Проектирование привода к конвейеру из конического редуктора и цепной передачи - реферат

Задание

Спроектировать привод к конвейеру по схеме (рис.1). Механизм привода состоит из конического редуктора и цепной передачи.

Исходные данные для проектирования:

1.Мощность на ведомой звездочке N₂ = 2,5 кВт

2.Угловая скорость на ведомой звездочке = 8 рад/с

Рис.1

Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет.

1. Определяем общий КПД привода передачи:

_общ _м × ² _оп × _цп × _кп = 0,98 × 0,99² × 0,92 × 0,96 = 0,85

_м − КПД муфты

_оп − КПД подшипников

_цп − КПД цепной передачи

_кп − КПД конической передачи

2. Требуемая мощность электродвигателя будет равна:

P_эл = = = 2,94кВт

3. Выбираем электродвигатель:

трехфазный асинхронный электродвигатель серии 4АМ предназначенные для привода машин и механизмов общепромышленного применения.

Табл.1

4.Определяем частоту вращения выходного вала привода:

n_вых = = = 76,43 об/мин

5.Определяем передаточное число привода для всех вариантов при заданной номинальной мощности:

i_пер1 = = =37,16i_пер2 = = =18,78

i_пер3 = = = 12,5i_пер4 = = =9,16

6.Производим разбивку передаточного числа привода по ступеням, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным и равным i_зп = 3,15.

_цп1 = = =11,8i_цп2 = = =5,96

i_цп3 = = = 3,97i_цп4 = = = 2,91

Табл.2

Анализируя полученные значения передаточных чисел, приходим к выводу:

a)первый вариант (i = 37,16; n_ном = 2840 об/мин) затрудняет реализацию принятой схемы двухступенчатого привода посредством конического редуктора

и цепной передачи из-за большого передаточного числа i всего двигателя.

б)во втором варианте (i = 18,78; n_ном = 1435 об/мин) получилось все таки большое значение передаточного числа цепной передачи, уменьшение которого за счет увеличения передаточного числа редуктора нежелательно.

в)четвертый вариант (i = 9,16; n_ном = 700 об/мин) не рекомендуется для приводов общего назначения ввиду того, что двигатели с низкими частотами оборотов весьма металлоемки.

г)из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее всего третий:

i= 12,5n_ном = 955об/мин.

7.Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины n_рм , об/мин

n_рм = = = 3,82 об/мин

8.Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [n_рм ], об/мин:

[n_рм ] = n_вых + n_рм = 76,43 + 3,82 = 80,25 об/мин

9. Определяем фактическое передаточное число привода i_ф :

i_ф = = =11,84

10.Уточняем передаточные числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода (при этом неизменным оставим i_зп = 3,15):

i_оп = = =3,78

Таким образом, выбираем электродвигатель 4АМ112МA6У3 с n_ном = 955 об/мин и мощностью Р_ном = 3кВт.

1. Определим мощность, число оборотов и крутящий момент на быстроходном валу:

P_Б = P_эл × _м = 3 × 0,98 = 2,94 кВтn_Б = n_эл = 955 об/мин;

_Б = = = 100,01 рад/секM_КБ = = = 29,4 Hм

на тихоходном валу:

P_Т = P_Б × _кп × ² _оп = 2,94× 0,96 × 0,99² = 2,77 кВт

n_Т = = = 303,17 об/мин_Т = = = 31,75 рад/сек

M_КТ = = = 92,6 Hм

Выбор твердости, термообработки и материала колес.

1)В соответствии с рекомендациями из таблицы 3.1 [1] при мощности двигателя Р £ 7,5кВт выбираем материал для зубчатой пары колес. При этом будем учитывать, что разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала Н £ 350 НВ в передачах с прямыми зубьями составляет Δ_ср = НВ_1ср − НВ_1ср = 20 ÷ 50 :

2)Из таблицы 3.2 [1] выбираем интервал твердости зубьев шестерни НВ₁ и колеса НВ₂ ,:

НВ₁ =НВ₂ = 179÷262 НВ

3)Определяем среднюю твердость зубьев для шестерни и колеса:

Определение допускаемых контактных напряжений []_к , H/мм²

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни []_H1 и колеса []_H2 по формуле шестерни напряжения

[]_к =[_но ]× , где

[S_H ] – коэффициент безопасности, равный 1,1для однородных материалов.

к_{Н L} – коэффициент долговечности, равный 1,8 при t =10000час

[_но ]= H_{в r} ×1,8+67

[_к1 ]= [_но ]₁ × =414,40 × =678,11

Определение допускаемых напряжений изгиба []_u

[]_u = [_ро ]× ,

где к_{р L} =1,1,к_рС = 1,0 − коэффициент приложения

нагрузки, [S_р ]=1,75 − для поковки, [_ро ] − предел направления изгиба.

[_ро ] =1,03× =1,03× = 188,49 H/мм²

следовательно:

[]_uз = [_ро ]× = 188,49 × = 118,48H/мм²

Расчет закрытой конической зубчатой передачи.

1.Определим главный параметр − внешний делительный диаметр колеса d_{e 2} , :

d_{e 2} / 165 × ,где к_{н } = 1 (для прямозубых передач)

_н = 1,0 − коэффициент вида конических колес (прямозубые)

d_{e 2} / 165 × =165 × =150,63

округляем до d_{e 2} = 150 мм (ГОСТ 6636-69)

2.Определяем углы делительных конусов шестерни Ð_ и колеса Ð₂ :

Ð₂ = arctgi = arctg 3,15 = 72,3874 ^o , Ð_ ^o −Ð₂ =^o −72,3874 ^o =17,6126^o

Определение внешнего конусного расстояния R_e , мм:

R_e = = = 78,69

4.Определение ширины зубчатого венца шестерни и колеса b, мм:

b = _R R_e ,где _R =0,285 −коэффициент ширины венца

b = _R R_e = 0,285×78,69=22,42

округляем до b = 22мм (ГОСТ 6636-69)

5.Определение внешнего окружного модуля m_e , мм:

m_e = ,

где к_F =1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (прямозубые).

_F =0,85 – коэффициент, вида конических колес (прямозубые).

m_e = = =3,9

6.Определение числа зубьев колеса z₂ и шестерни z₁ :

z₂ = = =38,46z₁ = = =12,2

так как в рекомендациях [1] по условиям уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется принять z₁ / 18 (прямозубая пара колес), для силовых конических передач принимаем модуль m_e =2 [1].

Следовательно:

z₂ = = =75z₁ = = =24

7.Определение фактического передаточного числа i_ф и проверка его отклонения Δi от заданного i:

i_ф = = =3,125Δi_ф = ×100% = ×100% =0,6% £ 4%

8.Определение действительных углов делительных конусов шестерни Ð₁ и колеса Ð₂ :

Ð₂ = arctgi_ф = arctg 3,125 =72,2553^o ₁ = 90^o –₂ = 90^o – 72,2553^o =17,7447^o

9.Определение фактических внешних диаметров шестерни и колеса, мм:

d_e1 = m_e × z₁ =2×24 =48d_e2 = m_e × z₂ =2×75 = 150

10.Определение вершин зубьев, мм:

d_be1 = d_e1 + [2(1+ x_e1 )cos ₁ ]×m_e , гдеx_e1 = 0

d_be1 = d_e1 + [2(1+ x_e1 )cos ₁ ]×m_e = 48 +[2(1+0)cos 17,7447^o ]×2 = 51,81

d_be2 = d_e1 + [2(1– x_e1 )cos ₂ ]×m_e , гдеx_e2 = 0

d_be2 = d_e2 + [2(1 – x_e2 )cos ₂ ]×m_e = 150 +[2(1 – 0)cos 72,2553^o ]×2 = 151,22

11.Определение размеров впадин, мм:

d_{fe 1} = d_{e 1} – [2(1,2 – x_{e 1} ) cos₁ ]× m_e , где x_{e 1} = 0

d_fe1 = d_e1 – [2(1,2 – x_e1 ) cos ₁ ]× m_e =48 – [2(1,2 – 0)cos17,7447^o ]×2=43,43

d_fe2 = d_e2 – [2(1,2 + x_e1 ) cos ₂ ]× m_e , гдеx_e2 = 0

d_fe2 = d_e2 – [2(1,2 + x_e2 ) cos ₂ ]× m_e =150 – [2(1,2 + 0)cos72,2553^o ]×2=148,54

12.Определение среднего делительного диаметра шестерни d₁ и колеса d₂ , мм:

d₁ ≈ 0,857×d_{e 1} = 0,857 × 48 = 41,14 d₂ ≈ 0,857×d_{e 2} =0,857×150=128,55

Проверочный расчёт.

а ) Условия пригодности заготовок колёс:

D_заг £D_пред ; S_заг £S_пред По табл.3.2 [1]. D_пред и S_пред для любых размеров.

б) Проверяем контактные напряжения по формуле:

_н = 470×£ []_H где:

1) - окружная сила в зацеплении, F₁ = =1440Н;

2) K_H = 1 − коэффициент ,учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

3) K_H − коэффициент динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.3 [1] в зависимости от окружной скорости колёс, где скорость колеса определяется по формуле:

 = м/с и степени точности передачи

определяем по табл. 4.2 и табл4.3[1]. K_H =1,08

4) K_H =1.

_н = 470× = 590Hмм² £ 619,2Hмм²

Допускаемая недогрузка передачи (_н £ [_ _ не более 10% и перегрузка

(_н / [_ _ до 5% . = 4,72%.

б) Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса по формулам:

_{F 2} = Y ×Y и

_{F 1} =_{F 2} × £ [_{F 1} ; где :

1) значение b =22мм ; m=2мм;_F = 0,85 ; F_t =1440Н. К_F =1 .

2) К_Fa = 1 − коэффициент ,учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колёс.

3) К_F =1,08 − коэффициент динамической нагрузки определяется аналогично коэффициенту − K_H

4) Y_{F 1} и Y_{F 2} − коэффициенты формы зуба и колеса. Определяются по табл. 4.7

интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни Z_ и колеса Z_ :

Z_ = = =25,2 Y_{F 1} =3,67;

Z_ = = = 246,01 Y = 3,63;

5) Y_ = 1 − коэффициент, учитывающий наклон зуба.

6) []_{F 1} и []_{F 2} − допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса.

[]_F2 =3,63 × 1 × ×1 ×1 × 1,08 = 150,9 Нмм²

[]_{F 1} = 150,9 × = 152,6 £[]_{F 1} ; _{F 1} =152,6 Нмм² £[]_{F 1} =416 Нмм²

_{F 2} = 150,9Hмм² £[]_{F 2} =455б8Hмм² .

При проверочном расчёте _F значительно меньше [_F , что это допустимо ,так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. Проверочный расчёт дал положительный результат.

Полученные результаты параметров конической зубчатой передачи сводим в таблицу №3:

Табл. 3

Предварительное определение геометрических параметров валов и их расчет на прочность.

1. Выбор материала.

В проектируемых редукторах рекомендуется применять [1] термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала. Выбираем по таблице 3.2 [1] сталь 40Х улучшенная со следующими механическими характеристиками:

Проектный расчет валов выполняем по напряжениям кручения (как при чистом кручении) т.е. при этом не учитываем напряжения изгиба, концентраций напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений).

Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяем заниженными: []_к =10…20 Н/мм² . При этом меньшие значения []_к – для быстроходных валов, большие []_к – для тихоходных.

2.Определение сил действующих в зацеплении.

Окружные силы на шестерне и колесе:

F_{t 1} = F_{t 2} = = =1440 H

Радиальная сила на шестерне:

F_{r 1} = F_{t 1} _r ,

где _r – коэффициент радиальной силы

_r = 0,44cos_ – 0,7sin_ =0,44cos17,7447 – 0,7sin17,7447=0,206

F_{r 1} = F_{t 1} _r =1440 × 0,206 =296,2Н

Осевая сила на шестерне:

F_{a 1} = F_{t 1} _a ,

где _a – коэффициент осевой силы

_a = 0,44sin_ + 0,7cos_ =0,44 sin17,7447 + 0,7cos17,7447=0,801

F_{a 1} = F_{t 1} _r =1440 × 0,801=1153H

Радиальная сила на колесе:

F_{r 2} = F_{a 1} = 1153H

Осевая сила на колесе:

F_{a 2} = F_{r 1} = 296,2Н

3.Определение размеров ступеней быстроходного вала, мм.

Согласно таблицы №7.1 [1], диаметр d₁ выходного конца быстроходного вала, соединенного с двигателем через муфту, определяется по формуле:

a)d₁ = = = 24,5

d₁ выбираем равным 30мм.

б)d₂ = d₁ + 2t =30 + 2×2,2 = 34,4мм, где t − высота буртика

d₅ определяем в зависимости от d₂ по табл. 10.11[1] для регулирующей гайки с мелкой метрической резьбой d₅ = 36мм.(М36 × 1,5).

в)для быстроходного вала конического редуктора на 4-й ступени устанавливаются два подшипника и диаметр d4 равен диаметру d внутреннего кольца подшипника:

d₄ = d₅ + (2…4) = 36 +4 = 40мм

г) d₃ = d₄ + 3,2r = 40+3,2×2 =46,4мм,

где r − координата фаски внутреннего кольца подшипника.

д)под полумуфту длина выходного конца быстроходного вала:

l₁ = (1,0…1,5)d₁ = 1×30 = 30мм

е)l₂ = 0,6 ×d₄ = 0,6×40 =24мм

ж)l₃ =23,56мм , l₄ = 53,64ммопределено графически.

з)l₅ = 0,4 × d₄ = 0,4 × 40 = 16мм

4.Определение размеров ступеней тихоходного вала, мм.

Согласно таблицы №7.1 [1], диаметр d₂ выходного конца тихоходного вала, соединенного цепной передачей с исполнительным механизмом, определяется по формуле:

d_{t 1} = = = 28,5

d₁ выбираем равным 30мм.

d₂ = d₄ = 40мм,d₃ = 48мм,d₅ = 43мм,L₁ = 30мм,

L₂ = 37,5мм,L₃ – определено графически,L₄ = 36мм,L₅ = 16мм.

5.Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно с валом. Коническое зубчатое колесо кованное. Его размеры:

диаметр ступицы d_ст ≈(1,55…1,6)d≈ 48×1,55 = 76мм

длина ступицы L_ст ≈ (1,1…1,5)d₃ =54мм

толщина обода δ_o ≈ (3¸4)×m =8мм

толщина диска С =(0,1¸0,17)R_e = 14 мм

6.Первый этап компоновки редуктора.

Разработка чертежа общего вида редуктора.

а)Изисходныхданных R_e , d_e1 , d_e2 , δ₁ , δ₂ , m_e , h_ae = m_e , h_fe = 1,2m_e . Строим коническую пару зубчатой передачи.

б)Прочерчиваем контур внутренней поверхности стенок корпуса редуктора с зазором x от вращающихся поверхностей колеса для предотвращения задевания;

x = + 3 мм (x должен быть > 8 мм)

x = 9 мм

Расстояние y между дном и шестерней принимаем y/ 4x будет 36 мм.

в)Вычерчиваем ступени вала на соответствующих осях по размерам d и L, полученным в проектном расчете валов.

г)При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к середине контактных площадок. Для однородных конических подшипников по формуле

a₁ = 0,5 ×(T + l)

a₁ = 0,5 ×(20 + ×0,38) = 17,6 мм

a₂ » 2,5 × a₁ = 2,5 ×17,6 = 44 мм

д)Вал тихоходный вычерчивается впоследствии от 5-й к 1-й ступени, при этом длины 5-й и 3-й ступени (L₅ , L₃ ) вала получают конструктивно. Третью ступень вала d₃ c насиженным колесом следует расположить противоположно от выходного конца вала d, что обеспечить более равномерное распределение сил между подшипниками.

е)Выбираем способ смазывания. Зацепление зубчатой пары – окунание зубчатого колеса в масло. Для подшипников в пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален и это затруднит попадание масляных брызг.

7.Выбор подшипников

По таблице К-29 [1] для конической передачи при n<1500 об/мин применяется подшипник роликовый конический однорядный. Выбираем типоразмер подшипника по величине диаметра внутреннего кольца, равного диаметру d =40мм.

Это подшипник легкой широкой серии 7208 (ГОСТ 27365 – 87).

d =40мм;D = 80мм;T = 20мм;угол контакта Ð 14^o ;C_r = 42,4 кН.

8.Определение реакций опор быстроходного вала.

Данные из предыдущего расчета:

F_{r 1} = F_{a 2} = 296,2H;F_{r 2} = F_{a 1} = 1153H;F_{t 1} = F_{t 2} = 1440H;

Первый этап компоновки дал:

L₁ =17,6ммL₂ = 44мм L₃ = 100мм

Определяем нагрузку на опоры быстроходного вала:

а)вертикальная плоскость

SМ_XB = 0; F_a × + F_r (l₁ +l₂ ) – R_BY l₂ = 0

R_BY = = = 953,70 H

SМ_xа = 0;F_a × + F_r L₁ – R_AY l₂ = 0

R_AY = = = 657,5H

S_X =0 – R_AY + R_BY – F_r = 0– 657,5 + 953,7 – 296,2 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях рисунок 2.

