Сборка и регулировка редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

1. Кинематический расчёт привода

1.1 Подбор электродвигателя

Мощность на валу цепной передачи - Р5 = 8 кВт.

Частота вращения выходного вала редуктора - n4 = 120 мин-1.

Требуемая мощность на валу электродвигателя:

Общий КПД привода

где = 0,985 - КПД муфты;

= 0,97 - КПД пары цилиндрических косозубых колёс;

= 0,97 - КПД пары цилиндрических прямозубых колёс;

= 0,96 - КПД цепной передачи;

= 0,99 - КПД пары подшипников качения (табл. 2.1 стр. 20 [1]).

кВт.

Ориентировочное передаточное отношение привода

где = 2…5 - рекомендуемые значения передаточных чисел цилиндрических зубчатых передач;

= 2…5 - рекомендуемые значения передаточных чисел цепных передач.

Ориентировочная частота вращения вала электродвигателя

.

Предварительно принимаем значения передаточных чисел = 4; = 4; = 2.

Тогда

По требуемой мощности Ртр = 6,54 кВт и частоте вращения = 1440 мин-1 выбираем стандартный трёхфазный асинхронный электродвигатель типа 4А132S4Y3 с мощностью Рдв=7,5 кВт, синхронной частотой вращения nс =1500 мин-1 и номинальной частотой вращения = 1455 мин-1

Определяем действительное передаточное число привода

Передаточное число цилиндрических передач

= = 4

тогда

Определяем частоты вращения валов привода

- вал двигателя: = 1455 мин-1;

- быстроходный вал редуктора мин-1;

- промежуточный вал редуктора = 363,75 мин-1;

- тихоходный вал редуктора = 90,93 мин-1;

- приводной вал = 45 мин-1;

Определяем мощности на валах привода:

- вал двигателя: = 6,54 кВт;

- быстроходный вал редуктора =6,38 кВт;

-промежуточный вал редуктора =6,12 кВт;

- тихоходный вал редуктора 5,7 кВт;

- приводной вал 5,5 кВт;

Определяем крутящие моменты на валах привода:

- 42,92·103 Н·мм;

- 41,87·103 Н·мм;

- 160,67·103 Н·мм;

- 598,64·103 Н·мм;

- 1167,2·103 Н·мм;

Полученные силовые и кинематические параметры валов приводы сводим в таблицу

Параметр	Вал привода
	Электро-двигателя	быстроход. редуктора	промежут. редуктора	тихоход. редуктора	приводной
Мощность Р, кВт	6,54	6,38	6,12	5,7	5,5
Частота вращения n, мин-1	1455	1455	363,75	90,92	45
Крутящий момент Т, Н·мм	42,92·103	41,87·103	160,67·103	598,64·103	1167,2·103

2. Расчёт закрытой прямозубой цилиндрической передачи

Исходные данные для расчёта:

- мощность на ведущем элементе передаче (шестерне) Рп = 6,12 кВт;

- частота вращения ведущего элемента передачи (шестерни)

nп = 363,75 мин-1;

- частота вращения ведомого элемента передачи (колеса)

nт = 90,93 мин-1;

- срок службы передачи Lh = 10000 часов.

Выбираем в качестве материала шестерни - сталь 45 с термообработкой в виде улучшения и с твёрдостью Н1 = 220 НВ.

Выбираем в качестве материала колеса - сталь 45 с термообработкой в виде улучшения и с твёрдостью Н2 = 200 НВ, имеющую следующие механические характеристики: предел прочности уВ = 735 Н/мм2, предел текучести уТ = 441 Н/мм2 [3, табл. 9.13, стр. 195].

Определяем числа циклов перемены контактных напряжений для шестерни NНО1 и колеса NНО2.

Для шестерни

Для колеса

Определяем эквивалентные числа перемены контактных напряжений для шестерни NНЕ1 и колеса NНЕ2.

Для шестерни

Для колеса

Определяем коэффициенты долговечности шестерни и колеса

Т.к. NНЕ1 > NНО1 и NНЕ2 > NНО2, то .

Определяем допускаемые контактные напряжения

где - коэффициент безопасности, = 1,1 (1, стр. 132);

- предел контактной выносливости, = 2Нср+70.

Для шестерни

= 2·220+70 = 510 Н/мм2

Для колеса

= 2·200+70 = 470 Н/мм2

Определяем допускаемое напряжение на контактную выносливость

Н/мм2

Н/мм2

Расчётное допускаемое контактное напряжение

Определяем базовые числа перемены напряжений NFO

Для стали 45 NFO = 4·106 (1, стр. 134).

Определяем эквивалентные числа напряжений на изгибную прочность

Для шестерни



Для колеса

Т.к. NFЕ1 > NFО и NFЕ2 > NFО, то .

Определяем допускаемые напряжения на изгиб

= 1, = 1,75 - коэффициент безопасности.

Н/мм2

Н/мм2.

Определяем допускаемые напряжения на изгиб

Н/мм2

Н/мм2

Определяем коэффициент неравномерности нагрузки

КНв = 1,07 (1, стр. 108)

Определяем коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра = 1 (1, стр. 108)

. Определяем предварительно значение межосевого расстояния

мм

Определяем предварительно ширину колеса

мм

Принимаем bw2 = 85 мм.

