Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора

     - фактическое передаточное число;                                        [1,стр 22]

       где:   - число зубьев шестерни;

                 - число зубьев колесо;

    

      (3,63-3,58/3,63) %=1,2% 4%

 

3.2.8. Определение геометрических размеров колес.

     - делительный диаметр шестерни;                                            [1,стр 22] 

     - делительный диаметр зубчатого колеса;                         [1,стр 22]        

     - диаметр окружности вершин зубьев шестерни;             [1,стр 22]

     - диаметр окружности впадин зубьев шестерни;            [1,стр 22]

     - диаметр окружности вершин зубьев колеса;                  [1,стр 22]

     - диаметр окружности впадин зубьев колеса;                [1,стр 22]

   

3.2.9. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

     - значение контактного напряжения;       [1,стр 23]

     Z_σ = 9600 .                                                                                            [1,стр 23]

     - ширина зубчатого колеса;                                                       [1,стр 20]

    

    =915,9 Мпа       

                                                              

    

     

3.2.10. Силы в зацеплении.

     Окружная:          

                                                  [1,стр 23] 

                     

            

     Радиальная:         , где                                                     [1,стр 23]               

          

       

      

3.2.11. Проверка зубьев колес по напряжения изгиба.

     - значение напряжения изгиба в зубьях колеса;

     [1,стр  23]                                                                                                                                                                                                                                  

     - значение напряжения изгиба в зубьях шестерни;    [1,стр 23]                                                                                              

     - коэффициент нагрузки.

     - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений,                                                                                     [ 1,стр 24, табл. 2.10 ]      

     - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений.                                                                                     [ 1,стр 24, табл. 2.10 ]      

     - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.                 [1,стр24]    

     - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба.                   [1,стр 23]

    

   

4. Расчет валов.

4.1 Ориентировочный расчет валов

    

    

    

     

    

  4.2 Тихоходный вал.

 

4.2.1. Расчет на статическую прочность.

     Расчет проводим в следующей  последовательности: по чертежу  вала составляем расчетную схему, на которые наносят все внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскости их действия к двум взаимноперпендикулярным плоскостям. Затем определяем реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях. В этих же плоскостях строим эпюры изгибающих моментов и , эпюру крутящего момента .

     Исходные данные:

           

    

Горизонтальная  плоскость:

    

    

    

    

     Проверка:

        

        Вертикальная плоскость:

    

     Проверка:

      

  Плоскость Х.

        I участок ( ) а=0,044м

                                                                                

        II участок ( )  с=0,044м                    

                                                                       

Плоскость Y.

        I участок ( ) а=0,044м

                                            

         II участок ( ) с=0,044м                   

   

Эпюры изгибающих моментов , и крутящего момента Т.

  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

4.2.2 Расчет вала на прочность

Определяем  нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

 G=                                                                               [1,стр 165] 

где М - суммарный изгибающий момент,

W – момент сопротивления сечения вала при расчете на изгиб,

F - осевая сила,

А –  площадь поперечного сечения;

Максимальный  момент нагрузки:

,

                                                 [1,стр 165] 

Определяем  момент сопротивления вала при изгибе и площадь поперечного сечения:

W= ;                 [1,стр 166] 

W=3,14 38 /32=5384мм

Определяем площадь поперечного сечения вала:

A= ;

А=3,14 38 /4=1133мм

Тогда:

=

         802,8 915,5 – вал выдерживает заданную нагрузку. 

5. Расчет долговечности подшипников

Подшипник 209 ГОСТ 8338-75

     Исходные данные:

    

     = 170 об/мин.

5.1 Расчетный ресурс подшипника

    

     где:     =33,2 кН - грузоподъемность подшипника;                         [1,стр.417]       

Р - постоянная эквивалентная  нагрузка;

- показатель степени:  - для шариковых подшипников;               [1,стр.108]

                                                                                               [1,стр.106]

                                                                                        

     X = 0,4 - коэффициент радиальной нагрузки;                         [1,стр.104,табл.7.1]

     - коэффициент вращения кольца;                                         [1,стр.106]

     =1- температурный коэффициент;                                           [1,стр.107]

     =1,1- коэффициент безопасности;                                           [1,.стр.107]

    

6. Расчет соединений.

   Шпонки призматические (ГОСТ 23360-78) 

     ;

    

     T = 202Нм - крутящий момент вала;

     d = 38мм - диаметр вала;

     h = 8мм - высота шпонки;

     l = 56мм - длина шпонки;

     Т.к 52,2 120 то шпоночное соединение заданную нагрузку выдержит.

7. Расчет элементов корпуса

    Корпус  редуктора изготовим методом  литья. Материал корпуса – серый  чугун марки: СЧ15 ГОСТ 1412-85.

Толщина стенки:   -корпуса  =0,025 +3=0,025                                                                             -крышки =0,02 +3=0,02                                    [2, стр. 417]           

    Толщину стенки корпуса редуктора примем равной 8 мм, а толщину стенки    крышки редуктора-6мм.

    Радиусы сопряжения стенок: ;

                                ;

    Толщина нижнего пояса корпуса: ;

    Толщина верхнего пояса фланца корпуса: ;

    Толщина нижнего пояса крышки корпуса:

    Толщина ребер основания корпуса: ;

    Толщина ребер крышки: ;

    Диаметр анкерных болтов: ;

         Выбираем 4 болта М18;

    Диаметр болтов у подшипников:

    Диаметр болтов соединения основания корпуса  с крышкой:

         

    Винты крепления крышки подшипников М8. 

    8. Выбор смазочных материалов и системы смазки

    Смазывание  зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны V определяем из расчета 0,4 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

                           V=0,4*7=2,8дм³ 3 л.

    По  данным таблицы 11.1 устанавливаем вязкость масла. При контактном напряжении =515,5 МПа и окружной скорости v=1,53 1м/c рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 мм²/с. По табл.11.2 принимаем масло индустриальное И-Г-А-32 (по ГОСТ 20799-88).