М_xc = F_a = 1153 × 20,57 = 237717,21 H мм = 237,72 H м

М_xc = F_a – F_r l₁ =1153 ×20,57 –296,2 × 17,6 =232504,09 Hмм =232,5Нм

б)горизонтальная плоскость.

SМ_YA = 0; F_t ×F_r (L₁ +L₂ ) – R_BX L₂ =0 R_BX = = =2016H

S М_YB =0; F_t L₁ – R_AX L₂ =0R_AX = = =576H

Проверка:S_Y = 0F_t – R_BX +R_AX =0;1440 –2016 +576 = 0

в)Строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях (рис. 2)

M_YC =0;

M_YB = F_t ×L₁ =1440 ×17,6 =25,3Hм

M_YA = 0

г)Строим эпюру крутящих моментов в характерных сечениях (рис. 2)

M_к = M_z =F_t × =1440× =296,2Hм

д)Определяем суммарные реакции опор.

R_A = = =887H

R_B = = = 2230H

е)Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженном сечении В.

M_ИВ = = =2242 Н м

ж)Определяем приведенный момент.

М_ПР = = = 2242 Н м

9.Проверочный расчет подшипников.

9.1Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности с базовой. В результате расчетов имеем:

угловая скорость вала ₂ =100,01рад/сек

осевая сила в зацеплении F_a =1153H

реакция в подшипникахR_XB = 953,7H; R_YB = 2016H;

R = 887H; R = 2230H

Подшипники установлены в растяжку: обе опоры фиксирующие, крышки торцовые, регулирование подшипников круглой шлицевой гайкой. Эквивалентная динамическая нагрузка рассчитывается для каждого подшипника (R_{E 1} ;R_{E 2} ) с целью определения наиболее нагруженной опоры.

9.2Определяем коэффициент влияния осевого нагружения e по табл. К-29 [1] e =0,38.

9.3Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки по формуле R_S =eR_Г

R_S1 = 0,83eR_A = 0,83 × 0,38 ×887 =279,8H

R_S2 = 0,83eR_B = 0,83 × 0,38 ×2230 =703,3H

9.4 Определяем осевые нагрузки подшипников R_{a 1} , R_{a 2} .

По таблице 9.6 [1] в случае R_{S 1} /R_{S 2} , тогда R_{a 1} = R_{a 2} , т.е. R_{a 1} =279,8Н,

R_{a 2} = R_{a 1} + F_a = 279,8 + 1153 = 1432,8H.

Вычисляем отношение , и сравниваем с коэффициентом «е»,

где V− коэффициент вращения.

При вращающемся внутреннем кольце подшипника согласно таб. 9.1[1] V =1.

= = 0,29 < 0,38; = =0,45 > 0,38

По соотношениюа)0,29 < 0,38 б)0,45> 0,38 согласно таб. 9.1 [1] выбираем формулу:

а) R_E = VR_r K_ _ ,

где K_ − коэффициент безопасности по таб. 9.4 K_ =1,1

_ − температурный коэффициент по таб. 9.5 температура до 100^o С K_Т =1,тогда:

R_E = VR_r K_ _ = 1×953,7×1,1×1 =1049H

б)R_E = (XVR_r + YR_a )×K_ _

где по таб. 9.1 X =0,4; по таб. К-29 Y = 1,56;

K_ _ 

R_E = (XVR_r + YR_a )×K_ _ ×1+1,56×1432,8)×1,1×1 =2849H

10. Определяем динамическую грузоподъемность по формуле:

С_гр = R_E ,

где m =3,33 показатель степени для роликовых подшипников, a₁ − коэффициент надежности. При безотказной работе подшипников g =90% a =1.

a₂₃ − коэффициент учитывающий влияние качества подшипников a₂₃ =0,6

n − частота вращения внутреннего кольца (об/мин)

С_rр = R_E = 2849× =22366H

C_r = 42,4 C_r >C_{r р} , значит подшипник пригоден к применению.

11.Определяем реакция опор подшипников тихоходного вала.

Данные из предыдущих расчетов:

F_t = 1440HF_r = 1153HF_a = 296,2H

Первый этап компоновки дал следующие результаты:

L₁ = 40мм,L₂ = 108мм

Для тихоходного вала определяем подшипники:

это подшипник легкой широкой серии 7208 (ГОСТ 27365 – 87).

d =40мм;D = 80мм;T = 20мм;угол контакта Ð 14^o ;C_r = 42,4 кН.

а)Плоскость XZ– R_{X 3} ×(L₂ + L₁ )+F_t ×L₂ = 0

R_X3 = = =389,2H

R_X1 ×(L₂ + L₁ ) – F_t ×L₂ = 0

R_{X 1} = = =1050,8H

Проверка : R_{X 3} + R_{X 1} – F_t =0389,2 + 1050,8 – 1440 = 0

Определяем изгибающий момент:

M_X =F_t ×

Cтроим эпюру изгибающих моментов

б)Плоскость YZ– R_{Y 3} ×(L₂ + L₁ ) – F_r ×L₁ + F_a × = 0

R_Y3 = = = – 182,94H

– R_Y1 ×(L₂ +L₁ )+ F_r ×L₁ +F_a × = 0

R_{Y 1} = = = 970,06H

Проверка: R_{Y 3} – R_{Y 1} + F_r =0–182,94 –970,06 + 1153 = 0

Cтроим эпюру изгибающих моментов

Определяем суммарную реакцию опор:

R₁ = = = 1045H

R₃ = = = 1066,6H

Определяем суммарные изгибающие моменты в сечении 2:

M_И2 = = = 185,2 H м

M_ПР = = = 185,22 H м

12. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

Толщина стенок корпуса и ребер жесткости в проектируемых малонагруженных редукторах (Т₂ õ 500 Нм) с улучшенными передачами, определяется по формуле

d =1,8× / 6мм

где Т₂ – вращающий момент на тихоходном валу

d =1,8× / 6мм

толщина стенок крышки и основания корпуса принимают такими же.

Взаимное расположение подшипников на быстроходном вале фиксируется установочной гайкой М36×1,5 с предохранительной шайбой. Подшипники размещаем в стакане, толщина которого d_ст =10мм. Между шестернею и

внутреннем подшипником устанавливается шайба для предотвращения попадания жировой смазки в корпус редуктора. Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров принятые в первом этапе компоновки Х=9 ,У=36.

На тихоходном валу устанавливается зубчатое колесо. Соединение с валом шпоночное. Колесо зафиксировано. С одной стороны оно упирается в утолщение вала, с другой стороны внутреннюю обойму подшипника.

На валу установлена распорная втулка. Одним концом опирается в ступицу колеса, другим во вращающуюся кольцо подшипника. Определяем глубину гнезда под подшипник.

Lr= 1.5 T₂ ;

где Т2 ширина подшипника Т2 = 20 мм

Lr= 1.5 × 20 = 30мм

По таблице 10.17 лит.1 определяем диаметры болтов для корпуса редуктора.

d1 =M14; d2=M12; d3=M10 ; d4=M8 ; d5=M5.

Длина L определяем конструктивно.

13. Определение геометрических размеров шпонок и проверка прочности шпоночного соединения.

По табл. 42 лит. 1определяем размер шпонок.Быстроходный вал:d =30мм b=10; h=8;фаска 0,5мм.

Для тихоходного вала d =48мм b=14 h=9 фаска 0,5мм.

Шпонки призматические, со скругленными торцами. Материал шпонок: сталь 45 нормализация. Проверка ведётся на смятие. Проверяем соединение вала с колесом на тихоходном валу по формуле:

см = õ [_см ] где,

а) F_{t –} окружная сила

б) А_см =(0,94h-t₁ )L_р – площадь смятия в мм²

в) L_р = L – b –рабочая длина шпонки со скруглёнными торцами L – полная длина шпонки определена на конструктивной компоновке.

[_см ] =110… 190 Н/мм²

А_см =(0,94 х 9- 5,5 )26 =76,96.

_см = =19õ[_см ]

14. Выбор способа смазывания ,сорта масла и его количества.

Тихоходный вал:

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Сорт масла по табл. 10.29 лит.1 И-Г-С-68.

Количество масла: из расчёта 0,4…0,8л масла на один киловатт

Быстроходный вал:

Подшипники смазываем пластичной смазкой ,которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке . Периодически смазку пополняют шприцом через прессмаслёнку. Сорт смазки − солидол УС-2.

15.Проверочный расчёт стяжных болтов подшипниковых узлов.

Стяжные болты рассчитывают напрочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручение по формуле:

экв. =õ [ ]

а) F_р − расчётная сила затяжки винтов ,обеспечивающая нераскрытие стыка под нагрузкой

F_р = [ К3 ( 1- х ) + х ]F_в

Здесь F_а = 0,5R_у − сила воспринимаемая одним болтом, где Rу-большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников. К3=1,25…2-коэффициент затяжки. Х=0,4… 0,5

б) А − площадь опасного сечения болта.

А =

где d_р = d2 – 0.94р − расчётный диаметр болта, d₂ − наружный диаметр болта, р − шаг резьбы.

В[ ] − допускаемое напряжение при некоторой затяжке до 16мм []( 0,2…0,25) сигма т а) Определяем силу, приходящуюся на один болт:

F_в = = 525 Н

Определяем площадь опасного сечения болта:

б) Принимаем К3 =1,5 (постоянная нагрузка ); х = 0,27 ( соединение чугунных деталей без прокладок ).

в) Определяем механические характеристики материала болтов: предел прочности [_в ] =500 н / мм² в квадрате; предел текучести _T =300 Нмм² ; допускаемое напряжение [] =0,25х=75Н/мм² .

г) Определяем расчётную силу затяжки болтов :

F_р = [ К₃ ( 1- х) + х] F_в = [1,5×(1- 0,27) + 0,27]× 525 =716,6 Н.

г) Определяем площадь опасного сечения болта:

А= = = 84,2 мм²

д) Определяем эквивалентные напряжения:

_экв  = 11,1Н / мм ² < []

Расчёт болтов удовлетворяет нужного запаса прочности.

16. Уточняющий расчёт валов.

Наиболее опасный участок на быстроходном валу это точка №1, место приложений реакций внутреннего подшипника, поэтому расчёт будем вести на этом участке вала.

Данные из предыдущих расчётов:

Быстроходный вал.

M_X =25,3 Н/мM_у =232,5 Н/м М_к =2240 Н/м

Находим суммарные изгибающие моменты:

М = = 233,9Н/м

а) Определяем момент сопротивления сечения вала.

W = 0,1d³ = 0,1×40³ =6400мм³

б) Определяем напряжения в опасном сечении вала.

_а =_и  == =36,5Н/мм²

в) Определяем касательные напряжения, они изменяются по от нулевому циклу, при котором амплитуда цикла _ равна половине расчётных напряжений кручения _к :

_ = = =306,8Н/мм²

г) Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчётного сечения вала. Для валов без поверхностного упрочнения коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений определяют по формуле:

(К_ )_D =+ К_F -1; (К_ )_D =+ КF -1;

где К_ иК_ − эффективные коэффициенты. Они определяются по таблице 11.2 [1] .

К_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения по табл. 11.3 [1] .

К_F - коэффициент влияния шероховатости таб.11.5 [1].

(К_ )_D =+ К_F −1 =3,95 +1,10 −1=4,05; (К_ )_D = + КF −1 =2,8+1,10−1=2,9

д) Определяем пределы выносливости в расчётном сечении вала по формуле:

(_-1 )_D =; ( ₁ )_D =; где (_-1 ) и  ₁ = 0.58_-1 − пределы

выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения.

(_-1 )_D = =37,2; ( ₁ )_D = =51,8;

е) Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

S_  ; S_ 

S_  = 6,5 ; S_ 

ж) Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

s = /[s];

где [s]= 1,3…1,5 высокая достоверность расчёта;[S]=1,6…2,1 менее точная достоверность расчёта.

s = = 6,3; S [S]; Проверочный расчёт на прочность дал удовлетворительные результаты.

17. Сборка редуктора.

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

− на быстроходный вал одевают мазеудерживающую шайбу, затем устанавливают внутренний подшипник, потом наружный, предварительно нагретые в масле до 80-100 С;

− в тихоходный вал закладывают шпонку, затем напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала;

− далее надевают распорную втулку и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого на тихоходный вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников. Регулирующим болтом бугеля, регулируют зазор между шестерней и колесом, при этом проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Затем фиксируют стопорной шайбой и винтами.