Размещено на http://www.allbest.ru/

ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу ) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи; числу ступеней; типу зубчатых колес; относительному расположению валов редуктора в пространстве.

Конические редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых пересекаются обычно под углом 900. передачи с углами, отличными от 900, встречаются редко. Наиболее распространенный тип конического редуктора - с горизонтально расположенным тихоходным валом, существует также с вертикально расположенным тихоходным валом. Возможно, исполнение редуктора с вертикально расположенным быстроходным валом; в этом случае привод осуществляется от фланцевого электродвигателя.



1. ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

Задание на курсовой проект по дисциплине «основы конструирования средств автоматизации машиностроительных производств»

Студенту гр. АМ-10-1 Сиротиной П.А.

Спроектировать коническо-цилиндрический редуктор привода ленточного конвейера по приведенной кинематический схеме и данным:

Исходные данные:

Окружная сила на барабане: .

Ft=10 кН;

Скорость движения ленты:

V=0,6 м/с;

Диаметр барабана:

D=0,115 м;

Режим работы - тяжелый типовой режим нагружения, нереверсивный, при работе возможны удары.

На схеме: Д - электродвигатель, М - исполнительный механизм.



2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНИМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

2.1 Кинематический анализ схемы привода

Привод состоит из электродвигателя, двухступенчатого редуктора. При передаче мощности имеют место ее потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов, в муфтах и в ремнях с роликами. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.

2.2 Мощность на валу барабана

2.3 Коэффициент полезного действия привода

По таблице 1.1 [1] коэффициент полезного действия пары конических колес з_з.к. = 0,97, пары цилиндрических колес з_з.л.ц. = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, з_п = 0,99; коэффициент, учитывающий потери в муфте з_м = 0,98.

Для быстроходного вала:

0,97·0,99·0,98 = 0,94

Для промежуточного вала:

0,94·0,98·0,99 = 0,91

Для тихоходного вала:

0,91·0,99 = 0,9

Общий КПД привода:

0,97·0,98 · 0,99⁵ · 0,98² = 0,868

2.4 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя:

P_тр==6/0,868=6,9 кВт

По ГОСТ 19523-81 по требуемой мощности P_тр = 6,9 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А132М6УЗ:

n_ном = 1000 об/мин;

n_синх=970 об/мин;

N_дв = 7,5 кВт;

T_max/T_min=2,5;

T_пуск/T_н=2.

Определяем передаточное отношение привода согласно заданной схемы с учетом требований стандартов:

Разбивка по ступеням общего передаточного числа:

U_кон = 4,5

U_цилин = 4,5

2.5 Крутящие моменты

Момент на входном валу:

,

где: N_тр - требуемая мощность двигателя, кВт;

- угловая скорость вращения двигателя, об/мин;

где: n_дв - частота вращения двигателя, мин^-1;

Частота вращения на промежуточном валу:

n₂ = n₁/ u₁ =970/4,5 = 227,43 мин^-1,

где: n₁ - частота вращения первого вала,

u₁ - передаточное отношение первой ступени;

Момент на промежуточном валу:

Т₂ = Т₁ · u₁ · з₂

Т₂ =68*4,5*0,868 = 265,6 Нм

где: u₁ - передаточное отношение первой ступени;

з₂ - КПД второго вала;

Угловая скорость промежуточного вала:

Частота вращения на выходном валу:

n₃ = n₂/ u₂ =227,43/4,5 =50 мин^-1,

где: n₂ - частота вращения второго вала,

u₂ - передаточное отношение второй ступени;

Момент на выходном валу:

Т₃ = Т₂ · u₂ · з₃

где: u₂ - передаточное отношение второй ступени;

з₃ - КПД третьего вала;

Т₃ =265,6*4,5*0,96=1147 Нм

Угловая скорость выходного вала:

Все данные сводим в таблицу 1:

Таблица 1

	Быстроходный вал	Промежуточный вал	Тихоходный вал
Частота вращения, об/мин	n1= 970	n2=227,43	n3=50
Угловая скорость, рад/с	w1=101,5	w2 =23	w3=5
Крутящий момент, Нм	T1= 68	T2=265,6	T3=1147

2.6 Выбор материала

Выбираем материал со средними механическими характеристиками:

· для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230;

· для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но на 30 единиц ниже НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9)[1]

, МПа

где: [S_H] - коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшенной стали принимают [S_H] = 1,11,2.

у_{Н lim b} - предел контактной выносливости, МПа;

, Мпа

для колеса: = 2·200 + 70 = 470 МПа

для шестерни: = 2·230 + 70 = 530 МПа

К_НL - коэффициент долговечности

,

где: N_HO - базовое число циклов напряжений;

N_НЕ - число циклов перемены напряжений;

При постоянной нагрузке и частоте вращения:

N_НЕ=60·с·n·L_hi,

где: с - число зубчатых колёс, зацепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом;

n_i - частота вращения соответствующая i-у режиму, мин ^-1;

L_hi - время работы соответствующее i-у режиму, ч;

N_HE =60·2·970·25000=29,1·10⁸

K_HL=1,3

Для шестерни:

Для колеса:

Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле (3.10) [1]

= 0.45(625+555)=531 МПа

2.7 Расчет конической передачи

Внешний делительный диаметр колеса

где: К_d - для прямозубых колес К_d = 99,

u₁ - передаточное отношение первой ступени;

Т₂ - крутящий момент второго вала, Нмм;

К_Нв - коэффициент, учитывающий не равномерность

распределения нагрузки по ширине венца.

Коэффициент К_Нв принимают предварительно для колес с твердостью поверхностей зубьев HB?350 от 1,2 до 1,35, К_Нв = 1,3.

[у_H] - предельно допускаемое напряжение;

ш_bRe - коэффициент ширины зубчатого венца ш_ba = b/R_e ?3.

Ближайшее значение внешнего делительного диаметра по ГОСТ 12289-76

d_e2 =280 мм

2.7.1 Определяем число зубьев:

Для шестерни (3.30) [1]:

z₁ ? 17·cosд₁

где: д₁ - угол делительного конуса шестерни, примем 45?.

Рекомендуется выбирать z₁ ?18-32

z₁ ? 17 · cos45? = 12

z₁ = 18.

Для колеса:

z₂ = z₁ · u₁ = 18 · 4,5 = 81

Уточняем угол делительного конуса колеса:

д₂ = arctg u₁ = arctg 4,5 = 77° 47'

Угол делительного конуса шестерни:

д₁ = 90? - д₂ = 90? - 77° 47' = 30° 81'

Внешний окружной модуль:

,

где: d_e2 - внешний делительный диаметр колеса, мм;

z₂ - число зубьев колеса.

Внешний делительный диаметр шестерни:

d_e1 = m_e · z₁ ,

где: m_e - внешний окружной модуль, мм;

z₁ - число зубьев шестерни.

d_e1 = m_e · z₁ = 4 · 18 = 72, мм.



2.7.2 Внешнее конусное расстояние (см. т. 3.11.[1]):

,

где: d_e2 - внешний делительный диаметр колеса, мм;

д₂ - угол делительного конуса колеса, ?.

2.7.3 Ширина зубчатого венца (см. т. 3.11.[1]):

b ? 0,3 · R_e ,

где: R_e - вешнее конусное расстояние, мм.

b ? 0,3 · R_e = 0,3 · 143.6 = 42.9 ,мм

b = 40 мм.

Среднее конусное расстояние (см. т. 3.11.[1]):

R = R_e - 0,5 · b ,

где: R_e - вешнее конусное расстояние, мм;

b - ширина зубчатого венца, мм.

R = R_e - 0,5 · b = 143.6 - 0,5 · 50 = 118.6 , мм.

Средний окружной модуль (см. т. 3.11.[1]):

,

где: m_e - внешний окружной модуль, мм;

R - среднее конусное расстояние, мм;

R_e - внешнее конусное расстояние, мм.

Средний делительный диаметр (см. т. 3.11.[1]):

Для шестерни:

d₁ = m · z₁ ,

где: m - средний окружной модуль, мм;

z₁ - число зубьев шестерни.

d₁ = m · z₁ = 3,3 · 18 = 59.4 , мм.

Для колеса:

d₂ = m · z₂ ,

где: m - средний окружной модуль, мм;

z₂ - число зубьев колеса.

d₂ = m · z₂ = 3,3· 81 = 267,3 , мм.

Внешняя высота зуба (см. т. 3.11.[1]):

h_e = 2,2 · m_e ,

где: m_e - внешний окружной модуль, мм.

h_e = 2,2 · m_e = 2,2 · 4 = 8,8 , мм.

Внешняя высота головки (см. т. 3.11.[1]):

h_ae = m_e = 4 , мм.

Внешняя высота ножки зуба (см. т. 3.11.[1]):

h_fe = 1,2 · m_e = 1,2 · 4 = 4,8 , мм.

Угол головки зуба (см. т. 3.11.[1]):

Угол ножки зуба (см. т. 3.11.[1]):

,

где: h_fe - внешняя высота ножки зуба, мм;

R_e - вешнее конусное расстояние, мм.

Внешний диаметр вершин зубьев (см. т. 3.11.[1]):

Для шестерни:

d_ae1 = d_e1 + 2 · h_ae · cosд₁ ,

где: d_e1 - внешний делительный диаметр шестерни, мм;

h_ae - внешняя высота головки

д₁ - угол делительного конуса шестерни, ?.

d_ae1 = d_e1 + 2 · h_ae · cosд₁ = 72 + 2 · 4 · cos22? = 79,3 , мм.

Для колеса:

d_ae2 = d_e2 + 2 · h_ae · cosд₂ ,

где: d_e2 - внешний делительный диаметр колеса, мм;

h_ae - внешняя высота головки

д₂ - угол делительного конуса колеса, ?.

d_ae2 = d_e2 + 2 · h_ae · cosд₂ = 280 + 2 · 5 · cos68?23' = 281,4 , мм.

Окружная скорость колес:

м/с

Степень точности передачи: для прямозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки.

По таблице 3.1 [1] при консольном расположении колес коэффициент К_Нв = 1,45.

По таблице 3.4 [1] при н = 4,16 м/с и 8-й степени точности коэффициент К_Нб=1,07.

По таблице 3.6 [1] для прямозубых колес при скорости менее 5 м/с коэффициент К_Нх = 1,05.

= 1,45 ? 1,07 ? 1,05 = 1,63

Проверяем контактные напряжения по формуле (3.27)[1].

, Мпа

где: R - среднее конусное расстояние, мм ;

Т₂ - крутящий момент второго вала, Нмм;

К_Н - коэффициент нагрузки;

u₁ - передаточное отношение первой ступени;

b₂ - ширина колеса, мм;

Перегруз. Увеличиваем ширину колеса b₂=45 мм.

Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении.

В зацеплении действуют три силы:

Окружная

, Н

где: Т₁ - крутящий момент ведущего вала, Нмм;

d₁ - средний делительный диаметр, мм;

Радиальная

, Н

где: б - угол зацепления, °;

д₁ - угол делительного конуса шестерни, ?.

, Н

Осевая

, Н

, Н

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

( см. формулу 3.25 [1] ).

, Мпа

где: F_t - окружная сила, Н;

Коэффициент нагрузки К_F = K_Fв * K_Fн

По таблице 3.7 [1] при ш_bd = 0,3, твердости НВ ‹ 350 и консольном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент К_Fв = 1.15.

По таблице 3.8 [1] для прямозубых колес 8-й степени точности и скорости 2,67 м/с коэффициент К_Fх = 1,15.

Таким образом, К_F = 1,15 ? 1,15 = 1,3225.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_х

У шестерни

У колеса

Коэффициент Y_F1 = 4,2 и Y_F2 = 3,6

Определяем коэффициент V_F = 0,85 - опытный коэффициент, учитывает понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической.

Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]:

, Мпа

По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при нулевом цикле изгиба = 1,8 НВ.

Для шестерни = 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа

Коэффициент безопасности

По таблице 3.9 [1] [S_F]' = 1.75 для стали 45 улучшенной; [S_F]” = 1 для поковок и штамповок.

Допускаемые напряжения:

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем отношения:

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб проводим для шестерни:

, Мпа

Для зубьев зубчатых колес, подвергнутых нормализации, улучшению или объемной закалке с низким отпуском

= 2,8

где - предел текучести материала, Мпа

Условие прочности выполнено.

2.8 Расчет тихоходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора

Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])

, мм

где: К_а - для косозубых колес К_а = 43;

u₂ - передаточное отношение второй ступени;

Т₃ - крутящий момент третьего вала, Нмм;

К_Нв - коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца.

При проектировании зубчатых закрытых передач редукторного типа принимают значение К_Нв по таблице 3.1 [1]. К_Нв=1,25

[у_H] - предельно допускаемое напряжение;

ш_ba - коэффициент отношения зубчатого венца к межосевому расстоянию, для косозубой передачи ш_ba = 0,25 0,40.

мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 а_w = 250 мм

Нормальный модуль.

m_n = (0,010,02)?а_w

где: а_w - межосевое расстояние, мм;

m_n = (0,010,02)?а_w = (0,010,02)?250 = 2,55 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n = 3.

Число зубьев шестерни (формула 3.12 [1]):

,

где: а_w - межосевое расстояние, мм;

в - угол наклона зуба, предварительно примем в=10°;

u₂ - передаточное отношение второй ступени;

m_n - нормальный модуль, мм;

Округляем до 30.

Число зубьев колеса:

z₄ = z₃ ? u₂ = 30?4,5=135

Округляем до 84.

Уточняем передаточное отношение.

- допустимо.

Уточняем значения n, щ, T для третьего вала.

n₃ = n₂/ u₂ =227,43/4,56 = 49,875 мин^-1

Т₃ = 265,6 · 4,56 · 0,894 = 1082,7 Нм

Уточняем значение угла наклона зубьев:

,

где: z₃ - число зубьев шестерни;

z₄ - число зубьев колеса;

m_n - нормальный модуль, мм;

а_w - межосевое расстояние, мм;

в = 5^о

Диаметры делительные.

Для шестерни:

Для колеса:

Проверка:

Диаметры вершин зубьев.

Для шестерни: d_a3 =d₃+2?m_n =91 + 2?3 = 97 мм

Для колеса: d_a4 =d₄+2?m_n = 409 + 2?3 = 415 мм

Диаметры впадин.

Для шестерни: d_f3 =d₃ - 2,5?m_n =91 - 2,5?3 = 83,5 мм

Для колеса: d_f4 =d₄ - 2,5?m_n = 409 - 2,5?3 = 401,5 мм

Ширина зуба.

Для колеса: b₃ = ш_ba ? a_w = 0,4 ? 250 = 100 мм

Для шестерни: b₄ = b₃ + 5 = 100 + 5 = 105 мм

Коэффициент ширины шестерни по диаметру.

,

где: b₃ - ширина зуба для шестерни, мм;

d₃ - делительный диаметр шестерни, мм;

Окружная скорость колес.

м/с

Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки.

По таблице 3.5 [1] при ш_bd = 0,91, твердости НВ< 350 и несимметричном расположении колес коэффициент К_Нв = 1,09.

По таблице 3.4 [1] при н = 2,8 м/с и 8-й степени точности коэффициент К_Нб=1,06.

По таблице 3.6 [1] для косозубых колес при скорости менее 5 м/с коэффициент К_Нх = 1.

= 1,17 ? 1,07 ? 1 = 1,1554

Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1].

, Мпа

где: а_w - межосевое расстояние, мм;

Т₃ - крутящий момент третьего вала, Нмм;

К_Н - коэффициент нагрузки;

u₂ - передаточное отношение второй ступени;

b₄ - ширина колеса, мм;

Большая разница между расчетными напряжениями. Уменьшаем ширину колеса b₄=45 мм

Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении.

В зацеплении действуют три силы:

Окружная

, Н

где: Т₂ - крутящий момент ведущего вала, Нмм;

d₃ -делительный диаметр шестерни, мм;

Радиальная

, Н

где: б - угол зацепления, °;

в - угол наклона зуба, °;

Осевая

F_a = F_t ? tg в, Н

F_a = F_t ? tg в = 6022 ? tg6,4092 = 675 Н

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

(формула 3.25 [1]).

, Мпа

где: F_t - окружная сила, Н;

Коэффициент нагрузки К_F = K_Fв ? K_Fн

По таблице 3.7 [1] при ш_bd = 0,91, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент К_Fв = 1.23.

По таблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 2,8 м/с коэффициент К_Fх = 1,1.

Таким образом, К_F = 1,23 ? 1,1 = 1,353.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_х

У шестерни

У колеса

Коэффициент Y_F1 = 3,75 и Y_F2 = 3,6.

Определяем коэффициенты Y_в и К_Fб .

,

где средние значения коэффициента торцевого перекрытия е_б = 1,5; степень точности n = 8.

Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]:

, Мпа

По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнуле-вом цикле изгиба = 1,8 НВ.

Для шестерни = 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа

Коэффициент безопасности

По таблице 3.9 [1] [S_F]' = 1.75 для стали 45 улучшенной; [S_F]” = 1 для поковок и штамповок.

Допускаемые напряжения:

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем отношения:

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб проводим для колеса:

Условие прочности выполнено.



3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная

3.1 Ведущий вал

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм².

, мм [1]

где: Т - крутящий момент, Нмм;

- допускаемое напряжение, Н/мм²;

мм

Так как вал редуктора соединен с валом двигателя муфтой, то необходимо согласовать диаметры ротора d_дв и вала d_в1. У подобранного электродвигателя d_дв=38 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под d_дв=38 мм и d_в1=26 мм.

Примем под подшипник d_п1=30 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.



3.2 Промежуточный вал

редуктор конвейер ленточный проектирование

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

Диаметр под подшипник при допускаемом напряжении Н/мм².

мм

Примем диаметр под подшипник d_П2=45 мм.

Диаметр под зубчатым колесом d_зк=50 мм.

Шестерню выполним заодно с валом.

3.3 Выходной вал

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм².

мм

Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточкой полумуфт под d_в3=65мм.

Диаметр под подшипник примем d_П3=70 мм.

Диаметр под колесо d_зк=75 мм.



4. КОНСТРУКТИВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

Размеры колес определяются из следующих формул (табл.10.1[1]):

Таблица 2

Диаметр ступицы, мм
Длина ступицы, мм
Толщина обода, мм	, но не менее 8 мм
Толщина диска, мм
Диаметр центровой окружности, мм	Do=df-2
Диаметр отверстий, мм
Фаска, мм	n=0.5mn x 45o

Все расчеты сводим в таблицу 3 и 4.

Таблица 3

		Первая ступень
		шестерня	колесо
Число зубьев	z	18	81
Внешний делительный диаметр, мм	de	72	280
Внешнее конусное расстояние, мм	Re	143.6
Ширина зубчатого венца, мм	b	35
Среднее конусное расстояние, мм	R	118.6
Средний окружной модуль, мм	m	3.3
Средний делительный диаметр, мм	d	59.4	267.3
Угол делительного конуса,		22	6823'
Внешняя высота зуба, мм	he	8.8
Внешняя высота головки зуба, мм	hae	4
Внешняя высота ножки зуба, мм	hfe	4,8
Угол головки зуба,	a	a1=f2	a2=f1
Угол ножки зуба,	f	230'
Внешний диаметр вершин зубьев, мм	dae	79.3	281.4
Диаметр ступицы, мм	dст	-	72
Длина ступицы, мм	Lст	-	54
Толщина обода, мм	0	-	10
Толщина диска, мм	С	-	16
Диаметр центровой окружности, мм	D0	-	147
Диаметр отверстий, мм	d0	-	18

Таблица 4

		Вторая ступень
		шестерня	колесо
Число зубьев	z	30	135
Модуль нормальный, мм	mn	3
Угол наклона зубьев,		5
Диаметр делительный, мм	d	90.9	409
Диаметр вершин зубьев, мм	da	97	412
Диаметр впадин, мм	df	83,5	394
Ширина зуба, мм	b	105	100
Диаметр ступицы, мм	dст	-	88
Длина ступицы, мм	Lст	-	82
Толщина обода, мм	0	-	10
Толщина диска, мм	С	-	15
Диаметр центровой окружности, мм	D0	-	186
Диаметр отверстий, мм	d0	-	50
Фаска, мм	n	1.7	1.7



5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ

Расчет проведем по формулам (табл. 10.2, 10.3[1]):

Толщина стенки корпуса: мм.

Толщина стенки крышки редуктора: мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса: мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса: мм.

Толщина нижнего пояса корпуса: мм.

Толщина ребер основания корпуса: мм.

Толщина ребер крышки корпуса: мм.

Диаметры болтов:

- фундаментальных: мм., принимаем болты с резьбой М24;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников: мм., принимаем болты с резьбой М20;

- крепящих крышку с корпусом: мм., принимаем болты с резьбой М12;

- винты крепления крышки подшипника d₄ = M8, число винтов - 6.

Гнездо под подшипник:

- Диаметр отверстия в гнезде принимаем равным наружному диаметру подшипника и по диаметру стакана в котором расположены подшипники на первом валу: D_с1=136 мм, D_п2=30 мм, D_п3=45 мм,

- Диаметр гнезда: D_k=D₂+(2-5) мм., D₂ - Диаметр фланца крышки подшипника, на и 2 валах D₂=72 мм, на 3 валу D₃= 100 мм. Тогда D_k1=D₂+(2-5)= 75 мм, D_k2=D₂+(2-5)= 103 мм.

Размеры радиально-упорных роликовых подшипников однорядных средней серии приведены в таблице 5:

Таблица 5

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С	Со
7306	30	72	19	43	29,5
7309	45	100	26	83	60
7314	70	150	37	170	137

Размеры штифта:

- Диаметр мм.

- Длина мм.

Из табл. 10.5[1] принимаем штифт конический ГОСТ 3129-70

мм, мм.

Зазор между торцом шестерни с одной стороны и ступицы с другой, и внутренней стенкой корпуса А₁=1,2=1,29=11 мм.

Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса, а также расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А==9 мм.

Для предотвращения вытекания смазки подшипников внутрь корпуса и вымывания пластического смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца, их ширину определяет размер y=8-12 мм. Мы принимаем y=10 мм.



6. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПАНИКА

6.1 Ведущий вал

Реакции опор:

в плоскости XZ:

Проверка:

413,04-18,98,5+2862,3-1376,8=0

в плоскости YZ:

Проверка:

294,56+491,4-785,96=0

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

здесь для подшипников 7306 параметр осевого нагружения е=0,34.

, здесь для подшипников 7309 параметр осевого нагружения е=0,28.

Осевые нагрузки подшипников (т. 9.21, [1]). При ; Fa>0:

; .

Рассмотрим левый подшипник:

Отношение , поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка:

для заданных условий ;

Расчетная долговечность, млн.об

, где

с- грузоподъемность подшипника.

Расчетная долговечность, час

Рассмотрим правый подшипник:

Отношение поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка:

для заданных условий ; для конических подшипников при ; коэффициент Х=0,4 и коэффициент Y=1.625 (табл. 9.18, [1]).

Эквивалентная нагрузка:

.

Расчетная долговечность, млн.об

.

Расчетная долговечность, час

.

