• RU
  • icon На проверке: 11
Меню

Чертежи и пояснительные записки различных редукторов.Курсовые.

  • Добавлен: 23.03.2015
  • Размер: 3 MB
  • Закачек: 1
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Курсовые работы цилиндрических и конических редукторов.

Состав проекта

icon
icon
icon Конический V=2 D=0,3 F=4.7.docx
icon Сборка конический редуктор.bak
icon Сборка конический редуктор.cdw
icon Чертеж вала А3.bak
icon Чертеж вала А3.cdw
icon Чертеж колеса конического.cdw
icon Чертеж крышки.cdw
icon
icon Пояснительная записка.doc
icon Сборка конический редуктор А1.cdw
icon Чертеж вала А3.cdw
icon Чертеж колеса конического А3.cdw
icon Чертеж крышки.cdw
icon
icon Пояснительная записка.doc
icon Расчетная схема ведомого вала (чернавский).frw
icon Расчетная схема ведомого вала.frw
icon Расчетная схема ведущего вала.frw
icon Сборка конический редуктор (без спец.).cdw
icon Сборка конический редуктор.cdw
icon Чертеж вала А3.cdw
icon Чертеж колеса конического.cdw
icon Чертеж крышки.cdw
icon
icon Пз конический V=2,2, D=0,4, z=14, F=3 кН.docx
icon Сборка конический редуктор.bak
icon Сборка конический редуктор.cdw
icon Чертеж вала А3.cdw
icon Чертеж колеса конического.cdw
icon Чертеж крышки сквозной.cdw
icon
icon Конический V=2 D=0,3 F=4.7.docx
icon Сборка конический редуктор.bak
icon Сборка конический редуктор.cdw
icon Чертеж вала А3.cdw
icon Чертеж колеса конического.cdw
icon Чертеж крышки.cdw
icon
icon Вал А3.cdw
icon Колесо А3.cdw
icon Крышка подшипника глухая.cdw
icon Крышка подшипника сквозная.cdw
icon Пояснительная записка (цил. одност.).doc
icon Сборка.cdw
icon
icon Пояснительная записка (цил. одност.).doc
icon Сборка.cdw
icon Чертеж вала А3.cdw
icon Чертеж колеса А3.cdw
icon Чертеж крышки сквозной.cdw
icon Чертеж крышки.cdw
icon
icon Кин. схема (ведомый вал).bak
icon Кин. схема (ведомый вал).frw
icon Кин. схема (ведущий вал).bak
icon Кин. схема (ведущий вал).frw
icon Пояснительная записка (цил. одност.) Чернавский.doc
icon Редуктор цил. одност. (Чернавский).frw
icon Чертеж вала.cdw
icon Чертеж колеса.cdw
icon Чертеж Сборка.cdw
icon Чертеж шпонки.cdw
icon
icon Вал А3.cdw
icon Колесо А3.cdw
icon Крышка.cdw
icon Пояснительная записка (цил. одност.).doc
icon Сборка.cdw
icon Сквозная крышка.cdw
icon
icon Вал А3.cdw
icon Колесо А3.cdw
icon Крышка.cdw
icon Пояснительная записка (цил. одност.).doc
icon Сборка.cdw
icon Сквозная крышка.cdw
icon
icon Вал А3.cdw
icon Колесо А3.cdw
icon Крышка подшипника глухая.cdw
icon Крышка подшипника сквозная.cdw
icon Пояснительная записка (цил. одност.).doc
icon Сборка.cdw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Конический V=2 D=0,3 F=4.7.docx

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
общ.=кон рем подш муф
кон=097– КПД конической передачи;
рем=095 – КПД ременной передачи;
подш=099 – КПД подшипников качения;
муф=098 – КПД муфты.
общ.=097*095*099*098=09
Требуемая мощность электродвигателя
Ртр=Р2 = 4709=522 кВт
Частота вращения выходного вала редуктора
=2VDб=2*203= 133 радc
n2=30 2 =30*133 = 127 обмин
По табл. П1 выбираем двигатель 112М4 с параметрами:
- номинальная частота вращения nдв=1500*963%=14445 обмин.
Угловая скорость дв= nдв30=314*1444530=1512 радc
Общее передаточное отношение
Принимаем передаточное число редуктора по ГОСТ 12289-76 - Uред=315
Тогда для ременной передачи Uп=114315=36
Определение вращающих моментов на валах привода
Вращающий момент на валу двигателя:
Тдв= Ртр. дв=52201512=345 Нм
Вращающий момент на валу шестерни:
Т1= Тдв Uп =345*36=1243 Нм
Угловая скорость 1= двUп=151236=42 радc
Вращающий момент на валу редуктора:
Т2= Т1Uред=1243*315= 3915 Нм
Угловая скорость 2= 1Uред=42315=133 радc
Материал шестерни: сталь 40Х улучшенная с твердостью HВ 270
Материал колеса: сталь 40Х улучшенная с твердостью HВ 245
Допускаемое контактное напряжение [H]=485 МПа
Допускаемые контактные напряжения
КНL – коэффициент долговечности КНL =1
[SH] – коэффициент безопасности [SH]=115
[ H2] =(2 НВ2+70) КНL[SH]= 560*1115=487 МПа
Коэффициент ширины венца
Внешний делительный диаметр колеса
Принимаем de2=315 мм
Принимаем число зубьев шестерни z1=18
z2= z1*U=18*315=567 Принимаем z2= 57
Внешний окружной модуль
me= de2 z2=31557=553 мм
Углы делительных конусов
ctg 2=U=315; 2=72023
Внешнее конусное расстояние
Re=05me=05 *553=165 3 мм
b= вReRe=0285*1653=4711 мм. Принимаем b=48 мм
Внешний делительный диаметр шестерни
de1= me* z1=553*18=9954 мм
Средний делительный диаметр шестерни
d1=2(Re-05b)sin 1=2(1653-05*48)0298=84 мм
Внешние диаметры шестерни и колеса
dae1=de1+2me cos 1=9954+2*553*095=110 мм
dae2=de2+2me cos 2=315+2*553*031=318 мм
Средний окружной модуль
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
Средняя окружная скорость колес
V=1d12=42*00842=176 мc
Назначаем 7 степень точности.
Коэффициент нагрузки
КН=КН КНα КНV=123*105*105=135
Проверка контактного напряжения
Н=335(Re-05b)= 335(1653-05*48)*
*=4755 МПа [H]=485 МПа
Ft=2T1d1=2*1243*10384=2959 H
Fr1=Fa2=Ft tg α cos 1=2959* tg 20o* cos 17о37=1030 H
Fa1=Fr2=Ft tg α sin 1=2959* tg 20o* sin 17о37=315 H
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
KF=KFKFV=138*135=1863 (с.43)
Эквивалентное число зубьев
Zv1=z1cos 1=18 cos 17о37=188
Zv2=z2cos 2=57 cos 72о23=220
YF1=428 YF2=36 (c.42)
для шестерни 0F lim b1=18*270=490 МПа
для колеса 0F lim b2=18*245=440 МПа
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость
Для шестерни [F1]=490175=280 МПа
Для колеса [F2]=440175=250 МПа
F2=FtKFYFFbm = 2959*1863*36085*48*47=1035 МПа ≤[ F2]=250 МПа
Предварительный расчет валов редуктора.
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
ведомого Т2К=Т2=3915 Нм
ведущего Т1к=Т1=1243 Нм
Диаметр выходного конца ведущего вала
Однако для соединения его с валом электродвигателя примем dв1=32 мм dп=40 мм.
dв2≥=428 мм. Примем dв2=45 мм
Принимаем dп=50 мм dк2=55 мм.
Расчет плоскоременной передачи
Вращающий момент на ведущем валу
Диаметр ведущего шкива
Выбираем из стандартного ряда d1ш=200 мм (с.120)
Диаметр ведомого шкива
d2ш= d1ш*Uп(1-)=200*36(1-001)=7128 мм
Передаточное отношение
U= d2ш d1ш(1-)=710200=355
Межосевое расстояние
а=2 (d1ш+ d2ш)=1820 мм
Угол обхвата малого шкива
α1=180-60*(d2ш- d1ш)a=180-60*(710-200)1820=163о
L=2a+05*(d1ш+ d2ш)+ (d2ш- d1ш)24a=2*1820+05*314(200+710)+(710-
-200)24*1820=5104 мм
Vp= d1ш*nдв60 =314*02*1444560=15 мc
Ftш=PVp=522*10315=348 H
Выбираем ремень Б800 с числом прокладок z=3 0=15 мм р0=3 Нмм.
Коэффициент угла обхвата
Сα=1-0003(180-α1)= 1-0003(180-163о)=095
Коэффициент учитывающий влияние скорости ремня
Сv=104-00004V2=104-00004*152=095
Коэффициент режима работы
Коэффициент учитывающий угол наклона линии центров передачи
Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки
[р]= р0* Сα * Сv * Ср* С=22 Нмм
b≥Ftшz[р]=3483*22=527 мм
Предварительное натяжение ремня
F0=0b=18*60*45=486 H
F1= F0 +05Ftш=486+05*348=660 Н
F2= F0 -05Ftш=486-05*348=312 H
Напряжение от силы F1
=F1b=66060*45=244 МПа
и=Еи*d1=100*45200=225 МПа
Напряжение от центробежной силы
v=ρV210-6=1100*152*10-6=024 МПа
Максимальное напряжение
max=244+225+024=493 МПа7 МПа
Проверка долговечности ремня
Нагрузка на валы передачи
Fв=3 F0 sin(α12)=3*486* sin(1632)=1442 H
Fвx= Fвy= Fв* sin45o=1020 Н
Проверка долговечности подшипников.
f1=30 мм С1=70 мм d=84 мм С2=70 мм.
Рис. 1 Расчетная схема ведущего вала.
-Rx2С1+ Ft f1+ Fвx(С2+С1)=0
Rx2=[2959*30+1020(70+70)]70=3308 H
-Rx1С1+Ft (f1+C1)+ FвxС2=0
Rx1=[2959*(30+70)+1020*70]70=5247 H
Проверка: Rx2- Rx1+ Ft- Fвx=3308-5247+2959-1020=0
-Ry2С1+ Fr1f1- Fa1d12+ Fвy (С1+С2)=0
Ry2=[1030*30-315*42+1020(70+70)]70=2292 H
-Ry1С1+ Fr1(С1+f1)- Fa1d12+ Fвy *С2=0
Ry1=[1030*(70+30)-315*42+1020*70]70=2302 H
Проверка: Ry2-Ry1+ Fr1- Fвy =2292-2302+1030-1020=0
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников 7208:
S1=ePr1=038*5730=2177 H
S2=ePr2=038*4024=1529 H
Осевые нагрузки подшипников:
Рa1= S1=2177 Н Рa2= S1+ Fa1=1529+315=1844 H
Рассмотрим правый подшипник
Рa1 Pr1=21775730=038=е – осевую нагрузку не учитываем
Эквивалентная нагрузка
Рэ1=Рr1VKбКТ=5730*1*1*1=5730 Н
Расчетная долговечность
L=(CPэ2)103 =(465573)103 =1074 млн. об.
Lh=L*10660n=1074*10660*400=44750 ч.
Рассмотрим левый подшипник
Рa2 Pr2=18444024=046>е
Рэ2=(XРr2V+Y Рa2)KбКТ=(0325*4024*1+156*1844)1*1=4184 Н
L=(CPэ2)103 =(4654184)103 =3061 млн. об.
Lh=L*10660n=3061*10660*400=127*103 ч.
Рис. 2 Расчетная схема ведомого вала
l1=100 мм l2=35 мм d2=315 мм
Rx3=2959*35135=767 H
Rx4=2959*100135=2192 H
Проверка: Rx3- Rx4+ Ft=767+2192-2959=0
-Ry3(l1+l2)- Fr2l2+ Fa2d22=0
Ry3=(-315*35+1030*1575)135=1120 H
-Ry4(l1+l2)+ Fr2l1+ Fa2d22=0
Ry4=(315*100+1030*1575)135=1435 H
Проверка: Ry3-Ry4+ Fr2=1120-1435+315=0
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников 7210:
S3=ePr3=04*1357=543 H
S4=ePr4=04*2620=1048H
Рa3= S3=543 Н Рa4= S4+ Fa2=1048+1030=2078 H
Рa3 Pr3=5431357=04=е – осевую нагрузку не учитываем
Рa4 Pr4=20782620=08>е
Рэ4=(XРr4V+Y Рa4)KбКТ=(04*2620*1+16*2078)1*1=4373 Н
L=(CPэ2)103 =(564373)103 =4913млн. об.
Lh=L*10660n=4913*10660*127=644*103 ч.
Проверка прочности шпоночных соединений.
Сечение и длина шпонки: b×h×l= 14×9×60 t1=55 мм T2=3915 H
см=2Т2dB2(h-t1)(l-b)=2*3915*10345(9-55)(30-14)=874 МПа[ см]
Уточненный расчет валов.
Материал сталь 45 нормализованная. В=570 МПа
-1=043 в=043*570=246 МПа
Сечение А-А (участок вала под подшипником): dп=40 мм Т1=1243 Н
Суммарный изгибающий момент в сечении
МА-А=FвС2=1442*70=101 *103 Нм
Момент сопротивления
Wк=(d332)=314*40332=6280 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
V = МА-А Wk=101*1036280=1608 МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Полярный момент сопротивления
Wр=(d316)=314*40316=12560 мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
V= м=Т12Wр=1243*1032*12560=49 МПа
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент

icon Сборка конический редуктор.cdw

Сборка конический редуктор.cdw
Техническая характеристика
Пояснительная записка
Мазеудерживающее кольцо
Прокладко регулировочная
Подшипник 7208 ГОСТ 27565-87
Подшипник 7210 ГОСТ 27565-87
Кольцо 40-45-30 ГОСТ 18829-73
Кольцо 48-54-30 ГОСТ 18829-73
Гайка М20 ГОСТ 15521-70
Шайба 20ГОСТ 6402-70
Гайка М14 ГОСТ 15521-70
Шайба 14ГОСТ 6402-70
Масло И-ЛГ-А-15 ГОСТ 20799-88

icon Чертеж вала А3.cdw

Чертеж вала А3.cdw

icon Чертеж колеса конического.cdw

Чертеж колеса конического.cdw
Средний окружной модуль
Межосевой угол передачи
Угол делительного конуса

icon Чертеж крышки.cdw

Чертеж крышки.cdw

icon Пояснительная записка.doc

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
общ.=кон 2подш опор
кон=097– КПД конической передачи;
подш=099 – КПД подшипников качения;
опор=099 – КПД в опорах (одна пара).
общ.=097*0992*099=09
Требуемая мощность электродвигателя
По табл. П1 выбираем двигатель 132S8 с параметрами:
- номинальная частота вращения nдв=750*959%=713 обмин.
Угловая скорость дв= nдв30=314*71330=746 радc
Передаточное число редуктора U=2
Частота вращения выходного вала редуктора
n2= nдв U=7132=3565 обмин.
= n230=314*356530=373 радc
Определение вращающих моментов на валах привода
Вращающий момент на валу шестерни:
Т1= Ртр. дв=3900746=523 Нм
Вращающий момент на валу колеса:
Т2= Т1U=523*2= 1046 Нм
Материал шестерни: сталь 40Х улучшенная с твердостью HВ 270
Материал колеса: сталь 40Х улучшенная с твердостью HВ 245
Допускаемое контактное напряжение [H]=485 МПа
Допускаемые контактные напряжения
КНL – коэффициент долговечности КНL =1
[SH] – коэффициент безопасности [SH]=115
[ H2] =(2 НВ2+70) КНL[SH]= 560*1115=487 МПа
Коэффициент ширины венца
Внешний делительный диаметр колеса
Принимаем de2=200 мм
Принимаем число зубьев шестерни z1=25
Внешний окружной модуль
me= de2 z2=20050=4 мм
Углы делительных конусов
Внешнее конусное расстояние
Re=05me=05 *4=112 мм
b= вReRe=0285*112=319 мм. Принимаем b=32 мм
Внешний делительный диаметр шестерни
de1= me* z1=4*25=100 мм
Средний делительный диаметр шестерни
d1=2(Re-05b)sin 1=2(112-05*32)0324=622 мм
Внешние диаметры шестерни и колеса
dae1=de1+2me cos 1=100+2*4*0946=108 мм
dae2=de2+2me cos 2=200+2*4*0468=204 мм
Средний окружной модуль
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
Средняя окружная скорость колес
V=1d12=746*006222=23 мc
Назначаем 7 степень точности.
Коэффициент нагрузки
КН=КН КНα КНV=123*1*105=129
Проверка контактного напряжения
Н=335(Re-05b)= 335(112-05*32)=
=395 МПа [H]=485 МПа
Ft=2T1d1=2*1046*103622=3363 H
Fr1=Fa2=Ft tg α cos 1=3363* tg 20o* cos 21о20=1142 H
Fa1=Fr2=Ft tg α sin 1=3363* tg 20o* sin 21о20=438 H
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
KF=KFKFV=138*115=159
Эквивалентное число зубьев
Zv1=z1cos 1=25 cos 21о20=268
Zv2=z2cos 2=50 cos 69о40=139
YF1=39 YF2=36 (c.42)
для шестерни 0F lim b1=18*270=490 МПа
для колеса 0F lim b2=18*245=440 МПа
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость
Для шестерни [F1]=490175=280 МПа
Для колеса [F2]=440175=250 МПа
F2=FtKFYFFbm = 3363*159*36085*32*4=177 МПа ≤[ F2]=250 МПа
Предварительный расчет валов редуктора.
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
ведомого Т2К=Т2=1046 Нм
ведущего Т1к=Т1=523 Нм
Диаметр выходного конца ведущего вала
Примем dв1=25 мм dп=30 мм.
dв2≥=276 мм Примем dв2=30 мм
Принимаем dп=35 мм dк2=40 мм.
Проверка долговечности подшипников.
Рис. 1 Расчетная схема ведущего вала.
Rx2=3363*3070=1441 H
Rx1=3363*(30+70)70=480 H
-Ry2С1+ Fr1f1- Fa1d12=0
Ry2=(1142*30-438*311)70=294 H
-Ry1С1+ Fr1(С1+f1)- Fa1d12=0
Ry1=(1142*(70+30)-438*311)70=1437 H
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников 7206:
S1=ePr1=037*1515=560 H
S2=ePr2=037*1470=544 H
Осевые нагрузки подшипников:
Рa1= S1=560 Н Рa2= S1+ Fa1=560+438=998 H
Рассмотрим правый подшипник
Рa1 Pr1=5601515=037=е – осевую нагрузку не учитываем
Эквивалентная нагрузка
Рэ1=Рr1VKбКТ=1515*1*1*1=1515 Н
Расчетная долговечность
L=(CPэ1)103 =(381515)103 =46147 млн. об.
Lh=L*10660n1=46147*10660*713=1078*103 ч.
Рассмотрим левый подшипник
Рa2 Pr2=9981470=067>е
Рэ2=(XРr2V+Y Рa2)KбКТ=(04*1470*1+16*998)1*1=2185 Н
L=(CPэ2)103 =(382185)103 =13615 млн. об.
Lh=L*10660n=13615*10660*713=318*103 ч.
Рис. 2 Расчетная схема ведомого вала
Rx3=-3363*35170=-692 H
Rx4=3363*100170=1978 H
-Ry3(l1+l2)- Fr2l2+ Fa2d22=0
Ry3=(438*35-1142*100)170=-581 H
-Ry4(l1+l2)+ Fr2l1+ Fa2d22=0
Ry4=(438*100+1142*100)170=929 H
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников 7207:
S3=ePr3=037*903=334 H
S4=ePr4=037*2185=586 H
Рa3= S3=334 Н Рa4= S3+ Fa2=334+1142=1476 H
Рa3 Pr3=334903=037=е – осевую нагрузку не учитываем
Рa4 Pr4=14762185=067>е
Рэ4=(XРr4V+Y Рa4)KбКТ=(04*2185*1+16*1476)1*1=3236 Н
L=(CPэ2)103 =(4843236)103 =8196 млн. об.
Lh=L*10660n2=8196*10660*3565=382*103 ч.
Тепловой расчет редуктора.
t=P(1-) ktA=3900(1-08)17*13=318 o[t]=60o
Проверка прочности шпоночных соединений.
Сечение и длина шпонки: b×h×l= 8×7×32 t1=6 мм T2=1046 H
см=2Т2dB2(h-t1)(l-b)=2*1046*10330(7-4)(32-8)=968 МПа[ см]
Уточненный расчет валов.
Материал сталь 45 нормализованная. В=570 МПа
-1=043 в=043*570=246 МПа
Сечение А-А (участок вала под подшипником): dп=35 мм Т2=1046 Н
Суммарный изгибающий момент в сечении
Момент сопротивления
Wк=(d332)=314*35332=4207 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
V = МА-А Wk=316*1034207=75 МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Полярный момент сопротивления
Wр=(d316)=314*35316=8414 мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
V= м=Т22Wр=1046*1032*8414=62 МПа
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент

icon Сборка конический редуктор А1.cdw

Сборка конический редуктор А1.cdw
Техническая характеристика
Пояснительная записка
Мазеудерживающее кольцо
Прокладко регулировочная
Подшипник 7206 ГОСТ 27565-87
Подшипник 7207 ГОСТ 27565-87
Кольцо 28-32-30 ГОСТ 18829-73
Кольцо 33-42-30 ГОСТ 18829-73
Гайка М10 ГОСТ 15521-70
Шайба 10ГОСТ 6402-70
Гайка М8 ГОСТ 15521-70
Масло И-ЛГ-А-15 ГОСТ 20799-88

icon Чертеж вала А3.cdw

Чертеж вала А3.cdw

icon Чертеж колеса конического А3.cdw

Чертеж колеса конического А3.cdw
Средний окружной модуль
Межосевой угол передачи
Угол делительного конуса

