Проектирование одноступенчатого редуктора и цепной передачи для привода ленточного конвейера

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Задание

Спроектировать одноступенчатый редуктор и цепную передачу для привода ленточного конвейера (рис. 1).

Полезная сила, передаваемая лентой конвейера, =3,7 кН; скорость ленты = 1,4 м/с; диаметр приводного барабана Dб = 400 мм, угол наклона передачи к горизонту=30. Редуктор нереверсивный, предназначен для длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения.

Рис. 1 — Привоя ленточного конвейера с цилиндрическим редуктором и цепной передачей

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

КПД пары цилиндрических зубчатых колес 1=0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, 2 = 0,99; КПД открытой цепной передачи 3= 0,92; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, 4= 0,99.

Общий КПД привода

= 1234 = 0,980,992−0,920,99 = 0,875.

Мощность на валу барабана Р6 = = 3,71,4 = 5,18 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя

Ртр кВт

Угловая скорость барабана

рад/с

Частота вращения барабана

об/мин

В табл. П. 1 по требуемой мощности Ртр = 5,92 кВт с учётом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4АВ2М6УЗ, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, с параметрами Рдв = 7,5 кВт и скольжением 3,2%. Номинальная частота вращения nдв = 1000 — 32 = 968 об/мин, а угловая скорость

рад/с. Проверим общее передаточное отношение:

что можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36.

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185–66

ир = 4, для цепной передачи иц = = 3,6.

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вал В

об/мин

рад/с

Вал С

об/мин

рад/с

Вал А

об/мин

рад/с

Вращающие моменты: на валу шестерни

на валу колеса

Т2 = Т1 ир = 581 035 = 232 103 Нмм.

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45. термическая обработка — улучшение, твердость НВ 230; для колеса — сталь 45, термическая обработка -улучшение, но твердость на 30 единиц ниже — НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения

,

где- предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

= 2HB + 70;

KHL- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL = 1; коэффициент безопасности

=1,10.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле

;

для шестерни МПа.

для колеса МПа. Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

МПа

Требуемое условие выполнено.

Коэффициент KHB, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно, как в случае несимметричного расположения колес, качение КHB = 1. 25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца

по межосевому расстоянию =0.4.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле

мм,

где для косозубых колес Ка = 43, а передаточное число нашего. редуктора и = ир = 5.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–66 aw = 140 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

тн = (0,010,02) аw = (0,010. 02)140 = 1,42,8 мм; принимаем по ГОСТ 9563–60.

тн = 2,25 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z1 = 24; тогда z2= z1 u = 24 4 = 96.

Уточненное значение угла наклона зубьев

.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

мм.

мм.

Проверка: 140 мм;

диаметры вершин зубьев:

dв1 = d1 + 2 тп = 66,66 + 2−2,5 = 71,66 мм;

dв2 =d2 + 2тп = 333,34 + 2−2,5 = 338,34 мм

ширина колеса мм;

ширина шестерни b1 = b2 + 5 мм = 61 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

М/С

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности

Коэффициент нагрузки

Значения Кнв даны в табл. 3. 5; при = 1,275, твердости НВ350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи Кнв1,13. По табл. 3.4 гл. III при v = 3,38 м/с и 8-й степени точности =1,07. По табл. 3.6 для косозубых колес при v < 5 м/с имеем= 1,0. Таким образом,

Кн = 1,131,07 1,0 = 1,21.

Проверка контактных напряжений по формуле:

МПа < [].

Силы, действующие в зацеплении:

окружная H,

радиальная H,

осевая H.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

Здесь коэффициент нагрузки KF =. По табл. 3.7 при = 1,1, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор = 1,26. KFv = 1,25. Таким образом, коэффициент KF = 1,261,25 = 1,575; YF--коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев:

у шестерни zv1=;

у колеса zv2

YF1 = 3,84 и YF2 = 3,60.

Допускаемое напряжение по формуле

.

