Реферат: Цилиндрический редуктор

, где T = 9,349 Н×м – момент на ведущем колесе, КНV = 1,01 – коэффициент динамической нагрузки, (расчет ведется по колесу).

Окружная скорость:

Назначаем девятую степень точности

; ;

; 390,9<513 - условие выполняется.

Проверка на изгиб:

, где ,

;

Y_{F 1} = 3,9 – коэффициент учитывающий форму зуба;

Y_{F 2} =3.6

KFb = 1,04 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

KFV = 1,04 – коэффициент динамической нагрузки.

- расчет ведем по колесу

- условие выполняется.

7. Проектный расчет валов

Входной вал редуктора:

- расчетный диаметр выходного конца вала, где

- допускаемое напряжение, принимаем равным 25

Т – момент на валу;

, принимаем ;

Диаметр под подшипник принимаем 25мм, диаметр под шестерней принимаем 30мм, диаметр буртика 35мм.

Рис.3. Ведущий вал

Выходной вал редуктора:

- расчетный диаметр выходного конца вала, где

- допускаемое напряжение, принимаем равным 25

Т – момент на валу;

принимаем

Диаметр под подшипник принимаем 35мм, диаметр под зубчатое колесо – 40мм, диаметр буртика-45мм

Рис.4. Выходной вал редуктора

Вал вне редуктора (перед муфтой под колесом открытой передачи):

- расчетный диаметр выходного конца вала, где

- допускаемое напряжение, принимаем равным 25

Т – момент на валу;

принимаем

Диаметр под подшипник принимаем 25мм, диаметр под зубчатое колесо – 30мм, диаметр буртика-35мм

8.Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенки основания корпуса:

Толщина стенки крышки корпуса:

Толщина ребра жесткости корпуса:

Диаметр стяжных болтов:

Ширина фланца разъема корпуса:

Толщина фланца разъема корпуса:

Ширина лап корпуса:

Толщина лап корпуса:

9. Расчет долговечности подшипников и проверка диаметра вала

Выходной вал редуктора:

Определим силы в зацеплении: коническая передача

Цилиндрическая передача закрытая:

Определим реакции опор

Горизонтальная плоскость

Fr*a+M-R_B1 (a+b)=0,

Rb1=(Fr*a+M)/(a+b)=(460.2*0.054+31.7)/0.108=523.6H; Rb1=523.6H

Fr*b-M-R_A1 (а+b)=0;

Ra1=(Fr*b-M)/(a+b)=(460.2*0.054-31.7)/0.108=-63.41H; Ra1=-63.41H

Вертикальная плоскость

Ft*a-R_{B 2} (а+b)=0

Rb2=Ft*a/(a+b)=1224*0.054/0.108=612H; Rb2= Ra2=612 Н

Найдем моменты для построения эпюры

M1=Ra1*a=63.41*0.054=3.42Н*м; M2=Rb1*b=523.6*0.054=28.27Н*м

M3=M4=Rb2*b=612*0.054=33Н*м;

Строим эпюры крутящих и изгибающих моментов, опираясь на реакции опор, определение момента (сила на плечо), влияние сосредоточенного момента от действия осевых сил на эпюру (скачок на величину момента).

Суммарные реакции:

Рис.5. Эпюры крутящих и изгибающих моментов

выходного вала редуктора

Определяем эквивалентный момент в наиболее опасном сечении вала

Рассчитываем допускаемый диаметр вала, исходя из допускаемого напряжения на изгиб, равного 278МПа.

Принятый нами ранее диаметр ведущего вала составляет 30мм, что более допускаемого диаметра. Следовательно, условие прочности соблюдается.

Подбираем подшипник 36207 со следующими параметрами:

d=35, D=72мм, В=17мм, С=23.5КН, С0=17.8КН, Fr1=805.417800Н

условие статической грузоподъемности выполняется

Эквивалентная нагрузка составляет:

Рэ=(XVFr1+YFa)KбКт=(0.45*805.4+1.81*317.23)=936.6Н

V=1 – вращается внутреннее кольцо, Кб=Кт=1 – при температуре до 100 градусов

Отношение Fa/C0=317.23/17800=0.0178, значит е=0,3

Отношение Fa/Fr1=317.23/805.4=0.39e=0.3, значит X=0.45, Y=1.81

Расчетная долговечность составляет

Расчетная долговечность в часах составляет

Для зубчатых редукторов ресурс работы принят равным 40000часам, следовательно, расчетная долговечность подшипников намного превышает ресурс редуктора, подшипники подходят для данного вала.

10.Расчет валов на статическую прочность и выносливость.

Выходной вал редуктора

Проверим наиболее опасное сечение

Изгибающий момент

Напряжение изгиба (амплитуда переменных составляющих цикла)