icon Чертеж крышки.cdw

Чертеж крышки.cdw

icon Пояснительная записка.doc

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
общ.=кон рем 2подш опор
кон=097– КПД конической передачи;
рем=095 – КПД ременной передачи;
подш=099 – КПД подшипников качения;
опор=099 – КПД в опорах (одна пара).
общ.=097*095*0992*099=09
Требуемая мощность электродвигателя
Частота вращения выходного вала редуктора
n2=30 2 =30*34 = 102 обмин
По табл. П1 выбираем двигатель 160S6 с параметрами:
- номинальная частота вращения nдв=1000*973%=973 обмин.
Угловая скорость дв= nдв30=314*97330=102 радc
Общее передаточное отношение
Принимаем передаточное число редуктора по ГОСТ 12289-76 - Uред=25
Тогда для ременной передачи Uп=9525=38
Определение вращающих моментов на валах привода
Вращающий момент на валу двигателя:
Тдв= Ртр. дв=7800102=764 Нм
Вращающий момент на валу шестерни:
Т1= Тдв Uп =764*38=290 Нм
Угловая скорость 1= двUп=10238=286 радc
Вращающий момент на валу редуктора:
Т2= Т1Uред=290*25= 725 Нм
Угловая скорость 2= 1Uп=28625=114 радc
Материал шестерни: сталь 40Х улучшенная с твердостью HВ 270
Материал колеса: сталь 40Х улучшенная с твердостью HВ 245
Допускаемое контактное напряжение [H]=485 МПа
Допускаемые контактные напряжения
КНL – коэффициент долговечности КНL =1
[SH] – коэффициент безопасности [SH]=115
[ H2] =(2 НВ2+70) КНL[SH]= 560*1115=487 МПа
Коэффициент ширины венца
Внешний делительный диаметр колеса
Принимаем de2=400 мм
Принимаем число зубьев шестерни z1=25
Внешний окружной модуль
me= de2 z2=40063=635 мм
Углы делительных конусов
Внешнее конусное расстояние
Re=05me=05 *635=215 мм
b= вReRe=0285*215=613 мм. Принимаем b=62 мм
Внешний делительный диаметр шестерни
de1= me* z1=635*25=158 мм
Средний делительный диаметр шестерни
d1=2(Re-05b)sin 1=2(215-05*62)0324=119 мм
Внешние диаметры шестерни и колеса
dae1=de1+2me cos 1=158+2*635*0946=170 мм
dae2=de2+2me cos 2=400+2*635*0468=406 мм
Средний окружной модуль
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
Средняя окружная скорость колес
V=1d12=286*01192=17 мc
Назначаем 7 степень точности.
Коэффициент нагрузки
КН=КН КНα КНV=123*1*105=129
Проверка контактного напряжения
Н=335(Re-05b)= 335(215-05*62)=
=395 МПа [H]=485 МПа
Ft=2T1d1=2*290*103119=4874 H
Fr1=Fa2=Ft tg α cos 1=4874* tg 20o* cos 21о20=1656 H
Fa1=Fr2=Ft tg α sin 1=4874* tg 20o* sin 21о20=635 H
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
KF=KFKFV=138*115=159
Эквивалентное число зубьев
Zv1=z1cos 1=25 cos 21о20=268
Zv2=z2cos 2=63 cos 69о40=175
YF1=39 YF2=36 (c.42)
для шестерни 0F lim b1=18*270=490 МПа
для колеса 0F lim b2=18*245=440 МПа
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость
Для шестерни [F1]=490175=280 МПа
Для колеса [F2]=440175=250 МПа
F2=FtKFYFFbm = 4874*159*36085*62*635=833 МПа ≤[ F2]=250 МПа
Предварительный расчет валов редуктора.
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
ведомого Т2К=Т2=725 Нм
ведущего Т1к=Т1=290 Нм
Диаметр выходного конца ведущего вала
Однако для соединения его с валом электродвигателя примем dв1=42 мм dп=50 мм.
dв2≥=52 мм Примем dв2=55 мм
Принимаем dп=60 мм dк2=64 мм.
Расчет плоскоременной передачи
Вращающий момент на ведущем валу
Диаметр ведущего шкива
Выбираем из стандартного ряда d1ш=250 мм (с.120)
Диаметр ведомого шкива
d2ш= d1ш*Uп(1-)=250*38(1-001)=940 мм
Передаточное отношение
U= d2ш d1ш(1-)=950250=38
Межосевое расстояние
а=2 (d1ш+ d2ш)=2400 мм
Угол обхвата малого шкива
α1=180-60*(d2ш- d1ш)a=180-60*(950-250)2400=162о
L=2a+05*(d1ш+ d2ш)+ (d2ш- d1ш)24a=2*2400+05*314(250+950)+(950-
-250)24*2400=6735 мм
Vp= d1ш*nдв60 =314*025*97360=127 мc
Ftш=PVp=78*103127=614 H
Выбираем ремень Б800 с числом прокладок z=2 0=15 мм р0=3 Нмм.
Коэффициент угла обхвата
Сα=1-0003(180-α1)= 1-0003(180-163о)=095
Коэффициент учитывающий влияние скорости ремня
Сv=104-00004V2=104-00004*1272=0975
Коэффициент режима работы
Коэффициент учитывающий угол наклона линии центров передачи
Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки
[р]= р0* Сα * Сv * Ср* С=222 Нмм
b≥Ftшz[р]=6142*23=133 мм
Предварительное натяжение ремня
F0=0b=18*140*3=756 H
F1= F0 +05Ftш=756+05*614=1063 Н
F2= F0 -05Ftш=756-05*614=449 H
Напряжение от силы F1
=F1b=1063140*3=25 МПа
и=Еи*d1=100*3250=12 МПа
Напряжение от центробежной силы
v=ρV210-6=1100*1272*10-6=018 МПа
Максимальное напряжение
max=25+12+018=388 МПа7 МПа
Проверка долговечности ремня
λ=VL=1276735=188 c-1
Нагрузка на валы передачи
Fв=3 F0 sin(α12)=3*756* sin(1622)=2240 H
Проверка долговечности подшипников.
Рис. 1 Расчетная схема ведущего вала.
Rx2=4874*60140=2088 H
Rx1=4874*(60+140)140=6962 H
Проверка: Rx2- Rx1+ Ft=2088-6962+4874=0
-Ry2С1+ Fr1f1- Fa1d12=0
Ry2=(1656*60-635*595)140=440 H
-Ry1С1+ Fr1(С1+f1)- Fa1d12=0
Ry1=(1656*(140+60)-635*595)140=2096 H
Проверка: Ry2-Ry1+ Fr1=440-2096+1656=0
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников 7210:
S1=ePr1=042*7270=3053 H
S2=ePr2=042*2134=896 H
Осевые нагрузки подшипников:
Рa1= S1=3053 Н Рa2= S1+ Fa1=3053+635=3688 H
Рассмотрим правый подшипник
Рa1 Pr1=30537270=042=е – осевую нагрузку не учитываем
Эквивалентная нагрузка
Рэ1=Рr1VKбКТ=7270*1*1*1=7270 Н
Расчетная долговечность
L=(CPэ2)103 =(704727)103 =908 млн. об.
Lh=L*10660n=908*10660*256=59 115 ч.
Рассмотрим левый подшипник
Рa2 Pr2=36882134=173>е
Рэ2=(XРr2V+Y Рa2)KбКТ=(04*2134*1+1565*3688)1*1=6625 Н
L=(CPэ2)103 =(7046625)103 =2 636млн. об.
Lh=L*10660n=2636*10660*256=171*103 ч.
Рис. 2 Расчетная схема ведомого вала
l1=200 мм l2=70 мм d2=390 мм
Rx3=-4874*70270=-1263 H
Rx4=4874*200270=3611 H
Проверка: Rx3- Rx4+ Ft=-1263-3611+4874=0
-Ry3(l1+l2)- Fr1l2+ Fa1d12=0
Ry3=(-1656*70-635*195)270=988 H
-Ry4(l1+l2)+ Fr1l1+ Fa1d12=0
Ry4=(1656*200+635*195)270=1623 H
Проверка: Ry3-Ry4+ Fr2=988-1623+635=0
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников 7212:
S1=ePr3=04*1603=641 H
S2=ePr4=04*3958=1583 H
Рa3= S3=642 Н Рa4= S4+ Fa2=642+1656=2298 H
Рa3 Pr3=6421603=04=е – осевую нагрузку не учитываем
Рa4 Pr4=22983958=058>е
Рэ4=(XРr4V+Y Рa4)KбКТ=(04*3958*1+1565*2298)1*1=5179 Н
L=(CPэ2)103 =(91352)103 =14054 млн. об.
Lh=L*10660n=14054*10660*102=2296*103 ч.
Тепловой расчет редуктора.
t=P(1-) ktA=7800(1-08)17*13=418 o[t]=60o
Проверка прочности шпоночных соединений.
Сечение и длина шпонки: b×h×l= 16×10×70 t1=6 мм T2=725 H
см=2Т2dB2(h-t1)(l-b)=2*725*10355(10-6)(70-16)=983 МПа[ см]
Уточненный расчет валов.
Материал сталь 45 нормализованная. В=570 МПа
-1=043 в=043*570=246 МПа
Сечение А-А (участок вала под подшипником): dп=60 мм Т2=725 Н
Суммарный изгибающий момент в сечении
Момент сопротивления
Wк=(d332)=314*60332=21195 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
V = МА-А Wk=396*10321195=187 МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Полярный момент сопротивления
Wр=(d316)=314*60316=42390 мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
V= м=Т22Wр=725*1032*42390=855 МПа
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент

icon Расчетная схема ведомого вала (чернавский).frw

Расчетная схема ведомого вала (чернавский).frw

icon Расчетная схема ведомого вала.frw

Расчетная схема ведомого вала.frw

icon Расчетная схема ведущего вала.frw

Расчетная схема ведущего вала.frw

icon Сборка конический редуктор (без спец.).cdw

Сборка конический редуктор (без спец.).cdw

icon Сборка конический редуктор.cdw

Сборка конический редуктор.cdw
Техническая характеристика
Пояснительная записка
Мазеудерживающее кольцо
Прокладко регулировочная
Подшипник 7210 ГОСТ 27565-87
Подшипник 7212 ГОСТ 27565-87
Кольцо 45-50-30 ГОСТ 18829-73
Кольцо 58-62-30 ГОСТ 18829-73
Гайка М20 ГОСТ 15521-70
Шайба 20ГОСТ 6402-70
Гайка М14 ГОСТ 15521-70
Шайба 14ГОСТ 6402-70
Масло И-ЛГ-А-15 ГОСТ 20799-88

icon Чертеж вала А3.cdw

Чертеж вала А3.cdw

icon Чертеж колеса конического.cdw

Чертеж колеса конического.cdw
Средний окружной модуль
Межосевой угол передачи
Угол делительного конуса

icon Чертеж крышки.cdw

Чертеж крышки.cdw

icon Пз конический V=2,2, D=0,4, z=14, F=3 кН.docx

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
общ.=кон рем подш муф
кон=097– КПД конической передачи;
рем=095 – КПД ременной передачи;
подш=099 – КПД подшипников качения;
муф=098 – КПД муфты.
общ.=097*095*099*098=09
Требуемая мощность электродвигателя
Ртр=Р2 = 309=333 кВт
Частота вращения выходного вала редуктора
=2VDб=2*2204= 11 радc
n2=30 2 =30*11 = 105 обмин
По табл. П1 выбираем двигатель 132S8 с параметрами:
- номинальная частота вращения nдв=750*959%=713 обмин.
Угловая скорость дв= nдв30=314*71330=746 радc
Общее передаточное отношение
Принимаем передаточное число редуктора по ГОСТ 12289-76 - Uред=2
Тогда для ременной передачи Uп=682=34
Определение вращающих моментов на валах привода
Вращающий момент на валу двигателя:
Тдв= Ртр. дв=3333746=447 Нм
Вращающий момент на валу шестерни:
Т1= Тдв Uп =447*34=152 Нм
Угловая скорость 1= двUп=74634=22 радc
Вращающий момент на валу редуктора:
Т2= Т1Uред=152*2= 304 Нм
Угловая скорость 2= 1Uред=222=11 радc
Материал шестерни: сталь 40Х улучшенная с твердостью HВ 270
Материал колеса: сталь 40Х улучшенная с твердостью HВ 245
Допускаемое контактное напряжение [H]=485 МПа
Допускаемые контактные напряжения
КНL – коэффициент долговечности КНL =1
[SH] – коэффициент безопасности [SH]=115
[ H2] =(2 НВ2+70) КНL[SH]= 560*1115=487 МПа
Коэффициент ширины венца
Внешний делительный диаметр колеса
Принимаем de2=250 мм
Принимаем число зубьев шестерни z1=14
Внешний окружной модуль
me= de2 z2=25028=89 мм
Углы делительных конусов
Внешнее конусное расстояние
Re=05me=05 *89=140 мм
b= вReRe=0285*140=399 мм. Принимаем b=40 мм
Внешний делительный диаметр шестерни
de1= me* z1=89*14=125 мм
Средний делительный диаметр шестерни
d1=2(Re-05b)sin 1=2(140-05*40)0358=86 мм
Внешние диаметры шестерни и колеса
dae1=de1+2me cos 1=125+2*89*093=142 мм
dae2=de2+2me cos 2=250+2*89*036=256 мм
Средний окружной модуль
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
Средняя окружная скорость колес
V=1d12=22*00862=0946 мc
Назначаем 7 степень точности.
Коэффициент нагрузки
КН=КН КНα КНV=123*105*105=135
Проверка контактного напряжения
Н=335(Re-05b)= 335(140-05*40)*
*=47275 МПа [H]=485 МПа
Ft=2T1d1=2*152*10386=3535 H
Fr1=Fa2=Ft tg α cos 1=3535* tg 20o* cos 21о20=1201 H
Fa1=Fr2=Ft tg α sin 1=3535* tg 20o* sin 21о20=461 H
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
KF=KFKFV=138*135=1863 (с.43)
Эквивалентное число зубьев
Zv1=z1cos 1=14 cos 21о20=15
Zv2=z2cos 2=28 cos 69о40=78
YF1=428 YF2=36 (c.42)
для шестерни 0F lim b1=18*270=490 МПа
для колеса 0F lim b2=18*245=440 МПа
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость
Для шестерни [F1]=490175=280 МПа
Для колеса [F2]=440175=250 МПа
F2=FtKFYFFbm = 3535*1863*36085*40*61=1143 МПа ≤[ F2]=250 МПа
Предварительный расчет валов редуктора.
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
ведомого Т2К=Т2=304 Нм
ведущего Т1к=Т1=152 Нм
Диаметр выходного конца ведущего вала
Однако для соединения его с валом электродвигателя примем dв1=38 мм dп=40 мм.
dв2≥=393 мм. Примем dв2=45 мм
Принимаем dп=50 мм dк2=55 мм.
Расчет плоскоременной передачи
Вращающий момент на ведущем валу
Диаметр ведущего шкива
Выбираем из стандартного ряда d1ш=224 мм (с.120)
Диаметр ведомого шкива
d2ш= d1ш*Uп(1-)=224*34(1-001)=754 мм
Передаточное отношение
U= d2ш d1ш(1-)=800224=357
Межосевое расстояние
а=2 (d1ш+ d2ш)=2048 мм
Угол обхвата малого шкива
α1=180-60*(d2ш- d1ш)a=180-60*(800-224)2048=163о
L=2a+05*(d1ш+ d2ш)+ (d2ш- d1ш)24a=2*2048+05*314(224+800)+(800-
-224)24*2048=5744 мм
Vp= d1ш*nдв60 =314*0224*71360=835 мc
Ftш=PVp=3333*103835=399 H
Выбираем ремень Б800 с числом прокладок z=3 0=15 мм р0=3 Нмм.
Коэффициент угла обхвата
Сα=1-0003(180-α1)= 1-0003(180-163о)=095
Коэффициент учитывающий влияние скорости ремня
Сv=104-00004V2=104-00004*8352=1012
Коэффициент режима работы
Коэффициент учитывающий угол наклона линии центров передачи
Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки
[р]= р0* Сα * Сv * Ср* С=23 Нмм
b≥Ftшz[р]=3993*23=578 мм
Предварительное натяжение ремня
F0=0b=18*60*45=486 H
F1= F0 +05Ftш=486+05*399=2865 Н
F2= F0 -05Ftш=486-05*399=6855 H
Напряжение от силы F1
=F1b=286560*45=106 МПа
и=Еи*d1=100*45224=201 МПа
Напряжение от центробежной силы
v=ρV210-6=1100*8352*10-6=008 МПа
Максимальное напряжение
max=257+08+008=315 МПа7 МПа
Проверка долговечности ремня
λ=VL=8355744=145 c-1
Нагрузка на валы передачи
Fв=3 F0 sin(α12)=3*486* sin(1632)=1442 H
Проверка долговечности подшипников.
Рис. 1 Расчетная схема ведущего вала.
Rx2=3535*3070=1515 H
Rx1=3535*(30+70)70=5050 H
Проверка: Rx2- Rx1+ Ft=1515-5050+3535=0
-Ry2С1+ Fr1f1- Fa1d12=0
Ry2=(1201*30-461*43)70=231 H
-Ry1С1+ Fr1(С1+f1)- Fa1d12=0
Ry1=(1201*(70+30)-461*43)70=1432 H
Проверка: Ry2-Ry1+ Fr1=231-1432+1201=0
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников 7208:
S1=ePr1=0325*5250=2205 H
S2=ePr2=0325*1532=643 H
Осевые нагрузки подшипников:
Рa1= S1=2205 Н Рa2= S1+ Fa1=2205+461=2666 H
Рассмотрим правый подшипник
Рa1 Pr1=22055250=042=е – осевую нагрузку не учитываем
Эквивалентная нагрузка
Рэ1=Рr1VKбКТ=5250*1*1*1=5250 Н
Расчетная долговечность
L=(CPэ2)103 =(465525)103 =1436 млн. об.
Lh=L*10660n=1436*10660*209=114*103 ч.
Рассмотрим левый подшипник
Рa2 Pr2=26661532=174>е
Рэ2=(XРr2V+Y Рa2)KбКТ=(0325*1532*1+156*2666)1*1=4772 Н
L=(CPэ2)103 =(4654772)103 =1974 млн. об.
Lh=L*10660n=1974*10660*209=157*103 ч.
Рис. 2 Расчетная схема ведомого вала
l1=100 мм l2=35 мм d2=250 мм
Rx3=-3535*35135=-916 H
Rx4=3535*100135=2619 H
Проверка: Rx3- Rx4+ Ft=-916-2619+3535=0
-Ry3(l1+l2)- Fr1l2+ Fa1d22=0
Ry3=(-1201*35+461*125)135=115 H
-Ry4(l1+l2)+ Fr1l1+ Fa1d22=0
Ry4=(1201*100+461*125)135=1316 H
Проверка: Ry3-Ry4+ Fr1=115-1316+1201=0
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников 7210:
S3=ePr3=04*923=369 H
S4=ePr4=04*2931=1172 H
Рa3= S3=369 Н Рa4= S4+ Fa2=1172+1201=2373 H
Рa3 Pr3=369923=04=е – осевую нагрузку не учитываем
Рa4 Pr4=23732931=08>е
Рэ4=(XРr4V+Y Рa4)KбКТ=(04*2931*1+16*2373)1*1=4969 Н
L=(CPэ2)103 =(564969)103 =3206 млн. об.
Lh=L*10660n=3206*10660*105=509*103 ч.
Проверка прочности шпоночных соединений.
Сечение и длина шпонки: b×h×l= 14×9×60 t1=55 мм T2=304 H
см=2Т2dB2(h-t1)(l-b)=2*304*10345(9-55)(30-14)=804 МПа[ см]
Уточненный расчет валов.
Материал сталь 45 нормализованная. В=570 МПа
-1=043 в=043*570=246 МПа
Сечение А-А (участок вала под подшипником): dп=50 мм Т2=304 Н
Суммарный изгибающий момент в сечении
Момент сопротивления
Wк=(d332)=314*50332=12265 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
V = МА-А Wk=323*10312265=263 МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Полярный момент сопротивления
Wр=(d316)=314*50316=24531 мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
V= м=Т22Wр=304*1032*24531=31 МПа
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент

icon Сборка конический редуктор.cdw

Сборка конический редуктор.cdw
Техническая характеристика
Пояснительная записка
Мазеудерживающее кольцо
Прокладко регулировочная
Подшипник 7208 ГОСТ 27565-87
Подшипник 7210 ГОСТ 27565-87
Кольцо 39-42-30 ГОСТ 18829-73
Кольцо 47-52-30 ГОСТ 18829-73
Гайка М12 ГОСТ 15521-70
Шайба 12ГОСТ 6402-70
Гайка М10 ГОСТ 15521-70
Шайба 10ГОСТ 6402-70
Масло И-ЛГ-А-15 ГОСТ 20799-88

icon Чертеж вала А3.cdw

Чертеж вала А3.cdw

icon Чертеж колеса конического.cdw

Чертеж колеса конического.cdw
Средний окружной модуль
Межосевой угол передачи
Угол делительного конуса

icon Чертеж крышки сквозной.cdw

Чертеж крышки сквозной.cdw

icon Конический V=2 D=0,3 F=4.7.docx

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
общ.=кон рем подш муф
кон=097– КПД конической передачи;
рем=095 – КПД ременной передачи;
подш=099 – КПД подшипников качения;
муф=098 – КПД муфты.
общ.=097*095*099*098=09
Требуемая мощность электродвигателя
Ртр=Р2 = 8209=91 кВт
Частота вращения выходного вала редуктора
=2VDб=2*203= 133 радc
n2=30 2 =30*133 = 127 обмин
По табл. П1 выбираем двигатель 132М4 с параметрами:
- номинальная частота вращения nдв=1500*972%=1458 обмин.
Угловая скорость дв= nдв30=314*145830=1526 радc
Общее передаточное отношение
Принимаем передаточное число редуктора по ГОСТ 12289-76 - Uред=315
Тогда для ременной передачи Uп=114315=36
Определение вращающих моментов на валах привода
Вращающий момент на валу двигателя:
Тдв= Ртр. дв=91001526=596 Нм
Вращающий момент на валу шестерни:
Т1= Тдв Uп =596*36=2145 Нм
Угловая скорость 1= двUп=152636=424 радc
Вращающий момент на валу редуктора:
Т2= Т1Uред=1245*315= 3915 Нм
Угловая скорость 2= 1Uред=424315=133 радc
Материал шестерни: сталь 40Х улучшенная с твердостью HВ 270
Материал колеса: сталь 40Х улучшенная с твердостью HВ 245
Допускаемое контактное напряжение [H]=485 МПа
Допускаемые контактные напряжения
КНL – коэффициент долговечности КНL =1
[SH] – коэффициент безопасности [SH]=115
[ H2] =(2 НВ2+70) КНL[SH]= 560*1115=487 МПа
Коэффициент ширины венца
Внешний делительный диаметр колеса
Принимаем de2=315 мм
Принимаем число зубьев шестерни z1=18
z2= z1*U=18*315=567 Принимаем z2= 57
Внешний окружной модуль
me= de2 z2=31557=553 мм
Углы делительных конусов
ctg 2=U=315; 2=72023
Внешнее конусное расстояние
Re=05me=05 *553=165 3 мм
b= вReRe=0285*1653=4711 мм. Принимаем b=48 мм
Внешний делительный диаметр шестерни
de1= me* z1=553*18=9954 мм
Средний делительный диаметр шестерни
d1=2(Re-05b)sin 1=2(1653-05*48)0298=84 мм
Внешние диаметры шестерни и колеса
dae1=de1+2me cos 1=9954+2*553*095=110 мм
dae2=de2+2me cos 2=315+2*553*031=318 мм
Средний окружной модуль
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
Средняя окружная скорость колес
V=1d12=424*00842=176 мc
Назначаем 7 степень точности.
Коэффициент нагрузки
КН=КН КНα КНV=123*105*105=135
Проверка контактного напряжения
Н=335(Re-05b)= 335(1653-05*48)*
*=4755 МПа [H]=485 МПа
Ft=2T1d1=2*1243*10384=2959 H
Fr1=Fa2=Ft tg α cos 1=2959* tg 20o* cos 17о37=1030 H
Fa1=Fr2=Ft tg α sin 1=2959* tg 20o* sin 17о37=315 H
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
KF=KFKFV=138*135=1863 (с.43)
Эквивалентное число зубьев
Zv1=z1cos 1=18 cos 17о37=188
Zv2=z2cos 2=57 cos 72о23=220
YF1=428 YF2=36 (c.42)
для шестерни 0F lim b1=18*270=490 МПа
для колеса 0F lim b2=18*245=440 МПа
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость
Для шестерни [F1]=490175=280 МПа
Для колеса [F2]=440175=250 МПа
F2=FtKFYFFbm = 2959*1863*36085*48*47=1035 МПа ≤[ F2]=250 МПа
Предварительный расчет валов редуктора.
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
ведомого Т2К=Т2=3915 Нм
ведущего Т1к=Т1=2145 Нм
Диаметр выходного конца ведущего вала
Однако для соединения его с валом электродвигателя примем dв1=38 мм dп=40 мм.
dв2≥=428 мм. Примем dв2=45 мм
Принимаем dп=50 мм dк2=55 мм.
Расчет плоскоременной передачи
Вращающий момент на ведущем валу
Диаметр ведущего шкива
Выбираем из стандартного ряда d1ш=250 мм (с.120)
Диаметр ведомого шкива
d2ш= d1ш*Uп(1-)=250*36(1-001)=891 мм
Передаточное отношение
U= d2ш d1ш(1-)=900250=36
Межосевое расстояние
а=2 (d1ш+ d2ш)=2300 мм
Угол обхвата малого шкива
α1=180-60*(d2ш- d1ш)a=180-60*(900-250)2300=163о
L=2a+05*(d1ш+ d2ш)+ (d2ш- d1ш)24a=2*2300+05*314(250+900)+(900-
-250)24*2300=6450 мм
Vp= d1ш*nдв60 =314*025*145860=19 мc
Ftш=PVp=91*10319=479 H
Выбираем ремень Б800 с числом прокладок z=3 0=15 мм р0=3 Нмм.
Коэффициент угла обхвата
Сα=1-0003(180-α1)= 1-0003(180-163о)=095
Коэффициент учитывающий влияние скорости ремня
Сv=104-00004V2=104-00004*192=095
Коэффициент режима работы
Коэффициент учитывающий угол наклона линии центров передачи
Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки
[р]= р0* Сα * Сv * Ср* С=22 Нмм
b≥Ftшz[р]=4793*22=726 мм
Предварительное натяжение ремня
F0=0b=18*80*45=648 H
F1= F0 +05Ftш=648+05*479=8875 Н
F2= F0 -05Ftш=648-05*479=4085 H
Напряжение от силы F1
=F1b=887580*45=246 МПа
и=Еи*d1=100*45250=18 МПа
Напряжение от центробежной силы
v=ρV210-6=1100*192*10-6=04 МПа
Максимальное напряжение
max=246+18+04=466 МПа7 МПа
Проверка долговечности ремня
Нагрузка на валы передачи
Fв=3 F0 sin(α12)=3*648* sin(1632)=1922 H
Fвx= Fвy= Fв* sin45o=1360 Н
Проверка долговечности подшипников.
Ft=2T1d1=2*2145*10384=5107 H
Fr1=Fa2=Ft tg α cos 1=5107* tg 20o* cos 17о37=1777 H
Fa1=Fr2=Ft tg α sin 1=5107* tg 20o* sin 17о37=543 H
f1=30 мм С1=70 мм d=84 мм С2=70 мм.
Рис. 1 Расчетная схема ведущего вала.
-Rx2С1+ Ft f1+ Fвx(С2+С1)=0
Rx2=[5107*30+1360(70+70)]70=4908 H
-Rx1С1+Ft (f1+C1)+ FвxС2=0
Rx1=[5107*(30+70)+1360*70]70=8655 H
Проверка: Rx2- Rx1+ Ft- Fвx=4908-8655+5107-1360=0
-Ry2С1+ Fr1f1- Fa1d12+ Fвy (С1+С2)=0
Ry2=[1777*30-543*42+1360(70+70)]70=3156 H
-Ry1С1+ Fr1(С1+f1)- Fa1d12+ Fвy *С2=0
Ry1=[1777*(70+30)-543*42+1360*70]70=3573 H
Проверка: Ry2-Ry1+ Fr1- Fвy =3156-3573+1777-1360=0
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников 7208:
S1=ePr1=038*9363=3558 H
S2=ePr2=038*5835=2217 H
Осевые нагрузки подшипников:
Рa1= S1=3558 Н Рa2= S1+ Fa1=3558+543=4101 H
Рассмотрим правый подшипник
Рa1 Pr1=35589363=038=е – осевую нагрузку не учитываем
Эквивалентная нагрузка
Рэ1=Рr1VKбКТ=9363*1*1*1=9363 Н
Расчетная долговечность
L=(CPэ2)103 =(4659363)103 =757 млн. об.
Lh=L*10660n1=757*10660*405=31152 ч.
Рассмотрим левый подшипник
Рa2 Pr2=41015835=07>е
Рэ2=(XРr2V+Y Рa2)KбКТ=(0325*5835*1+156*4101)1*1=8294 Н
L=(CPэ2)103 =(4658294)103 =313 млн. об.
Lh=L*10660n1=313*10660*405=12881 ч.
Рис. 2 Расчетная схема ведомого вала
l1=100 мм l2=35 мм d2=315 мм
Rx3=5107*35135=1324 H
Rx4=5107*100135=3783 H
Проверка: Rx3- Rx4+ Ft=1324+3783-5107=0
-Ry3(l1+l2)- Fr2l2+ Fa2d22=0
Ry3=(-543*35+1777*1575)135=1932 H
-Ry4(l1+l2)+ Fr2l1+ Fa2d22=0
Ry4=(543*100+1777*1575)135=2475 H
Проверка: Ry3-Ry4+ Fr2=1932-2475+543=0
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников 7210:
S3=ePr3=04*2342=937 H
S4=ePr4=04*4520=1808 H
Рa3= S3=937 Н Рa4= S4+ Fa2=1808+1777=3585 H
Рa3 Pr3=9372342=04=е – осевую нагрузку не учитываем
Рa4 Pr4=35854520=08>е
Рэ4=(XРr4V+Y Рa4)KбКТ=(04*4520*1+16*3585)1*1=7544 Н
L=(CPэ2)103 =(567544)103 =798 млн. об.
Lh=L*10660n2=798*10660*127=104*103 ч.
Проверка прочности шпоночных соединений.
Сечение и длина шпонки: b×h×l= 14×9×60 t1=55 мм T2=3915 H
см=2Т2dB2(h-t1)(l-b)=2*3915*10345(9-55)(30-14)=874 МПа[ см]
Уточненный расчет валов.
Материал сталь 45 нормализованная. В=570 МПа
-1=043 в=043*570=246 МПа
Сечение А-А (участок вала под подшипником): dп=40 мм Т1=2145Н
Суммарный изгибающий момент в сечении
МА-А=FвС2=1922*70=135 *103 Нм
Момент сопротивления
Wк=(d332)=314*40332=6280 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
V = МА-А Wk=135*1036280=215 МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Полярный момент сопротивления
Wр=(d316)=314*40316=12560 мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
V= м=Т12Wр=2145*1032*12560=85 МПа
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
2[244*85+01*62]=1104
Результирующий коэффициент

