Расчет элементов корпуса редуктора

Расчет передач

Расчет закрытой цилиндрической передачи.

Проектный расчет.

Исх.данные

Принимаем твердость колес

Выбор материалов и ТО для зубчатых колес.

Принимаем :

- для шестерни- сталь 45, ТО- нормализация, НВ₁=220…240.

- для колеса- сталь 45, ТО- нормализация, НВ₂=180…220.

Расчет допускаемых напряжений

Принимаем коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность

Базовые числа циклов нагружений при расчете на контактную прочность:

Действительные числа циклов перемены напряжений. Выбираем легкий режим

- для колеса:

- для шестерни(легкий режим)

Коэффициенты долговечности

принимаем

принимаем

Определяем величину допускаемых контактных напряжений.

Расчетное допускаемое напряжение принимаем

Определяем пределы выносливости по напряжениям изгиба:

Принимаем коэфф-т безопасности при расчете на изгиб

При одностороннем приложении нагрузки ( редуктор не изменяет направление вращения).

Коэфф-ты долговечности при расчете на изгиб:

, ,

- для колеса:

Определим величину допускаемых напряжений изгиба.

Расчет зубчатой передачи

Принимаем по ГОСТу .

Модуль

Принимаем по ГОСТ

Определим суммарное число зубьев:

Определим числа зубьев шестерни и колеса:

Расхождения по u нет.

Найдем диаметры.

Найдем коэф-т ширины.

.

Диаметры окружностей выступов.

Диаметры окружностей впадин.

Ширина венца колеса.

принимаем

Проверочный расчет

Проверочный расчет по контактным напряжениям.

Силы в зацеплении.

-окружная сила.

- радиальная сила.

, что недопустимо.

Уменьшаем ширину венца колеса и шестерни соответственно до 63 и 71мм.

, что допустимо.

Проверка зубьев по напряжениям изгиба.

,

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

коэффициент динамической нагрузки.

коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

- коэффициент формы зуба.

- коэффициент угла наклона зуба.

.

Проверим межосевое расстояние.

Отклонений нет.

Пригодность заготовок колес.

; .

Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи:

Расчет цепной передачи

Проектный расчет

Исходные данные: , , , Р=14883,6(Вт).

1. Определим количество зубьев

-число зубьев ведущей звездочки,

-число зубьев ведомой звездочки,

.

Находим шаг цепи.

Где К_э –коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи.

К_д =1,2- (для спокойной нагрузки);

К_а =1 (для случая, когда межосевое расстояние передачи равно а=(30-50)t;

К_Н =1, при наклоне цепи до 60⁰;

К_р =1,25 (для нерегулируемого натяжения цепи);

К_см =1,5 (для периодической смазки);

К_П =1 (для работы в одну смену).

По таблице 7.18. выбираем допускаемое давление в шарнире р=22(МПа), число рядов в цепи m=2.

Определяем шаг цепи:

По табл.7.16 принимаем ближайшее значение t=31,75 мм, А_оп=524мм², разрушающая нагрузка Q=177 кН, q=7,3 кг/м.

2. Проверяем цепь по двум показателям:

а) по частоте вращения, по табл. 7.17 допускается частота вращения для цепи с шагом t=31,75 мм частота вращения , условие выполнено;

б) по давлению в шарнирах по табл.7.18 для данной цепи при 182,75(об/мин) значение 25(МПа), а с учетом примечания к табл.7.18

; расчетное давление:

,

Здесь ,

Где .

Условие выполнено.

3. Определяем число звеньев цепи

Поправка

;

4. Уточняем межосевое расстояние

Для свободного провисания цепи предусматривается возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на .

5. Определяем диаметры делительной окружности звездочек:

- ведущей

- ведомой

.

6. Определим диаметры наружных окружностей звездочек:

- ведущей

Здесь d₁- диаметр ролика цепи, по табл.7.15 d₁=19,05.

7. Определим силы, действующие на цепь:

- окружная ,

- центробежная

- от провисания цепи

Где , коэффициент, учитывающий угол наклона к горизонту.

Расчетная нагрузка на валы

8. Проверяем коэффициент запаса прочности S/

Нормативный коэффициент запаса прочности по табл.7.19 , условие выполнено.

5.Эскизное проектирование

Диаметры валов

Входной вал

,

По табл.12.5 принимаем , d-диаметр конца вала.

,

Принимаем d_п=50-диаметр под подшипник.

-диаметр заплечика.

Длина посадочного конца вала:

, принимаем 67(мм).

Длина промежуточного конца вала:

.

Длина цилиндрического участка конического конца . Принимаем 6,7(мм)

Принимаем подшипники легкой серии №210.

Выходной вал.

По табл.12.5 принимаем , d-диаметр конца вала.

,

Принимаем d_п=55-диаметр под подшипник.

-диаметр заплечика. Принимаем стандартное значение d_бп=63(мм)

Диаметр посадочной поверхности для колеса примем d_к =63(мм).

Длина посадочного конца вала:

,

Длина промежуточного конца вала:

.

Длина цилиндрического участка конического конца .

Принимаем подшипники легкой серии №211.

Зазор между колесом и стенкой.

(мм),

(мм).

Проверка по условию 1 размещения подшипников.

Расстояние .

Условие выполнено.

Проверка передачи по условию 2 – соотношение диаметров валов.

- входного вала, d₁=100(мм), d₁>d_п, условие выполнено.

Расчет элементов корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:

,

Принимаем .

Толщина нижнего пояса редуктора: (мм).

Толщина ребер жесткости редуктора: .

Толщина верхнего пояса редуктора: .

Диаметр фундаментальных болтов: .

Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора: .

Ширина пояса соединения корпуса с крышкой редуктора: .

Диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом около подшипников: .

Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к корпусу редуктора: .

Диаметр винта для крепления смотровой крышки редуктора:

Диаметр пробки для слива масла из редуктора. Принимаем коническую пробку: .

Уточненный расчет валов

Выходной вал

Исходные данные для расчета: окружная сила , радиальная - , расчетная нагрузка на валы - ,

.

Определяем реакцию опор в горизонтальной плоскости.

Находим величину изгибающих моментов, действующих вдоль оси вала.

,

Определяем реакцию опор в вертикальной плоскости.

Находим величину изгибающих моментов, действующих вдоль оси вала.

Находим величину суммарных реакций в опорах.

Находим величину суммарных изгибающих моментов.

12
Далее ⇒