6.2 Промежуточный вал

Реакции опор:

в плоскости XZ:

Проверка:

-210,14-1376,8+3825,09-2238,15=0

в плоскости YZ:

Проверка:

159,4+98,3-1400,97+1143,25=0

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

, здесь для подшипников 7309 параметр осевого нагружения е=0,28.

Осевые нагрузки подшипников (т. 9.21, [1]). При ; Fa = F_a2+F_a3=921, Fa>S_II - S_I:

; .

Рассмотрим левый подшипник:

Отношение , поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка:

для заданных условий ;

Расчетная долговечность, млн.об

Размещено на http://www.allbest.ru/

, где

с- грузоподъемность подшипника.

Расчетная долговечность, час

Рассмотрим правый подшипник:

Отношение поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка:

для заданных условий ; для конических подшипников при ; коэффициент Х=0,4 и коэффициент Y=1.625 (табл. 9.18, [1]).

Эквивалентная нагрузка:

.

Расчетная долговечность, млн.об

.

Расчетная долговечность, час

.

6.3 Ведомый вал

Реакции опор:

в плоскости XZ:

Проверка:

1854.66-3825.09+822.9+1147.527=0

в плоскости YZ:

Проверка:

150.06-1400.97+1250.9=0

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

, здесь для подшипников 7314 параметр осевого нагружения е=0,31.

Осевые нагрузки подшипников (т. 9.21, [1]). При ; Fa>0:

; .

Рассмотрим левый подшипник:

Отношение , поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка:

для заданных условий ;

Расчетная долговечность, млн.об

, где с- грузоподъемность подшипника.

Расчетная долговечность, час

Рассмотрим правый подшипник:

Отношение поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка:

для заданных условий ; для конических подшипников при ; коэффициент Х=0,4 и коэффициент Y=1.625 (табл. 9.18, [1]).

Эквивалентная нагрузка:

.

Расчетная долговечность, млн.об

.

Расчетная долговечность, час

.

7. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Применяются шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Диаметр вала d, мм	Ширина шпонки b, мм	Высота шпонки h, мм	Длина шпонки l, мм	Глубина паза t1, мм
26	8	7	40	4
50	14	9	36	5,5
68	20	12	70	7,5
75	20	12	60	7,5

Напряжения смятия и условие прочности по формуле:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =100...120Мпа

7.1 Ведущий вал

При d=26 мм; ; t₁=4 мм; длине шпонки l=40 мм; крутящий момент Т₁=36,89Нм

7.2 Промежуточный вал

При d=50 мм; ; t₁=5,5 мм; длине шпонки l=36 мм; крутящий момент Т₂=168,4Нм

7.3 Ведомый вал

При d=68 мм; ; t₁=7,5 мм; длине шпонки l=70 мм; крутящий момент Т₃=533,4Нм

При d=75 мм; ; t₁=7,5 мм; длине шпонки l=60 мм



8. ВЫБОР СОРТА МАСЛА

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса на промежуточном валу в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение тихоходного колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0.25 дм³ масла на 1кВт передаваемой мощности: V=0.25*3=0.75 дм³. По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. Для быстроходной ступени при контактных напряжениях 401,7 МПа и скорости v=2,673 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28·10^-6 м²/с. Для тихоходной ступени при контактных напряжениях 427 МПа и скорости v=0,878 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34·10^-6 м²/с.

Средняя вязкость масла

По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластическим смазочным материалом УТ-1(табл.9.14[1]), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

9. ПОСАДКИ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [1].

Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6 по ГОСТ 25347-82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.

Посадка стакана для подшипников по Н7/h6.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 10.13[1].



СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

Дунаев П. Ф., Леликов О. П. «Конструирование узлов и деталей машин» учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. Школа, 1985 -416с.

Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. и др. «Курсовое кроектирование деталей машин» М. 1988 г.

Иванов М.Н., Иванов В.Н. «Детали машин. Курсовое проектирование» М. 1976 г.

Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин» - М.: Высш. Шк., 1991. - 432 с.

СТО ИрГТУ 005-2009. «Оформление курсовых и дипломных проектов»

Размещено на Allbest.ru

...