Для стали 45 улучшенной при твердости НВ < 350 = 1. 8НВ. Для шестерни = 1,8230 = 415 МПа; для колеса = 1.8 * 200 = 360 МПа. [SF] = [SF ]' [SF]" - коэффициент безопасности, где [SF]' = 1,75, [SF]" = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [SF] = 1,75.

Допускаемые напряжения: 415

для шестерни [SF1]=237 МПа;

для колеса [SF2] == 206 МПа.

Находим отношения:

для шестерни = 62 МПа;

для колеса = 57,5 МПа.

Дальнейший расчет следует" вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты и:

;

для средних значений коэффициента торцового перекрытия =1,5 и 8-й степени точности = 0,92. Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

МПа<

Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [] = 25 МПа по формуле:

мм

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя (см. рис. 1) то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв1. Иногда принимают dв1 = dдв. Некоторые муфты, например УВП, могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного электродвигателя диаметр вала может быть 32 или 38 мм. Примем dдв = 32 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21 424–75 с расточками полумуфт под dдв= 32 мм dв1= 25 мм (рис. 2). Пимем под подшипниками dn1 = 30 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом. Иногда вал электродвигателя не соединяется непосредственно с ведущим валом редуктора, а между ними имеется ременная или цепная передача.

Рис. 2

Ведомый вал (рис. 2). Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем [] = 20 МПа. Диаметр выходного конца вала

мм.

Рис. 3 — Конструкция ведомого вала

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: dв2 =40 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем dn2 = 45 мм, под зубчатым колесом dк2 = 50 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше:

d1= 56 мм; dа1= 60,5 мм; b1 =61мм.

Колесо кованое: d2=224мм; da2 = 228,5 мм; b2 =56 мм.

Диаметр ступицы dст=l, 6dк2 = 1,650 =80мм; длина ступицы lст= (1,2 1,5) dк2=(1,2 1,5)50 = 60 75 мм, принимаем lст = 70 мм.

Толщина обола 0 = (2,54)mn = (2. 54)2,25 = 5. 625 9 мм, принимаем 0 = 9 мм.

Толщина диска С = 0. 3b2 = 0,356=16,8 мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки: = 0,025 + 1 = 0,25 140+1=4,5 мм. принимаем =8 мм; 1=0,02+1= 0,2 140+1= 3,8 мм, принимаем 1= 8 мм. Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b=1. 5=1. 58 = 12 мм; b1= 1,5=1,58=12мм;

нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,358 = 19 мм; принимаем р = 20 мм.

Диаметр болтов: фундаментных d1=(0,030,036)+12=(0,030,36) 140 + 12 = 16. 2+ 17 мм; принимаем болты с резьбой М18;

крепящих крышку к корпусу у подшипников d2=(0,70,75)d1=(0,70,75)18 =12. 613.5 мм; принимаем болты с резьбой М14;

соединяющих крышку с корпусом d3=(0,5 + 0,6)d1=(0,5 + 0,6)18=9 10.8 мм; принимаем болты с резьбой M12.

6. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Вращающий момент на ведущей звездочке

Т3 = Т2 = 232 103 Нмм.

Передаточное число было принято ранее

иц = 3,6.

Число зубьев: ведущей звездочки

z3=31−2иц= 31−2 3,6=24;

ведомой звездочки

z4 = z3иц =23,6 = 83.

Принимаем

z3=24 и z4=83.

Тогда фактическое

Отклонение, что допустимо.

Расчетный коэффициент нагрузки

= 1111,2511 = 1,25,

где kд =1 — динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру); kа=1 учитывает влияние межосевого расстояния [kа = 1 при ац < (30 60) t]; kн = 1 -учитывает влияние угла наклона линии центров; kр учитывает способ регулирования натяжения цепи; kр = 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи; kсм= 1 при непрерывной смазке; kп учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе kп=1.