Принимаем коэффициент ширину колеса по модулю = 30 (1, стр. 183)

Определяем модуль

мм

Принимаем модуль m = 3 мм.

Определяем предварительно число зубьев шестерни

Принимаем z1 = 25

Определяем число зубьев колеса

Принимаем z2 = 108

Определяем действительное передаточное отношение

Определяем межосевое расстояние

мм

принимаем =202,5 мм.

Определяем основные размеры шестерни и колеса

мм

мм

мм

мм

мм

мм

Определяем ширину шестерни

мм

Определяем окружную силу

 Н

определяем среднюю окружную скорость

м/с

Назначаем 9-ю степень точности передачи (1, стр. 188)

определяем значение коэффициента динамической нагрузки

КHV = 1,15 (5, стр. 96)

Удельная расчётная окружная сила

Н/мм

Определяем значения коэффициентов ZM, ZH, Zе

, ZH = 1,77,

где - коэффициент торцевого перекрытия

Определяем действительное контактное напряжение

определяем отклонение действительного контактного напряжения от допускаемого

определяем контактное напряжение при действии перегрузки

Определяем коэффициент неравномерности нагрузки

КНв = 1,1 (1, стр. 182)

Определяем коэффициент динамической нагрузки

КFV = 1,15 (1, стр. 114)

Удельная окружная расчётная сила

Н/мм

Действительные напряжения изгиба

= 3,64 (1, стр. 113), = 3,6 (1, стр.113), = 1,

Н/мм2

Н/мм2

Процент отклонения действительных напряжений изгиба от допускаемых

Выполняем проверку прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб при действии кратковременных перегрузок

Окружная сила Ft = 3967Н

Радиальная сила Н

3. Расчёт закрытой косозубой цилиндрической передачи

Исходные данные для расчёта:

- мощность на ведущем элементе передаче (шестерне) Рп = 1,88 кВт;

- частота вращения ведущего элемента передачи (шестерни)

nп = 1425 мин-1;

- частота вращения ведомого элемента передачи (колеса)

nт = 390,88 мин-1;

Выбираем в качестве материала шестерни - сталь 40 с термообработкой в виде нормолизации и с твёрдостью Н1 = 180 НВ, имеющую следующие механические характеристики: предел прочности уВ = 580 Н/мм2, предел текучести уТ = 340 Н/мм2 [3, табл. 9.13, стр. 195].

Выбираем в качестве материала колеса - сталь 40 с термообработкой в виде улучшения и с твёрдостью Н2 = 170 НВ

Определяем числа циклов перемены контактных напряжений для шестерни NНО1 и колеса NНО2.

Для шестерни

Для колеса

Определяем эквивалентные числа перемены контактных напряжений для шестерни NНЕ1 и колеса NНЕ2.

Для шестерни

Для колеса

Определяем коэффициенты долговечности шестерни и колеса

Т.к. NНЕ1 > NНО1 и NНЕ2 > NНО2, то .

Определяем допускаемые контактные напряжения

где - коэффициент безопасности, = 1,1 (1, стр. 132);

- предел контактной выносливости, = 2Нср+70.

Для шестерни

= 2·260+70 = 590 Н/мм2

=520 Н/мм2

Для колеса

= 2·210+70 = 490 Н/мм2

=470 Н/мм2

Определяем допускаемое напряжение на контактную выносливость

Н/мм2

Н/мм2

Расчётное допускаемое контактное напряжение

Определяем базовые числа перемены напряжений NFO

Для стали 45 NFO = 4·106 (1, стр. 134).

Т.к. NFЕ1 > NFО и NFЕ2 > NFО, то .

Определяем допускаемые напряжения на изгиб

= 1, = 1,75 - коэффициент безопасности.

Определяем допускаемые напряжения на изгиб

Н/мм2

Н/мм2

Определяем коэффициент неравномерности нагрузки

КНв = 1,035 (1, стр. 108)

Определяем коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра = 0,8 (1, стр. 108)

Определяем предварительно значение диаметра шестерни

мм

Определяем предварительно ширину колеса

мм

Принимаем bw2 = 25 мм.

Принимаем коэффициент ширину колеса по модулю = 29 (1, стр. 183)

Определяем модуль

мм

Принимаем модуль m = 1,5 мм.

Определяем угол наклона зубьев

Определяем предварительно число зубьев шестерни

Принимаем z1 = 20

Определяем число зубьев колеса

Определяем действительное передаточное отношение

Определяем межосевое расстояние

мм

Принимаем =70,4 мм.

Определяем основные размеры шестерни и колеса

мм

мм

мм

мм

мм

мм

Определяем ширину шестерни

мм

Принимаем мм.

