Расчёт

Оглавление:

Исходные данные.................................................................................................................................................

3

I. Кинематический и силовой расчёт..................................................................................................................

4

II. Проектирование и проверочный расчёт зубчатой передачи.......................................................................

5

III. Конструктивные размеры шестерни и колеса.............................................................................................

7

IV. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора...........................................................................

7

V. Проверка долговечности подшипников........................................................................................................

9

VI. Проверка шпоночных соединений.............................................................................................................

11

VII. Уточнённый расчёт валов..........................................................................................................................

12

VIII. Посадки зубчатого колеса и подшипников.............................................................................................

13

IX. Выбор сорта масла.......................................................................................................................................

13

Литература ..........................................................................................................................................................

14

об = м ∙

зуб ∙ под = 0,98 ∙0,97 ∙0,99 = 0,817

где

м = 0,98 - КПД муфты.

зуб = 0,97 - КПД зубчатой передачи

под = 0,99 - КПД пары подшипников качения

2. Мощность требуемая:

тр = т =

2,5 = 3,06кВт

об

0,817

об = дв =

= 70;

зв

Принимаем

ред = 4, тогда

ред

=

об

=

70

= 17,5

ред

4

об =

ред ∙

ред

= 4∙17,5 = 70

=

∙

м = 3,06∙0,98 = 2,99кВт;

=

∙

зуб ∙

под = 2,99∙0,97∙0,99

= 2,85кВт;

=

∙

м = 2,85∙0,98 = 2,79 кВт;

=

∙

зуб ∙

под = 2,79∙0,97

∙0,99 = 2,55 кВт;

=

∙

м = 2,55∙0,98 = 2,5 кВт;

6. Вращающие моменты на валах привода:

= 9,55∙10

∙

= 9,55∙10

∙

3,06

= 41,75∙10

Н ∙ мм;

700

= 9,55∙10

∙

= 9,55∙10

∙

2,99

= 40,8 ∙10

Н ∙мм;

700

= 9,55∙10

∙

= 9,55∙10

∙

2,85

= 155,53∙10

Н ∙ мм;

175

= 9,55∙10

∙

= 9,55∙10

∙

2,79

= 152,25∙10

Н ∙ мм;

175

= 9,55∙10

∙

= 9,55∙10

∙

2,55

= 2435∙10

Н ∙ мм;

10

2,5

= 9,55∙10

∙

= 9,55∙10

∙

10 = 2387,5 ∙10

Н∙ мм;

Из табл. 2.7 (2) имеем:

Колесо

= 1,3∙10 ;

= 514 МПа;

= 256 МПа;

Шестерня

= 1,7∙10 ;

= 580 МПа;

= 294 МПа;

2. Определение действительных чисел циклов переменных напряжений:

Колесо

= 60∙

∙ = 60∙175∙15∙10

= 1,575∙10

Шестерня

= 60∙

∙ = 60∙700∙15∙10

= 6,3∙10

Так как >

и >

, то коэффициент долговечности

=

=1

3. Допускаемые напряжения:

=

∙

= 1∙514 = 514 МПа;

=

∙

= 1∙256 = 256 МПа;

=

∙

= 1∙580 = 580 МПа;

=

∙

= 1∙294 = 294 МПа;

4. Определяем межосевое расстояние, табл. 2.8 (2):

=

∙

ред +1

∙

∙

= 49,5∙ (4+1) ∙

40,8∙10 ∙1,01

= 113,9 мм

ред

∙

∙

4∙0,4∙514

Где

= 49,5 МПа

- табл. 2.9 (2) – вспомогательный коэффициент;

По табл. 2.22 (2) принимаем стандартное значение

= 112 мм; ГОСТ 2185-66

5. Модуль передачи:

Табл. 2.21 (2) → = (0,01…0,03) ∙

= (0,01…0,03) ∙112 = 1,12…3,36 мм

Принимаем

= 2 мм

6. Определяем число зубьев шестерни и колеса, суммарное число зубьев:

2∙

2∙112

112

=

=

2

= 112;

=

ред

+1 =

4+1 = 22,4;

Принимаем

= 22, тогда

=

−

= 112 − 22 = 90;

Фактическое передаточное отношение

ф =

=

= 4,09; погрешность равна ф ред = ,

,

= 0,022

ф

7. Определяем ширину венца колеса и шестерни:

=

∙ = 0,4∙112 = 44,8 → 45 мм;

= +2…5 = 45+2…5 = 50 мм

8. Геометрические параметры передачи:

Делительные диаметры:

=

∙ = 2∙22 = 44 мм;

=

∙

= 2∙90 = 180 мм;

Диаметры вершин:

=

+2∙ = 44+2∙2 = 48мм;

=

+2∙ = 180+2∙2 = 184 мм;

Диаметры впадин:

=

− 2,5∙ = 44 − 2,5∙2 = 39 мм;

= − 2,5∙ = 180− 2,5∙2 = 175 мм;

5

Проверка:

=

+

=

44+180

= 112 мм;

2

2

9. Силы в зацеплении:

Окружная

= ∙

=

∙

,

∙

= 1728 Н;

Радиальная

=

∙

= 1728∙0,364 = 629 ;

Осевая

= 0;

10. Расчётное контактное напряжение, табл. 2.8 (2):

=

∙

∙

∙

∙

ред

+1

= 1,76∙274∙0,88∙

45,44∙ (4+1)

= 482 МПа;

∙

ред

44∙4

Где

= 1,76 – табл. 2.15 (2) – коэффициент формы поверхностей зубьев;

= 274 МПа – табл. 2.9 (2) – вспомогательный коэффициент;

= 0,88 – табл. 2.17 (2) при

= 1,7;

Удельная расчётная окружная сила, табл. 2.8 (2):

= 2∙

∙

∙

∙

=

2∙40,8∙10 ∙1,03∙1,01∙1,06 = 45,44Н мм

∙

44∙45

Где

= 1,03 – табл. 2.10 (2);

= 1,01 – табл. 2.11 (2);

= 1,06 – табл. 2.19 (2);

Окружная скорость

=

∙

∙

= ,

∙

∙

= 1,6 м⁄с;

∙

∙

Недогрузка

∙100 =

∙100 = 6,3%;

можно уменьшить для экономии материала; принимаем

= 40 мм; тогда

= 45 мм:

= 51,12Н мм и

= 511Н мм; недогрузка = 0,6%; условие прочности выполнено.

По табл. 2.20 (2) принимаем 8 степень точности.

11. Расчётное напряжение изгиба:

Шестерня

=

∙

∙

= 4∙1∙ = 100 МПа;

Колесо

=

∙

∙

= 3,6∙1∙

= 90 МПа;

Удельная расчётная окружная сила, табл. 2.8 (2):

=

2∙

∙

∙

∙

= 2∙40,8∙10

∙0.91∙1,03∙1,15 = 50Н мм;

∙

44∙45

Где

= 0,91 – табл. 2.10 (2);

= 1,03 – табл. 2.11 (2);

= 1,15 – табл. 2.19 (2);

= 4

табл.2.18 (2);

= 1;табл.2.16 (2);

= 100 МПа <

= 294 МПа;

= 3,6

= 90 МПа <

= 256 МПа; → условие прочности выполняется;

12. Проектировочный расчёт валов редуктора:

Расчёт проводим на кручение при

к

= 15…20Мпа;

Ведущий вал (быстроходный):

=

, ∙

=

,

∙

= 23,87мм; Принимаем

= 25 мм;

= 30 мм;

к

,

∙

Ведомый вал (тихоходный):

=

, ∙

=

,

∙

= 33,86мм; Принимаем

= 35 мм;

= 40 мм; к = 42мм;

к

,

∙

= 44 мм;

= 48мм;

= 39 мм; = 45 мм;

Колесо кованное с размерами:

= 180 мм;

= 184 мм;

= 175 мм; = 40 мм;

Диаметр ступицы:

ст = 1,6∙ к

= 1,6∙42 = 67,2 мм → 68 мм;

Длина ступицы:

Фундаментных = (0,03…0,036) ∙ +8 = (0,03…0,036) ∙112+8 = 11,36…12,03мм; →

принимаем = М12;

Крепящих крышку к корпусу у подшипников

= (0,7…0,75) ∙

= (0,7…0,75) ∙ =

8,4…9 мм; → принимаем

= М10;

Крепящих крышку к корпусу

= (0,5…0,6)∙

= (0,5…0,6)∙

= 6…7,2 мм; → принимаем

= М8;

Крепящих крышки подшипников принимаем

= М8;

= = 2 =

1728

= 864 Н;

2

=

=

+

=

854

+314,5 = 920 Н;

По каталогу принимаем подшипники радиальные

шариковые №206 (30×62×16);

= 19,5 кН;

= 10 кН;

Эквивалентная нагрузка:

э =

∙

∙

б ∙

т = 920∙1∙1,2∙1 = 1104 Н;

б = 1,2;

т =

= 1;

Расчётная долговечность, млн. об:

=

=

19,5

= 5,5∙10

млн.об;

э

1,104

Расчётная долговечность, час:

=

∙10

=

5,5∙10

∙10

= 13∙10 часов > = 15∙10 часов;

60∙

60∙700

= = 2 =

1728

= 864 Н;

2

=

=

+

=

854

+314,5 = 920 Н;

По каталогу принимаем подшипники радиальные

шариковые №208 (40×80×18);

= 32 кН;

= 18,6 кН;

Эквивалентная нагрузка:

э =

∙

∙

б ∙

т = 920∙1∙1,2∙1 = 1104 Н;

б = 1,2;

т =

= 1;

Расчётная долговечность, млн. об:

=

=

32

= 24,35∙10 млн.об;

э

1,104

Расчётная долговечность, час:

=

∙10

=

24,35∙10

∙10

= 23∙10 часов > = 15∙10 часов;

60∙

60∙175