Проектирование одноступенчатого редуктора

где  К_д – коэффициент динамической нагрузки;

К_а – коэффициент межосевого расстояния;

К_м – коэффициент наклона передачи к горизонту;

К_рек – коэффициент регулировки цепи;

К_с – коэффициент смазки и загрязнения;

К_реж– коэффициент режима работы.

К_д =1,2; К_а =1; К_м =1; К_рек =1; К_с =1,3; К_реж =1 (табл. 13.2, 13.3,/2/)

К_с – коэффициент числа зубьев;

К_реж– коэффициент частоты вращения

К_э= 1,2*1*1*1*1,3*1*1,3=2,03

3.6 Вычисляем  расчетную мощность передачи

-коэффициент числа зубьев

- коэффициент частоты вращения

                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                 

3.7 Выбор цепи:

  Приводная роликовая однорядная  цепь 

ПР-19.05-32000 из ГОСТ 13568-75 с параметрами:  Р_ц=19,05 мм, d=5,96 мм, B=17,75 мм, [P_р ] =8,38 кВт (табл. 13.4,/2/).

3.8 Вычисляем  скорость движения цепи

3.9 Геометрические  параметры передачи

Предварительно  назначаем межосевое расстояние

а=40Р_ц =40 * 19,05=762 мм

Определяем  число звеньев цепи

Принимаем

Уточняем  межосевое расстояние

 

Для улучшения  работы передачи уменьшаем межосевое расстояние на

Принимаем

Окончательно 

Делительные диаметры окружностей звездочек

3.10 Вычисляем  полезную нагрузку цепи

3.11 Производим проверку износостойкости  шарниров цепи

                

Р -удельное давление в шарнире цепи

F_t - полезная нагрузка

В - ширина втулки цепи

d-диаметр валика цепи

[р] – допускаемое давление в шарнире цепи.

[р₀]- допускаемое давление в шарнире цепи при типовых условия передачи

; 

, следовательно, износостойкость  шарниров цепи обеспечена

 

 

4 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА

 

Принимается расчетная схема вала как шарнирно-неподвижная  и шарнирно-подвижная балка на двух опорах. Прикладываются все действующие  силы. Рассматривается действие сил  в вертикальной и горизонтальной плоскостях. В каждой плоскости определяются опорные реакции, строятся эпюры изгибающих моментов. Затем строится суммарная эпюра изгибающих моментов и эпюра крутящих моментов. По построенным эпюрам устанавливаются опасные сечения вала.

         

         

          

 

Рисунок 3.  К проверочному расчету выходного вала

Горизонтальная  плоскость:

:

:

Проверка

1432,556 – 1411 – 1233,316+ 1211,76 = 0.

Строим  эпюру изгибающих моментов :

-в  сечении С: 

-в сечении  В: 

 

 

 

Вертикальная  плоскость:

:

 

Проверка

-127,92 – 538 +665,92 = 0.

Строим  эпюру изгибающих моментов :

-в  сечении С слева: 

-в  сечении С справа:

Строим  суммарную эпюру изгибающих моментов :

 

-в  сечении С: 

-в  сечении В: 

Строим  эпюру крутящих моментов

Т = 122510  H*мм.

Из  построенных эпюр видно, что опасными являются сечения С и В.

Запас усталостной прочности в опасных  сечениях

s = ³ [s] = 1,5,

где  s_s = - запас сопротивления усталости только по изгибу;

s_t = - запас сопротивления усталости только по кручению.

 

 

В этих формулах:

s_-1 и t_-1 – пределы выносливости материала вала, МПа;

s_а  и t_а – амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, МПа;

s_m и t_m – постоянные составляющие циклов напряжений, МПа;

y_s  и y_t - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости;

К_s  и К_t - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;

К_d – масштабный фактор;

К_F – фактор шероховатости.

Назначаем материал вала:

Сталь 40, s_В = 700 МПа.

s_-1 = (0,4… 0,5) s_В = 280…350 МПа. Принимаем s_-1 = 300 МПа.

 t_-1 = (0,2… 0,3) s_В = 140…210 МПа. Принимаем t_-1 =  180 МПа.

Принимаем  y_s  = 0,1  и y_t = 0,05 (с. 264, /1/),  К_d = 0,65 (рис. 15.5, /1/) и    

К_F  = 0,92 (рис. 15.6, /1/).

Сечение С:

d = 45 мм,

М = 78988 Н*мм,

Т = 122510 Н*мм.

Подбираем шпонку , мм.

;

;

t_а =  t_m = 0,5 t_max = 3,625 МПа;

Принимаем  К_s = 1,7  и К_t = 1,4  (табл. 15.1, /1/).

s_t = ;

s = ³ [s] = 1,5.

Запас усталостной прочности в сечении  С обеспечен.

Сечение В:

d = 40 мм,

М = 72705,6 Н*мм,

Т = 122510 Н*мм.

;

; 

t_а =  t_m = 0,5 t_max = 4,8 МПа;

Принимаем  К_s = 2,4  и К_t = 1,8  (табл. 15.1, /1/).

 

 

Запас усталостной прочности в сечении В обеспечен.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5 РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

 

5.1 Расчет  подшипников выходного вала

На  опорах вала устанавливаем радиально-упорные  шариковые подшипники

№36206: d = 30 мм,  D = 62 мм, В = 16 мм, С = 38900 Н.

Должно  соблюдаться условие С £ С_пасп, где С_пасп – паспортная динамическая грузоподъемность подшипника.

Реакции на опорах А и В:

Требуемую динамическую грузоподъемность подшипника определяем          С = Р ,

где Р – эквивалентная нагрузка на опоре;

р = 3 для шарикоподшипников;

L – долговечность подшипника в миллионах оборотов;

а₁ =  1 – коэффициент надежности (с. 333, /1/);

а₂ = 0,7 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации (табл.16.3, /1/).

Должно  соблюдаться условие С £ С_пасп, где С_пасп – паспортная динамическая грузоподъемность подшипника.

 

Эквивалентная нагрузка

Р = (XVF_r + YF_a)К_бК_т;

где     F_r,  F_a – радиальная и осевая силы;

X, Y – коэффициенты радиальной и осевой сил;

 V = 1 – коэффициент вращения, зависящий от того, которое кольцо подшипника вращается;

К_б = 1– коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки;

   К_т  = 1 – температурный коэффициент.

,

, где  = 0,32 – параметр осевой нагрузки (табл. 16.4, /1/).

Опора А:

  

  

  

Опора В:

  

  

 

  

    5.2 Расчет подшипников входного вала

На  опорах вала устанавливаем радиально-упорные  шариковые подшипники

№36207: d = 35 мм,  D = 72 мм, В = 17 мм, С = 30800 Н, =17800 Н.

Должно  соблюдаться условие С £ С_пасп, где С_пасп – паспортная динамическая грузоподъемность подшипника.

Реакции на опорах А и В:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 4. К расчету подшипников входного вала

 

Требуемую динамическую грузоподъемность подшипника определяем           С = Р ,

где    Р – эквивалентная нагрузка на опоре;

р = 3 для шарикоподшипников;

L – долговечность подшипника в миллионах оборотов;

а₁ =  1 – коэффициент надежности (с. 333, /1/);

а₂ = 0,7 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации (табл.16.3, /1/).

Должно  соблюдаться условие С £ С_пасп, где С_пасп – паспортная динамическая грузоподъемность подшипника.

Эквивалентная нагрузка

Р = (XVF_r + YF_a)К_бК_т;

где     F_r,  F_a – радиальная и осевая силы;

X, Y – коэффициенты радиальной и осевой сил;

 V = 1 – коэффициент вращения, зависящий от того, которое кольцо подшипника вращается;

К_б = 1– коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки;

   К_т  = 1 – температурный коэффициент.

,

, где  = 0,32 – параметр осевой нагрузки (табл. 16.4, /1/).

 

Опора А:

    

   

   

  

Опора В:

   

   

   

   

   

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6 ПОДБОР И РАСЧЕТ ШПОНОК

 

6.1 По ГОСТ 23360-78 подбираем призматическую шпонку под цилиндрическое колесо.

Диаметр вала под колесо d_к = 32 мм;

Выбираем  шпонку в х h x l = 10 х 8 х 28.

6.1.1 Проверяем длину шпонки из  условия прочности на смятие

 

,

где    = 110 МПа -  допускаемое напряжение.

Условие прочности выполняется.

6.2 Подбираем  шпонку на выходной конец тихоходного  вала под звездочку 

Диаметр вала под звездочку d_ш = 25 мм

Выбираем  шпонку в х h х I =8 x 7 x 28

6.2.1 Проверяем длину шпонки из  условия прочности на смятие

 

,

где    = 110 МПа -  допускаемое напряжение.

Условие прочности выполняется.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7  РАСЧЕТ  ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА

 

Для удобства сборки корпус выполнен разъемным. Плоскости разъемов проходят через  оси валов и располагаются  параллельно плоскости основания.

Для соединения нижней, верхней частей корпуса и крышки редуктора по всему контуру разъема выполнены специальные фланцы, которые объединены с приливами и бобышками для подшипников. Размеры корпуса редуктора определяются числом и размерами размещенных в нем деталей и их расположением в пространстве.

К корпусным  деталям относятся, прежде всего, корпус и крышка редуктора, т.е. детали, обеспечивающие правильное взаимное расположение опор валов и воспринимающие основные силы, действующие в зацеплениях.

Корпус  и крышка редуктора обычно имеют  довольно сложную форму, поэтому  их получают методом литья или методом сварки (при единичном или мелкосерийном производстве).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8 СМАЗКА РЕДУКТОРА

 

В настоящее  время в машиностроении широко применяют  картерную систему смазки при  окружной скорости колес от 0,3 до 12,5 м/с. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей.