Расчет привода и редуктора
Проектирование привода и редуктора. Передаточное отношение привода, выбор электродвигателя. Оптимальный вариант компоновки редуктора. Обработка результатов расчета на ПЭВМ. Геометрический расчет передач редуктора. Оценка условий и выбор способа смазки.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 18.10.2011 |
| Размер файла | 1,1 M |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Содержание
- 1. Исходные данные для РГР
- 1.1 Диаметр грузового каната
- 1.2 Диаметр и длина барабана
- 1.3 Частота вращения барабана
- 1.4 Передаточное отношение привода
- 1.5 Момент на барабане лебедки
- 1.6 Общее передаточное отношение
- 1.7 Момент на зубчатом колесе тихоходной передачи
- 1.8 Допускаемые контактные напряжения
- 1.8 Коэффициенты относительной ширины колес
- 1.9 Эквивалентное время работы
- 2. Выбор оптимального варианта компоновки редуктора
- 2.1 Обработка результатов расчета на ПЭВМ
- 2.2 Оценка условий смазки и выбор способа смазки редуктора
- 2.3 Геометрический расчет передач редуктора
- 2.3.1 Косозубая передача I cтупени
- 2.3.2 Косозубая передача II ступени
- 3. Кинематический расчет редуктора
- 3.1 Статическое исследование редуктора
- 3.1.1 Моменты на валах и колесах редуктора
- 3.1.2 Составляющие полного усилия в зацеплениях быстроходной и тихоходной передач
- 4. Расчет на прочность зубчатых передач редуктора
- 4.1 Материалы, термическая обработка колес
- 4.2 Допускаемые контактные напряжения
- 4.3 Допускаемые напряжения изгиба
- 4.4 Контактные напряжения в зацеплении косозубой передачи II ступени (тихоходной)
- 4.5 Напряжение изгиба в зубьях шестерни и колеса
- 4.6 Заключение о работоспособности передачи
- 5. Конструирование валов редукторов привода
- 5.1 Расчет промежуточного вала на усталостную прочность
- 5.2 Определение ресурса подшипников промежуточного вала
- 5.3 Подбор призматических шпонок
- 6. Конструирование элементов корпуса редуктора
- Литература
1. Исходные данные для РГР
Рисунок 1 - Схема привода и редуктора
Таблица 1
|
Усилие в канате F, кН |
Скорость каната в V, м/с |
Режим нагружения |
Длительность работы под нагрузкой Lh, ч |
|
|
11,3 |
0, 41 |
1 |
15000 |
1.1 Диаметр грузового каната
Диаметр каната определяется исходя из условий прочности с учетом коэффициента безопасности S, устанавливаемого для каждой категории режима (Гост 21354-87) по нормам ГОСГОРТЕХНадзора. Выбор коэффициента S выполняем по табл. 1. 3 [1]. Для грузовой лебедки с машинным типом привода, работающей по среднему режиму работы категории 1. S=6,0.
Подбор каната осуществляется по величине нагрузки:
Fр = S·Fк = 6·11300 = 67800 (Н) = 67,8 (кН)
Из условия: F ? [F], где [F] - предельное усилие, указываемое в таблице стандартов для канатов - ГОСТ 2688-80 и называемое: расчетное разрывное усилие, зависящее от диаметра каната dк и предела временного сопротивления ув (рекомендуется ув = 1800…2000 МПа).
Для режима категории 1 диаметр каната можно определить по формуле
dк ? 0,1= 0,1= 10,63 (мм)
Выбираем канат двойной свивки типа ЛК-Р: 11,0-Г-В-Н-1860 ГОСТ 2688-80, dк = 11,0 мм, Fр = 69 кН.
1.2 Диаметр и длина барабана
Диаметр барабана назначается по условию
Dб>(18-25) ·dк
с округлением полученного размера по 10-му стандартному ряду нормальных чисел.
Dб > (18-25) ·11,0 = (198-275) (мм)
Принимаем Dб = 250 мм
Длину барабана принимают в пределах
Lб=(1-2) ·Dб=(1-2) ·250=(250-500),
принимаем Lб = 300 мм.
1.3 Частота вращения барабана
Частота вращения барабана вычисляется по формуле:
nб === 31,33 31 (мин-1)
1.4 Передаточное отношение привода
Выбор электродвигателя
Передаточное отношение привода определяется из условия
iпр = uоп·i = nэд/nб
Мощность двигателя Рэд связана (с учетом допускаемой перегрузки) с потребной (крюковой) мощностью Р соотношением
Рэд ? 0,88•Р,
где Р - мощность привода, определяемая по формуле:
Р = ,
V - скорость набегания каната на барабан, м/мин;
Fк - усилие на канате, Н.
Значение потерь мощности учитывается КПД, рассчитываемым по универсальной формуле:
,
где збар-КПД барабана, учитывающий потери за счет внутреннего трения каната в контакте с барабаном. Обычно, збар=0,85…0,95 [1];
зм-КПД в муфте, соединяющей вал электродвигателя и вал редуктора, принимаем зм=1 [1].
-КПД двухступенчатого редуктора,
Где ззац-КПД зацепления, учитывающий потери в зацеплениях зубчатых передач, принимаем ззац=0,97…0,98 [1];
зп-КПД подшипников, принимаем зп=0,99 [1];
зупл-КПД уплотнения, принимаем зупл=1 [1];
зМВ-КПД, учитывающий потери, связанные с разбрызгиванием масла, принимаем зМВ=1 [1].
=0,95·0,92·0,98=0,876
Найдем потребную мощность для выбора электродвигателя:
Р===5,28 (кВт)
Найдем частоту вращения электродвигателя:
nэд = nб·uпр = 31·(8... 25) = (248... 775) (об/мин)
Подберем по каталогу электродвигатель привода - АИР 132М8У3
ТУ16-525. 564-84. Мощность электродвигателя Рэд = 5,5 кВт, номинальная частота вращения nэд ном = 720 об/мин, диаметр вала электродвигателя dэд = 38 мм, масса электродвигателя mэд = 90 кг.
Рисунок 2 - Электродвигатель АИР 132М8У3
привод редуктор смазка электродвигатель
1.5 Момент на барабане лебедки
Вращающий момент на барабане лебедки
Тбар= Fк·Dб/2 =11300·0,250/2 = 1412,5 (Н·м)
1.6 Общее передаточное отношение
Найдем общее передаточное отношение:
iобщ = nэд/nб = 720/31 = 23,22.
Так как вращение с вала электродвигателя на вал редуктора передается через муфту, то iобщ = iред= 23,22
1.7 Момент на зубчатом колесе тихоходной передачи
Момент на выходном валу редуктора:
Твых = Tбар/збар = 1412,5/0,95 = 1486,84 ? 1487 (Н·м)
1.8 Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения для быстроходной [уH] Б и тихоходной [уH] Т передач предварительно назначаем с учетом заданной схемы редуктора, согласно рекомендациям
[уH] Б ? (0,8…0,85) [уH] Т = (771,23…819,9) МПа
Принимаем [уH] Т = 960 МПа, [уH] Б = 800 МПа.
1.8 Коэффициенты относительной ширины колес
Для двухступенчатого редуктора, в котором нагрузка увеличивается от ступени к ступени, во второй ступени значение шba принимаем больше на 20…30%, чем в предыдущей.
Относительную ширину зубчатых венцов колес для быстроходной шba Б и тихоходной шba Т передач выбираем при несимметричном расположении колес относительно опор для схемы редуктора №20:
шba Б = (0,7…0,8) • шba Б = 0,4…0,45 = 0,42;
1.9 Эквивалентное время работы
Эквивалентное время работы назначают с учетом категории режима работы по ГОСТ 21354-87 по следующим правилам:
по таб. 8. 10 [2] определяем коэффициент µН,
µН = 0,5;
находим Lhe по формуле:
Lhe = µН·Lh = 0,5·15000 = 7500 (час),
где Lh - заданный срок службы.
2. Выбор оптимального варианта компоновки редуктора
2.1 Обработка результатов расчета на ПЭВМ
Оптимизация по критериям минимального объема и массы зубчатых колес.
На рис. 2 приведены основные размеры зубчатых передач редуктора по схеме 20 с косозубой быстроходной передачей и выделены размеры А, В и L, определяемые для каждого из содержащихся в распечатке варианта по следующим формулам:
А=da2 max;
В = bw Б+ bw Т+3·a;
L= 0,5·(da1 Б+ da2 Т) +aw Б+ aw Т;
b0 = (3... 4) ·a,
где da2 max-наибольшая из двух величин da2 Б или dа2 Т; а - зазор между корпусом и вращающимися деталями передач (колесами) (мм), определяемый по формуле:
а =
Вариант 1:
А=da2 max=d2 Т+2m2= 301,54+2·3 = 307,54 (мм)
L=0,5·(da1 Б+ da2 Т) +aw Б+ aw Т= 0,5·(49,18+307,54) +115+180 = 473,36 (мм)
а ==+3=10,79 ?11 (мм)
В=bw Б+ bw Т+3·a=39,1+50,3+3·11=122,4?123(мм)
b0=(3... 4) ·a=(3... 4) ·11=33…44 (мм)
L1=L+(3... 4) a=473,36+3·11=506,36 ? 507 (мм)
А1= А+ а + b0=308+11+33=352 (мм)
Вариант 2:
А = da2 max = d2 Т+2m2=278,18+2·3=284,18 (мм)
L = 0,5·(da1 Б+ da2 Т) +aw Б+ aw Т = 0,5·(51,39+284,18) +125+170 =
= 462,78 (мм)
а ==+3=10,73 ? 11 (мм)
В = bw Б+ bw Т+3·a = 36,6 + 51,1 + 3·11 = 120,7 (мм)
b0 = (3... 4) ·a=(3... 4) ·11 = 33 …44 (мм)
L1 = L+(3…4) a = 462,78 +3 ·11 = 495,78 ? 496 (мм)
А1 = А+ а + b0 = 284,18+11+33 = 328,18 ? 329 (мм)
Вариант 3:
А= da2 max=d2 т +2m=255,38+2·3=261,38 (мм)
L=0,5·(da1 Б+ da2 Т) +aw Б+ aw Т= 0,5·(48,71+261,38) +135+160=450,04 (мм)
а = = +3 =10,66 ? 11 (мм)
В = bw Б+ bw Т+3·a = 40,8+53,8+3·11= 127,6 ? 128 (мм)
b0=(3... 4) ·a=(3... 4) ·11=33…44 (мм)
L1 = L+3a=450,04+3 ·11=483,04 ? 484 (мм).
А1 = А+ а + b0=261,38+11+33 = 305,38 ?306 (мм)
Вариант 4:
А=da2 max=d1 т +2m=253,85+2·2,5=258,33 (мм)
L = 0,5·(da1 Б+ da2 Т) +aw Б+ aw Т = 0,5·(51,15+238,33) +150+150 =
= 444,6 (мм)
а ==+3=10,63 ? 11 (мм)
В = bw Б+ bw Т+3·a = 35,7 + 53,8 + 3·11 = 122,5 ? 123 (мм)
b0=(3... 4) ·a=(3... 4) ·11=33 …44 (мм)
L1= L+3a = 444,6+3 ·11=477,6 ? 478 (мм)
А1= А+ а + b0=258,33+11+33=302,33? 303(мм)
Вариант 5:
А=da2 max=d2 б +2m=276,92+2·3=282,92 (мм)
L=0,5·(da1 Б+ da2 Т) +aw Б +aw Т=0,5·(49,08+233,21) +150+160=
=476 (мм)
а = = +3=10,81 ? 11 (мм)
В = bw Б+ bw Т+3·a=41,6+56,3+3·11=130,9 ? 131 (мм)
b0=(3... 4) ·a =(3... 4) ·11=33…44 (мм)
L1 = L+3a = 476+ 3·11 = 509 (мм)
А1 = А+ а + b0 = 282,92+11+33=326,92?327 (мм)
Вариант 6:
А = da2 max = d2 б +2m = 316,92+2·3 = 322,92 (мм)
L=0,5·(da1 Б+ da2 Т) +aw Б +aw Т=0,5·(49,08+213,07) +140+180=506 (мм)
а = = +3=10,97 ? 11 (мм)
В = bw Б+ bw Т+3·a=40,9+64,8+3·11=138,7 ? 139 (мм)
b0=(3... 4) ·a =(3... 4) ·11=33…44 (мм)
L1 = L+3a = 506+ 3·11 =539 (мм)
А1 = А+ а + b0 = 322,92+11+33=366,92?367 (мм)
Рисунок 3 - Эскиз редуктора
Сравнение вариантов рекомендуется производить по диаграмме, которая строится в следующем порядке.
Объем корпуса редуктора, определяющий массу редуктора, можно оценить по формуле:
V=A1·B·L1.
Массу заготовок для зубчатых колес, характеризующую затраты на материалы, вычисляется по формуле:
m=,
где - коэффициент пропорциональности, для стальных зубчатых колес можно принять равным 6,12 кг/дм3. Если при расчетах V и m размеры колес выражать в дм, тогда объем выразится в литрах, а масса в кг.
Вариант 1:
V=A1·B·L1=3,08·1,23·4,73 =17,92 (л)
m==6,12·(3,072·0,503+1,882·0,391) = 37,47 (кг)
Вариант 2:
V=A1·B·L1=2,84·1,21·4,96=17,04 (л)
m==6,12·(2,842·0,511+2,082·0,368) =34,96 (кг)
Вариант 3:
V=A1·B·L1=2,61·1,28·4,5 =15,03 (л)
m==6,12·(2,612·0,538+2,312·0,408) = 35,72 (кг)
Вариант 4:
V=A1·B·L1=3,03·1,23·4,44 =16,55 (л)
m==6,12·(2,382·0,569+2,582·0,357) =34,25 (кг)
Вариант 5:
V=A1·B·L1=3,27·1,31·4,76 =20,4 (л)
m==6,12·(2,332·0,563+2,832·0,416) =39,12 (кг)
Вариант 6:
V=A1·B·L1=3,67·1,39·5,06 =25,81 (л)
m==6,12·(2,132·0,648+3,232·0,409) =44,11 (кг)
Данные расчетов заносим в таблицу 2
Диаграмма, показывающая изменение массы и объема в зависимости от рассматриваемого варианта, представлена на рис. 3
Рисунок 4 - Диаграмма оптимального варианта редуктора
Согласно диаграмме, наиболее оптимальный вариант 4 и 3. Но приемлем 3 вариант, удовлетворяющий всем условиям сборки:
?= аw2-d2Б - ?8…15 (мм),
d2Т> d2Б
d2Т близко к d2Б
где dвых - диаметр выходного вала.
dвых ===0,072 (м) = 72 (мм)
Вариант 3:
? = аw2 - d2Б- = 160-231,29/2-72/2 = 8,4 > 8…15
d2Т = 261,38 мм > d2Б= 231,29 мм
Основные условия выполняются.
Таблица 2
|
Варианты |
I |
II |
III |
IV |
V |
VI |
|
|
M, кг |
37,47 |
34,96 |
35,72 |
34,25 |
39,12 |
44,11 |
|
|
V, л |
17,92 |
17,04 |
15,03 |
16,55 |
20,4 |
25,81 |
2.2 Оценка условий смазки и выбор способа смазки редуктора
Двухступенчатые редукторы обычно смазываются картерным способом, при этом в корпус редуктора заливается масло, которое при эксплуатации редуктора периодически заменяется.
При выборе масла ориентируются на окружную скорость в зацеплениях колес. Чем выше скорость в зацеплениях, тем менее вязкое масло выбирают для его заливки в редуктор, а его марку подбирают по таблицам. Выбранный вариант отвечает условию смазки зубчатых колес передач редуктора.
Оптимальным считается случай, когда колесо быстроходной передачи редуктора при окружной скорости Vокр= 0,3…12,5 м/с погружено в масляную ванну на глубину (2…2,5) •m = (2…2,5) ·2,5 = (5…6,25) мм. При этом колесо тихоходной передачи погружается в масло не более, чем на 0,3da2 Т= 0,3·261,38 ? 78,5 мм. Уровень масла, показанный на рис. 2. удовлетворяет этим требованиям.
2.3 Геометрический расчет передач редуктора
Все колеса нарезаются реечным инструментом или долбяком с исходным контуром по ГОСТ 13775-81 с параметрами: угол профиля б = 200; коэффициентом головки (ножки) зуба h=h=1; коэффициент радиального зазора с*=0,25.
2.3.1 Косозубая передача I cтупени
Делительные диаметры:
d1= 43,71 (мм), d2= 226,29 (мм)
Диаметры вершин:
dа1= d1+2·m=43,71+2·2,5 = 48,71 (мм)
dа2= d2+2·m=226,29+2·2,5=231,29 (мм)
Диаметры впадин:
df1= d1-2,5·m =43,71-2,5·2,5=37,46 (мм)
df2= d2-2,5·m =226,29 - 2,5·2,5=220,04 (мм)
Начальные диаметры:
dw1 = d1 = 43,71 (мм)
dw2 = d2 = 226,29 (мм)
Коэффициент торцевого перекрытия для косозубой передачи:
еб===1,64
Коэффициент осевого перекрытия:
ев=bw·sinв/(р·m) =40,8· sin13,5360/3,14·2,5?1,1
Суммарный коэффициент перекрытия:
е= еб+ ев=1,64+1,1= 2,74
2.3.2 Косозубая передача II ступени
Делительные диаметры:
d1= 64,62 (мм),
d2= 255,38 (мм)
Диаметры вершин:
dа1= d1+2·m = 64,62+2·3 = 70,62 (мм),
dа2= d2+2·m = 255,38+2·3 = 261,38 (мм)
Диаметры впадин:
df1= d1-2,5·m = 64,62-2,5·3 = 57,12 (мм),
df2= d2-2,5·m = 255,38-2,5·3 = 247,88 (мм).
Начальные диаметры:
dw1 = d1 = 64,62 мм
dw2 = d2 = 255,38 мм.
Коэффициент торцевого перекрытия для косозубой передачи:
еб===1,655
Коэффициент осевого перекрытия:
ев=bw·sinв/(р·m) =53,8· sin12,8390/3,14·3 ?1,144
Суммарный коэффициент перекрытия:
е= еб+ ев=1,655+1,144 = 2,8
3. Кинематический расчет редуктора
Частоты вращения валов и зубчатых колес определяются следующим образом:
частота вращения быстроходного вала - из предварительного расчета и распечатки, принимаем
n1 = n1Б = 720 (мин-1)
частота вращения промежуточного вала
n1Т = n2Б = n1Б/uБ = 720/5,18 = 138,99 (мин-1)
частота вращения тихоходного вала
n2Т = n1Т = n1Б/uБ·uТ = 720/5,18·3,95 = 35,19 (мин-1)
Окружная скорость в зацеплении быстроходной передачи
VБ = р·dw1 Б· n1/104 = 3,14·43,71·720/104 = 9,88 (м/мин)
Окружная скорость в зацеплении тихоходной передачи
VТ = р·dw1 Т· n1 Т/104 = 3,14·64,62·138,99/104 = 2,82 (м/мин)
3.1 Статическое исследование редуктора
Целью статического исследования редуктора является определение вращающих моментов на валах и колесах редуктора и значений составляющих полных усилий в зацеплениях для каждой передачи.
Схема представлена на рис. 4
3.1.1 Моменты на валах и колесах редуктора
Момент на колесе тихоходной передачи,
Т2Т==? 1502 (Н·м).
Момент на шестерне тихоходной передачи,
Т1Т==?388 (Н·м).
Момент на колесе быстроходной передачи,
Т2Б= =? 392 (Н•м).
Момент на хвостовике быстроходного вала,
Т1Б = = ? 77,22 (Н·м)
В этих формулах используются значения КПД, принятые в п. 1. 1. 4.
3.1.2 Составляющие полного усилия в зацеплениях быстроходной и тихоходной передач
Окружная сила на шестерне быстроходной передачи,
Ft1(Б) =2·Т1Б·103/dw1(Б) =2·77,22·103/43,71=3533,3 (Н).
Радиальная сила на шестерне быстроходной передачи,
Fr1(Б) = Ft1(Б) ·tgб/cosв =3533,3·tg200/cos13,5360 = 1174,5 (Н).
Осевая сила на шестерне быстроходной передачи,
Fa1(Б) = Ft1(Б) ·tgв=3533,3·tg13,5360=704,9 (Н).
Усилия, действующие на колесо быстроходной передачи,
Ft2(Б) = Ft1(Б) ·ззац = 3533,3·0,98= 3463,6 (Н);
Fr2(Б) = Fr1(Б) ·ззац = 1174,5·0,98 = 1151 (Н).
Fa2(Б) = Fa1(Б) ·ззац = 704,9·0,98 = 690,8 (Н)
Окружная, радиальная и осевая силы на шестерне тихоходной передачи:
Ft3(Т) = 2·Т1Т·103/dw1(Т) = 2·388·103/64,62 = 12008,7 (Н)
Fr3(Т) = Ft3(Т) ·tgб/cosв = 12008,7·tg200/ cos12,8390 = 3981,25 (Н)
Fa3(Т) = Ft3(Т) ·tgв = 12008,7·tg12,8390 = 2455,23 (Н)
Усилия, действующие на колесо тихоходной передачи:
Ft4(Т) = Ft3(Т) ·ззац = 12008,7·0,98= 11768,5 (Н)
Fr4(Т) = Fr3(Т) ·ззац =3981,25·0,98=3901,6(Н)
Fa4(Т) = Fa3(Т) ·ззац = 2455,23·0,98 = 2406,1 (Н)
Рисунок 5 - Схема приложения сил зубчатых передач
4. Расчет на прочность зубчатых передач редуктора
4.1 Материалы, термическая обработка колес
Зубчатые колеса редукторов изготавливают из сталей с твердостью Н?350 НВ или Н>350 НВ. Зубчатые колеса редукторов изготавливают из сталей с твердостью Н?350 НВ или Н>350 НВ. В первом случае заготовки для колес подвергают нормализации или улучшению, во втором - после нарезания зубьев различным видам термической и химико-термической обработке: объёмной закалке, поверхностной закалке ТВЧ, цементации, азотированию и т.д., обеспечивающим высокую твердость поверхности зуба.
В п. 1. 1. 8 были приняты предварительные допускаемые контактные напряжения для быстроходной [уH] Б и тихоходной [уH] Т. Учитывая все выше изложенное выбираем:
1) быстроходная косозубая передача - шестерня из стали 40ХН (48…54 НRС, термообработка-закалка ТВЧ), колесо из стали 35ХМ (45…53 НRС, термообработка-закалка ТВЧ).
2) тихоходная косозубая передача - шестерня из стали 35ХМ(45…53 HRC, термообработка - закалка ТВЧ), колесо из стали 35ХМ (45…53HRC, термообработка - закалка ТВЧ).
4.2 Допускаемые контактные напряжения
Для косозубых передач с небольшой разностью твердости зуба шестерни и колеса за расчетное принимается среднее двух допускаемых напряжений, определенных для материала шестерни [уH] 1 и колеса [уH] 2.
Допускаемые контактные напряжения для шестерни [уH] 1 или колеса [уH] 2
[уH] 1(2) = ,
где SH-коэффициент безопасности (таб. 1. 10 [1]); уН0-предел контактной выносливости. Для применяемых материалов и термообработки уН0 показан в табл. 1. 10; ZN - коэффициент, учитывающий срок службы (ресурс) и режим работы, определяемый из условия для шестерни и колеса (индекс опущен):
ZN=,
где NH0-базовое число циклов перемены напряжений, определяемое по формуле:
NH0=30·НВ2,4 ? 12·107
NHЕ - эквивалентное число циклов, соответствующее
NHЕ= NH·КНЕ=60·nw·n·Lh·мH,
где nw - число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот, в нашем случае nw=1; n-соответствующая частота вращения, мин-1, Lh-ресурс привода, час; мН-коэффициент режима, определяемый по таб. 8. 10 [2], в зависимости от категории режима.
Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи I ступени.
Найдем эквивалентное число циклов для шестерни:
NHЕ1= NH·КНЕ=60·nw·n1·Lh·мH=60·1·720·15000·0,5 = 3,24·108
Находим базовое число циклов перемены напряжений:
NH01=30·НВ2,4 = 30·5102,4 = 9,45·107 ? 3,24·108
Так как NHЕ1 > NH01, то ZN1=1, следовательно;
уН01=17НRС+200=17·51+200=1067,
SH1= 1,2 (табл. 1. 10 [1]), тогда
[уH] 1 = = = 889,17 (МПа)
Найдем эквивалентное число циклов для колеса:
NHЕ2= NH·КНЕ=60·nw·n2·Lh·мH=60·1·138,99·15000·0,5 =6,25·107
Находим базовое число циклов перемены напряжений:
NH02=30·НВ2,4=30·4802,4 = 8,16·107 ? 6,25·107
ZN===1,275, уН02=17HRC+200=17·48+200=1016 (МПа)
SH=1,2 (табл. 1. 10 [1]), тогда допускаемые контактные напряжения:
[уH] 2 = ==1079,5 (МПа).
Допускаемое контактное напряжение:
[уH] Б= [уH] 1+ [уH] 2/2=984,34 МПа
Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи II ступени.
Найдем эквивалентное число циклов для шестерни:
NHЕ1= NH·КНЕ=60·nw·n1·Lh·мH=60·1·138,99·15000·0,5 =6,25·107
Находим базовое число циклов перемены напряжений:
NH01=30·НВ2,4=30·4502,4 = 7·107 ? 6,25·107.
Находим коэффициент, учитывающий срок службы:
ZN1===1,242
Находим предел контактной выносливости по табл. 1. 10 [1]:
уН01=17НRС+200=17·45+200=965 (МПа).
Коэффициент безопасности SH=1,2 (табл. 1. 10 [1]).
Допускаемые контактные напряжения:
[уH] 1 = ==998,77 (МПа)
Найдем эквивалентное число циклов для колеса:
NHЕ2= NH·КНЕ=60·nw·n2·Lh·мH=60·1·35,19·15000·0,5 =1,6·107
Находим базовое число циклов перемены напряжений:
NH02=30·НВ2,4 =30·4502,4=7·107 ? 3,3·107
Находим коэффициент, учитывающий срок службы:
ZN2===1,134
Находим предел контактной выносливости по табл. 1. 10 [1]:
уН02=17НRC+200=17·45+200=965 (МПа).
Коэффициент безопасности по табл. 1. 10 [1] SH=1,2.
Допускаемые контактные напряжения:
[уH] 2 = ==911,92 (МПа)
Допускаемое контактное напряжение, МПа:
[уH] Т= [уH] 1+ [уH] 2/2=955,35 МПа
4.3 Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемые напряжения изгиба определяются для шестерни [уF] 1 и колеса [уF] 2 отдельно по формуле (индексы опущены):
[уF] =,
где уF0-предел изгибной выносливости, определяемый по табл. 1.10 [1]
SF-коэффициент безопасности, приведенный в табл. 1.10 [1];
YA - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, в нашем случае, YA=1;
YN-коэффициент, учитывающий срок службы передачи и переменности режима нагружения, рассчитываемый по формуле:
YN= (1? YN<2,5),
где NF0-базовое число циклов, для всех сталей NF0=4·106;
NFЕ-эквивалентное число циклов:
NFE= NF·мF=60·nw·n·Lh· мF,
где nw-число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот, в нашем случае nw=1;
n-соответствующая частота вращения, мин-1.
YR - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной кривой, YR=1 при шероховатости Rz ? 40 мкм.
Допускаемые напряжения изгиба для косозубой передачи I ступени
Найдем эквивалентное число циклов для шестерни:
NFE1= NF· мF=60·nw·n1·Lh· мF=60·1·720·15000·0,3=7,8·107.
Найдем коэффициент, учитывающий срок службы передачи и переменности режима нагружения, mF=9 согласно табл. 8. 10 [2]:
YN1===0,72 ? 1.
Коэффициент безопасности SF=1,75 согласно табл. 1. 10 [1].
Предел изгибной выносливости по табл. 1. 10 [1]:
уF01= 900 (МПа).
Допускаемые напряжения изгиба:
[уF] 1==·1·1·1=514,28 (МПа).
Найдем эквивалентное число циклов для колеса:
NFE2= NF· мF=60·nw·n2·Lh· мF=60·1·138,99·15000·0,3 = 1,5·107.
Найдем коэффициент, учитывающий срок службы передачи и переменности режима нагружения, mF=9 табл. 8. 10 [2]:
YN2===0,86 ?1.
Коэффициент безопасности по табл. 1. 10 [1] SF=1,75.
Предел изгибной выносливости по табл. 1. 10 [1]:
уF02=900 (МПа).
Допускаемые напряжения изгиба:
[уF] 2==·1·1·1=514,28 (МПа).
Допускаемые напряжения изгиба для косозубой передачи I I ступени
Найдем эквивалентное число циклов для шестерни:
NFE1= NF· мF=60·nw·n1·Lh· мF=60·1·138,99·12500·0,3 = 1,5·107.
Найдем коэффициент, учитывающий срок службы передачи и переменности режима нагружения, mF=9 (табл. 8. 10 [2]):
YN1===0,86 ? 1.
Коэффициент безопасности по табл. 1. 10 [1] SF=1,75.
Предел изгибной выносливости по табл. 1. 10 [1]:
уF01=900 (МПа).
Допускаемые напряжения изгиба:
[уF] 1==·1·1·1=514,28 (МПа).
Найдем эквивалентное число циклов для колеса:
NFE2= NF· мF=60·nw·n2·Lh· мF=60·1·35,19·15000·0,3 = 9,5·106.
Найдем коэффициент, учитывающий срок службы передачи и переменности режима нагружения, mF=9 (табл. 8. 10 [2]):
YN2===0,91 ?1.
Коэффициент безопасности SF=1,75 (табл. 1. 10 [1]).
Предел изгибной выносливости по табл. 1. 10 [1]:
уF02=900 (МПа).
Допускаемые напряжения изгиба:
[уF] 2==·1·1·1=514,28 (МПа).
4.4 Контактные напряжения в зацеплении косозубой передачи II ступени (тихоходной)
Проверку будем вести тихоходной ступени редуктора
Контактные напряжения в зацеплении определяется по формуле:
уH=1,18·ZHв·,
где Епр - приведенный модуль упругости. Для стальных колес и шестерен Епр=0,215·106 МПа;
Т1Т - момент на шестерне передачи, Н·м.
dw1 - начальный диаметр шестерни, мм;
bw - ширина зубчатого венца колеса, мм;
бw - угол зацепления;
u - передаточное число передачи;
При расчете косозубой передачи коэффициент ZHв определяется по формуле:
ZHв=,
где КНб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности и окружной скорости и определяемый по таб. 8. 7. [2]; еб - коэффициент торцевого перекрытия; в - угол наклона зубьев на делительном диаметре.
Коэффициент нагрузки КН представляется в виде
КН= КНв·КНV,
где КНв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, находится по графикам на рис. 8. 15 [2], в зависимости от схемы редуктора, от параметра шbd=b/dw1 и от сочетания твердости зубьев шестерни и колеса, КНV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, зависящий от вида передачи, степени точности и окружной скорости V и назначаемый по табл. 8. 3 [2].
Контактные напряжения в зацеплении косозубой передачи I I ступени.
Епр=0,215·106 МПа;
Т1 = 388 Н·м;
dw1 = 64,62 мм;
bw = 53,8 мм;
бw = 200; u = 3,95
Найдем коэффициент, учитывающий распределение нагрузки:
КНб=1,09 (8 степень точности табл. 8. 7 [2]).
Найдем коэффициент, учитывающий распределение нагрузки:
КНв1=1,2 (график VI, рис. 8,15 [2] шbd=b/dw1=53,8/64,62=0,83).
Определим коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:
КНV =1,0 (V =2,82 м/мин, 8 степень точности табл. 8. 3 [2]).
Найдем коэффициент нагрузки:
КН1= КНв·КНV=1,2·1,0 =1,2
ZHв===0,795
Контактные напряжения в косозубом зацеплении:
уH=1,18·ZHв·=
=1,18·0,795=914,2 (МПа)
уНт =914,2 МПа < [уН] т=955,35 МПа
Условие прочности выполняется, недогруз составляет около 5%
4.5 Напряжение изгиба в зубьях шестерни и колеса
Напряжения в основании зубьев косозубых колес определяются по формулам: для шестерни:
уF1=YF1·ZFв·Ft·KF/(bw·m),
где ZFв-коэффициент, вычисляемый по формуле
ZFв= KFб· Yв/еб
KFб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см. табл. 8. 7, [2]);
Yв-учитывает работу зуба как пластины (а не балки) и определяется равенством
Yв=1-в0/1400;
для колеса:
уF2= уF1· YF2 /YF1,
Значения YF2 иYF1 назначают по графику рис. 8. 20 [2] в зависимости от условных чисел зубьев шестерни zV1=z1/cos3в и колеса zV2= z2/ cos3в.
Напряжение изгиба в зубьях косозубой передачи II ступени редуктора
Найдем условные числа зубьев шестерни и колеса:
zV1=z1/cos3в=21/ cos312,839=22,34
zV2= z2/ cos3в= 83/ cos312,839=88. 3
Следовательно YF1= 3,9; YF2=3,6 (рис. 8. 20 [2])
Yв=1-в0/1400=0,908.
Найдем коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:
КFб=0,91 (8 степень точности табл. 8. 7 [2]).
Найдем ZFв:
ZFв= KFб· Yв/еб=0,91·0,908/1,655 = 0, 5
Найдем коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца:
КFв2=1,15 (график VI рис. 8. 15 [2], шbd=b/dw1=53,8/64,62=0,83).
Определим коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:
КFV=1,1 (V=2,82 м/мин, 8 степень точности табл. 8. 3 [2]).
Найдем коэффициент нагрузки:
КF2= КFв2·КFV=1,15·1,1=1,265
Определим напряжения в основании зубьев косозубых колес:
для шестерни:
уF1=YF1·ZFв·Ft·KF2/(bw·m) =
=3,9·0, 5·12008,7·1,265/53,8·3,0=183,53 (МПа)
для колеса:
уF2= уF1· YF2 /YF1=183,53·3,6/3,9 = 169,42 (МПа)
4.6 Заключение о работоспособности передачи
Передача считается работоспособной, если выполняются условия:
1) контактная выносливость поверхностей зубьев колес тихоходной передачи,
уНТ ? [уН] Т
уНТ =914,2 МПа ? [уН] Т= 955,35 МПа;
2) изгибная выносливость зубьев шестерни косозубой передачи,
уFт ? [уF] Т
уF1=183,53 МПа ? [уF] 1=514,28 МПа
изгибная выносливость зубьев колеса косозубой передачи
уF2 = 169,42 МПа? [уF] 1=514,28 МПа
В результате проведенного расчета получилось, что рабочие напряжение изгиба уF1,2 значительно меньше допустимых, но это вполне допустимо для закрытых зубчатых передач, так как нагрузочная способность этих передач ограничивается, как правило, контактной выносливостью зубьев.
5. Конструирование валов редукторов привода
Проектный расчет валов носит ориентировочный характер и имеет целью определить основные размеры и форму вала, связанные с нагрузками и назначением его основных элементов.
Диаметры участков валов можно определить по формулам:
для быстроходного вала,
dБ=(8,5... 9,5) ·=(8,5... 9,5) ·=36,2…38,32 ? 40 (мм)
Полученный диаметр близок по значению диаметру вала электродвигателя (dэд = 38 мм).
Диаметр конического хвостовика вала под полумуфту принимаем:
d = (0,8…1,2) · d дв;
где
d дв - диаметр выходного конца вала ротора двигателя.
d = (0,8…1,2) · 38 = 30,4…. 45,6мм.
Принимаем 32 мм
для промежуточного вала в месте установки зубчатых колес,
dпр=7·=7· = 51,23 ? 53 (мм),
для тихоходного вала,
dвых === 0,072 (м) =75 (мм)
Полученные результаты согласованы со стандартным рядом чисел Ra40, ГОСТ 12080-66 и ГОСТ 12081-72.
Для других участков валов диаметры определяются по формулам, имеющим рекомендательный характер.
Диаметр цапфы вала под подшипником для быстроходного вала:
dП = d-2·tкон,
где tкон=2 мм (табл. 1. 9 [1])
dП = dБ - 2·tкон = 40 - 2·2 = 35 (мм).
Диаметр буртика для упора кольца подшипника:
dБП = dП+3·r = 35+3·2,5 = 42,5 ? 43 (мм),
r = 2,5 мм (табл. 1. 9 [1])
Диаметр цапфы вала под подшипником для тихоходного вала:
dП = 70(мм), tцил=1,5мм (табл. 1. 9 [1]).
Диаметр буртика для упора кольца подшипника:
dБП= dП+3·r = 70+3·4 = 82 (мм),
r = 4 мм (табл. 1. 9 [1]).
Диаметр шейки вала в месте установки колес:
dк ? dБП,
dк = 75 мм.
Диаметр буртика для упора зубчатого колеса:
dБК= dК+3·f =75+3·3=81 (мм),
f = 3 мм (табл. 1. 9 [1]).
Диаметр цапфы вала под подшипником для промежуточного вала:
dП = 45 (мм),
Диаметр буртика для упора кольца подшипника:
dБП=dП+3·r?dK
dБП = dП+3·r = 45+3·3 = 51 (мм),
r=3 мм (табл. 1. 9 [1]).
Диаметр буртика для упора зубчатого колеса:
dБК = dК+3·f = 53+3·1,6 = 57,8 ? 58 (мм),
f = 1,6 мм (табл. 1. 9 [1]).
Длину посадочного участка быстроходного вала принимаем по ГОСТ 12081-72: LМБ = 50 мм
Длина промежуточного участка быстроходного вала:
LКБ = (1…1,4) ·dП = (1…1,4) ·45 = 45…63 ? 50 (мм),
Длина промежуточного участка тихоходного вала:
LКТ = (0,8…1,2) ·dП = (0,8…1,2) ·70 = 60…84 ? 70 (мм)
Длину посадочного участка тихоходного вала принимаем по ГОСТ 12081-72: LМБ = 110 мм
Конструкции быстроходного, промежуточного и тихоходного валов приведены на рис. 5
Рисунок 6 - Конструкции валов
5.1 Расчет промежуточного вала на усталостную прочность
При расчете на усталостную прочность представим вал в виде балки на двух опорах. Одну из опор примем шарнирно-неподвижной, другую шарнирно подвижной. Заменим действие установленных на вал колес соответствующими нагрузками. Векторы радиальных сил Fr2 и Fr3 перенесем в центр тяжести сечения вала по линии их действия. Векторы окружных сил Ft2 и Ft3-параллельно самим себе. При этом появятся два крутящих сосредоточенных момента:
Ткр2=Ткр3=Т2Б=392 (Н·м)
Перенесем векторы сил Fa2 и Fa3 на ось промежуточного вала. При этом возникает сосредоточенные изгибающие моменты:
Тиз2Б = =78,2 (Н·м)
Тиз2Т = =79,33 (Н·м)
Силовые факторы лежащие в вертикальной плоскости вызовут в подшипниках реакции Ray и Rby, а в горизонтальной плоскости Rax и Rbx.
Видно (рис. 6), что вал работает на совместное действие растяжения, кручения и изгиба. Рассмотрим каждую деформацию отдельно, используя принцип независимости действия сил. Определим положение опасного сечения вала, для этого используя метод сечений, установим, как меняются по длине вала внутренние силовые факторы, т.е. построим их эпюры.
Изгиб в вертикальной плоскости.
Уmoma=0ююю
Fr3·l1 + Fr2· l2 - Tиз2Б+Тиз2Т - Rbz·l3 =0
Rbz==
= - 459,15 (Н)
Уmomb = 0
Fr2·(l3 - l2) +Fr3·(l3 - l1) - Tиз2Б+Тиз2Т+Raz·(l3) = 0
Raz= =
= - 2371,2 (Н)
Проверим правильность определений реакций. Для этого запишем уравнения статического равновесия в виде суммы проекций всех сил на ось Z.
УY= - Raz - Fr2 + Fr3 - Rbz= - 2371,2 - 1151+3981,35-459,15 = 0
Вычислим изгибающие моменты:
Т11в= Raz·l1 = - 2371,2·45,6·10-3 = - 108,13 (Н·м)
Т12в= Raz·l1 +Тиз2Т = - 108,13 +79,33 = - 28,8 (Н·м)
T21в= Raz·l2+Fr3· (l2-l1) =
2385,05·100,9·10-3+3981,25•55,3·10-3 = - 20,5 (Н·м)
T22в=Raz·l2+Fr3· (l2-l1) - Tиз2Б=
= - 20,5 - 78,2 = - 98,69 (Н·м)
По полученным значениям строим эпюру Тив (рис. 6).
Рисунок 7 - Эпюра вертикальных сил
Изгиб в горизонтальной плоскости.
Уmoma=0
Ft3·l1-Ft2·l2-Rbу·l3=0
Rby===1415,1 (Н)
Уmomb=0
Ft2·(l3-l2) - Ft3·(l3-l1) +Raу·l3=0
Ray==
==7130 (Н)
Проверим правильность определений реакций. Для этого запишем уравнения статического равновесия в виде суммы проекций всех сил на ось Y.
УY= Ray - Ft3+ Ft2+Rby=7130-12008,7+3463,6+1415,1=0
Вычислим изгибающие моменты:
Т1г=Ray·l1=7130·45,6·10-3=325,13 (Н·м)
T2г=Ray·l2-Ft3· (l2-l1) =
=7130·100,9·10-3-12008,7·(100,9-45,6) ·10-3 = 66,2 (Н·м)
По полученным значениям строим эпюру Тиг (рис. 7).
Рисунок 8 - Эпюра горизонтальных сил
Рисунок 9 - Эпюра cуммарных моментов
Определим суммарный изгибающий момент в опасном сечении.
Ти===342,64 (Н·м)
Определим суммарные реакции в опорах.
Ra= ==7513,95 (Н)
Rb= ==1487,7 (Н)
Fa = Rbx=2455,23 Н.
Определим фактический запас прочности.
Выбираем материал вала - сталь 45, улучшенная, уВ=750 МПа,
уТ=450 МПа. Диаметр вала в опасном сечении d = 57,12 мм.
Осевой момент сопротивления:
Wи=0,1·d3=0,1·(57,12·10-3) 3=18,6·10-6 (м3).
Полярный момент сопротивления:
Wp=0,2·d3=0,2·(57,12·10-3) 3=37,2·10-6 (м3).
Определим для опасного сечения запас сопротивления усталости и сравним его с допускаемым. При совместном действии напряжения кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяют по формуле:
S=,
где sу=-запас сопротивления усталости только по изгибу;
sф=-запас сопротивления усталости только по кручению.
В этих формулах уа и фа-амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, а уm и фm-постоянные составляющие, шу и шф-коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости, у-1 и ф-1 - пределы выносливости, Кd-масштабный фактор, КF-фактор шероховатости, Ку и Кф-эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении.
Найдем напряжение изгиба:
уа=Ти/Wи=342,64/18,6·10-6 = 18,42 (МПа).
Напряжение кручения:
ф=Ткр/Wp=392/37,2·10-6=10,54 (МПа),
фа=0,5·Ткр/Wp=0,5·10,54 = 5,27 (МПа).
Рассчитаем пределы выносливости у-1 и ф-1:
у-1=0,4·уВ=0,4·750=300 (МПа),
ф-1=0,2·уВ=0,2·750=150 (МПа).
По табл. 15. 1 [2] для галтели Ку=1,85, Кф =1,4.
По графику (см. рис. 15. 5 [2], кривая 2) Кd=0,48.
По графику (см. рис. 15. 6 [2], для чистовой обточки) КF=0,9.
Для средне углеродистой стали шу=0,1 и шф=0,05 [2]. Найдем sу:
sу==?3,8
Найдем sф:
sф===8,7
Определим запас сопротивления усталости:
S=
5.2 Определение ресурса подшипников промежуточного вала
Конические радиально-упорные подшипники подбираются по ГОСТ 333-79 исходя из ранее найденного диаметра dп=45 мм. Из каталога находим их параметры-размеры, динамическую грузоподъемность С и статическую грузоподъемность С0, а также параметр осевого нагружения е и коэффициент осевой нагрузки Y.
Подшипник № 7209 А:
D=85 мм, d=45 мм, b=19 мм, С=42,7 кН, С0=33,4 кН, е=0,414, Y=1,45.
Радиальные нагрузки Ra = 7557,5 Н и Rb = 1374,4 Н, осевая нагрузка Fa=2455,23 Н.
Определим
Fa/(VRa) = 2455,23/1·7513,95 = 0,327 < е = 0,414,
Fa/(VRb) = 2455,23/1·11487,7 = 1,65 > е = 0,414.
Коэффициент вращения V=1 [2] при вращении внутреннего кольца.
Эквивалентная нагрузка подсчитывается по формулам:
при Fa/(V·Fr) ? e,
Pа= V·Ra·Kд·Kt=1·7513,95·1,3·1 = 9768,14 (Н);
где, Kд - коэффициент динамической нагрузки, Kд=1,3 ([1] для редукторов), Kt - температурный коэффициент, Kt=1 [1];
при Fa/(V·Fr) >e,
Pb=(Х·V·Rb+Y·Fa) · Kд·Kt=
=(0,4·1·1487,7+1,45·2455,23) ·1,3·1 =4333,7 (Н)
с подставкой Х=0,4 (табл. 16. 4 [2]) и Y, выбранного из каталога.
Ресурс подшипника определяется из равенства:
LE=60·10-6·n·Lhe=60·10-6·138,99·7500 = 62,55 (млн. об),
где n-частота вращения, в нашем случае n=n2Б=n1Т=138,99 об/мин.
Динамическая грузоподъёмность подшипника:
Ср=Р·,
где р=10/3=3,33 для роликовых подшипников, а1-коэффициент надежности (а1=1 [1]), а2 - коэффициент, учитывающий свойства материалов колец и тел качения (а2=1,1 табл. 16. 3 [2]).
Найдем динамическую грузоподъёмность подшипников (самого нагруженного):
Сра= Ра·=9768,14·=32833,33 (Н)
Проверим выполнение условия:
Ср ? С
Сра = 32833,33 Н? С = 42700 Н
Условие выполняется, следовательно, подшипники подобраны верно.
Рисунок 10 Подшипник по ГОСТ 333-79
5.3 Подбор призматических шпонок
Подбор шпонок производится по таблицам стандартов в функции диаметра вала d, определяющего ширину шпонки b и высоту h.
Принимая величину допускаемых напряжений смятия [усм] =80…120 МПа, определяют рабочую длину шпонки (мм) по формуле:
Lр?4·Т·103/(d·h· [усм]),
где · [усм] =150 МПа (для неподвижных посадок [2]).
Шпонка b=10 мм, h=8 мм на хвостовике быстроходного вала:
Lр?4·Т·103/(d·h· [усм]) =
= 4·77,22·103/(32·8·150) = 8,04 (мм)
Полная длина шпонки первого исполнения (со скругленными торцами)
L = Lр+b = 8,04+10= 18,04 ? 20 (мм)
Выбираем шпонку 10х8х 28 по ГОСТ 23360-78
Но исходя из конструктивных соображений длину шпонки
принимаем равной 36 мм
Выбираем шпонку 16х10х36 по ГОСТ 23360-78
Шестерню промежуточного вала выполняем в целом с валом.
Шпонка b= 20 мм,h =12 мм под колесом тихоходного вала:
Lр?4·Т·103/(d·h· [усм]) =
= 4·1487·103/(75·12·150) = 44,1 (мм)
Полная длина шпонки первого исполнения (со скругленными торцами)
L = Lр+b = 44,1+20 = 64,170 (мм).
Выбираем 2 шпонки 20х12х 36 по ГОСТ 23360-78
Шпонка b=18 мм, h=11 мм на хвостовике тихоходного вала:
Lр?4·Т·103/(d·h· [усм]) = 4·1487·103/(60·11·150) = 60,1 (мм)
Полная длина шпонки первого исполнения (со скругленными торцами)
L = Lр+b=60,1+18 =78,1 80 (мм).
Выбираем шпонку 18х11х80 по ГОСТ 23360-78
6. Конструирование элементов корпуса редуктора
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передаче. Корпус редуктора, как правило, разъемный; состоит из крышки и корпуса. Габаритные размеры корпуса редуктора определяются габаритом передачи. В малонагруженных редукторах при ТВых?500н?м толщины корпуса и крышки принимаются одинаковыми.
Подобные документы
Проектирование привода для ленточного транспортера. Кинематический расчет и выбор электродвигателя. Расчет зубчатых колес редуктора, валов и выбор подшипников. Конструктивные размеры шестерни и колеса корпуса редуктора. Этапы компоновки, сборка редуктора.
курсовая работа [224,9 K], добавлен 29.01.2010Описание работы привода и его назначение. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет передач привода. Проектный расчет параметров валов редуктора. Подбор подшипников качения, шпонок, муфты, смазки. Сборка и регулировка редуктора.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 14.10.2011Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Проектный расчет валов редуктора. Выбор и расчет подшипников на долговечность. Выбор и расчет муфт, шпонок и валов. Выбор смазки редуктора. Описание сборки редуктора.
курсовая работа [887,5 K], добавлен 16.02.2016Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Подбор подшипников и шпонок для валов. Первый этап компоновки редуктора. Выбор смазки.
курсовая работа [421,3 K], добавлен 29.02.2016Определение исходных данных для расчета привода. Расчет цилиндрических и цепных передач. Эскизная компоновка редуктора. Проектный расчет вала и шпоночного соединения. Выбор подшипников качения и расчет их долговечности. Конструирование корпуса редуктора.
курсовая работа [605,3 K], добавлен 17.09.2010Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.
курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет клиноременной передачи привода, зубчатых колес редуктора, валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников.
курсовая работа [505,0 K], добавлен 11.11.2008Назначение и описание работы привода. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Определение внешних нагрузок по величине и направлению на валах редуктора. Расчет валов и шпоночных соединений. Компоновка редуктора и элементов корпуса.
курсовая работа [226,7 K], добавлен 09.03.2012Расчет режимов работы и описание схемы проектируемого механического привода. Кинематический расчет и выбор электродвигателя привода. Определение частоты и угловых скоростей вращения валов редуктора. Материалы зубчатых колес и система смазки редуктора.
курсовая работа [2,8 M], добавлен 21.04.2015Кинематический расчет привода, выбор электродвигателя и стандартного редуктора. Расчет закрытой зубчатой и цепной передач, валов редуктора и их конструктивная проработка. Выбор и проверка на прочность по сложному сопротивлению вала и подшипников; смазка.
курсовая работа [345,9 K], добавлен 13.12.2011