icon Сборка конический редуктор.cdw

Сборка конический редуктор.cdw
Техническая характеристика
Пояснительная записка
Мазеудерживающее кольцо
Прокладко регулировочная
Подшипник 7208 ГОСТ 27565-87
Подшипник 7210 ГОСТ 27565-87
Кольцо 39-45-30 ГОСТ 18829-73
Кольцо 48-56-30 ГОСТ 18829-73
Гайка М20 ГОСТ 15521-70
Шайба 20ГОСТ 6402-70
Гайка М14 ГОСТ 15521-70
Шайба 14ГОСТ 6402-70
Масло И-ЛГ-А-15 ГОСТ 20799-88

icon Чертеж вала А3.cdw

Чертеж вала А3.cdw

icon Чертеж колеса конического.cdw

Чертеж колеса конического.cdw
Средний окружной модуль
Межосевой угол передачи
Угол делительного конуса

icon Чертеж крышки.cdw

Чертеж крышки.cdw

icon Вал А3.cdw

Вал А3.cdw

icon Колесо А3.cdw

Колесо А3.cdw

icon Крышка подшипника глухая.cdw

Крышка подшипника глухая.cdw

icon Крышка подшипника сквозная.cdw

Крышка подшипника сквозная.cdw

icon Пояснительная записка (цил. одност.).doc

Выбор электродвигателя
общ.=цил. 2подш опор
цил.=097 – КПД цилиндрической передачи;
подш=099 – КПД подшипников качения;
опор=099 – КПД в опорах.
общ.=097*0992*099=094
Требуемая мощность электродвигателя
По табл. П1 выбираем двигатель 160S8 с параметрами:
- номинальная частота вращения nдв=750*975%=731 обмин.
Угловая скорость дв= nдв30=314*73130=765 радc
Принимаем передаточное число редуктора по ГОСТ 2185-66 - Uред=2
Определение вращающих моментов
Частота вращения вала шестерни редуктора:
Частота вращения вала колеса редуктора
n3= n2 Uред =3655 мин-1
= 2 Uред = 3825 радс
Вращающий момент на валу колеса:
Т3= Рвых . 3 =74003825= 183 Нм
Вращающий момент на валу шестерни:
Т2= Т3Uред.=1832=915 Нм
Расчет зубчатых колес редуктора
Выбор марки стали и термической обработки:
- для шестерни: Сталь 45 улучшение твердость 230 НВ;
- для колеса: Сталь 45 улучшение твердость 200 НВ.
Допускаемые контактные напряжения
КНL – коэффициент долговечности КНL =1
[SH] – коэффициент безопасности [SH]=11
[ H1] =(2 НВ1+70) КНL[SH]= 530*111=482МПа
[ H2] =(2 НВ2+70) КНL[SH]= 470*111=428 МПа
Расчетное допускаемое контактное напряжение
[ H] =045([ H1]+ [ H2])
[ H] =045(482+428)=410 МПа
Межосевое расстояние
КН=11 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.
ва=04 – коэффициент ширины венца.
Принимаем значение межосевого расстояния а w =125 мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем m=(001-002)* а w =125-25мм
Из стандартного ряда принимаем m=2 мм.
Угол наклона зубьев =10о cos =0985.
Число зубьев шестерни
Z1=2 а w* cos (U+1)m=2*125*0985(2+1)2=41
Уточненное значение угла наклона зубьев
cos = (Z1+ Z2)m2 а w=(41+82)22*125=0984
Делительные диаметры шестерни и колеса
d1=mZ1 cos =2*410984=8333 мм
d2=mZ2 cos =2*820984=16667 мм
а w = (d1+ d2)2=125 мм
d а1=2m+d1=2*2+8333=8733 мм
d а2=2m+d2=2*2+16667=17067 мм
b2=ba* а w =04*125=50 мм
Окружная скорость колес и степень точности передачи
V=2*d12=765*00832=317 мc
Назначаем 8-ю степень точности (см. с.32) и КНv=1
Коэффициент нагрузки
КН= КН КНα КНv=11*107*1=1177
Проверка контактных напряжений
Силы действующие в зацеплении
Окружная: Ft=2T3d2=2*183*10316667=2196 H
Радиальная: Fr= Ft *tgα cos =2196*tg20 cos10о20 =812 H
Осевая: Fа= Ft *tg=2196*tg10о20=2160 Н
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Коэффициент нагрузки KF=KF КFv=113*125=141
bd=05 ba(U+1)=05*04(2+1)=06
Тогда KF=113 (табл.3.7)
Эквивалентное число зубьев
Zv1= Z1 cos3 =4109843=43
Zv2= Z2 cos3 =8209843=86
Для шестерни 0Flim b=18 НВ=18*230=415 МПа
Для колеса 0Flim b=18 НВ=18*200=360 МПа
[SF]=175 – коэффициент безопасности.
Допускаемые напряжения:
Для шестерни [F1]=415175=237 МПа
Для колеса [F2]=360175=206 МПа
Находим отношение [F] YF:
Для шестерни [F1] YF1=237369=7398
Для колеса [F2] YF2=206361=5706
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса.
F=2196*141*369*088*09255*2=841 МПа≤ [F2]= 237 МПа
Предварительный расчет валов редуктора.
Диаметр выходного конца:
Однако для удобства соединения с валом электродвигателя принимаем dв1=42мм.
Диаметр под подшипники принимаем dп1=45 мм.
Диаметр под подшипники принимаем dп2=50 мм.
Диаметр вала под зубчатым колесом dк2=55 мм.
Проверка долговечности подшипников
Осевая: Fа= Ft *tg=2196*tg10о20=387 Н
Rx1= Rx2= Ft2= 21962=1098 H
Ry1= (Fr l1 +Fa d12) 2l1= (812*0065+387*0042) 2*0065=531 H
Ry2=(Fr l1 -Fa d12) 2l1= (812*0065-387*0042) 2*0065=281 H
Суммарные реакции опор
Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре. Выбираем шариковые радиально-упорные 309 по ГОСТ 8338-75 (см. П6): d=45 мм D=85 мм В=19 мм С=312 кН С0=251 кН.
Эквивалентная нагрузка
Рис.1 Расчетная схема ведущего вала.
PaPr1=3871219=03≤e=032
Рэ=(ХVPr1+YPa)KвКT=(1219+0)13*1=1585 H
Расчетная долговечность млн.об.
L=(CPэ)3= (312001585)3=7627 млн.об.
Расчет на долговечность ч.
Lh=L 10660n2= 7627* 10660*731=173 890 ч.>10000 ч.
Rx3= Rx4=Ft2=21962=1098 H
Ry4=(Fa d22+Fr l2)2*l2=(387* 0083+812* 0065)2*0065=653 H
Ry3= Ry4 -Fr = 653 -812 =-159 H
Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре. Выбираем шариковые радиально-упорные 310 по ГОСТ 8338-75 (см. П6): d=50 мм D=90 мм В=20 мм С=432 кН С0=27 кН.
Рис.2 Расчетная схема ведомого вала.
PaPr4=3872277=018e=03
Рэ=(ХVPr4+YPa)KвКT=2277*13*1=2960 H
L=(CPэ)3=(432002960)3=3108 млн.об.
Lh=L 10660n3= 3108*10660*3655=141 723 ч.>10000 ч.
Уточненный расчет валов
Так как принятые диаметры участков ведущего вала превосходят расчетные расчет коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях вала не требуется.
Материал сталь 45 нормализованная. В=570 МПа
-1=043 в=043*570=245 МПа
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А
МY= Rx3 l2=1098*0065=714 Нм
МX= RY4 l2 + Fa d22=653*0065+387* 0083=741 Нм
Момент сопротивления кручению
dК2=55 мм b=16 мм t1=6 мм
Wк=d316-bt1(d-t1)22d= 55316-16*6(55-6)22*55=30555 мм3
Момент сопротивления изгибу
W=d332-bt1(d-t1)22d= 55332-16*6(55-6)22*55=14230 мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
V= м=Т22Wk=183*1032*30555=31 МПа
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
V=МW=1029*10314230=723 МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
3[(149067)723+01*68]=115
Результирующий коэффициент

icon Сборка.cdw

Сборка.cdw
Пояснительная записка
Колесо цилиндрическое
Мазеудерживающее кольцо
Прокладка регулировочная
Подшипник 309 ГОСТ 8338-75
Пдшипник 310 ГОСТ 8338-75
Гайка М12 ГОСТ 5916-70
Шайба 12 ГОСТ 6402-70
Гайка М10 ГОСТ 5916-70
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Масло И-70А ГОСТ 20799-75
Передаточное отношение редуктора
Число зубьев шестерни
Модуль зубчатого зацепления
Частота вращения ведомого вала
Угловая скорость ведомого вала

