Проектирование привода к конвейеру из конического редуктора и цепной передачи

Тип работы:
Задача
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

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? ? 2оп? ?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:

Pэл = = = 2,94кВт

3. Выбираем электродвигатель:

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

Табл. 1

тип электродвигателя

Мощность кВт.

Число оборотов об/мин

4АМ90L2У3

3

2840

4АМ100S4У3

3

1435

4АМ112МA6У3

3

955

4АМ112MB8У3

3

700

4. Определяем частоту вращения выходного вала привода:

nвых = = = 76,43 об/мин

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

iпер1 = = =37,16iпер2 = = =18,78

iпер3 = = = 12,5iпер4 = = =9,16

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

цп1 = = =11,8iцп2 = = =5,96

iцп3 = = = 3,97iцп4 = = = 2,91

Табл. 2

Передаточное число

Варианты

1

2

3

4

привода iпер

37,16

18,78

12,5

9,16

конического редуктора iзп

3,15

3,15

3,15

3,15

цепной передачи iцп

11,8

5,96

3,97

2,91

Анализируя полученные значения передаточных чисел, приходим к выводу:

a)первый вариант (i = 37,16; nном = 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; nном = 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; nном = 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 = 12,5nном = 955об/мин.

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

?nрм = = = 3,82 об/мин

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

[nрм] = nвых + ?nрм = 76,43 + 3,82 = 80,25 об/мин

9. Определяем фактическое передаточное число привода iф:

iф = = =11,84

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

iоп = = =3,78

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

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

PБ = Pэл? ?м = 3? 0,98 = 2,94 кВтnБ = nэл = 955 об/мин;

?Б = = = 100,01 рад/секMКБ = = = 29,4 H? м

на тихоходном валу:

PТ = PБ? ?кп? ?2оп = 2,94? 0,96? 0,992 = 2,77 кВт

nТ = = = 303,17 об/мин?Т = = = 31,75 рад/сек

MКТ = = = 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 ?ср = НВ1ср? НВ1ср = 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

[SH] - коэффициент безопасности, равный 1,1для однородных материалов.

кНL — коэффициент долговечности, равный 1,8 при t =10 000час

[?но]= Hвr ?1,8+67

Находим:

[?но]1 =193?1,8+67=414,40

[?к1]= [?но]1? =414,40? =678,11

Определение допускаемых напряжений изгиба [?]u

[?]u = [?ро]? ,

где крL =1,1,крС = 1,0? коэффициент приложения

нагрузки, [Sр]=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 de2,:

de2 165?, где кн? = 1 (для прямозубых передач)

?н = 1,0? коэффициент вида конических колес (прямозубые)

de2 165? =165? =150,63

округляем до de2 = 150 мм (ГОСТ 6636−69)

2. Определяем углы делительных конусов шестерни ???и колеса ?2:

?2 = arctg i = arctg 3,15 = 72,3874 o, ????? o ???2 =?? o ?72,3874 o=17,6126 o

??Определение внешнего конусного расстояния Re, мм:

Re = = = 78,69

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

b = ?R Re, где ?R =0,285 ?коэффициент ширины венца

b = ?R Re = 0,285?78,69=22,42

округляем до b = 22 мм (ГОСТ 6636−69)

5. Определение внешнего окружного модуля me, мм:

me = ,

где кF?=1 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (прямозубые).

?F =0,85 — коэффициент, вида конических колес (прямозубые).

me = = =3,9

6. Определение числа зубьев колеса z2и 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 me =2 [1].

Следовательно:

z2 = = =75z1 = = =24

7. Определение фактического передаточного числа iф и проверка его отклонения? i от заданного i:

iф = = =3,125?iф = ?100% = ?100% =0,6% 4%

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

?2 = arctg iф = arctg 3,125 =72,2553o ?1 = 90o -??2 = 90o — 72,2553o =17,7447o

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

de1 = me? z1 =2?24 =48de2 = me? z2 =2?75 = 150

10. Определение вершин зубьев, мм:

dbe1 = de1 + [2(1+ xe1)cos ?1]?me, где xe1 = 0

dbe1 = de1 + [2(1+ xe1)cos ?1]?me = 48 +[2(1+0)cos 17,7447o]?2 = 51,81

dbe2 = de1 + [2(1- xe1)cos ?2]?me, где xe2 = 0

dbe2 = de2 + [2(1 — xe2)cos ?2]?me = 150 +[2(1 — 0) cos 72,2553o]?2 = 151,22

11. Определение размеров впадин, мм:

dfe1 = de1 — [2(1,2 — xe1) cos ?1]? me, где xe1 = 0

dfe1 = de1 — [2(1,2 — xe1) cos ?1]? me =48 — [2(1,2 — 0) cos17,7447o]?2=43,43

dfe2 = de2 — [2(1,2 + xe1) cos ?2]? me, где xe2 = 0

dfe2 = de2 — [2(1,2 + xe2) cos ?2]? me =150 — [2(1,2 + 0) cos72,2553o]?2=148,54

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

d1? 0,857?de1 = 0,857? 48 = 41,14 d2? 0,857?de2 =0,857?150=128,55

Проверочный расчёт.

а) Условия пригодности заготовок колёс:

Dзаг Dпред; Sзаг Sпред По табл.3.2 [1]. Dпред и Sпред для любых размеров.

б) Проверяем контактные напряжения по формуле:

?н = 470? [?]H где:

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

2) KH? = 1? коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

3) KH?? 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]. KH? =1,08

4) KH? =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:

?F2 = Y? Y и

?F1=??F2? [??F1; где:

1) значение b =22мм; m=2мм; ?F = 0,85; Ft=1440Н. КF? =1.

2) КFa= 1? коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колёс.

3) КF?=1,08? коэффициент динамической нагрузки определяется аналогично коэффициенту? KH?

4) YF1 и YF2? 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 YF1 =3,67;

Z?? = = = 246,01 Y= 3,63;

5) Y? = 1? коэффициент, учитывающий наклон зуба.

6) [?]F1 и [?]F2? допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса.

[?]F2 =3,63? 1? ?1 ?1? 1,08 = 150,9 Нмм2

[?]F1 = 150,9? = 152,6 [?]F1; ?F1=152,6 Нмм2[?]F1=416 Нмм2

?F2 = 150,9Hмм2[?]F2 =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

Проектный расчет

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Внешнее конусное расстояние Re

78,69

Внешний делительный диаметр:

шестерни de1

колеса de2

48

150

Внешний окружной модуль me

2

Ширина зубчатого венца b

22

Внешний диаметр окружности вершин:

шестерни dbe1

колеса dbe2

51,81

151,22

Число зубьев:

шестерни z1

колеса z2

24

75

Вид зубьев

прямой

Внешний диаметр окружности впадин:

шестерни dfe1

колеса dfe2

43,43

148,54

Угол разделительного конуса, град:

шестерни ?1

колеса ?2

17,7447o

72,2553o

Средний делительный диаметр:

шестерни d1

колеса d2

41,14

128,55

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:

Материал

?-1

Сталь 40X

Н/мм2

790

640

375

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:

Ft1 = Ft2 = = =1440 H

Радиальная сила на шестерне:

Fr1 = Ft1?r,

где ?r???- коэффициент радиальной силы

?r= 0,44cos????— 0,7sin?? =?0,44?cos17,7447 — 0,7sin17,7447=0,206

Fr1 = Ft1?r =1440? 0,206 =296,2Н

Осевая сила на шестерне:

Fa1 = Ft1?a,

где ?a???- коэффициент осевой силы

?a= 0,44sin????+ 0,7cos?? =?0,44 sin17,7447 + 0,7cos17,7447=0,801

Fa1 = Ft1?r =1440? 0,801=1153H

Радиальная сила на колесе:

Fr2 = Fa1 = 1153H

Осевая сила на колесе:

Fa2 = Fr1 = 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 30 мм.

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

d5 определяем в зависимости от d2 по табл. 10. 11[1] для регулирующей гайки с мелкой метрической резьбой d5 = 36 мм. (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 = 40 мм

г) d3 = d4 + 3,2r = 40+3,2?2 =46,4 мм,

где r? координата фаски внутреннего кольца подшипника.

д)под полумуфту длина выходного конца быстроходного вала:

l1 = (1,0…1,5)d1 = 1?30 = 30 мм

е)l2 = 0,6 ?d4 = 0,6?40 =24мм

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

з)l5 = 0,4? d4 = 0,4? 40 = 16 мм

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:

dt1 = = = 28,5

d1 выбираем равным 30 мм.

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

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

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

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

диаметр ступицы dст ?(1,55…1,6)d? 48?1,55 = 76 мм

длина ступицы Lст? (1,1…1,5)d3 =54мм

толщина обода ?o? (34)?m =8мм

толщина диска С =(0,10,17)Re = 14 мм

6. Первый этап компоновки редуктора.

Разработка чертежа общего вида редуктора.

а)Из исходных данных Re, de1, de2, ?1, ?2, me, hae = me, hfe = 1,2me. 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 27 365 — 87).

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

8. Определение реакций опор быстроходного вала.

Данные из предыдущего расчета:

Fr1 = Fa2 = 296,2H; Fr2 = Fa1 = 1153H; Ft1 = Ft2 = 1440H;

Первый этап компоновки дал:

L1 =17,6ммL2 = 44 мм L3 = 100 мм

Определяем нагрузку на опоры быстроходного вала:

а)вертикальная плоскость

МXB = 0; Fa? + Fr(l1 +l2) — RBYl2 = 0

RBY = = = 953,70 H

Мxа = 0; Fa? + FrL1 — RAYl2 = 0

RAY = = = 657,5H

X =0 — RAY + RBY — Fr = 0- 657,5 + 953,7 — 296,2 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях рисунок 2.

Мxc = Fa = 1153? 20,57 = 237 717,21 H мм = 237,72 H м

Мxc = Fa — Frl1 =1153 ?20,57 -296,2? 17,6 =232 504,09 Hмм =232,5Нм

б)горизонтальная плоскость.

МYA = 0; Ft ?Fr(L1+L2) — RBXL2 =0 RBX = = =2016H

МYB =0; FtL1 — RAXL2 =0RAX = = =576H

Проверка: Y = 0Ft — RBX +RAX =0; 1440 -2016 +576 = 0

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

MYC =0;

MYB = Ft ?L1 =1440 ?17,6 =25,3Hм

MYA = 0

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

Mк = Mz =Ft? =1440? =296,2Hм

д)Определяем суммарные реакции опор.

RA = = =887H

RB = = = 2230H

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

MИВ = = =2242 Н м

ж)Определяем приведенный момент.

МПР = = = 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 Fa =1153H

реакция в подшипникахRXB = 953,7H; RYB = 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 (RE1; RE2) 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 RS=eRГ

RS1 = 0,83eRA = 0,83? 0,38 ?887 =279,8H

RS2 = 0,83eRB = 0,83? 0,38 ?2230 =703,3H

9.4 Определяем осевые нагрузки подшипников Ra1, Ra2.

По таблице 9.6 [1] в случае RS1RS2, тогда Ra1 = Ra2, т. е. Ra1 =279,8Н,

Ra2 = Ra1+ Fa = 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) RE = V Rr K????,

где K?? коэффициент безопасности по таб. 9.4 ??K? =1,1

??? температурный коэффициент по таб. 9.5 температура до 100oС? KТ =1,тогда:

RE = V Rr K??? = 1?953,7?1,1?1 =1049H

б)RE = (X V Rr + Y Ra)?K???

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

K????????

RE = (X V Rr + Y Ra)?K??????1+1,56?1432,8)?1,1?1 =2849H

10. Определяем динамическую грузоподъемность по формуле:

Сгр = RE ,

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

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

n? частота вращения внутреннего кольца (об/мин)

Сrр = RE = 2849? =22366H

Cr = 42,4 Cr Crр, значит подшипник пригоден к применению.

11. Определяем реакция опор подшипников тихоходного вала.

Данные из предыдущих расчетов:

Ft = 1440H Fr = 1153HFa = 296,2H

Первый этап компоновки дал следующие результаты:

L1 = 40 мм, L2 = 108 мм

Для тихоходного вала определяем подшипники:

это подшипник легкой широкой серии 7208 (ГОСТ 27 365 — 87).

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

а)Плоскость XZ- RX3 ?(L2 + L1)+Ft?L2 = 0

RX3 = = =389,2H

RX1?(L2 + L1) — Ft ?L2 = 0

RX1 = = =1050,8H

Проверка: RX3 + RX1 — Ft =0389,2 + 1050,8 — 1440 = 0

Определяем изгибающий момент:

MX =Ft ?

Cтроим эпюру изгибающих моментов

б)Плоскость YZ- RY3 ?(L2 + L1) — Fr ?L1 + Fa? = 0

RY3 = = = - 182,94H

— RY1?(L2 +L1)+ Fr ?L1 +Fa? = 0

RY1 = = = 970,06H

Проверка: RY3 — RY1 + Fr =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:

MИ2 = = = 185,2 H м

MПР = = = 185,22 H м

12. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

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

=1,8? 6 мм

где Т2 — вращающий момент на тихоходном валу

=1,8? 6 мм

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 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.

L r = 1.5 T2;

где Т2 ширина подшипника Т2 = 20 мм

L r = 1.5? 20 = 30 мм

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 0,5 мм.

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

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 = [?см ] где,

а) Ft - окружная сила

б) Асм =(0,94h-t1)Lр — площадь смятия в мм2

в) Lр= L — b -рабочая длина шпонки со скруглёнными торцами L — полная длина шпонки определена на конструктивной компоновке.

[?см ] =110… 190 Н/мм2

Асм =(0,94×9- 5,5)26 =76,96.

?см = =19[?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. ?? = [? ]

а) Fр? расчётная сила затяжки винтов, обеспечивающая нераскрытие стыка под нагрузкой

Fр = [ К3 (1- х) + х ]Fв

Здесь Fа = 0,5Rу? 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 dр = d2 — 0. 94р? расчётный диаметр болта, d2? наружный диаметр болта, р? шаг резьбы.

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

Fв = = 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:

Fр = [ К3(1- х) + х] Fв = [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.

MX =25,3 Н/мMу=232,5 Н/м Мк = 2240 Н/м

Находим суммарные изгибающие моменты:

М = = 233,9Н/м

а) Определяем момент сопротивления сечения вала.

W = 0,1d 3 = 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:

??)D =+ КF -1; (К??)D =+ КF -1?;

где К??и?К?? эффективные коэффициенты. Они определяются по таблице 11.2 [1].

Кd — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения по табл. 11.3 [1].

КF — коэффициент влияния шероховатости таб. 11.5 [1].

??)D =+ КF ?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.

Затем ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и жезловый масло указатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой