PROJEKT REDUKTORA JEDNOSTOPNIOWEGO

INSTYTUT NAUK TECHNICZNYCH

MECHANIKA I BUDOWA MASZYN

Dane	Tok obliczeń	Wynik
P=6,5kW n=950 obr/min Qn=5 i=5,8 ψ=0,6 d=38,82 mm i=5,8 i=5,8 Z1=19 a=131 mm mn=2 Z1=19 Z2=104 α=20^o ao=124,2 mm aw=125 mm 21,14^o α=20^o Z1=19 Z2=104 Z1=19 Z2=104 Σx=0,4028 Σx=0,816 ao=139,11 mm mn=2 x1n=0,402 x2n=0 aw=125 mm mn=2 ap=125,007 mm mn=2 Z1=19 Z2=104 mn=2 Z1=19 Z2=104 x1=0,402 x2=0 y=1 mn=2 Z1=19 Z2=104 x1=0,402 x2=0 y=1 c=0,25 Z1=19 Z2=104 aw=125 mm d1=38,37 mm d2=210,04 mm da1=43,97mm da2=214,04 mm α=20^o αa1=35,002^o αa2=22,9^o Z1=19 Z2=104 21,14^o P=6,5 kW n=950obr/min Ms=65340Nmm dw1=38,61 mm ψ=0,5 d1=38,37 mm E=2,1*10^5Mpa Z1=19 Z2=104 Σx=0,4 εα=1,53 Z1=19 Z2=104 dw1=38,36 mm b=35 mm i=5,8 ZM=191,7 ZH=2,4 Zε=0,831 Zβ=0,995 KA=1,25 Kv=1,05 Kv=1 KHα=1,3 K=1,706 σHO=729,47 MPa Z1=19 x1=0,4 εα=1,53 b=30mm mn=2 YFS=3,9 Yε=0,7307 Yβ=0,948 σFO=130,6MPa P=6,5 kW n=950 obr/min Ms=65340Nmm dw1=38,61 mm F=4469N 20,17 b=35 mm l=100 mm Fr=1308,72 N Ray=746,2N Rby=562,5N Raz=1692,305N ksj=95 MPa e= 0,24 x= 0,56 y= 1,85 Lh=10000h e= 0,23 x= 0,56 y= 1,97 Lh=1000h	Obliczenia wstępne kół zębatych Obliczam minimalną średnice podziałową =38.82 mm Obliczam minimalny rozstaw osi 131 mm Przyjmuje liczbę zębów Z1=19 Obliczam minimalny moduł 2,02 Przyjmuje mn=2 koło drugie Z2= Z1 * U = 19 * 5,8 = 110,2 Obliczam zerowy rozstaw osi 124,2 mm Przyjmuje rzeczywisty rozstaw osi aw=125 mm tgαt= =20,17 Obliczam rzeczywisty kąt przyporu 21,14 21,97^o Obliczam sumę współczynników korekcji 0,017707 0,015301 0,4028 Przyjmuje podział wprostproporcjonalny 0,4028 X2=0 X1n= = 0,402 X2n=0 Obliczam pozorny rozstaw osi 125,007 mm Obliczam współczynnik skrócenia głowy zęba 0,346 przyjmuje k=0 Obliczam charakterystyczne wymiary kół zębatych (indeks 1 oznacza koło czynne a indeks 2 koło bierne) Przyjmuje Współczynnik wysokości głowy zęba y=1 luz wierzchołkowy c=0,25 Średnice podziałowe 38,37 mm 210,04 mm Średnice głów 43,97 mm 214,04 mm Średnice stóp 34,97 mm 206,04 mm Średnia średnica współpracy kół 38,61 mm 211,38 mm Obliczam kąty przyporu na średnicach głów αa1=35,002^o αa2=22,9^o Obliczam liczbę przyporu 1,53 Obliczenia sprawdzające ( naprężenia stykowe) Obliczam moment skręcający 65,340Nm=65340Nmm Obliczam siłę obwodową 3,38461N Obliczam szerokość koła zębatego 19,185 mm przyjmuję b=35 mm Dobór współczynników Współczynnik materiałowy 191,703 Współczynnik geometrii w strefie zgniotu ZH=2,4 Współczynnik uwzględniający wpływ liczby przyporu Zε=0,831 Współczynnik pochylenia zębów Zβ=0,995 Obliczam rzeczywiste przełożenie 5,47 Obliczam naprężenia nominalne stykowe 729,47MPa Obliczenia naprężeń rzeczywistych stykowych Dobór współczynników Współczynnik przeciążenia (tab. 7) KA=1,25 Współczynnik obciążeń dynamicznych(rys.2) Kv=1,05 Współczynnik rozkładu obciążeń wzdłuż zęba Kv=1 Współczynnik rozkładu obciążeń wzdłuż odcinka przyporu KHa=1,3 Współczynnik eksploatacji 1,706 Obliczam naprężenia rzeczywiste σHO=729,47 Na koła zębate dobieram materiał Stal 15CrNi6 σHlim=1630 Mpa Sprawdzam warunek wytrzymałościowy 1304MPa Obliczenia