Расчёт редуктора

"text-align:center">   .

 

Диаметр впадин:

 

,                                            (7.2)

 

Подставим значения в формулу получим:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

рисунок 3 Эскиз колеса

 

 

8 Конструирование валов

 

8.1 Конструирование быстроходного вала

 

8.1.1 Определяем диаметр выходного конца вала из расчета на кручение

 

                      (8.1)

 

Примем  размеры выходного конца вала по ГОСТ 12080-66 [7] равным 35мм.

R=2,0мм                                      

d₁=М20^х1,5

с=1,6мм

L₁=80мм

L₂=58мм

 

8.1.2 Определяем диаметр вала для установки подшипника

 

                                     (8.2)

 

По ГОСТ 6636-69 из ряда R_a40 принимаем d_n = 40мм

 

8.1.3 Выбираем  подшипник тяжелой серии 4 с внутренним диаметром 40мм и выписываем его геометрические характеристики.

d=40мм                                 С=50,3кН

D=110мм                              С₀=37кН

В=27мм

r=3мм

d₂=50мм

D₂=100мм

D_Т=22,23мм

z=6

Так как 2d₂<d_a1, то шестерня изготавливается отдельно от вала.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

рисунок 4 эскиз быстроходного вала

 

 

8.2 Конструирование  тихоходного вала

 

8.2.1 Определяем диаметр выходного конца вала из расчета на кручение

 

                      (8.1)

 

Примем  размеры выходного конца вала по ГОСТ 12080-66 [7] равным 55мм.

R=2,5мм                                      

d₁=М36^х3

с=2,0мм

L₁=110мм

L₂=82мм

8.2.2 Определяем диаметр вала для установки подшипника

 

                                     (8.2)

 

По ГОСТ 6636-69 из ряда R_a40 принимаем d_n = 60мм

 

8.2.3 Выбираем подшипник тяжелой серии 4 с внутренним диаметром 60мм и выписываем его геометрические характеристики.

d=60мм                                 С=85,6кН

D=150мм                              С₀=71,4кН

В=35мм

r=3,5мм

d₂=72мм

D₂=138мм

D_Т=28,58мм

z=7

Так как 2d₂<d_a2, то колесо изготавливается отдельно от вала.

 

 

 

 

 

 

 

 

рисунок 5 эскиз тихоходного вала

 

 

9 Определение размеров корпусных  деталей

 

9.1 Определяем  толщину стенки корпуса и крышки

 

                                          (9.1)

 

С условием, что δ≥8мм, подставляем числовые значения в (9.1)

 

 

9.2 Определяем  толщину фланца корпуса b

 

                                     (9.2)

 

9.3 Определяем  толщину нижнего пояса корпуса  р

 

                                (9.3)

 

9.4 Определяем  диаметр фундаментных болтов  d_ф

 

                (9.4)

 

9.5 Определяем  диаметр болтов у подшипника

 

                       (9.5)

 

9.6 Определяем  диаметр болтов, соединяющих фланцы d_фл

 

                    (9.6)

 

9.7 Определяем  размеры, определяющие положение  болтов у подшипника

 

 е=1,2d_п=1,2∙15,5=18,6мм                               (9.7)

 

 

10 Расчет шпоночных соединений

 

10.1 Расчет  шпонки на быстроходный вал

 

Вид деформации срез

 

                                      (10.1)

 

где Q – сила, действующая на шпонку

 А_ср – площадь среза

 

Крутящий  момент рассчитываем по формуле

 

Т=F∙l=Fd/2                                             (10.2)

 

где F – сосредоточенная сила

       l – длина шпонки

 

Из (10.2) выводим  силу и определяем ее значение

 

 

Определяем  площадь среза

 

А_ср=b(l-b)=10(70-10)=600мм² = 6см²                           (10.3)

 

Подставляем числовые значения в (10.1)

 

 

Определяем  допускаемое значение [σ]_см

 

 

Смятие  шпонки рассчитываем по формуле

 

(10.4)

 

Допускаемое касательное напряжение на срез определяем по формуле

 

                                       (10.5)

10.2 Расчет  шпонки на тихоходный вал

 

 

Определяем  площадь среза

 

А_ср=b(l-b)=16(70-10)=960мм² = 9,6см²                           (10.3)

 

Подставляем числовые значения в (10.1)

 

 

Смятие  шпонки рассчитываем по формуле

 

(10.4)

 

Допускаемое касательное напряжение на срез определяем по формуле

 

                                       (10.5)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

11 Расчет подшипников на долговечность  для тихоходного вала    редуктора

 

Подшипник  №412

С=85,6кН

С₀=71,4кН

Силы  в зацеплении

F_t=3,7kH

F_r=1,4kH

F_a=1,02kH

F_n=4,08kH

 

11.1 Рассчитываем  силу, действующую на консольную  часть вала

 

F_к=125               (11.1)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

11.2 Определяем  опорные реакции

 

 

 

Проверка

 

 

 

 

Проверка

 

11.3 Строим  эпюры внутренних усилий и  суммарную эпюру

 

11.3.1 Строим эпюры для плоскости YOZ для первого участка

 

0≤Z₁≤0,105м

при Z₁=0;                   M_Y1=0

при Z₁=0,105;            M_Y1=1,788∙0,105=0,188kH∙м

Строим  эпюры для плоскости YOZ для второго участка

0≤Z₂≤0,105м

при Z₂=0;                   M_Y2=0

при Z₂=0,105;            M_Y2=-0,388∙0,105=0,041kH∙м

 

11.3.2 Строим  эпюры для плоскости XOZ для первого участка

 

0≤Z₁≤0,105м

при Z₁=0;                   M_X1=0

при Z₁=0,105;            M_X1=-3,27∙0,105=-0,34kH∙м

 

Строим  эпюры для плоскости YOZ для второго участка

0≤Z₂≤0,105м

при Z₂=0;                   M_X2=-0,34kH∙м

при Z₂=0,105;            M_X2=-0,3 kH∙м

 

Строим  эпюры для плоскости YOZ для третьего участка

0≤Z₂≤0,085м

при Z₃=0;                   M_X3=0

при Z₃=0,085;            M_X3=-0,3 kH∙м

 

11.3.3 Строим  суммарную эпюру

 

Для построения используем формулу

 

                                        (11.2)

 

11.3.4 Определяем  наибольшую нагруженную опору

 

R_max=R_A=3,727kH

 

 

 

11.4 Производим расчет подшипника по наибольшей нагрузке R_MAX

 

Определяем  эквивалентную нагрузку, действующую  на подшипник

 

                             (11.3)

 

где Х  и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок                    

       К_к=1 – коэффициент вращения кольца, при вращении внутреннего кольца

       F_r=R_max

       К_т – температурный коэффициент принимаем равным 1

       К_б – коэффициент безопасности принимаем равным 1,3

 

Из соотношения  принимаем e=0,22

Из соотношения  >e, тогда Х=0,56 и Y=2

 

Подставляем числовые значения в (11.3)

 

 

Рассчитываем  действительный срок службы подшипника

 

                                           (11.4)

 

где α  – для шариковых подшипников  равно 3

 

Подставляем числовые значения в (11.4)

 

 

Вывод: надежность подшипника обеспечена.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

12 Расчет тихоходного вала на  выносливость

 

Вал выполнен из материала Сталь 45. Выписываем и рассчитываем основные характеристики:

 

;

                       

 

где σ_В – предел прочности

       σ_-1, τ_-1 – пределы выносливости

 

Рассчитываем  запас прочности 

 

                                     (12.3)

 

                                       (12.4)

 

где К_σ , К_τ – коэффициенты концентрации напряжений принимаем по таблице [5] равными 1,7 и 1,6 соответственно

       ε_σ и ε_τ – коэффициенты, учитывающие размеры поперечного сечения принимаем по таблице [3] равным 0,76 и 0,65 соответственно

       β – коэффициент, учитывающий  шероховатость поверхности, принимаем из справочника [3] равным 0,95

       ψ_σ и ψ_τ – коэффициенты, учитывающие материал вала, принимаем 0,1

       τ_а=τ_m – коэффициенты, учитывающие изменение напряжения по отнулевому циклу

       σ_а – амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба

       σ_m – среднее напряжение цикла нормальных напряжений, рассчитываем по формуле

 

           (12.5)

 

 

 

 

 

 

Рассчитываем  τ_а и τ_m по формуле

 

                                          (12.6)

 

где W_К – момент сопротивления кручению

 

     (12.7)

 

Подставляем числовые значения в (12.6)

 

 

Рассчитываем σ_а по формуле

 

                                         (12.8)

 

где W_x – момент сопротивления изгибу, рассчитываем по формуле

 

    (12.9)

 

Подставляем числовые значения в (12.8)

 

 

Подставляем числовые значения в (12.3) и (12.4)

 

>[S]

 

Вывод: запас  прочности для вала более чем  достаточный поэтому для его изготовления можно использовать менее прочную и более дешевую марку стали.

13 Смазка редуктора

Для редукторов обычного назначения принимают непрерывное смазывание жидким маслом картерным не проточным  способом. Этот способ применяют для  зубчатых передач при окружных скоростях  от 0.3 до 12.5 м\с.

 

    13.1 Выбор сорта масла

 

Выбор сорта масла зависит от значения окружной скорости колес и  расчетного контактного напряжения. Учитывая эти данные выбираем сорт масла по ГОСТ 174794-87.

Масло И-Г-А-68 является индустриальным для гидравлических систем, без присадок. Кинетическая вязкость при 40°С - 61…75 мм³\с .