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:

P_эл = = = 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:

n_вых = = = 76,43 об/мин

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

i_пер1 = = =37,16i_пер2 = = =18,78

i_пер3 = = = 12,5i_пер4 = = =9,16

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

_цп1 = = =11,8i_цп2 = = =5,96

i_цп3 = = = 3,97i_цп4 = = = 2,91

Табл.2

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; n_ном = 2840 об/мин) затрудняет реализацию принятой схемы двухступенчатого привода посредством конического редуктора

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

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

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

г)из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее всего третий:

i = 12,5n_ном = 955об/мин.

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

 ?n_рм = = = 3,82 об/мин

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

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

9. Определяем фактическое передаточное число привода i_ф:

i_ф = = =11,84

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

i_оп = = =3,78

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

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

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

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

на тихоходном валу:

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

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

M_КТ = = = 92,6 H?м

Выбор твердости, термообработки и материала колес.

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

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

НВ₁ = НВ₂ = 179?262 НВ

3)Определяем среднюю твердость зубьев для шестерни и колеса:

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

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

[?]_к =[?_но]? , где

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

к_НL - коэффициент долговечности, равный 1,8 при t =10000час

[?_но]= H_вr ?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 к_рL =1,1,к_рС = 1,0 ? коэффициент приложения

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

[?_ро] =1,03? =1,03? = 188,49 H/мм²

следовательно:

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

Расчет закрытой конической зубчатой передачи.

1.Определим главный параметр ? внешний делительный диаметр колеса d_e2, :

d_e2 165 ? ,где к_н? = 1 (для прямозубых передач)

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

d_e2 165 ? =165 ? =150,63

округляем до d_e2 = 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 R_e, мм:

R_e = = = 78,69

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

b = ?_R R_e ,где ?_R =0,285 ?коэффициент ширины венца

b = ?_R R_e = 0,285?78,69=22,42

округляем до b = 22мм (ГОСТ 6636-69)

5.Определение внешнего окружного модуля m_e, мм:

m_e = ,

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

?_F =0,85 - коэффициент, вида конических колес (прямозубые).

m_e = = =3,9

6.Определение числа зубьев колеса 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 m_e =2 [1].

Следовательно:

z₂ = = =75z₁ = = =24

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

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

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

?₂ = arctg i_ф = arctg 3,125 =72,2553^o ?₁ = 90^o -??₂ = 90^o - 72,2553^o =17,7447^o

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

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

10.Определение вершин зубьев, мм:

d_be1 = d_e1 + [2(1+ x_e1)cos ?₁]?m_e , где x_e1 = 0

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

d_be2 = d_e1 + [2(1- x_e1)cos ?₂]?m_e , где x_e2 = 0

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

11.Определение размеров впадин, мм:

d_fe1 = d_e1 - [2(1,2 - x_e1) cos ?₁]? m_e, где x_e1 = 0

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

d_fe2 = d_e2 - [2(1,2 + x_e1) cos ?₂]? m_e, где x_e2 = 0

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

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

d₁ ? 0,857?d_e1 = 0,857 ? 48 = 41,14 d₂ ? 0,857?d_e2 =0,857?150=128,55

Проверочный расчёт.

а ) Условия пригодности заготовок колёс:

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

б) Проверяем контактные напряжения по формуле:

?_н = 470? [?]_H где:

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

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

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

???? = ????????м/с и степени точности передачи

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

4) K_H? =1.

?_н = 470? = 590Hмм² 619,2Hмм²

Допускаемая недогрузка передачи (?_н [??_????_?не более 10% и перегрузка

(?_н [??_????_? до 5% . = 4,72%.

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

?_F2 = Y?Y и

?_F1=??_F2? [??_F1; где :

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

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

3) К_F??=1,08 ? коэффициент динамической нагрузки определяется аналогично коэффициенту ? K_H?

4) Y_F1 и Y_F2 ? 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	?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:

F_t1 = F_t2 = = =1440 H

Радиальная сила на шестерне:

F_r1 = F_t1?_r,

где ?_r???- коэффициент радиальной силы

?_r= 0,44cos?_???- 0,7sin?_? =?0,44?cos17,7447 - 0,7sin17,7447=0,206

F_r1 = F_t1?_r =1440 ? 0,206 =296,2Н

Осевая сила на шестерне:

F_a1 = F_t1?_a,

где ?_a???- коэффициент осевой силы

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

F_a1 = F_t1?_r =1440 ? 0,801=1153H

Радиальная сила на колесе:

F_r2 = F_a1 = 1153H

Осевая сила на колесе:

F_a2 = F_r1 = 296,2Н

3.Определение размеров ступеней быстроходного вала, мм.

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

a)d₁ = = = 24,5

d₁ выбираем равным 30мм.

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

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

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

d₄ = d₅ + (2…4) = 36 +4 = 40мм

г) d₃ = d₄ + 3,2r = 40+3,2?2 =46,4мм,

где r ? координата фаски внутреннего кольца подшипника.

д)под полумуфту длина выходного конца быстроходного вала:

l₁ = (1,0…1,5)d₁ = 1?30 = 30мм

е)l₂ = 0,6 ?d₄ = 0,6?40 =24мм

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

з)l₅ = 0,4 ? d₄ = 0,4 ? 40 = 16мм

4.Определение размеров ступеней тихоходного вала, мм.

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

d_t1 = = = 28,5

d₁ выбираем равным 30мм.

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

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

5.Конструктивные размеры шестерни и колеса

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

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

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

толщина обода ?_o ? (34)?m =8мм

толщина диска С =(0,10,17)R_e = 14 мм

6.Первый этап компоновки редуктора.

Разработка чертежа общего вида редуктора.

а)Из исходных данных R_e, d_e1, d_e2, ?₁, ?₂, m_e, h_ae = m_e, h_fe = 1,2m_e. Строим коническую пару зубчатой передачи.

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

x = + 3 мм (x должен быть > 8 мм)

x = 9 мм

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

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

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

a₁ = 0,5 ?(T + l)

a₁ = 0,5 ?(20 + ?0,38) = 17,6 мм

a₂ 2,5 ? a₁ = 2,5 ?17,6 = 44 мм

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

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

7.Выбор подшипников

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

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

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

8.Определение реакций опор быстроходного вала.

Данные из предыдущего расчета:

F_r1 = F_a2 = 296,2H;F_r2 = F_a1 = 1153H;F_t1 = F_t2 = 1440H;

Первый этап компоновки дал:

L₁ =17,6ммL₂ = 44мм L₃ = 100мм

Определяем нагрузку на опоры быстроходного вала:

а)вертикальная плоскость

М_XB = 0; F_a? + F_r(l₁ +l₂) - R_BYl₂ = 0

R_BY = = = 953,70 H

М_xа = 0;F_a? + F_rL₁ - R_AYl₂ = 0

R_AY = = = 657,5H

_X =0 - R_AY + R_BY - F_r = 0- 657,5 + 953,7 - 296,2 = 0

Строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях рисунок 2.

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

М_xc = F_a - F_rl₁ =1153 ?20,57 -296,2 ? 17,6 =232504,09 Hмм =232,5Нм

б)горизонтальная плоскость.

М_YA = 0; F_t ?F_r(L₁+L₂) - R_BXL₂ =0 R_BX = = =2016H

М_YB =0; F_tL₁ - R_AXL₂ =0R_AX = = =576H

Проверка:_Y = 0F_t - R_BX +R_AX =0;1440 -2016 +576 = 0

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

M_YC =0;

M_YB = F_t ?L₁ =1440 ?17,6 =25,3Hм

M_YA = 0

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

M_к = M_z =F_t ? =1440? =296,2Hм

д)Определяем суммарные реакции опор.

R_A = = =887H

R_B = = = 2230H

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

M_ИВ = = =2242 Н м

ж)Определяем приведенный момент.

М_ПР = = = 2242 Н м

9.Проверочный расчет подшипников.

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

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

осевая сила в зацеплении F_a =1153H

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

R = 887H; R = 2230H

Подшипники установлены в растяжку: обе опоры фиксирующие, крышки торцовые, регулирование подшипников круглой шлицевой гайкой. Эквивалентная динамическая нагрузка рассчитывается для каждого подшипника (R_E1;R_E2) с целью определения наиболее нагруженной опоры.

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

9.3Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки по формуле R_S=eR_Г

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

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

9.4 Определяем осевые нагрузки подшипников R_a1 , R_a2.

По таблице 9.6 [1] в случае R_S1R_S2, тогда R_a1 = R_a2, т.е. R_a1 =279,8Н,

R_a2 = R_a1+ F_a = 279,8 + 1153 = 1432,8H.

Вычисляем отношение , и сравниваем с коэффициентом «е»,

где V? коэффициент вращения.

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

= = 0,29 0,38; = =0,45 0,38

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

а) R_E = V R_r K_??_??,

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

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

R_E = V R_r K_??_? = 1?953,7?1,1?1 =1049H

б)R_E = (X V R_r + Y R_a)?K_??_?

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

K_????????_?????

R_E = (X V R_r + Y R_a)?K_??_??????????1+1,56?1432,8)?1,1?1 =2849H

10. Определяем динамическую грузоподъемность по формуле:

С_гр = R_E ,

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

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

n ? частота вращения внутреннего кольца (об/мин)

С_rр = R_E = 2849? =22366H

C_r = 42,4 C_r C_rр , значит подшипник пригоден к применению.

11.Определяем реакция опор подшипников тихоходного вала.

Данные из предыдущих расчетов:

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

Первый этап компоновки дал следующие результаты:

L₁ = 40мм,L₂ = 108мм

Для тихоходного вала определяем подшипники:

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

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

а)Плоскость XZ- R_X3 ?(L₂ + L₁)+F_t?L₂ = 0

R_X3 = = =389,2H

R_X1?(L₂ + L₁) - F_t ?L₂ = 0

R_X1 = = =1050,8H

Проверка : R_X3 + R_X1 - F_t =0389,2 + 1050,8 - 1440 = 0

Определяем изгибающий момент:

M_X =F_t ?

Cтроим эпюру изгибающих моментов

б)Плоскость YZ- R_Y3 ?(L₂ + L₁) - F_r ?L₁ + F_a? = 0

R_Y3 = = = - 182,94H

- R_Y1?(L₂ +L₁)+ F_r ?L₁ +F_a? = 0

R_Y1 = = = 970,06H

Проверка: R_Y3 - R_Y1 + F_r =0-182,94 -970,06 + 1153 = 0

Cтроим эпюру изгибающих моментов

Определяем суммарную реакцию опор:

R₁ = = = 1045H

R₃ = = = 1066,6H

Определяем суммарные изгибающие моменты в сечении 2:

M_И2 = = = 185,2 H м

M_ПР = = = 185,22 H м

12. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

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

=1,8? 6мм

где Т₂ - вращающий момент на тихоходном валу

=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 _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 = 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 = [?_см ] где,

а) F_{t -} окружная сила

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

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

[?_см ] =110… 190 Н/мм²

А_см =(0,94 х 9- 5,5 )26 =76,96.

?_см = =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) F_р ? расчётная сила затяжки винтов ,обеспечивающая нераскрытие стыка под нагрузкой

F_р = [ К3 ( 1- х ) + х ]F_в

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

б) А ? площадь опасного сечения болта.

А =

где d_р = d2 - 0.94р ? расчётный диаметр болта, d₂ ? наружный диаметр болта, р ? шаг резьбы.

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

F_в = = 525 Н

Определяем площадь опасного сечения болта:

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

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

г) Определяем расчётную силу затяжки болтов :

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

г) Определяем площадь опасного сечения болта:

А= = = 84,2 мм²

 д) Определяем эквивалентные напряжения:

??_экв?? = 11,1Н / мм ²< [?]

Расчёт болтов удовлетворяет нужного запаса прочности.

16. Уточняющий расчёт валов.

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

Данные из предыдущих расчётов:

Быстроходный вал.

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

Находим суммарные изгибающие моменты:

М = = 233,9Н/м

а) Определяем момент сопротивления сечения вала.

W = 0,1d 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:

(К_??)_D =+ К_F -1; (К_??)_D =+ КF -1?;

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

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

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

(К_??)_D =+ К_F ?1 =3,95 +1,10 ?1=4,05; (К_??)_D = + КF ?1 =2,8+1,10?1=2,9

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

(??_-1?)_D =??; (? ₁)_D =?; где (??_-1?) и ? ₁ = 0.58?_-1 ? пределы

выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения.

(??_-1?)_D = =37,2; (?? ₁?)_D =? =51,8;

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

S_???? ; S_????

S????? = 6,5 ; S????????????

ж) Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

s = [s];

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

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

17. Сборка редуктора.

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

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

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

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

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

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.