sprawdzające naprężenia u podstawy zęba Dobór współczynników YFa-współczynnik kształtu zęba YSa-współczynnik działania karbu 3,9 Współczynnik przyporu 0,7307 Współczynnik wpływu kąta pochylenia Yβ=0,948 Obliczam naprężenia nominalne u podstawy 130,6 MPa Obliczam naprężenia rzeczywiste u podstawy 222,83MPa Sprawdzam warunek wytrzymałościowy 276 MPa Obliczenia wałów Wał czynny Obliczam moment skręcający 86,215Nm=65340Nmm Obliczam siłę obwodową 3384,61N Obliczam siłę promieniową 1308,72 N Siłę osiową PX= P*tgβ=475,59 Zakładam rozstaw łożysk L = 85mm Obliczenia reakcji = 562,5N = 746,2N Raz= Rbz = = 1692,305N Obliczenia momentów gnących Mgz= -Rby * =- 28125Nmm Mgy=-Ray * = -37310 Nmm Mgz= Raz * = 84615,5 Nmm Obliczam rzeczywisty moment gnący =92745Nmm Na wał przyjmuje materiał Stal C45 ksj=95 MPa Obliczam momenty zastępcze 96964,5Nmm Obliczenia minimalnych średnic ponieważ w przekrojach „C” i „A” występuje tylko skręcanie, więc warunek wytrzymałościowy przyjmie postać: 15,36mm W przekroju pod kołem dominuje zginanie, więc warunek wytrzymałościowy przyjmie postać: 23,26 mm Dobór łożysk Dla łożysk kulkowych q=3 Przyjmuje łożyska kulkowe 6305 o wymiarach d=25mm D=62 mm B=17mm Nośność łożysk C=22400N - dynamiczna C0=1100N - statyczna Obliczam obciążenie łożysk P = XFr + YFa = 1912,8 Sprawdzam trwałość godzinową >10000h Łożysko przyjęte prawidłowo Na czop wejściowy przyjmuję wielowypust z normy PN-ISO 14 AB 6x16x20 Wał bierny Siły działające na wał bierny są takie same jak siły działające na wał czynny więc mamy Siła obwodowa =4461 N Siła promieniowa Fr=1799,6 N Siła osiowa Fx=786N Zakładam rozstaw łożysk l = 85mm Obliczenia reakcji 1137,98Nmm RAy = Fr - RBy= 170,74NMmm 1692,3Mnnn Obliczenia momentów gnących 84615Nm Nmm Msz=Ms = 357650Nmm Obliczam rzeczywisty moment gnący =85044Nmm 408028Nmm MB=0Nmm Na wał przyjmuje materiał Stal C45 ksj=9 MPa Obliczenia minimalnych średnic ponieważ w przekrojach „C” i „A” występuje tylko skręcanie, więc warunek wytrzymałościowy przyjmie postać: 26,60mm W przekroju pod kołem dominuje zginanie, więc warunek wytrzymałościowy przyjmie postać: 27,79mm dB=0 mm Dobór łożysk Dla łożysk kulkowych q=3 Przyjmuje łożyska kulkowe 6207 o wymiarach d=35 mm D=72mm B=17mm Nośność łożysk C=25500-dynamiczne C0=13700N - statyczna Obliczam obciążenie łożysk P = XFr + YFa = 1877N Sprawdzam trwałość godzinową >10000h Łożysko przyjęte prawidłowo Pod koło zębate przyjmuję wielowypust 6*28*34	d=38,82 mm a=131 mm Z1=19 mn=2 ao=124,2 mm aw=140 mm tgα=20,17 21,14^o Σx=0,4028 x1=0,816 x2=0 ap=125,007 mm k=0 y=1 c=0,25 d1=38,37 mm d2=210,04 mm da1=43,97 mm da2=214,04 mm df1=34,97 mm df2=206,04 mm dw1=38,83 mm dw2 =241,16 mm αa1=35,002^o αa2=22,9^o εα=1,53 Ms=65340Nmm F=3,38461N b=35 mm ZM=191,703 ZH=2,4 Zε=0,831 Zβ=0,995 i=5,47 σHO=729,47 MPa KA=1,25 Kv=1,05 Kv=1 KHa=1,3 K=1,706 σH=952,85Nmm σHlim=1630 Mpa YFS=3,9 Yε=0,7307 Yβ=0,948 σFO=261,59MPa σF=222,83MPa Ms=86215Nmm F=3384,61N Fr=1308,72 N l=100 mm Rby=746,2 N Ray=746,2 N Raz=1692,305N ksj=95 MPa Łożysko 6305 d=25mm D=62mm B=17mm Łożysko 16007 d= 35mm D=62 mm B=9mm

1

---