Расчет дыухступенчатого редуктора

Срок службы привода редуктора.





Срок службы (ресурс) Lh, ч, определяем по формуле:



Lh=365LrKrtcKcKП



Кr=20*12/365=0,657



Kc=6/8=0,75 



Lh=365*5*0,657*8*0,75*0,85=6115 г.



Lh – срок службы привода, лет;

Кr – коэффициент годового использования;

tc – продолжительность смены, ч. tc=8ч;

Kc – коэффициент сменного использования; 

KП – коэффициент простоя (15%) – 0,85



2. Выбор двигателя.



Определение номинальной мощности двигателя.



2.1.1. Определяем требуемую мощность рабочей машины Pрм, кВт :    



Pрм=Fv

Pрм=3,0*0,55=1,65 кВт. 



	F – тяговая сила цепи, кН;

	v – скорость грузовой цепи, м\с.



2.1.2. Определяем общее КПД привода:



=зпоп3подшм



где з.п – КПД закрытой передачи [ 1, табл. 2.2]

оп - КПД открытой передачи [ 1, табл. 2.2]

3подш - КПД подшипников (качения, скольжения)  [ 1, табл. 2.2]

м - КПД муфты [ 1, табл. 2.2]



=0,95*0,92*0,993*0,98=0,83





 2.1.3. Определяем требуемую мощность двигателя Pдв, кВт :



Pдв= Pрм/

Pдв=1,65/0,83=1,99 кВт



2.1.4. Определяем номинальную мощность двигателя Pном, кВт: 



Pном   Pдв [ 1, табл. 2.1]

2,2 кВт > 1,99 кВт





2.1.5. Выбор типа двигателя: 



Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Pnom=4 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:



                                							        Табл. 2.1.

  Вариант

Тип двигателя

Ном. мощность

Pном, кВт

Частота вращения,

об/мин







Синхрон.

При ном. 

режиме

       1

4АМ112MA8У3

2,2

750

700

       2

4АМ100L6У3

2,2

1000

950

       3

4АМ90L4У3

2,2

1500

1425

       4

4АМ80B2У3

2,2

3000

2850

[ 1, К9]



Определение передаточных чисел.



2.2.1. Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм , об/мин:



Nрм=v60*1000/ZP

Nрм=0,55*60*1000\9*100=36,6 об\мин



Z – число зубьев звездочки;

P – шаг грузовой цепи, мм. 



2.2.2. Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Pnom: 





U1=nном1\nрм;   U1=700/36,6=19,13 

U2=nном2\nрм ;    U2=950/36,6=25,96  

U3=nном3\nрм;    U3=1425/36,6=38,93 

U4=nном4\nрм ;   U4=2850/36,6=77,87 



Т.к. открытые зубчатые передачи лежат в интервале 3…7 пусть Uзп = const = 4,5   

                                                                         

												     Табл. 2.2.

передаточное число 

1

2

3

4

nномин

700

950

1425

2850

U

19,13

25,96

38,93

77,87

Uзп

4,5

4,5

4,5

4,5

Uоп=U\ Uзп

4,25

5,77

8,65

17,3



+







 

2.2.3. Определяем максимально допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины  npm , об/мин:



npm=npm/100

npm=36,6*5/100=1,83 об/мин



 - допускаемое  отклонение скорости грузовой цепи, %.



2.2.4. Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала

рабочей машины с учетом отклонения [nрм], об/мин:



[nрм]=nрм ±npm

приняв npm=+1,83 об/мин:

[nрм]=36,6+1,83=38,43 об/мин;

2.2.5 Определение  фактического передаточного числа привода uф:



uф=nном /[nрм]

uф=700/38,43=18,21

 

Уточним передаточные числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода:

  

uоп=uф/uзп;  uоп=18,21/4,5=4,05

uзп=uф/uоп;  uзп=18,21/4,05=4,5



Определение силовых и кинематических параметров привода



	           Pдв=Pдв                                   ωном=∏ nном/30          nдв=nном       Tдв=Pдв/ωном

	     PБ=Pдвnмnпк	ωБ=ωном                  nБ=nном         TБ=Tдвnмnпк

	     PТ=PБnзпnпк	ωТ=ωБ/uзп               nТ=nБ/uзп       TТ=TБnзпnпкuзп

		     Pрм=PТnопnск	ωрм=ωТ/uоп                nрм=nТ/uоп        Tрм=TТnопnпсuоп

		

		

		

Табличный ответ 





	                                                                   Таблица 2.2. Силовые и кинематические параметры привода    

 Тип двигателя  4АМ112MA8У3                     Pном=2,2 кВт      nном=700 об/мин

Параметр 

Передача 

Параметр 

Вал 



зп.

зп



ДВ

Б

Т

РМ

Передаточ -     ное число u

4,5

4,05

Расчетная мощ-

ность  P, кВт

1,99

1,93

1,82

1,66







Угловая скорость ω, 1/с

73,26

73,26

16,28

4,02

КПД

n

0,95

0,92

Частота вра- щения n, об/мин

700

700

155,5

38,4







Вращающий момент T, Н*м

27,16

26,35

111,52

431,68















	Выбор материала зубчатых передач.

	

		Выбор материала 



		Выбор твердости, термообработки и материала колес.





      По табл. 3.1.[1] определяем марку стали: 

для шестерни – сталь 45 : твердость 269…302 НВ

для колеса      – сталь 45 : твердость 235…262 НВ

Термообработка для обеих сталей – улучшение 



    НВср= НВmin+ НВmax/2

       НВср1=(269+302)/2=285,5 

       НВср2=(235+262)/2=248,5

       НВср1-НВср2=285,5-248,5=37          20<37<50



		 Механические характеристики стали. [ 1, табл. 3.2]





Для шестерни бв=890 Н/мм2  

	             б-1=380 Н/мм2 



Для колеса бв=780 Н/мм2

	         б-1=335 Н/мм2





		 Предельные размеры   [ 1, табл. 3.2]



Заготовка шестерни Dпред=80 мм

Заготовка колеса Sпред=80мм 



		Определение допускаемых контактных напряжений 



		 Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и зубьев колеса.





N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка); NHO – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости. N=573ωLh. Здесь ω – угловая скорость соответствующего вала, 1/с; Lh – срок службы привода, ч. 

Так как N1>Nho1 и N2>Nho2, то коэффициенты долговечности KhL1=1 и KhL2=1. 

NH01=16*106 число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для шестерни

NH02=10*106 число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу  выносливости для колеса

		

		N1=573*73,26*6115=256695347,7

		т.к N1>NHO1, то   KHL1=1

		

		N2=573*16,28*6115=57043410,6

		т.к N2>NHO2, то   KHL2=1

		

		 Определяем  допускаемые контактные напряжения [б]H

		

		[б]H1=KHL1[б]HO1

		[б]HO1=1,8 HBср+67 [ 1, табл. 3.1]

		[б]HO1=1,8*285,5+67=580,9 Н/мм2

		

		[б]H2=KHL2[б]HO2

		[б]HO2=1,8 HBср+67

		[б]HO2=1,8*248,5+67=514,3 Н/мм2

		

		min[б]H=514,3 Н/мм2

		

			 Определяем допускаемые напряжения изгиба, [б]F, Н/мм2

		

		[б]F1=KFL1[б]FO1

		[б]FO1=1,03 HBср [ 1, табл. 3.1]

		[б]FO1=1,03*285,5=294,07 Н/мм2

 =1 (N1>NFO)

		[б]F1=294,07 Н/мм2

		

		[б]F2=KFL2[б]FO2

		[б]FO2=1,03 HBср

		[б]FO2=1,03*248,5=255,96 Н/мм2

		=1(N2>NFO)

		[б]F2= 255,96 Н/мм2

		

		min [б]F= 255,96 Н/мм2

		

			Табличный ответ 

		

		                                        Таблица 3.2.  Механические характеристики материалов зубчатой передачи 

		Элемент

		передачи

		Марка

		стали

		Dпред

		Термообра-

		ботка

		НВср1

		бв

		б-1

		[б]H

		[б]F

		

		

		Sпред

		

						Н/мм2

		Шестерня

		Колесо

		45

		45

		80

		80

		У

		У

		285,5

		248,5

		890

		780

		380

		335

		580,9

		514,3

		294,07

		255,96

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

	 Расчет зубчатых передач редуктора.

		



			    Критерий технического уровня редуктора γ, кг. 



γ =m\T2≈10…20% 

m= (0,1…0,2)T2

m=(0,1…0,2)*111,52=11,152…22,304 кг



			Проектный расчет закрытой зубчатой передачи.



		  Определяем  главный параметр – межосевое расстояние   aw, мм.



Ka - вспомогательный коэффициент. Для прямозубой передачи – 49,5;

ψa=b2/aw – коэффициент ширины венца колеса 0,28…0,36; ψa =0,28;                 

u – передаточное число редуктора =4,5;

T2 – вращающий момент на тихоходном валу редуктора;

[б]H – допускаемое контактное напряжение с менее прочным зубом;

KHß -  коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба = 1.





		 Определяем модуль зацепления m, мм.

		

			 m≥2KmT2103/d2b2[б]f

		

		Km – вспомогательный коэффициент - 6,8

		d2 =2awu/(u+1) – делительный диаметр колеса;

		        d2 =2*115*4,5/(4,5+1)=188,88 мм

		b2= ψaaw  - ширина венца колеса;

		         b2=0,28*115=32,2 мм

		 [б]F – допускаемое напряжение изгиба материала с менее прочным зубом.

		

			       m≥2*6,8*111,52/188,18*32,2*255,96=1

		

		Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

		

		Z∑=Z1+Z2=2aw/m

		Z∑=2*115/1=230

		

		Определяем число зубьев шестерни:

		

		     Z1= Z∑/1+u

		  Z1=230/1+4,5=41,82

		

		Округляю до ближайшего целого числа: Z1=42 

		

		Определяем число зубьев колеса: 

		

		     Z2= Z∑-Z1

		  Z2=230-42=188

		

		Определяем фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение ∆u от    заданного u:

		

		uф= z2/ z1;   ∆u=| uф -u|/u*100

		uф=188/42=4,5

		∆u=|4,5-4,5|/4,5*100=0%

		

		Определяем фактическое межосевое расстояние:

		

     aw=( Z1+ Z2)/2

		  aw=(42+188)/2=115 мм 

		

		

		 Определяем основные геометрические параметры передачи, мм.



d1=mZ1                                  d2=mZ2            делительный диаметр 

da1=d1+2m                  da2=d2+2m     диаметр вершин зубьев

df1=d1-2,4m                df2=d2-2,4m   диаметр впадин зубьев

b1==b2+(2...4)                   b2= ψ aaw          ширина венца

 







Параметр 

Колесо

Шестерня

Делительный диаметр        мм Диаметр вершин зубьев     мм

Диаметр впадин зубьев      мм

Ширина винца                    мм 

d2=188

da2=190

df2=184

b2=33 

d1=42

da1=44

df1=39

b1=35

		

			Проверочный расчет закрытой зубчатой передачи.

		

		Проверяем межосевое расстояние: 

		   

aw=(d1+ d2)/2

		        aw=(42+188)/2=115 мм 

		

		  Проверяем пригодность заготовок колес:

		

Dзаг≤Dпред                 Sзаг≤ Sпред

Dзаг=da1+6 мм     Sзаг= b2+4 мм

		50<80             37<80

		

		Проверяем контактные напряжения бH, Н/мм2                             

		

     K – вспомогательный коэффициент =436

     Ft=2T2*103/d2  - окружная сила зацепления

     Ft=2*111,52*103/188=1185,24 Н

     KH=1 для прямозубых передач

     KH=1 для прямозубых передач

     KH=1.1 коэффициент динамической нагрузки  [ 1, табл. 4.2]

        v= ω2d2/(2*103)=16,28*188/2*103=1,53 м/с  (9 – степень точности)

		0,9*514,3<468,52<1,05*514,3

		

		Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни  бF1 и колеса  бF2  , Н/мм2

		

бF2=YF2Yß(F1/b2m)KFαKFβKFv≤ [б]F2



бF1= бF2 YF1/ YF2≤[б]F1



         m -  модуль зацепления =1мм;

         b2 – ширина зубчатого венца колеса=36 мм;

         F1 – окружная сила зацепления;

         KF- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями=1

         KF- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба=1

         KF- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

                        скорости колес и степени точности передачи=1,28 [ 1, табл. 4.3]

         Y F1=3,7  коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяются в  

         зависимости от числа зубьев шестерни z1  и колеса z2 [ 1, табл. 4.4]

         Y F2=3,63 

          Y- коэффициент учитывающий наклон зубьев=1



бF2 =3,63*1(1185,24/33*1)*1,28=166,88 Н/мм2

бF2 =166,88<255,96 Н/мм2

бF1=166,88*3,7/3,63=170,1 Н/мм2

		бF1=170,1<294,07 Н/мм2

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

			Табличный ответ.

		

		

Проектный расчет

Параметр

значение

1) межосевое расстояние                             aw     мм

2) модуль зацепления                                  m

3) ширина зубчатого венца:

    шестерни                                                   b1      мм

    колеса                                                        b2      мм

4) число зубьев:

    шестерни                                                   z1      

    колеса                                                        z2      

5) диаметр делительной окружности:

    шестерни                                                   d1      мм

    колеса                                                        d2      мм

6) диаметр окружности вершин:

    шестерни                                                   da1   мм

    колеса                                                        da2   мм

7) диаметр окружности впадин 

    шестерни                                                   df1   мм

    колеса                                                        df2  мм

115

1.00



35

33



42

188



42

188



44

190



39

184                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                  

Проверочный расчет 

Параметр 

Допускаемые значения 

Расчетные значения 

Примечания 

Контактные напряжения б, Н/мм2                            

514,3

468,52

8,94 % недогруз

Напряжения изгиба, Н/мм2

бF1

294,07

170

42,1 % недогруз



бF2

255,96

166,88

34,9 % недогруз

		

			

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

	  Расчет открытой конической зубчатой передачи



			Проектный расчет открытой передачи.

		

		Определяем главный параметр – внешний делительный параметр колеса de2, мм.

		

		

		KHβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца = 1;

		ΘH - коэффициент  вида конических колес = 1;

		

		

de2=197,21≈195 (табл.13,15 [1] )

		

		Определяем углы делительных конусов шестерни 1 и колеса 2



		2=arctgu;  1=900-2

		2=arctg 4,05=76,13031

		1=90-76,13031=13,86969

		

		Определяем  внешнее конусное расстояние Re, мм.

		

		Re=de2\2sin2

		Re=195/2sin76,13031=100,428 мм. 

		

		Определяем  ширину зубчатого венца шестерни и колеса b, мм. 

		

		b= ψRRe , где ψR=0,285 – коэффициент ширины венца 

b=0,285*100,428=28,422≈28  [ 1, табл. 13.15]

		

		Определяем  внешний окружной модуль me, мм. 

		

me=14T2*103\ ΘFde2b[б]F KFβ



KFβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца = 1;

ΘF - коэффициент  вида конических колес = 0,85;



me=14*111,52*103/0,85*195*28*255,96*1=1,314

в открытых передачах значение модуля me увеличиваем на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев:

me=1,314*1,3=1,71>1,5



		Определяем  число зубьев колеса Z2  и шестерни Z1



Z2= de2/me;   Z1=Z2/u

Z2=195/1,71=114,04≈114

Z1=114/4,05=28,2≈28



		Определяем фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение ∆u от    заданного u:

		

		uф= z2/ z1;   ∆u=| uф -u|/u*100 ≤4%

		uф=114/28=4,07

		∆u=|4,07-4,05|/4,05*100=0,49<4%



		Определяем  действительные углы делительных конусов шестерни 1 и колеса 2



		2=arctguф;  1=900-2

		2=arctg 4,07=76,19585

		1=90-76,13031=13,80415

		

		Коэффициент смещения колес 

		xe1=0,34;   xe2=-xe1 

		

		Определяем  фактические внешние диаметры шестерни и колеса, мм.

		

de1=meZ1                                                               de2=meZ2                                          делительный диаметр 

        dae1=de1+2(1+xe1)mecosб1                dae2=de2+2(1-xe1)mecosб2                диаметр вершин зубьев

dfe1=de1-2(1,2-xe1)mecosб1             dfe2=de2-2(1,2+xe1)mecosб2              диаметр впадин зубьев



		Таблица 5.1.

		Диаметр

		шестерня d1, мм. 

		колесо d2, мм. 

		Делительный, de

		47,88 

		246,24

		Вершин зубьев, dae

		52,32

		246,962

		Впадин зубьев, dfe

		47,809

		244,983

		

		Определяем  средний делительный диаметр шестерни d1 и колеса d2, мм.

		

d1≈0,857de1 ;  d2≈0,857 de2

d1≈0,857*47,88=41,033 мм;   d2≈0,857*246,24=211,028 мм.



		

			Проверочный расчет открытой передачи.

	

		Проверяем пригодность заготовок колес:

Dзаг≤Dпред                                    Sзаг≤ Sпред

Dзаг=dae+6 мм                 Sзаг= 8me мм

		52,32+6=58,32<80         8*1,71=13,68<80

		Cзаг=0,5b=0,5*28=14<80

		

		Проверяем контактные напряжения бH, Н/мм2                             



   



  F1=2T2*103/d2  - окружная сила зацепления

     Ft=2*111,52*103/211,028=1056,92 Н

     KH=1 

     KH=1

     KH=1.1 коэффициент динамической нагрузки  [ 1, табл. 4.2]

        v= ω2d2/(2*103)=16,28*188,18/2*103=1,53 м/с  (9 – степень точности)

		

		

		0,9*514<396,03<514*1,1

		

		Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни  бF1 и колеса  бF2  , Н/мм2

		

        бF2=YF2Yß(F1/ΘFbmе)KFαKFβKFv≤ [б]F2

         бF1= бF2 YF1/ YF2≤[б]F1



         KF- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями=1

         KF- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба=1

         KF- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

                        скорости колес и степени точности передачи=1,28 [ 1, табл. 4.3]

         Y F1 и Y F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяются в  

         зависимости от числа зубьев шестерни z1  и колеса z2   [ 1, табл. 4.4]

Yβ=1 



Zv1=Z1/cos1;   Zv1=28/cos13,80415=28,833;  YF1=4,15

Zv2=Z2/cos2;   Zv2=114/cos76,19585=477,787;  YF2=3,63



          бF2 =3,63*1(1056,92/0,85*28*1,71)*1,28=120,66 Н/мм2

бF2 =120,66<255,96 Н/мм2

бF1=120,66*4,15/3,63=137,94 Н/мм2

		бF1=137,94<294,07 Н/мм2

		

			Табличный ответ.

		

		                     Таблица 5.2.  Механические характеристики материалов зубчатой передачи

		

Проектный расчет

Параметры

Значение

Параметры

Значение

Внешнее конусное расстояние Re

100,428

Внешний делительный диаметр

шестерни de1

колеса de2





47,88

246,24

Внешний окружной модуль me



1,71





Ширина зубчатого венца b



28

Внешний диаметр окружности вершин

шестерни dаe1

колеса dаe2





52,32

246,96









Продолжение табл. 5.2. 

Проектный расчет

Параметры

Значение

Параметры

Значение

Число зубьев:

шестерни z1

     колеса z2



28

144

Внешний диаметр окружности впадин

шестерни dfe1

колеса dfe2





47,809

244,983

Вид зубьев



Средний делительный диаметр

шестерни d1

колеса d2





47,033

214,028

Угол делительного конуса, град:

шестерни 1

 колеса 2







13,80415

76,19585





Проверочный расчет 

Параметр

Допускаемые значения

Расчетные значения

Примечание

Контактные напряжения h, Н/мм2



514,3



396,03



22,9%

недогрузка





Напряжения изгиба, Н/мм2

f1

294,.07

137,94

53,4%

недогрузка



f2

255,96

120,66

52,9%

недогрузка

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

	Нагрузка валов редуктора

	

		

			Определяем силы в зацеплении закрытых передач

		

α=20 o          β=0 o



    Окружная                    Ft1= Ft2          Ft2=2T2*103/d2                    Ft1= Ft2=1185,25 Н

	    Радиальная                  Fr1= Fr2              Fr2= Ft2 tgα/cosβ                  Fr1= Fr2=431,4 Н

	    Осевая                         Fa1= Fa2             Fa2= Ft2 tgβ                           Fa1= Fa2=0  

		

			 Определение консольных сил 

		

		Окружная                       Ft1= Ft2                                      Ft2=2T2*103/0,857dе2=1056,9 Н            

Радиальная                     Fr1=0,36F t1cos1=369,5 Н    Fr2=Fa1

		Осевая                            Fa1=0,36 F t1sin1=90,8 Н      Fa2= Fr1

		

		

		Муфта на  

		быстроходном валу      

		

		

			 Силовая схема нагружения валов редуктора ( см. приложение ) 

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

		

















	Разработка чертежа общего вида редуктора

	

	

			 Выбор материала валов   [1, табл. 3.2]

	

Марка стали :  45 

Термообработка : Улучшение

бВ=890 Н/мм2

бТ=650 Н/мм2

б-1=380 Н/мм2



			 Выбор допускаемых напряжений на кручение 



Принимаем []к=10…20 Н/мм2 ; причем меньшие значения []к – для быстроходных валов, большие []к – для тихоходных.

[]к1= 10 н/мм2 -- для быстроходного вала

[]к2= 15 н/мм2 – для тихоходного вала



			Определение геометрических параметров ступеней валов 



		Для быстроходного вала

а) 1-я ступень под муфту



d1=(0,8…1,2)d1(дв)

где: d1(дв) – диаметр выходного конца вала ротора двигателя	d1(дв) =32  [1, К10] 

d1=(0,8…1,2)32=26…48 мм

d1=26 мм

ι1=(1,0…1,5)d1=30 мм



б) 2-я ступень под подшипник 

d2=d1+2t     

где:   t – высота буртика  t=2,2 мм

	d2=26+2*2.2=30,2 мм

Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13,15]

d2=30 мм 

	l2=1,5d2=1,5*30=45 мм

	

	в) 3-я ступень под шестерню 

d3=d2+3,2r     

где:   r – координаты фаски подшипника	r =2 мм

	d3=30+3,2*2=36,4 мм

Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13,15]

d3=36 мм

 ι3 – графически 



 г) 4-я ступень под подшипник 

 d4=d2=30 мм

l4=B=16 мм [1, К27]

	



		Для тихоходного вала

      а) 1-я ступень под элемент открытой передачи



       



где:   МК – Крутящий момент на валу   МК =Т2 =111,52 Н·м;    [τ]К=15 Н/мм2





    Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13,15]



    d1 =33 (мм)

     l1=(1,0…1,5)d1=40 мм 



     б) 2-я ступень под подшипник 

      d2=d1+2t     t=2.5 мм

      d2=33+2*2.5=40 мм

       l2=1.25d2=1.25*40=50 мм   



    в) 3-я ступень под шестерню 

    d3=d2+3.2r    

     где:   r – координаты фаски подшипника r =2,5 мм

     d3=40+3.2*2,5=48 мм

      l3 – графически 



     г) 4-я ступень под подшипник 

     d4=d2=40 мм 

      l4=B=18 мм  [1, К27]

     д) 5-я ступень упорная 

     d5=d3+3f

     d5=48+3*1.2=51,6 мм

     Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13,15]

     d5=52 мм

      l5 – графически 





			 Предварительный выбор подшипников качения 



     Для быстроходного вала выбираем подшипник легкой серии 206

     Для тихоходного вала выбираем подшипник легкой серии 208

Подшипники радиальные шариковые однорядные. Устанавливаются враспор.



		                                                                                                          Табл. 7.1. [1. К27]

Обозначение

d

D

B

r

Cr

C0r

206

30

62

16

1,5

19,5

10,0

208

40

80

18

2

32

17,8





			 Эскизная компоновка редуктора (см. приложение).











			Табличный ответ.

             Табл. 7.2

Ступень вала и ее параметры d, l

Вал-шестерня цилиндрическая 

                       Б

Вал колеса 

Т

1-я под элемент открытой передачи или полумуфту

d1

26

33



l1

30

40

2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d2

30

40



l2

45

50

3-я под шестерню, колесо

d3

36

48



l3

Графически 

Графически  

4-я под подшипник

d4

30

40



l4

16

18

5-я упорная или под резьбу





52







Графически 





































































	Расчетная схема валов редуктора (см. приложение).



			 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на быстроходном валу.



Дано: Ft1 =1185 H; Fr1 =431,4 H; Fм=256,66 H; d1 =41,82 мм; lb=87 мм; lм=67 мм;



		Расчет в вертикальной плоскости.

а) Определяю опорные реакции подшипников.

				

				 



Проверка:

		



б) Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н∙м.

		



		Расчет в горизонтальной плоскости.

а) Определяю опорные реакции подшипников.

		



 



		





Проверка:

	



б) Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н∙м.

			



		Определяю крутящий момент на валу.





		Определяю суммарные реакции опор подшипников.









		Определяю суммарные изгибающие моменты.

 









			Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на тихоходном валу.



Дано: Ft2 =1185 H; Fr2 =431,4 H; Ft1оп =1056,9 H; Fr1оп =369,5 H, Fa1оп =90,8 H, d2 =188,18 мм; d1оп =47,03 мм, lt=89 мм, lоп =61 мм;

		

		Расчет в вертикальной плоскости.

а) Определяю опорные реакции подшипников.

		



 



		



 



Проверка:

	



б) Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н∙м.

	

		



		Расчет в горизонтальной плоскости.

а) Определяю опорные реакции подшипников.

		



 

		

 

Проверка:

	

б) Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н∙м.

				

		Определяю крутящий момент на валу.

 



		Определяю суммарные реакции опор подшипников.

 



 



		Определяю суммарные изгибающие моменты.

 



 





















	Проверочный расчет подшипников.

	

			Определение эквивалентной динамической нагрузки.

	

		Определение эквивалентной динамической нагрузки для подшипников быстроходного вала.







		 [ 1, табл. 9.1]



где:   V – коэффициент вращения			V =1		[ 1, табл. 9.1]

	Rr – радиальная нагрузка подшипника		Rr =819,069

	Кб – коэффициент безопасности			Кб =1		[ 1, табл. 9.4]

КТ – температурный коэффициент		КТ =1		[ 1, табл. 9.5]

	 

	

		

	

	где:   m – показатель степени				m =3

		ω – угловая скорость вала			ω =73,26

		Lh – требуемая долговечность			Lh =8000	

	 

	

	

	

	

	Условие выполняется.

	 

	

	

	

	

	Условие выполняется.

	

Определение эквивалентной динамической нагрузки для подшипника (1) тихоходного вала.

	

	

	

           e =0,19		[ 1, К9]

	

	

	

	

	где:   X – коэффициент радиальной нагрузки	X =0,56	[ 1, табл. 9.1]

		Y – коэффициент осевой нагрузки		Y =2,3  	[ 1, К29]

	

	

	

	

	

	

	

	Условие выполняется.

	 

	

	

	

	

	Условие выполняется.

	

Определение эквивалентной динамической нагрузки для подшипника (2) тихоходного вала.

	

			

	

	e =0,36		 [ 1, К29]

	

	 Н

	

	 Н

	

	

	

	

	Условие выполняется.

	 ч

	

	

	

	

	Условие выполняется.

	

			Табличный ответ. 

														   Табл. 9.1 

Вал

Подшипник

Размеры

Динамическая грузоподъемность, Н

Долговечность, ч



Принят предварительно

Принят окончательно



Crp

Cr

L10h

Lh

Б

206

206

30/62/16



19500



8000

Т

208

208

40/80/18

16685

29800

56971

10000



	
Проверочный расчет шпонок.



			 Расчет шпонки колеса.

 



	где:   Ft – окружная сила				Ft =1056,9 Н

		АСМ – площадь смятия				

	

		[]СМ – Допускаемое напряжение на смятие		[]СМ =110…190 Н/мм2

	

	

	Условие выполняется.

	

			 Расчет шпонки быстроходного вала.





Условие выполняется.

6×6×16 ГОСТ 23360-78



			Расчет шпонки тихоходного вала.







Условие выполняется.

14×9×36 ГОСТ 23360-78



	



	

	

	Условие выполняется.

10×8×23 ГОСТ 23360-78

























 



	Список литературы

	

	1.  Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие. Калининград: Янтар. сказ, 2003.