icon Пояснительная записка (цил. одност.).doc

Выбор электродвигателя
общ.=цил. 2подш опор
цил.=097 – КПД цилиндрической передачи;
подш=099 – КПД подшипников качения;
опор=099 – КПД в опорах.
общ.=097*0992*099=094
Требуемая мощность электродвигателя
По табл. П1 выбираем двигатель 160S8 с параметрами:
- номинальная частота вращения nдв=750*975%=731 обмин.
Угловая скорость дв= nдв30=314*73130=765 радc
Передаточное число редуктора по ГОСТ 2185-66 - Uред=5
Определение вращающих моментов
Частота вращения вала шестерни редуктора:
Частота вращения вала колеса редуктора
n3= n2 Uред =1462 мин-1
Вращающий момент на валу колеса:
Т3= Ртр . 3 =7400153= 484 Нм
Вращающий момент на валу шестерни:
Т2= Т3Uред.=4845=968 Нм
Расчет зубчатых колес редуктора
Выбор марки стали и термической обработки:
- для шестерни: Сталь 45 улучшение твердость 230 НВ;
- для колеса: Сталь 45 улучшение твердость 200 НВ.
Допускаемые контактные напряжения
КНL – коэффициент долговечности КНL =1
[SH] – коэффициент безопасности [SH]=11
[ H1] =(2 НВ1+70) КНL[SH]= 530*111=482МПа
[ H2] =(2 НВ2+70) КНL[SH]= 470*111=428 МПа
Расчетное допускаемое контактное напряжение
[ H] =045([ H1]+ [ H2])
[ H] =045(482+428)=410 МПа
Межосевое расстояние
КН=11 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.
ва=04 – коэффициент ширины венца.
Принимаем значение межосевого расстояния а w =200 мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем m=(001-002)* а w =2-4мм
Из стандартного ряда принимаем m=2 мм.
Угол наклона зубьев =10о cos =0985.
Число зубьев шестерни
Z1=2 а w* cos (U+1)m=2*200*0985(5+1)2=324
Уточненное значение угла наклона зубьев
cos = (Z1+ Z2)m2 а w=(32+160)22*200=096
Делительные диаметры шестерни и колеса
d1=mZ1 cos =2*32096=6667 мм
d2=mZ2 cos =2*160096=33333 мм
а w = (d1+ d2)2=200 мм
d а1=2m+d1=2*2+6667=7067 мм
d а2=2m+d2=2*2+33333=33733 мм
b2=ba* а w =04*200=80 мм
Окружная скорость колес и степень точности передачи
V=2*d12=765*006672=255 мc
Назначаем 8-ю степень точности (см. с.32) и КНv=1
Коэффициент нагрузки
КН= КН КНα КНv=11*107*1=1177
Проверка контактных напряжений
Силы действующие в зацеплении
Окружная: Ft=2T3d2=2*484*10333333=2904 H
Радиальная: Fr= Ft *tgα cos =2904*tg20о cos16о10 =1101 H
Осевая: Fа= Ft *tg=2904*tg16о10=833 Н
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Коэффициент нагрузки KF=KF КFv=13*11=143
bd=05 ba(U+1)=05*04(5+1)=12
Тогда KF=13 (табл.3.7)
Эквивалентное число зубьев
Zv1= Z1 cos3 =320963=40
Zv2= Z2 cos3 =1600963=199
Для шестерни 0Flim b=18 НВ=18*230=415 МПа
Для колеса 0Flim b=18 НВ=18*200=360 МПа
[SF]=175 – коэффициент безопасности.
Допускаемые напряжения:
Для шестерни [F1]=415175=237 МПа
Для колеса [F2]=360175=206 МПа
Находим отношение [F] YF:
Для шестерни [F1] YF1=23737=64
Для колеса [F2] YF2=20636=57
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса.
F=2904*143*36*088*09285*2=71 МПа≤ [F2]= 237 МПа
Предварительный расчет валов редуктора.
Диаметр выходного конца:
Диаметр под подшипники принимаем dп1=35 мм.
Диаметр под подшипники принимаем dп2=50 мм.
Диаметр вала под зубчатым колесом dк2=55 мм.
Проверка долговечности подшипников
Rx1= Rx2= Ft2= 29042=1452 H
Ry1= (Fr l1 +Fa d12) 2l1= (1101*0065+833*0033) 2*0065=762 H
Ry2=(Fr l1 -Fa d12) 2l1= (1101*0065-833*0033) 2*0065=339 H
Суммарные реакции опор
Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре. Выбираем шариковые радиально-упорные 36207 по ГОСТ 831-75 (см. П6): d=35 мм D=72 мм В=17 мм С=29 кН С0=164 кН.
Эквивалентная нагрузка
Рис.1 Расчетная схема ведущего вала.
PaPr1=8331640=051>e=035
Рэ=(ХVPr1+YPa)KвКT=(1640*045+833*15)13*1=2583 H
Расчетная долговечность млн.об.
L=(CPэ)3= (290002583)3=1451 млн.об.
Расчет на долговечность ч.
Lh=L 10660n2= 1451* 10660*731=32 266 ч.>10000 ч.
Rx3= Rx4=Ft2=29042=1452 H
Ry4=(Fa d22+Fr l2)2*l2=(833* 01667+1101* 0065)2*0065=1618 H
Ry3= Ry4 -Fr = 1618 -1101=517 H
Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре. Выбираем шариковые радиально-упорные 36210 по ГОСТ 831-75 (см. П6): d=50 мм D=90 мм В=20 мм С=406 кН С0=249 кН.
Рис.2 Расчетная схема ведомого вала.
PaPr4=3872174=018e=035
Рэ=(ХVPr4+YPa)KвКT=2174*13*1=2826 H
L=(CPэ)3=(406002826)3=2965 млн.об.
Lh=L 10660n3= 2965*10660*1462=338 036 ч.>10000 ч.
Уточненный расчет валов
Материал сталь 45 нормализованная. В=570 МПа
-1=043 в=043*570=245 МПа
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А
МY= Rx3 l2=1452*0065=944 Нм
МX= RY4 l2 + Fa d22=1618*0065+833* 001667=119 Нм
Момент сопротивления кручению
dК2=55 мм b=14 мм t1=5.5 мм
Wк=d316-bt1(d-t1)22d= 55316-14*55(55-55)22*55=30936 мм3
Момент сопротивления изгибу
W=d332-bt1(d-t1)22d= 55332-14*55(55-55)22*55=14610 мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
V= м=Т32Wk=484*1032*30936=78 МПа
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
V=МW=152*10314610=104 МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
=245[(159149)104]=22
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
3[(149067)78+01*68]=107
Результирующий коэффициент

icon Сборка.cdw

Сборка.cdw
Техническая характеристика:
Объем масляной ванны - 2
Пояснительная записка
Шайба уплотнительная
Подшипник 36207 ГОСТ 831-75
Подшипник 36210 ГОСТ 831-75
Шайба 8 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 20 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 14 65Г ГОСТ 6402-70
Гайка М20-6Н.5 ГОСТ 5915-70
Гайка М14-6Н.5 ГОСТ 5915-70
Шайба 6 65Г ГОСТ 6402-70

icon Чертеж вала А3.cdw

Чертеж вала А3.cdw

icon Чертеж колеса А3.cdw

Чертеж колеса А3.cdw
Обозначение чертежа
Общие допуски по ГОСТ 30893.2
Колесо цилиндрическое
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Направление линии зуба
Коэффициент смещения

icon Чертеж крышки сквозной.cdw

Чертеж крышки сквозной.cdw

icon Чертеж крышки.cdw

Чертеж крышки.cdw

icon Кин. схема (ведомый вал).frw

Кин. схема (ведомый вал).frw

icon Кин. схема (ведущий вал).frw

Кин. схема (ведущий вал).frw

icon Пояснительная записка (цил. одност.) Чернавский.doc

Выбор электродвигателя
Потребляемая мощность привода
общ.=цил. рем 2подш опор
цил.=097 – КПД цилиндрической передачи;
рем=097 – КПД плоскоременной передачи;
подш=099 – КПД подшипников качения;
опор=099 – КПД в опорах (одна пара).
общ.=097*097*0992*099=091
Требуемая мощность электродвигателя
Частота вращения выходного вала редуктора
Делительный диаметр тяговой звездочки
Dзв=008sin(1808)=0209 м.
nв=6*104 *055(*209)=502 обмин.
Угловая скорость вращения тяговой звездочки
в= nв30=314*50230=525радс
По табл. П1 выбираем двигатель 4А100L6УЗ с параметрами:
- номинальная частота вращения nдв=1000-51=949 обмин.
Угловая скорость дв= nдв30=314*94930=9933 радc
Общее передаточное отношение
Принимаем передаточное число редуктора по ГОСТ 2185-66 - Uред=5
Тогда для плоскоременной передачи Uп=1895=378
Определение вращающих моментов на валах привода
Частота вращения вала колеса редуктора
Частота вращения вала шестерни редуктора:
n1=n2Uред=502*5=251 обмин
= 2Uред=525*5=2625 радс
Вращающий момент на валу двига:теля:
Тдв= Ртр. дв=16909933=171 Нм
Вращающий момент на валу шестерни:
Т1= ТдвUп.=171*378=6464 Нм= 6464*103 Нмм
Вращающий момент на валу колеса:
Т2= Т1Uред=6464*5= 3232 Нм= 3232*103 Нмм
Расчет зубчатых колес редуктора
Выбор марки стали и термической обработки:
- для шестерни: Сталь 45 улучшение твердость 230 НВ;
- для колеса: Сталь 45 улучшение твердость 200 НВ.
Допускаемые контактные напряжения
КНL – коэффициент долговечности КНL =1
[SH] – коэффициент безопасности [SH]=11
[ H1] =(2 НВ1+70) КНL[SH]= 530*111=482МПа
[ H2] =(2 НВ2+70) КНL[SH]= 470*111=428 МПа
Расчетное допускаемое контактное напряжение
[ H] =045([ H1]+ [ H2])
[ H] =045(482+428)=410 МПа
Межосевое расстояние
КН=11 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.
ва=04 – коэффициент ширины венца.
Принимаем значение межосевого расстояния а w =200 мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем m=(001-002)* а w =2-4мм
Из стандартного ряда принимаем m=4мм.
Угол наклона зубьев =10о cos =0985.
Число зубьев шестерни
Z1=2 а w* cos (U+1)m=2*200*0985(5+1)4=165
Уточненное значение угла наклона зубьев
cos = (Z1+ Z2)m2 а w=(16+80)42*200=096
Делительные диаметры шестерни и колеса
d1=mZ1 cos =4*16096=6667 мм
d2=mZ2 cos =4*80096=33333 мм
а w = (d1+ d2)2=200мм
d а1=2m+d1=2*4+6667=7467 мм
d а2=2m+d2=2*4+33333=34133 мм
b2=ba* а w =04*200=80 мм
Окружная скорость колес и степень точности передачи
V=1*d12=2625*00662=087 мc
Назначаем 8-ю степень точности (см. с.32) и КНv=1
Коэффициент нагрузки
КН= КН КНα КНv=11*106*1=117
Проверка контактных напряжений
Силы действующие в зацеплении
Окружная: Ft=2T1d1=2*6464*10380=1616 H
Радиальная: Fr= Ft *tgα cos =1616*tg20 cos16о43 =6127H
Осевая: Fа= Ft *tg=1616*tg16о43=479 Н
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Коэффициент нагрузки KF=KF КFv=113*125=141
bd=05 ba(U+1)=05*04(5+1)=12
Тогда KF=113 (табл.3.7)
Эквивалентное число зубьев
Zv1= Z1 cos3 =160963=18
Zv2= Z2 cos3 =800963=90
Для шестерни 0Flim b=18 НВ=18*230=415 МПа
Для колеса 0Flim b=18 НВ=18*200=360 МПа
[SF]=175 – коэффициент безопасности.
Допускаемые напряжения:
Для шестерни [F1]=415175=237 МПа
Для колеса [F2]=360175=206 МПа
Находим отношение [F] YF:
Для шестерни [F1] YF1=237422=5616
Для колеса [F2] YF2=206361=5706
Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни.
F=1616*141*422*088*09285*4=23МПа≤ [F2]= 206 МПа
Предварительный расчет валов редуктора.
Диаметр выходного конца:
Диаметр под подшипники принимаем dп1=35 мм.
Диаметр под подшипники принимаем dп2=50 мм.
Диаметр вала под зубчатым колесом dк2=55 мм.
Расчет плоскоременной передачи
Вращающий момент на ведущем валу
Диаметр ведущего шкива
Принимаем d1ш=160 мм.
Диаметр ведомого шкива
d2ш= d1ш*Uп(1-)=160*378(1-001)=5988 мм
Передаточное отношение
U= d2ш d1ш(1-)=600160(1-001)=379
Отклонение (379-378)100%378=03%
а=2 (d1ш+ d2ш)=1520 мм
Угол обхвата малого шкива
α1=180-60*(d2ш- d1ш)a=180-60*(600-160)1520=163о
L=2a+05*(d1ш+ d2ш)+ (d2ш- d1ш)24a=2*1520+05*314(160+600)+(160-600)24*1520=4265 мм
Vp= d1ш*nдв60 =314*016*94960=8 мc
Ftш=PVp=169*1038=211 H
Выбираем ремень Б800 с числом прокладок z=2 0=15 мм р0=3 Нмм.
Коэффициент угла обхвата
Сα=1-0003(180-α1)= 1-0003(180-163о)=095
Коэффициент учитывающий влияние скорости ремня
Сv=104-00004V2=104-00004*82=101
Коэффициент режима работы
Коэффициент учитывающий угол наклона линии центров передачи
Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки
[р]= р0* Сα * Сv * Ср* С=23 Нмм
b≥Ftшz[р]=2112*23=458 мм
Предварительное натяжение ремня
F1= F0 +05Ftш=270+05*211=376 Н
F2= F0 -05Ftш=270-05*211=165 H
Напряжение от силы F1
и=Еи*d1=100*3160=188 МПа
Напряжение от центробежной силы
v=ρV210-6=1100*82*10-6=007 МПа
Максимальное напряжение
max=25+188+007=445 МПа7 МПа
Проверка долговечности ремня
Нагрузка на валы передачи
Fв=3 F0 sin(α12)=3*270* sin(1632)=801 H
Проверка долговечности подшипников
Радиальная: Fr= 6127H
Fвx= Fвy= Fв * sin45о=566 Н
Rx1= (Fвx *0211+ Ft *0065)013=1726 H
Rx2= Fвx+ Ft - Rx1=456 H
Ry2=(Fвy *081+Fr *0065- Fа*0033)013=5375 H
Ry1= Fвy- Fr +Ry2=4908 H
Суммарные реакции опор
Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре. Выбираем шариковые радиально-упорные 36207 по ГОСТ 831-75 (см. П6): d=35 мм D=72 мм В=17 мм С=308 кН С0=178 кН.
Эквивалентная нагрузка
PaPr1=4791794=034≥e=033
Рэ=(ХVPr1+YPa)KвКT=28298 H
Рис.1 Расчетная схема ведущего вала.
Расчетная долговечность млн.об.
L=(CPэ)3=1289 млн.об.
Расчет на долговечность ч.
Lh=L 10660n1=85590 ч.
Rx3= Rx4=Ft2=16162=808 H
Ry4=(Fa 0167+Fr 0067)0134=903 H
Ry3= Ry4 -Fr =2903 H
Рис.2 расчетная схема ведомого вала.
Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре. Выбираем шариковые радиально-упорные 36209 по ГОСТ 831-75 (см. П6): d=45 мм D=85 мм В=19 мм С=412 кН С0=251 кН.
PaPr4=4791211=039≥e=032
Рэ=(ХVPr4+YPa)KвКT=1735 H
L=(CPэ)3=13390 млн.об.
Lh=L 10660n1=45*104 ч.
Уточненный расчет валов
-1=043 в=043*780=335 МПа
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А
Момент сопротивления кручению
d=32 мм b=8 мм t1=4 мм
Wк=d316-bt1(d-t1)22d= 32316-8*4(32-4)22*32=60387 мм3
Момент сопротивления изгибу
W=d332-bt1(d-t1)22d=2823 мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
V= м=Т12Wk=64642*60387=535 МПа
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
V=МW=648*1032823=23 МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
3[(168076)535+01*535]=156
Результирующий коэффициент
Так как результирующий коэффициент запаса прочности большой то нет необходимости проверять остальные сечения вала.
Материал сталь 45 нормализованная. В=570 МПа
-1=043 в=043*570=245 МПа
d=55 мм b=14 мм t1=55 мм
Wк=d316-bt1(d-t1)22d= 55316-14*55(55-55)22*32=29703 мм3
W=d332-bt1(d-t1)22d=13377 мм3
V= м=Т22Wk=143*1032*29703=544 МПа
V=МW=787*10313377=588 МПа
=245[(159149)588]=39
3[(149067)544+01*544]=153

icon Редуктор цил. одност. (Чернавский).frw

Редуктор цил. одност. (Чернавский).frw

icon Чертеж вала.cdw

Чертеж вала.cdw

icon Чертеж колеса.cdw

Чертеж колеса.cdw
Обозначение чертежа
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-mk
Колесо цилиндрическое
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Направление линии зуба
Коэффициент смещения

icon Чертеж Сборка.cdw

Чертеж Сборка.cdw
Пояснительная записка
Прокладка регулировочная
Подшипник 36207 ГОСТ831-75
Подшипник 36209 ГОСТ831-75
Шайба 8 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 20 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 10 65Г ГОСТ 6402-70

icon Чертеж шпонки.cdw

Чертеж шпонки.cdw

icon Вал А3.cdw

Вал А3.cdw

icon Колесо А3.cdw

Колесо А3.cdw
Обозначение чертежа
Общие допуски по ГОСТ 30893.2
Направление линии зуба
Коэффициент смещения

icon Крышка.cdw

Крышка.cdw

icon Пояснительная записка (цил. одност.).doc

Выбор электродвигателя
общ.=цил. 2подш опор
цил.=097 – КПД цилиндрической передачи;
подш=099 – КПД подшипников качения;
опор=099 – КПД в опорах.
общ.=097*0992*099=094
Требуемая мощность электродвигателя
По табл. П1 выбираем двигатель 132S8 с параметрами:
- номинальная частота вращения nдв=750*959%=719 обмин.
Угловая скорость дв= nдв30=314*71930=752 радc
Передаточное число редуктора по ГОСТ 2185-66 - Uред=5
Определение вращающих моментов
Частота вращения вала шестерни редуктора:
Частота вращения вала колеса редуктора
n3= n2 Uред =1438 мин-1
= 2 Uред = 1504 радс
Вращающий момент на валу колеса:
Т3= Ртр . 3 =37201504= 247 Нм
Вращающий момент на валу шестерни:
Т2= Т3Uред.=2475=494 Нм
Расчет зубчатых колес редуктора
Выбор марки стали и термической обработки:
- для шестерни: Сталь 45 улучшение твердость 230 НВ;
- для колеса: Сталь 45 улучшение твердость 200 НВ.
Допускаемые контактные напряжения
КНL – коэффициент долговечности КНL =1
[SH] – коэффициент безопасности [SH]=11
[ H1] =(2 НВ1+70) КНL[SH]= 530*111=482МПа
[ H2] =(2 НВ2+70) КНL[SH]= 470*111=428 МПа
Расчетное допускаемое контактное напряжение
[ H] =045([ H1]+ [ H2])
[ H] =045(482+428)=410 МПа
Межосевое расстояние
КН=11 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.
ва=04 – коэффициент ширины венца.
Принимаем значение межосевого расстояния а w =160 мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем m=(001-002)* а w =16-32мм
Из стандартного ряда принимаем m=2 мм.
Угол наклона зубьев =10о cos =0985.
Число зубьев шестерни
Z1=2 а w* cos (U+1)m=2*160*0985(5+1)2=262
Уточненное значение угла наклона зубьев
cos = (Z1+ Z2)m2 а w=(26+130)22*160=0975
Делительные диаметры шестерни и колеса
d1=mZ1 cos =2*260975=53 мм
d2=mZ2 cos =2*1300975=267 мм
а w = (d1+ d2)2=160 мм
d а1=2m+d1=2*2+53=57 мм
d а2=2m+d2=2*2+267=271 мм
b2=ba* а w =04*160=64 мм
Окружная скорость колес и степень точности передачи
V=2*d12=752*00532=2 мc
Назначаем 8-ю степень точности (см. с.32) и КНv=1
Коэффициент нагрузки
КН= КН КНα КНv=11*107*1=1177
Проверка контактных напряжений
Силы действующие в зацеплении
Окружная: Ft=2T3d2=2*247*103267=1850 H
Радиальная: Fr= Ft *tgα cos =1850*tg20о cos12о50 =690 H
Осевая: Fа= Ft *tg=1850*tg12о50=393 Н
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Коэффициент нагрузки KF=KF КFv=13*11=143
bd=05 ba(U+1)=05*04(5+1)=12
Тогда KF=13 (табл.3.7)
Эквивалентное число зубьев
Zv1= Z1 cos3 =2609753=28
Zv2= Z2 cos3 =13009753=140
Для шестерни 0Flim b=18 НВ=18*230=415 МПа
Для колеса 0Flim b=18 НВ=18*200=360 МПа
[SF]=175 – коэффициент безопасности.
Допускаемые напряжения:
Для шестерни [F1]=415175=237 МПа
Для колеса [F2]=360175=206 МПа
Находим отношение [F] YF:
Для шестерни [F1] YF1=23737=64
Для колеса [F2] YF2=20636=57
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса.
F=1850*143*36*088*09264*2=602 МПа≤ [F2]= 237 МПа
Предварительный расчет валов редуктора.
Диаметр выходного конца:
Диаметр под подшипники принимаем dп1=30 мм.
Диаметр под подшипники принимаем dп2=45 мм.
Диаметр вала под зубчатым колесом dк2=50 мм.
Проверка долговечности подшипников
Rx1= Rx2= Ft2= 18502=925 H
Ry1= (Fr l1 +Fa d12) 2l1= (690*0052+393*00265) 2*0052=1346 H
Ry2=(Fr l1 -Fa d12) 2l1= (690*0052-393*00265) 2*0052=245 H
Суммарные реакции опор
Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре. Выбираем шариковые радиально-упорные 306 по ГОСТ 8338-75 (см. П6): d=30 мм С=281 кН С0=146 кН.
Эквивалентная нагрузка
Рис.1 Расчетная схема ведущего вала.
PaPr1=3931633=024e=034
Рэ=(ХVPr1+YPa)KвКT=(1633+0)13*1=2123 H
Расчетная долговечность млн.об.
L=(CPэ)3= (281002123)3=2319 млн.об.
Расчет на долговечность ч.
Lh=L 10660n2= 2319* 10660*719=53 755 ч.>10000 ч.
Rx3= Rx4=Ft2=18502=925 H
Ry4=(Fa d22+Fr l2)2*l2=(393* 01335+690* 0052)2*0052=849 H
Ry3= Ry4 -Fr = 849 -690=159 H
Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре. Выбираем шариковые радиально-упорные 309 по ГОСТ 8338-75 (см. П6): d=45 мм С=527 кН С0=30 кН.
Рис.2 Расчетная схема ведомого вала.
PaPr3=3931255=03≥e=03
Рэ=(ХVPr3+YPa)KвКT=1255*13*1=1632 H
L=(CPэ)3=(527001632)3=33 672 млн.об.
Lh=L 10660n3= 33 672*10660*1438=3902*103 ч.>10000 ч.
Уточненный расчет валов
Материал сталь 45 нормализованная. В=570 МПа
-1=043 в=043*570=245 МПа
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А
МY= Rx3 l2=925*0052=481 Нм
МX= RY4 l2 + Fa d22=849*0052+393* 01335=966 Нм
Момент сопротивления кручению
dК2=50 мм b=14 мм t1=55 мм
Wк=d316-bt1(d-t1)22d= 50316-14*55(50-55)22*50=23006 мм3
Момент сопротивления изгибу
W=d332-bt1(d-t1)22d= 50332-14*55(50-55)22*50=10740 мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
V= м=Т32Wk=247*1032*23006=54 МПа
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
V=МW=108*10310740=106 МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
=245[(159149)106]=216
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
3[(149067)54+01*68]=152
Результирующий коэффициент

icon Сборка.cdw

Сборка.cdw
Техническая характеристика:
Объем масляной ванны - 2 л
Редуктор цилиндрический
Пояснительная записка
Мазеудерживающее кольцо
Прокладка регулировочная
Подшипник 306 ГОСТ 8338-75
Подшипник 309 ГОСТ 8338-75
Кольцо 28-34 ГОСТ 18829-23
Кольцо 42-50 ГОСТ 18829-23
Гайка М8 ГОСТ 5915-70
Шайба 8 ГОСТ 6402-70
Гайка М6 ГОСТ 5915-70
Шайба 6 ГОСТ 6402-70

icon Сквозная крышка.cdw

Сквозная крышка.cdw

icon Вал А3.cdw

Вал А3.cdw

icon Колесо А3.cdw

Колесо А3.cdw
Обозначение чертежа
Общие допуски по ГОСТ 30893.2
Направление линии зуба
Коэффициент смещения

icon Крышка.cdw

Крышка.cdw

icon Пояснительная записка (цил. одност.).doc

Выбор электродвигателя
общ.=цил. 2подш опор
цил.=097 – КПД цилиндрической передачи;
подш=099 – КПД подшипников качения;
опор=099 – КПД в опорах.
общ.=097*0992*099=094
Требуемая мощность электродвигателя
По табл. П1 выбираем двигатель 132S4 с параметрами:
- номинальная частота вращения nдв=1500*97%=1455 обмин.
Угловая скорость дв= nдв30=314*145530=152 радc
Передаточное число редуктора по ГОСТ 2185-66 - Uред=5
Определение вращающих моментов
Частота вращения вала шестерни редуктора:
Частота вращения вала колеса редуктора
n3= n2 Uред =291 мин-1
Вращающий момент на валу колеса:
Т3= Ртр . 3 =7400304= 247 Нм
Вращающий момент на валу шестерни:
Т2= Т3Uред.=2475=494 Нм
Расчет зубчатых колес редуктора
Выбор марки стали и термической обработки:
- для шестерни: Сталь 45 улучшение твердость 230 НВ;
- для колеса: Сталь 45 улучшение твердость 200 НВ.
Допускаемые контактные напряжения
КНL – коэффициент долговечности КНL =1
[SH] – коэффициент безопасности [SH]=11
[ H1] =(2 НВ1+70) КНL[SH]= 530*111=482МПа
[ H2] =(2 НВ2+70) КНL[SH]= 470*111=428 МПа
Расчетное допускаемое контактное напряжение
[ H] =045([ H1]+ [ H2])
[ H] =045(482+428)=410 МПа
Межосевое расстояние
КН=11 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.
ва=04 – коэффициент ширины венца.
Принимаем значение межосевого расстояния а w =160 мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем m=(001-002)* а w =16-32мм
Из стандартного ряда принимаем m=2 мм.
Угол наклона зубьев =10о cos =0985.
Число зубьев шестерни
Z1=2 а w* cos (U+1)m=2*160*0985(5+1)2=262
Уточненное значение угла наклона зубьев
cos = (Z1+ Z2)m2 а w=(26+130)22*160=0975
Делительные диаметры шестерни и колеса
d1=mZ1 cos =2*260975=53 мм
d2=mZ2 cos =2*1300975=267 мм
а w = (d1+ d2)2=160 мм
d а1=2m+d1=2*2+53=57 мм
d а2=2m+d2=2*2+267=271 мм
b2=ba* а w =04*160=64 мм
Окружная скорость колес и степень точности передачи
V=2*d12=152*00532=403 мc
Назначаем 8-ю степень точности (см. с.32) и КНv=1
Коэффициент нагрузки
КН= КН КНα КНv=11*107*1=1177
Проверка контактных напряжений
Силы действующие в зацеплении
Окружная: Ft=2T3d2=2*247*103267=1850 H
Радиальная: Fr= Ft *tgα cos =1850*tg20о cos12о50 =690 H
Осевая: Fа= Ft *tg=1850*tg12о50=393 Н
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Коэффициент нагрузки KF=KF КFv=13*11=143
bd=05 ba(U+1)=05*04(5+1)=12
Тогда KF=13 (табл.3.7)
Эквивалентное число зубьев
Zv1= Z1 cos3 =2609753=28
Zv2= Z2 cos3 =13009753=140
Для шестерни 0Flim b=18 НВ=18*230=415 МПа
Для колеса 0Flim b=18 НВ=18*200=360 МПа
[SF]=175 – коэффициент безопасности.
Допускаемые напряжения:
Для шестерни [F1]=415175=237 МПа
Для колеса [F2]=360175=206 МПа
Находим отношение [F] YF:
Для шестерни [F1] YF1=23737=64
Для колеса [F2] YF2=20636=57
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса.
F=1850*143*36*088*09264*2=602 МПа≤ [F2]= 237 МПа
Предварительный расчет валов редуктора.
Диаметр выходного конца:
Диаметр под подшипники принимаем dп1=30 мм.
Диаметр под подшипники принимаем dп2=45 мм.
Диаметр вала под зубчатым колесом dк2=50 мм.
Проверка долговечности подшипников
Rx1= Rx2= Ft2= 18502=925 H
Ry1= (Fr l1 +Fa d12) 2l1= (690*0052+393*00265) 2*0052=1346 H
Ry2=(Fr l1 -Fa d12) 2l1= (690*0052-393*00265) 2*0052=245 H
Суммарные реакции опор
Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре. Выбираем шариковые радиально-упорные 306 по ГОСТ 8338-75 (см. П6): d=30 мм С=281 кН С0=146 кН.
Эквивалентная нагрузка
Рис.1 Расчетная схема ведущего вала.
PaPr1=3931633=024e=034
Рэ=(ХVPr1+YPa)KвКT=(1633+0)13*1=2123 H
Расчетная долговечность млн.об.
L=(CPэ)3= (281002123)3=2319 млн.об.
Расчет на долговечность ч.
Lh=L 10660n2= 2319* 10660*1455=26 563 ч.>10000 ч.
Rx3= Rx4=Ft2=18502=925 H
Ry4=(Fa d22+Fr l2)2*l2=(393* 01335+690* 0052)2*0052=849 H
Ry3= Ry4 -Fr = 849 -690=159 H
Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре. Выбираем шариковые радиально-упорные 309 по ГОСТ 8338-75 (см. П6): d=45 мм С=527 кН С0=30 кН.
Рис.2 Расчетная схема ведомого вала.
PaPr3=3931255=03≥e=03
Рэ=(ХVPr3+YPa)KвКT=1255*13*1=1632 H
L=(CPэ)3=(527001632)3=33 672 млн.об.
Lh=L 10660n3= 33 672*10660*291=1928*103 ч.>10000 ч.
Уточненный расчет валов
Материал сталь 45 нормализованная. В=570 МПа
-1=043 в=043*570=245 МПа
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А
МY= Rx3 l2=925*0052=481 Нм
МX= RY4 l2 + Fa d22=849*0052+393* 01335=966 Нм
Момент сопротивления кручению
dК2=50 мм b=14 мм t1=55 мм
Wк=d316-bt1(d-t1)22d= 50316-14*55(50-55)22*50=23006 мм3
Момент сопротивления изгибу
W=d332-bt1(d-t1)22d= 50332-14*55(50-55)22*50=10740 мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
V= м=Т32Wk=247*1032*23006=54 МПа
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
V=МW=108*10310740=106 МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
=245[(159149)106]=216
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
3[(149067)54+01*68]=152
Результирующий коэффициент

icon Сборка.cdw

Сборка.cdw
Техническая характеристика:
Объем масляной ванны - 2 л
Редуктор цилиндрический
Пояснительная записка
Мазеудерживающее кольцо
Прокладка регулировочная
Подшипник 306 ГОСТ 8338-75
Подшипник 309 ГОСТ 8338-75
Кольцо 28-34 ГОСТ 18829-23
Кольцо 42-50 ГОСТ 18829-23
Гайка М8 ГОСТ 5915-70
Шайба 8 ГОСТ 6402-70
Гайка М6 ГОСТ 5915-70
Шайба 6 ГОСТ 6402-70

icon Сквозная крышка.cdw

Сквозная крышка.cdw

icon Вал А3.cdw

Вал А3.cdw

icon Колесо А3.cdw

Колесо А3.cdw

icon Крышка подшипника глухая.cdw

Крышка подшипника глухая.cdw

icon Крышка подшипника сквозная.cdw

Крышка подшипника сквозная.cdw

icon Пояснительная записка (цил. одност.).doc

Выбор электродвигателя
общ.=цил. 2подш опор
цил.=097 – КПД цилиндрической передачи;
подш=099 – КПД подшипников качения;
опор=099 – КПД в опорах.
общ.=097*0992*099=094
Требуемая мощность электродвигателя
По табл. П1 выбираем двигатель 112М2 с параметрами:
- номинальная частота вращения nдв=3000*975%=2925 обмин.
Угловая скорость дв= nдв30=314*292530=306 радc
Передаточное число редуктора по ГОСТ 2185-66 - Uред=5
Определение вращающих моментов
Частота вращения вала шестерни редуктора:
Частота вращения вала колеса редуктора
n3= n2 Uред =593 мин-1
Вращающий момент на валу шестерни:
Т2= Ртр. 2 =7440306= 243 Нм
Вращающий момент на валу колеса:
Т3= Т2*Uред.=243*5=1215 Нм
Расчет зубчатых колес редуктора
Выбор марки стали и термической обработки:
- для шестерни: Сталь 45 улучшение твердость 230 НВ;
- для колеса: Сталь 45 улучшение твердость 200 НВ.
Допускаемые контактные напряжения
КНL – коэффициент долговечности КНL =1
[SH] – коэффициент безопасности [SH]=11
[ H1] =(2 НВ1+70) КНL[SH]= 530*111=482МПа
[ H2] =(2 НВ2+70) КНL[SH]= 470*111=428 МПа
Расчетное допускаемое контактное напряжение
[ H] =045([ H1]+ [ H2])
[ H] =045(482+428)=410 МПа
Межосевое расстояние
КН=11 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.
ва=04 – коэффициент ширины венца.
Принимаем значение межосевого расстояния а w =125 мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем m=(001-002)* а w =125-25мм
Из стандартного ряда принимаем m=2 мм.
Угол наклона зубьев =10о cos =0985.
Число зубьев шестерни
Z1=2 а w* cos (U+1)m=2*125*0985(5+1)2=205
Уточненное значение угла наклона зубьев
cos = (Z1+ Z2)m2 а w=(20+100)22*125=096
Делительные диаметры шестерни и колеса
d1=mZ1 cos =2*20096=42 мм
d2=mZ2 cos =2*100096=208 мм
а w = (d1+ d2)2=125 мм
d а1=2m+d1=2*2+42=46 мм
d а2=2m+d2=2*2+208=212 мм
b2=ba* а w =04*125=50 мм
Окружная скорость колес и степень точности передачи
V=2*d12=306*00422=64 мc
Назначаем 8-ю степень точности (см. с.32) и КНv=1
Коэффициент нагрузки
КН= КН КНα КНv=11*107*1=1177
Проверка контактных напряжений
Силы действующие в зацеплении
Окружная: Ft=2T3d2=2*1215*103208=1248 H
Радиальная: Fr= Ft *tgα cos =1248*tg20о cos16о30 =466 H
Осевая: Fа= Ft *tg=1248*tg16о30=265 Н
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Коэффициент нагрузки KF=KF КFv=113*125=141
bd=05 ba(U+1)=05*04(5+1)=12
Тогда KF=113 (табл.3.7)
Эквивалентное число зубьев
Zv1= Z1 cos3 =200963=226
Zv2= Z2 cos3 =1000963=113
Для шестерни 0Flim b=18 НВ=18*230=415 МПа
Для колеса 0Flim b=18 НВ=18*200=360 МПа
[SF]=175 – коэффициент безопасности.
Допускаемые напряжения:
Для шестерни [F1]=415175=237 МПа
Для колеса [F2]=360175=206 МПа
Находим отношение [F] YF:
Для шестерни [F1] YF1=237369=7398
Для колеса [F2] YF2=206361=5706
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса.
F=1248*141*369*088*09255*2=934 МПа≤ [F2]= 237 МПа
Предварительный расчет валов редуктора.
Диаметр выходного конца:
Однако для удобства соединения с валом электродвигателя принимаем dв1=32мм.
Диаметр под подшипники принимаем dп1=40 мм.
Диаметр под подшипники принимаем dп2=50 мм.
Диаметр вала под зубчатым колесом dк2=55 мм.
Проверка долговечности подшипников
Rx1= Rx2= Ft2= 12482=624 H
Ry1= (Fr l1 +Fa d12) 2l1= (466*0065+265*0021) 2*0065=328 H
Ry2=(Fr l1 -Fa d12) 2l1= (466*0065-265*0021) 2*0065=138 H
Суммарные реакции опор
Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре. Выбираем шариковые радиально-упорные 308 по ГОСТ 8338-75 (см. П6): d=40 мм D=90 мм В=23 мм С=41 кН С0=224 кН.
Эквивалентная нагрузка
Рис.1 Расчетная схема ведущего вала.
PaPr1=265705=037>e=027
Рэ=(ХVPr1+YPa)KвКT=(045*705+136*265)13*1=8775 H
Расчетная долговечность млн.об.
L=(CPэ)3= (410008775)3=102*103 млн.об.
Расчет на долговечность ч.
Lh=L 10660n2=102*103* 10660*2925=581*103 ч.>10000 ч.
Rx3= Rx4=Ft2=12482=624 H
Ry4=(Fa d22+Fr l2)2*l2=(265* 0104+466* 0065)2*0065=517 H
Ry3= Ry4 -Fr = 517 -466 =51 H
Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре. Выбираем шариковые радиально-упорные 210 по ГОСТ 8338-75 (см. П6): d=50 мм D=90 мм В=20 мм С=351 кН С0=198 кН.
PaPr4=265626=042>e=02
Рэ=(ХVPr4+YPa)KвКT=(626*045+265*165)*13*1=9346 H
Рис.2 Расчетная схема ведомого вала.
L=(CPэ)3=(351009346)3=52972 млн.об.
Lh=L 10660n3= 52972*10660*593=1488*103 ч.>10000 ч.
Уточненный расчет валов
Материал сталь 45 нормализованная. В=570 МПа
-1=043 в=043*570=245 МПа
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А
МY= Rx3 l2=624*0065=406 Нм
МX= RY4 l2 + Fa d22=517*0065+265* 0104=62 Нм
Момент сопротивления кручению
dК2=55 мм b=16 мм t1=6 мм
Wк=d316-bt1(d-t1)22d= 55316-16*6(55-6)22*55=11641 мм3
Момент сопротивления изгибу
W=d332-bt1(d-t1)22d= 55332-16*6(55-6)22*55=5361 мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
V= м=Т32Wk=1215*1032*11641=402 МПа
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
V=МW=743*1035361=82 МПа
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
=245[(159149)402]=57
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
3[(149067)82+01*68]=102
Результирующий коэффициент

icon Сборка.cdw

Сборка.cdw
Пояснительная записка
Колесо цилиндрическое
Мазеудерживающее кольцо
Прокладка регулировочная
Подшипник 308 ГОСТ 8338-75
Пдшипник 210 ГОСТ 8338-75
Гайка М12 ГОСТ 5916-70
Шайба 12 ГОСТ 6402-70
Гайка М10 ГОСТ 5916-70
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Масло И-70А ГОСТ 20799-75
Передаточное отношение редуктора
Число зубьев шестерни
Модуль зубчатого зацепления
Частота вращения ведомого вала
Угловая скорость ведомого вала
up Наверх