Проектирование привода к конвейеру из конического редуктора и цепной передачи

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:

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
× 2
оп
= 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 Δср
= НВ1ср
− НВ1ср
= 20 ÷ 50 :

шестерня: сталь 45 улучшение
	колесо: сталь 45 улучшение

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:

шестерня: HBср1 = = 193
	колесо: НВср2 = НВср1 − Δср HBср2 = 193 − 20 = 173

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.

кН
L
– коэффициент долговечности, равный 1,8 при t =10000час

[но
]= Hв
r
×1,8+67

[ sно ]2 =173×1 ,8 +67=378,40

Находим:

[ sк 2 ]= [ sно ]2 × =378,40 × =619,2

[но
]1
=193×1,8+67=414,40

[к1
]= [но
]1
× =414,40 × =678,11

Определение допускаемых напряжений изгиба []u

[]u
= [ро
]× ,

где кр
L
=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 de
2
, :

de
2
/ 165 × ,где кн

= 1 (для прямозубых передач)

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

de
2
/ 165 × =165 × =150,63

округляем до de
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
=17,6126o

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 = 22мм (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 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 me
=2 [1].

Следовательно:

z2
= = =75z1
= = =24

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

iф
= = =3,125Δiф
= ×100% = ×100% =0,6% £ 4%

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

Ð2
= arctgiф
= 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
, гдеxe1
= 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
, гдеxe2
= 0

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

11.Определение размеров впадин, мм:

dfe
1
= de
1
– [2(1,2 – xe
1
) cos1
]× me
, где xe
1
= 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
, гдеxe2
= 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×de
1
= 0,857 × 48 = 41,14 d2
≈ 0,857×de
2
=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:

F
2
= Y×Y и

F
1
=F
2
× £ [F
1
; 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) YF
1
и YF
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 YF
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

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Внешнее конусное расстояние Re	78,69	Внешний делительный диаметр: шестерни de 1 колеса de 2	48 150
Внешний окружной модуль me	2
Ширина зубчатого венца b	22	Внешний диаметр окружности вершин: шестерни dbe 1 колеса dbe 2	51,81 151,22
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2	24 75
Вид зубьев	прямой	Внешний диаметр окружности впадин: шестерни dfe 1 колеса dfe 2	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	В	Т	–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:

Ft
1
= Ft
2
= = =1440 H

Радиальная сила на шестерне:

Fr
1
= Ft
1
r
,

где r
– коэффициент радиальной силы

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

Fr
1
= Ft
1
r
=1440 × 0,206 =296,2Н

Осевая сила на шестерне:

Fa
1
= Ft
1
a
,

где a
– коэффициент осевой силы

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

Fa
1
= Ft
1
r
=1440 × 0,801=1153H

Радиальная сила на колесе:

Fr
2
= Fa
1
= 1153H

Осевая сила на колесе:

Fa
2
= Fr
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:

dt
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 dст
≈(1,55…1,6)d≈ 48×1,55 = 76мм

длина ступицы Lст
≈ (1,1…1,5)d3
=54мм

толщина обода δo
≈ (3¸4)×m =8мм

толщина диска С =(0,1¸0,17)Re
= 14 мм

6.Первый этап компоновки редуктора.

Разработка чертежа общего вида редуктора.

а)Изисходныхданных Re
, de1
, de2
, δ1
, δ2
, 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 27365 – 87).

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

8.Определение реакций опор быстроходного вала.

Данные из предыдущего расчета:

Fr
1
= Fa
2
= 296,2H;Fr
2
= Fa
1
= 1153H;Ft
1
= Ft
2
= 1440H;

Первый этап компоновки дал:

L1
=17,6ммL2
= 44мм L3
= 100мм

Определяем нагрузку на опоры быстроходного вала:

а)вертикальная плоскость

SМXB
= 0; Fa
× + Fr
(l1
+l2
) – RBY
l2
= 0

RBY
= = = 953,70 H

SМxа
= 0;Fa
× + Fr
L1
– RAY
l2
= 0

RAY
= = = 657,5H

SX
=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 = 237717,21 H мм = 237,72 H м

Мxc
= Fa
– Fr
l1
=1153 ×20,57 –296,2 × 17,6 =232504,09 Hмм =232,5Нм

б)горизонтальная плоскость.

SМYA
= 0; Ft
×Fr
(L1
+L2
) – RBX
L2
=0 RBX
= = =2016H

S МYB
=0; Ft
L1
– RAX
L2
=0RAX
= = =576H

Проверка:SY
= 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 (RE
1
;RE
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 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 Ra
1
, Ra
2
.

По таблице 9.6 [1] в случае RS
1
/RS
2
, тогда Ra
1
= Ra
2
, т.е. Ra
1
=279,8Н,

Ra
2
= Ra
1
+ 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
= VRr
K

,

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

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

RE
= VRr
K

= 1×953,7×1,1×1 =1049H

б)RE
= (XVRr
+ YRa
)×K


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

K



RE
= (XVRr
+ YRa
)×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 g =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
>Cr
р
, значит подшипник пригоден к применению.

11.Определяем реакция опор подшипников тихоходного вала.

Данные из предыдущих расчетов:

Ft
= 1440HFr
= 1153HFa
= 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 14o
;Cr
= 42,4 кН.

а)Плоскость XZ– RX
3
×(L2
+ L1
)+Ft
×L2
= 0

RX3
= = =389,2H

RX1
×(L2
+ L1
) – Ft
×L2
= 0

RX
1
= = =1050,8H

Проверка : RX
3
+ RX
1
– Ft
=0389,2 + 1050,8 – 1440 = 0

Определяем изгибающий момент:

MX
=Ft
×

Cтроим эпюру изгибающих моментов

б)Плоскость YZ– RY
3
×(L2
+ L1
) – Fr
×L1
+ Fa
× = 0

RY3
= = = – 182,94H

– RY1
×(L2
+L1
)+ Fr
×L1
+Fa
× = 0

RY
1
= = = 970,06H

Проверка: RY
3
– RY
1
+ 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
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 dст
=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) 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 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) 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 16мм []( 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 = 0,1d3
= 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
=+ 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].

(К
)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.