Для определения шага цепи по формуле надо знать допускаемое давление [р] в шарнирах цепи. Допускаемое давление [р] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага г. Поэтому для расчета по формуле величиной [р] следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения об/мин. Среднее значение допускаемого давления при

n=250 об/мин [р] = 22МПа. Шаг однорядной цепи (m=l)

мм

Подбираем цепь ПР-31,75−88,50 по ГОСТ 13 568–75, имеющую t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку Q =60кН; массу q = 2,6 кг/м; Aon= 179.7 мм2. Скорость цепи

м/с

Окружная сила

Н.

Давление в шарнире проверяем по формуле (7. 39)

МПа.

Уточняем допускаемое давление [р]=22 [1 + 0,01 (z3 — 17)] = 22 [1 + 0,01(24 — 17)] = 23,5МПа. Условие р < [р] выполнено. В этой формуле 22 МПа -табличное значение допускаемого давления по табл. 7. 18 при п = 250 об/мин и t = 25,4 мм.

Определяем число звеньев цепи по формуле

где аt==50; zЕ = z3 + z4 = 24+83=107;

Тогда

Lt = 2 * 50 + 0,5 * 107 += 100 + 53.5 + 0. 188 = 154.

Округляем до четного числа Lt = 154. Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т. е. на 773,1 * 0,004=3мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

мм.

мм.

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек

где d1 =15,88мм — диаметр ролика цепи

мм;

мм.

Силы, действующие на цепь:

окружная Ftц = 2395Н — определена выше;

от центробежных сил Fv = qv2 = 2.6 * 2. 462 =17Н. где q =2,6кг/м;

от провисания Ff=9. 81kf * q * ац=9,81 *3 *2,6 *0,773=59,15Н, где kf = 3 при угле наклона передачи 30°.

Расчетная нагрузка на валы

Fв = Ftц + 2Ff =2395+2 * 59,15=2513,3Н.

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи

.

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s] =9,4; следовательно, условие s > [s] выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

ступица звездочки dст = 1,6*40 = 64 мм; lст = (1,2 1,6)40 = 4864 мм;

принимаем lст = 60 мм;

толщина диска звездочки 0,93Ввн = 0,93 * 15,88 = 14,7 мм, где Ввн — расстояние между пластинками внутреннего звена.

Аналогично определяют размеры ведомой звездочки.

7. Первый этап компоновки редуктора (чертёж на миллиметровой бумаге)

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции — разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1: 1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии — оси валов на расстоянии аw = 140 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = =1. 2; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса, А =;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса, А =; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние, А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников

dn1 = 30 мм и dn2= 45 мм.

Условное обозначение подшипников

d

D

B

Грузоподъемность, кН

Размеры, мм

С

С0

306

30

72

19

28,1

14,6

309

45

100

25

52,7

30

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер у =8 12 мм.

Измерением находим расстояния на ведущем валу l1= 60 мм и на ведомом l2 = 63 мм.

Примем окончательно l1 = l2 = 63 мм.

Глубина гнезда подшипника lг = 1,5В; для подшипника 309 В = 25 мм;

lг = 1,5 * 25=37. 5 мм; примем lг = 37 мм.

Толщину фланца крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d0 отверстия; в этом фланце = 14 мм.

D

d0

90−120

14

14

Высоту головки болта примем 0,7dб = 0,7*12 = 8,4 мм. Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага t. Таким образом, l = t + 5 = 25.4 + 5 = 30,5 мм.

Измерением устанавливаем расстояние l3 = 77 мм, определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала.

8. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал (рис. 4). Из предыдущих расчетов имеем Ft = 2071.4 Н, Fr = 782 Н и

Fa = 571 Н; из первого этапа компоновки l1= 63 мм.

Рис. 4

Реакции опор: в плоскости xz

Н;

в плоскости уz

H

H

Проверка: Ryl + R2 -Fr = 518+ 264- 782=0. Суммарные реакции

Н;

Н.

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1

Намечаем радиальные шариковые подшипники 306 (см. приложение, табл. ПЗ):

d=30 мм; D = 72 мм; В = 19 мм; С = 28,1 кН и С0 = 14,6 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле Pэ = (XVPr1 + YРа) КбКТ

в которой радиальная нагрузка Рг1 = 1158 Н; осевая нагрузка Ра= Fa = 571 Н; V= 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров К6 = 1 (см. табл. 9. 19); КТ= 1. Отношение = 0,039; этой величине соответствует е = 0,23.

Отношение = 0,49 > е; X = 0,56 и Y=1,88.

Рэ=(0,56*1*1158+1,88*571)1*1= 1722 Н.

Расчетная долговечность, млн. об

млн. об

Расчетная долговечность, ч

ч

что больше установленных ГОСТ 16 162–85.

Ведомый вал (рис. 5) несет такие же нагрузки, как и ведущий: Ft = 2071.4 Н,

Fr = 782 Н и Fa = 571 Н;

Нагрузка на вал от цепной передачи Fв = 2513,3 Н. Составляющие этой нагрузки

Н.

Из первого этапа компоновки l2 = 63 мм и l3 = 77 мм.

Рис. 5

Реакции опор: в плоскости xz

Н.

Н.

Проверка: Rx3+Rx4-(Ft+Fвх)=3328−3328=0

в плоскости уг

H.

Н.

Проверка: Ry3 + Fву -(Fr + Ry4) = 1908 -1908 = 0.

Суммарные реакции

H.

Н.

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники 39 средней серии: d = 45 мм; D=100 мм;

В = 25 мм; С =52.7 кН и С0 = 30 кН.

Отношение = 0,0190; этой величине соответствует е = 0,20 (получаем, интерполируя).

Отношение = 0,1751 < е; следовательно, X = 1,

Y= 0. Поэтому Рэ= Рr4VКбКТ = 3260,9 * 1 * 1,2 * 1 = 3913 Н. (Примем К6 = 1,2, учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.)

Расчетная долговечность, млн. об.

млн. об.

Расчетная долговечность, ч

ч.

здесь п = 194 об/мин — частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36 000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10 000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 306 имеют ресурс Lч= 299 *103 ч, а подшипники ведомого вала 309 имеют ресурс

Lч =168 *103 ч.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические cо скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23 360–78.

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле

.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [см] = 100 120 МПа, при чугунной [см]=5070 МПа.

Ведущий вал: d = 25 мм; b h = 8 7 мм; t1 =4 мм; шина шпонки l=50 мм; момент на ведущем валу Т1 = 58* Н*мм;

МПа

(материал полумуфт МУВП — чугун марки СЧ 20).

Ведомый вал

Из двух шпонок — под зубчатым колесом и под звездочкой — более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).

Проверяем шпонку под звездочкой: d = 40 мм; b h 128 мм; t1 = 5 мм; длина шпонки l = 56 мм; момент Т3 = 232*103 Н мм;

МПа

(обычно звездочки изготовляют из термообработанных углеродистых или легированных сталей). Условие выполнено.

10. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s> [5].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка — улучшение.

По табл. 3.3 при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае da1 =71,66 мм) среднее значение в = 780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

= 0,43 * 780 = 335 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

=0. 58* 335 = 193 МПа.

Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

При d = 25 мм; b = 8 мм; t1 = 4 мм по табл. 8. 5

Принимаем kt = 1,68 (см. табл. 8. 5), =0,76 (см. табл. 8. 8) = 0,1 (см. с. 166).

ГОСТ 16 162 — 78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть

при 25 * 103 Н-мм < Tб < 250 * 103 Н-мм.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l= 80 мм (муфта УВП для валов диаметром 32 мм), получим изгибающий момент в сечении, А -А от консольной нагрузки Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

здесь опущены промежуточные выкладки (аналогичные выкладки см. ниже в расчете ведомого вала на).

Результирующий коэффициент запаса прочности

получился близким к коэффициенту запаса =8. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Надо сказать и о том, что фактическое расхождение будет еще меньше, так как посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений.

Такой большой коэффициент запаса прочности (8 или 7,2) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б -Б и В-В нет необходимости.

Ведомый вал. Материал вала — сталь 45 нормализованная; = 570 МПа. Пределы выносливости = 0,43 * 570= 246 МПа и = 0,58 * 246 = 142 МПа.

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: =l, 59 и = 1,49; масштабные факторы = 0,775; = 0,67; коэффициенты = 0,15 и = 0,1

Крутящий момент T2 = 232 * 103 Н-мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

М' = Rx3l2 = 267. 7*63 = 16,86*103 Н*мм;

изгибающий момент в вертикальной плоскости

М" = Ry3l2 + =651. 4*63 + 63 952=104. 9*103 Н*мм;

суммарный изгибающий момент в сечении, А — А

МA-A=Н*мм.

Момент сопротивления кручению (d = 40 мм; b = 12 мм; t1 =5 мм)

Момент сопротивления изгибу

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа; среднее напряжение =0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

Сечение К-К. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом;

и принимаем = 0,15 и = 0,1.

Изгибающий момент

М4 = Fвl3 = 2513,3*77 = 193 *103 Н*мм.

Осевой момент сопротивления

W=мм3.

Амплитуда нормальных напряжений

Полярный момент сопротивления

Wp = 2W = 2*8,95*103 = 18*103 мм3.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К

Сечение Л- Л. Концентрация напряжений обусловлена переходом от D = 45 мм к d = 40 мм: при 1. 1и коэффициенты концентрации напряжений

= 1. 71 и = 1,26. Масштабные факторы = 0,85; =0,73.

Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К.

Осевой момент сопротивления сечения

W=мм3.

Амплитуда нормальных напряжений

Полярный момент сопротивления

Wp = 2W = 2*6,28*103 = 12,6*103мм3.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л

Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: = 1,59 и = 1. 49; -= 0,8 и = 0,69.

Изгибающей момент (положим х1= 60 мм)

Мб-б = Fвх1=2513,3*60=151*10э Н*мм.

Момент сопротивления сечения нетто при b = 12 мм и t1= 5 мм

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Момент сопротивления кручению сечения нетто

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б

Сведем результаты проверки в таблицу

редуктор шестерня передача подшипник

Сечение

А-А

К-К

Л-Л

Б-Б

Коэффициент запаса s

4,3

3,2

3,6

3,6

Во всех сечениях s > [s].

11. Вычерчивание редуктора

Редуктор вычерчивают в двух проекциях на листе формата А1 (594 841 мм) в масштабе 1:1 с основной надписью и спецификацией.

12. Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл.4.

Посадка зубчатого колеса на валпо ГОСТ 25 347–82.

Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н7/hб.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала kб. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца, по Н7.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными

Поз.

Обозначение

Наименование

Кол.

Примечание

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

13

14

15

16

17

18

19

20

Документация

Пояснительная записка

Сборочный чертеж

Детали

Вал-шестерня ведущий

Кольцо уплотнительное

Крышка подшипника сквозная

Прокладка регулировочная; комплек

Кольцо мазеудержнваюшес

Крышка подшипника глухая

Кольцо уплотнительное

Шайба торцовая

Планка стопорная

Корпус редуктора

Крышка корпуса

Крышка смотрового окна

Прокладка

Крышка подшипника глухая

Маслоуказатель жезловый

Прокладка

Пробка

Звездочка ведущая

Крышка подшипника сквозная

Кольцо распорное

1

1

1

1

1

2

2

1

1

1

1

1

1

1

1

1

1

1

1

1

1

1

Сталь 45

Войлок

СЧ 15

Сталь 10

Сталь СтЗ

СЧ 15

Войлок

Сталь СтЗ

Сталь Ст2

СЧ 15

СЧ 15

СЧ 15

Картон технический

СЧ 15

Сталь СтЗ

Резина масло-стойкая

Сталь СтЗ

Сталь J0X

СЧ 15

Сталь Ст2

13. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0. 25 дм³ масла, на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0. 25*5,18 =1,29 дм³.

Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях = 294 МПа и скорости v= 1,4 м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28*10м2/с. Принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20 799–75*).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

14. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80−100°С;

в ведомый вал закладывают шпонку 18×11×70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, 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 ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатсль.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой