толщина стенки корпуса редуктора:

δ=0,025·a_w+1…5=0.025·200+1…5 = 6…10мм

Принимаем δ = 8 мм

2) Толщина стенки крышки редуктора:

δ₁=0,02·а_w+1..5=0,02·200+1…5= 5 …10мм

Принимаем δ₁ = 8 

3)Толщина верхнего пояса корпуса редуктора:

S=(1,5..1,75)·δ=(1,5…1,75)·8 = 12…14 мм.

Принимаем S = 13 мм.

4) Толщина пояса крышки  редуктора:

=1,5·=1,5·7=10,5 округляем до 10 мм

5) Толщина нижнего фланца корпуса:

t=(2…2,5)·=(2…2,5)·8=16…20 мм

принимаем t =18 мм

6) Толщина ребер жесткости  корпуса:

0,85 8=6,8 мм

Принимаем  С=7 мм

7)Диаметр фундаментального болта:

=(1,5…2,5)8=12…20 мм   

Принимаем болты  с резьбой  М16

8) Ширина нижнего пояса   корпуса (ширина фланца для  крепления редуктора  к фундаменту)

2,1 округляем  до  34.

9)Диаметр болтов  соединяющих   корпус  с крышкой:

16=8…9,6 мм

Принимаем болты  с резьбой  М10

10) Ширина  пояса соединяющегося  корпуса с крышкой около   подшипников:

К=3=3

11) Диаметр  болтов,  соединяющих корпус и крышки  около  подшипников:

12 мм

12) Диаметр  болтов для  крепления крышки  подшипников   к корпусу: