Расчет редуктора

Расчет редуктора Пояснительная записка к курсовому проекту Детали машин Спроектировать привод к конвейеру по схеме. Мощность на ведомом валу редуктора P3 3 кВт и W3 2,3 радc вращения этого вала. 1.Выбор эл. Двигателя и кинематический расчет. Определяем общий привода общ 0,913 общ рп2з 0,960,9920,97 0,913 - КПД ременной передачи - КПД подшипников - КПД зубчатой цилиндрической передачи

Требуемая мощность двигателя Ртр3,286 кВт Ртр Р3общ 30,913 3,286 кВт Ртр - требуемая мощность двигателя Р3 мощность на тихоходном валу Выбираем эл. двигатель по П61. Рдв 4 кВт 4А132 8У3720 min-1 4А100S2У32880 min-1 4А100L4У31440 min-1 4А112МВ6У3955 min-1 4А132 8У3720 min-1 Определяем общее передаточное число редуктора uобщ uобщ 10,47 uобщ nдвn3 7200,1052,3 10,47 nдв число оборотов двигателя n3 68,78 min-1 n3 число оборотов на тихоходном валу редуктора n3

W30,105 2,30,105 68,78 min-1 W3 угловая скорость тихоходного вала Принимаем по ГОСТу для зубчатой передачи uз 5, тогда передаточное число ременной передачи равно uрем 2,094 uрем uобщ uз 10,47 5 2,094 Определяем обороты и моменты на валах привода 1 вал -вал двигателя n1 nдвиг 720 min-1 W1 0,105n1 0,105720 75,6 радc T1 PтребW1 3,28675,6 43,466 Нм T1 момент вала двигателя 2 вал тихоходный привода - быстроходный редуктора n2 n1uрем 7202,094 343,84

min-1 W2 0,105n2 0,105343,84 36,1 радc T2 T1uремр 43,6662,0940,96 87,779 Нм 3 вал - редуктора n3 n2uз 343,845 68,78 min-1 W3 0,105n3 0,10568,78 7,22 радc T3 РтрW3 32907,22 455,67 Нм ВАЛn min-1 W радcT Нм172075,643,6662343,8436,187,779368,787 ,22455,2.Расчет ременной передачи. 2.1 Определяем диаметр меньшего шкива D1 по формуле Саверина D1 115135 P1 мощность двигателя n1 обороты двигателя

V 8,478 мс D1 225 мм D1 125 221,39 мм по ГОСТу принимаем 2.2 Определяем скорость и сравниваем с допускаемой V D1n160 3,140,22572060 8,478 мс При этой скорости выбираем плоский приводной ремень из хлопчатобумажной ткани при Vокр1 20 мс 2.3 Определяем диаметр большего шкива D2 и согласуем с ГОСТ D2 uрем D11- 2,0942251-0,015 464,08 мм D2 450 мм -коэф. упругого скольжения по

ГОСТу принимаем D2 450 мм 2.4 Выбираем межосевое расстояние aрем для плоских ремней aрем 1000 мм D1D2 aрем 2,5D1D2 675 aрем 1687,2.5 Находим угол обхвата ремня 1800-D2-D1 aрем600 166,50 1800-450-2251000600 1800-13,20 166,50 166,50 т.к. 1500 значит межосевое расстояние оставляем тем же. 2.6 Определяем длину ремня L L 3072,4 мм L 2aрем 2D1D2D2-D12 4aрем 210003,142450225450-225241000 3072,4 мм 2.7 Определяем частоту пробега ремня 2,579 c-1 VL 8,4783,0724 2,579 c-1 45 c-1 2.8

Вычисляем допускаемое полезное напряжение GF GF GFoCCVCpC 1,620,9650,75210,9 1,058 Мпа GFo по табл П11 GFo 2,06-14,7DminDmin 0,03 GF 1,058 Мпа C -коэф. угла обхвата П12 C 0,965 CV коэф. скорости CV 1,04-0,0004V2 0,752 Cp коэф. режима нагрузки П13 Cp 1 C -коэф зависящий от типа передачи и ее расположения

C 0,9 GFo 2,06-14,70,03 1,62 Мпа 2.9 Вычисляем площадь поперечного сечения ремня S S b FtGF 388,091,058106 0,0003668 м2 366,8 мм2 Ft 2T1D1Ft окружная сила T1 момент вала дв. Ft 243,660,225 388,09 H S 390 мм2 Найдем по таблицам П7 ширину b 60мм и длину 6,5 мм B 70 мм По ГОСТу S 60 6,5 390 мм2.10 Вычисляем силу давления на вал

F для хлопчатобумажных ремней F 1164,27 H F 3Ft F 3388,09 1164,27 H 3. Расчет редуктора. 3.1 Используя П21 и П28 Назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой Колесо нормализацияШестерня улутшение НВ 180220НВ 240 280 G 420 МпаG 600 Мпа NHo 107NHo 1,5107 G 110 МпаG 130 Мпа Для реверсивной подачи NFo 4106NFo 4106 3.2

Назначая ресурс передачи tч 104 часов находим число циклов перемены напряжений NHE NFE 60tчn3 6010468,78 4,12107 т.к. NHE NHO и NFE NFO, то значения коэф. долговечности принимаем KHL 1 и KFL 1 Допускаемые напряжения для колеса G G KHL 420 МПаG G KFL 110 МПа для шестерни G G KHL 600 МПаG G

KFL 130 МПа 3.3 Определения параметров передачи Ka 4300 коэф. для стальных косозубых колес ba 0,20,8 коэф. ширины колеса ba 0,4 bd 0,5bauз1 0,50,451 1,2 по П25 KH 1,05 и так найдем межосевое расстояние aw aw 180 мм aw Kauз1 2580064,92-7 0,1679 м по ГОСТу aw 180 мм mn 2,5 мм 3.4 Определяем нормальный модуль mn mn 0,010,02aw 1,8 3,6 мм по

ГОСТу 3.5 Обозначаем угол наклона линии зуба 8200 принимаем 150 Находим кол-во зубьев шестерни Z1 Z1 23 Z1 2awcosmnuз1 2180cos1502,551 23,18 Принимаем Z1 23 Z115 Тогда Z2 uзZ115 Находим точное значение угла 160 35 cos mnZ1uз12aw 2,5236360 0,9583 mt 2,61 мм 3.6 Определяем размер окружного модуля mt mt mncos 2,5cos160 35 2,61 мм 3.7 Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев da, и диаметры впадин df шестерни и колеса

шестерняколесо d1 mtZ1 2,6123 60 ммd2 mtZ2 2,61115 300 мм da1 d12mn 6022,5 65 ммda2 d22mn 3005 305 мм df1 d1-2,5mn 60-2,52,5 53,75 ммdf2 d2-2,5mn 300-2,52,5 293,75 мм d1 60 ммd2 300 мм da1 65 ммda2 305 мм df1 53,75 ммdf2 293,75 мм 3.8 Уточняем межосевое расстояние aw d1d22 603002 180 мм 3.9 Определяем ширину венца зубчатых колес b b aaw 0,4180 72 мм принимаем b2 72 мм для колеса, b1 75 мм Vп 1,08 мс 3.10 Определение окружной скорости передачи

Vп Vп n2d160 3,14343,846010-360 1,08 мс По таблице 2 выбираем 8-мую степень точности Ft 3,04103 Н 3.11 Вычисляем окружную силу Ft Ft PтрVп 32861,08 3,04103 Н Fa 906,5 H Осевая сила Fa Fa Fttg 3,04103tg160 36 906,5 H Fr 1154,59 H Радиальная распорная сила Fr Fr Fttgcos 3040tg200cos160 36 1154,59 H 3.12 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев

ZH 1,7 ZH 1,7 при 160 36 по таб. 3 1,64 ZM 274103 Па12по таб. П22 1,88-3,21Z11Z2cos 1,64 Ze 0,7 ZM 274103 Па12 Ze 0,78 b2sinmn 72sin160 363,142,5 2,62 0,9 по таб. П25KH 1,05 по таб. П24KH 1,05 KH 1,11 по таб. П26KHV 1,01 коэф. нагрузки KH KHKH KHV 1,11 GH 371,84 МПа 3.13 Проверяем контактную выносливость зубьев GHZHZMZ 1,72741030,78968,16351,18 МПа GHP420МПа 3.14

Определяем коэф. по таб. П25KF 0,91 по таб. 10KF 1,1 KFV 3KHV-2 31,01-2 1,03 KFV 1,03 KF 1,031 Коэф. нагрузки KF KF KF KFV 0,911,11,03 1,031 Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса Z 26,1 Z 131 Z Z1cos3 230,9583 26,1 Z Z2cos3 1150,9583 131 По таб. П27 определяем коэф. формы зуба шестерни Y 3,94 при

Z 26 По таб. П27 определяем коэф. формы зуба колеса Y 3,77 при Z 131 Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе G Y 1303,94 33 МПа G Y 1103,77 29,2 МПа Y 0,884 Найдем значение коэф. Y Y 1-01400 0,884 3.15 Проверяем выносливость зубьев на изгиб GF YFYKFFtb2mn 3,770,8841,0313040722,5 58 МПа G 4.

Расчет валов. Принимаем k 25 МПа для стали 45 и k 20 МПа для стали 35 dВ1 28 мм 4.1 Быстроходный вал 32 мм d 2,6210-2 мпринимаем по ГОСТу dВ1 28 мм 35 мм принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение 32 мм 44 мм принимаем диаметр вала под подшипник 35 мм принимаем диаметр вала для буртика 44 мм 4.2 Тихоходный вал dВ2 50 мм 54 мм d 4,8810-2 мпринимаем по

ГОСТу dВ2 50 мм 55 мм принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение 54 мм принимаем диаметр вала под подшипник 55 мм 60 мм принимаем диаметр вала для колеса 60 мм 95 мм 4.3 Конструктивные размеры зубчатого колеса диаметр ступицы 1,51,7 90102 мм lст 75 мм длина ступицы lcт 0,71,8 42108 мм 0 7мм толщина обода 0 2,54mn 6,2510 мм е 18 мм Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая. Толщина e 0,20,3b2 14,421,6 мм G-1 352 МПа 4.4 Проверка прочности валов

Быстроходный вал G-1 0,43G 0,43820 352 МПа 4.5 Допускаемое напряжение изгиба GИ-1 при n 2,2 K 2,2 и kри 1 GИ-1 72,7 МПа GИ-1 G-1n K kри 72,7 МПа YB 849,2 H 4.6.1 Определяем реакции опор в плоскости zOy YA 305,4 H YB Fr2Fad14a1 849,2 H YA Fr2-Fad14a1 305,4 H XA XB 1520 H 4.6.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz

XA XB 0,5Ft 0,53040 1520 H 4.6.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz M 15,27 Нм MA MB 0 M 42,46 Нм M YAa1 305,40,05 15,27 Нм M YВa1 849,20,05 42,46 Нм MFrFamax 42,46 Hм в плоскости xOz M 76 Нм MA MB 0 M XAa1 15200,05 76 Нм MFt 76 Hм 4.6.4 Крутящий момент T T2 87,779 Нм Ми 87,06 Нм 4.7 Вычисляем суммарный изгибающий момент

Ми Gи 5,71 МПа Ми 87,06 Нм Значит Gи 32Mи 5,71 МПа Gэ111 8,11 МПа к 16T2 1687,7793,140,053753 2,88 МПа 4.8 Gэ111 8,11 МПа 4.9 Тихоходный вал G-1 219,3 МПа Для стали 35 по таб. П3 при d 100 мм GB 510 МПа G-1 0,43G 0,43510 219,3 МПа 4.10 Допускаемое напряжение изгиба GИ-1 при n 2,2

K 2,2 и kри 1 GИ-1 45,3 МПа GИ-1 G-1n K kри 45,3 МПа YB 2022,74 H 4.10.1 Определяем реакции опор в плоскости yOz YA -869,2 H YB Fr2Fad24a2 2022,74 H YA Fr2-Fad24a2 -869,2 H XA XB 1520 H 4.10.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz XA XB 0,5Ft 0,53040 1520 H 4.10.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz

M -40,85 Нм MA MB 0 M 95,07 Нм M YAa2 -869,20,047 -40,85 Нм M YВa2 2022,740,047 95,07 Нм MFrFamax 95,07 Hм в плоскости xOz M 71,44 Нм MA MB 0 M XAa2 15200,047 71,44 Нм MFt 71,44 Hм Крутящий момент T T3 455,67 Нм Ми 118,92 Нм 4.11 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми Gи 7,28 МПа

Ми 118,92 Нм Значит Gи 32Mи 7,28 МПа Gэ111 28,83 МПа к 16T3 16318,473,140,0553 13,95 МПа 4.12 Gэ111 28,83 МПа 45,25 МПа 5. Расчет элементов корпуса редуктора. 9 мм Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна. 5.1 Толщина стенки корпуса 0,025aw15 мм 4,515 мм 1 8 мм 5.2 Толщина стенки крышки корпуса 1 0,02aw15 мм 3,615 мм s 14 мм 5.3

Толщина верхнего пояса корпуса s 1,5 13,5 мм t 20 мм 5.4 Толщина нижнего пояса корпуса t 22,5 1822,5 мм С 8 мм 5.5 Толщина ребер жесткости корпуса C 0,85 7,65 мм dф 18 мм 5.6 Диаметр фундаментных болтов dф 1,52,5 13,522,5 мм К2 38 мм 5.7 Ширина нижнего пояса корпуса К2 2,1 dф 2,118 37,8 мм dk 10 мм 5.8

Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой dk 0,50,6dф s1 12 мм 5.9 Толщина пояса крышки s1 1,51 12 мм K 30 мм 5.10 Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников K1 25 мм K 3dk 310 30 мм dkп12 мм 5.11 Диаметр болтов для подшипников dkп 0,75dф 0,7518 13,5 мм 5.12 Диаметр болтов для крепления крышек подшипников 10 мм dп 0,7 1,4 6,312,6 мм 5.13

Диаметр обжимных болтов можно принять 816 мм dkc 8 мм 5.14 Диаметр болтов для крышки смотрового окна dkc 610 мм dпр 18 мм 5.15 Диаметр резьбы пробки для слива масла dпр 1,62,2 14,419,8 мм y 9 мм 5.16 Зазор y y 0,51,5 4,513,5 мм y1 20 мм 5.17 Зазор y1 y 35 мм y1 1,53 13,527 мм y 34 2736 мм 5.18 Длины выходных концов быстроходного и тихоходного валов l1 50 мм l2 85 мм l1 1,52dB1 4256 мм l2 1,52dB2 75100

мм 5.19 Назначаем тип подшипников средняя серия для быстроходного вала и легкая для тихоходного d 35 мм, D1 80 мм, T 23 мм d 55 мм, D2 100 мм, T 23 мм X X 20 мм размер X 2dп, принимаем X X 210 20 мм l l 35 мм l l 12 мм размер l l 1,5 T 1,523 35,5 мм l l 818 мм l 15 мм осевой размер глухой крышки подшипника l 825 мм a2 47 мм 5.20 Тихоходный вал a2 y0,5lст 90,575 46,5 мм а1 50 мм быстроходный вал a1 l 0,5b1 120,575 49,5 мм

ВР 335 мм Lp 470 мм НР 388 мм 5.21 Габаритные размеры редуктора ширина ВР ВР l2 l 2,5T 2y lст l l1 8535 2,52318751550 335,5 мм Длина Lp Lp 2K1y10,5da2da1aw 2259200,530560 180 470 мм Высота НР НР 1y1da2y t 8203053520 388 мм 6. Расчет шпоночных соединений. 6.1 Быстроходный вал dB1 28 мм по П49 подбираем шпонку bh 87 l 45мм lp 37 мм l l1-310 мм 45 мм lp l-

b 45-8 37 мм допускаемые напряжения смятия Gсм Gсм 100150 МПа Gсм 4,4T2dlph 53,25 МПа Gсм Выбираем шпонку 8745 по СТ-СЭВ-189-75 6.2 Тихоходный вал dB2 50 мм по П49 подбираем шпонку bh 149 l 80 мм lp 66 мм l l2-310 мм 80 мм lp l-b 80-14 66 мм допускаемые напряжения смятия Gсм Gсм 6090 МПа Gсм 4,4T3dВ2 lph 67,5 МПа Выбераем шпонку 14980 по

СТ-СЭВ-189-75 6.3 Ступица зубчатого колеса d2 60 мм по П49 подбираем шпонку bh 1811 l 70 мм lp 52 мм l lст-310 мм 70 мм lp l-b 70-18 52 мм допускаемые напряжения смятия Gсм Gсм 4,4T3d2 lph 58,4 МПа Gсм Выбераем шпонку 181170 по СТ-СЭВ-189-75 7.Расчет подшипников 7.1 Быстроходный вал FrA 1580,17 H Fa 906,5 H FrB 1741,13 H FrA 1580,17

H FrB 1741,13 H Т.к. FrB FrA то подбор подшипников ведем по опоре В 7.2 Выбираем тип подшипника т.к. FaFrB100 1580,171741,13100 52,06 2025 то принимаем радиально- упорные роликоподшипники 7.3 Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е 0,319 для средней серии при d 35 мм SA 0,83eFrA 0,830,3191580,17 418,38 H SB 0,83eFrB 0,830,3191741,13 461 H 7.4 По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки т.к.

SA SB и Fа 906,5 SB-SA 42,62 H то FaA SA 418,38 H и FaB SAFa 1324,88 H расчетная Lh 15103 часов 7.5 Долговечность подшипника Lh Lh 1225103 часов V 1 т.к. вращается внутреннее кольцо П45 Kб 1,6 П46 Кт 1 П47 При FaBVFrB 1324,8811741,13 0,76 e0,319 по таб. П43 принимаем X 0,4 Y 1,881 n n2 343,84 min-1 103 7.6

Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника Стр XVFrBYFaBKбKт610-5n2Lh1 24,68 кН 7.7 По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7307 средней серии d 35 мм D 80 мм Tmax 23 мм С 47,2 кН nпр 3,15103 min-1 7.8 Тихоходный вал FrA 1750,97 H Fa 906,5 H FrB 2530,19 H FrA 1750,97 H FrB 2530,19 H Т.к. FrB FrA то подбор подшипников ведем по опоре

В 7.9 Выбираем тип подшипника т.к. FaFrB100 906,52530,19100 35,83 2025 то принимаем радиально- упорные роликоподшипники 7.10 Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е 0,411 для легкой серии при d 55 мм SA 0,83eFrA 0,830,4111750,97 597,3 H SB 0,83eFrB 0,830,4112530,19 863,1 H 7.11 По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки т.к. SA SB и Fа 906,5 SB-SA 265,8 H то FaA SA 597,3 H и

FaB SAFa 1500,2 H расчетная 7.12 При FaBVFrB 1500,212530,19 0,523 e0,411 по таб. П43 принимаем X 0,4 Y 1,459 n3 59,814 min-1 103 7.13 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника при Lh 15103часов, V1, Kб 1,6, Кт 1, 103 Стр XVFrBYFaBKбKт610-5n3Lh1 13,19 кН 7.7 По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7211 легкой серии d 55 мм

D 100 мм Tmax 23 мм С 56,8 кН nпр 4103 min-1 8. Выбор смазки. Для тихоходных и среднескоростных редукторов смазки зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в маслянную ванну кратера, обьем которой Vk0,6Р3 1,8 л. V 1,08 мс Масло И-100А, которое заливается в кратер редуктора с таким расчетом, чтобы зубчатое колесо погрузилось в масло не более чем на высоту зуба.