определяем среднюю окружную скорость

м/с

Назначаем 9-ю степень точности передачи (1, стр. 188)

Определяем окружную силу

Н

определяем значение коэффициента динамической нагрузки

КHV = 1,03 (5, стр. 96)

Удельная расчётная окружная сила

Н/мм

Определяем значения коэффициентов ZM, ZH, Zе

, ZH = 1,64,

где - коэффициент торцевого перекрытия

Определяем действительное контактное напряжение

определяем отклонение действительного контактного напряжения от допускаемого

определяем контактное напряжение при действии перегрузки

Определяем коэффициент неравномерности нагрузки

КFв = 1,05 (1, стр. 182)

Определяем коэффициент динамической нагрузки

КFV = 1,08 (1, стр. 114)

Удельная окружная расчётная сила

Н/мм

Действительные напряжения изгиба

где и - коэффициенты формы зуба в зависимости от биэквивалентного числа зубьев

= 4,03

= 3,6

- коэффициент, учитывающий наклон зуба

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

,

Н/мм2

Н/мм2

Процент отклонения действительных напряжений изгиба от допускаемых

Выполняем проверку прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб при действии кратковременных перегрузок



Окружная сила

Н

Радиальная сила

Н

Осевая сила

Н

4. Расчёт цепной передачи

4.1 Число зубьев звездочки зависит от передаточного числа

4.2 Число зубьев ведомой звездочки

4.3 Определяем действительное передаточное отношение

4.4 Межосевое расстояние

мм

Способ регулировки натяжения перемещение одной из звездочек

Способ смазки: капельная

Коэффициент эксплуатации

Среднее значение допускаемого давления в шарнирах

Шаг цепи

мм.

Принимаем Рц=15,875 мм; цепь ПР-15,875-2270-1

Проверка условия

Средняя скорость цепи

м/с

Длина цепи в шагах

принимаем =128

Расчетное значение межосевого расстояния передачи

Ресурс передачи по числу ударов цепи при набегании на зубья звездочек

1/с

Определяем окружную силу

Н

Среднее давление в шарнирах

Проверка по коэффициенту запаса прочности

Натяжение ветвей цепи

Нагрузка, действующая на валы

Н

Углы поворота звеньев цепи

Диаметры делительных окружностей

Диаметры окружностей выступов

Диаметры окружностей впадин

Ширина зубьев

5. Предварительный расчёт валов

Определяем диаметры валов

где - допускаемое напряжение кручения

Для водных и выходных концов валов = 20…25 Н/мм2, для промежуточного = 10…15 Н/мм2.

Диаметр выходного конца быстроходного вала:

мм

принимаем dВ = 25 мм, диаметр вала под уплотнение - dМ = 30 мм, диаметр вала под посадочные места подшипников - dП = 30 мм.

Диаметр выходного конца тихоходного вала вала:

мм

принимаем dВ = 35 мм, диаметр вала под уплотнение - dМ = 40 мм, диаметр вала под посадочные места подшипников - dП = 45 мм, диаметр вала под посадочное место цилиндрического колеса - dШ = 50 мм.

6. Расчёт промежуточного вала на статический изгиб

Определяем диаметр вала в опасном сечении

где = 50…60 Н/мм2

Проверочный расчёт вала

Определяем коэффициент запаса n

где - требуемый коэффициент запаса прочности, = 2,5…4 (для обеспечения жёсткости)

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

где = 383 Н/мм2 - предел прочности материала вала при изгибе;

 = 1,75; = 1; = 0,83; = 0;

где W - момент сопротивления

мм3

Н/мм2

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

где = 230 Н/мм2 - предел прочности материала вала при кручении;

= 1,6; = 0,77; = 0,05;

=

где - полярный момент сопротивления

мм3

= Н/мм2

7. Расчёт подшипников

Определяем долговечность подшипников

где С - динамическая грузоподъёмность, С = 42,4 кН для подшипников 7209Н;

р - показатель степени, для роликоподшипников - р = 3,33;

Р - эквивалентная нагрузка.

где V = 1;

Fr - радиальная нагрузка

Н

Fа - осевая нагрузка, Fа =1744,5 Н;

=1 при Т < 373К;

- коэффициент безопасности, = 1,5;

Х = 0,5; Y = 0,22ctgб = 0,22 ctg14° = 0,88;

Н.

мм·об

Определяем срок службы подшипников в часах

8. Расчёт шпоночного соединения

Проверка шпоночного соединения по условию прочности на смятие

где Т - крутящий момент, Т = 1196370 Н·мм;

d - диаметр вала, d = 45 мм;

h - высота шпонки, h = 9 мм;

- рабочая длина шпонки, мм;

= 100 Н/мм2.

Проверка шпоночного соединения по условию прочности на срез

где - ширина шпонки, = 14 мм;

= 100 Н/мм2.

9. Расчёт муфты

9.1 Расчёт на смятие втулки

Н/мм2

где - номинальный крутящий момент, = 517,87·103 Н·мм;

- коэффициент запаса, = 1,4;

- длина втулки, = 36 мм;

- число пальцев, = 8;

- диметр окружности расположения пальцев, = 140 мм.

Расчет на изгиб пальца

где мм.

10. Сборка и регулировка редуктора

редуктор привод шестерня колесо

Сборка редуктора осуществляется в следующей последовательности: насаживаем на валы зубчатые колёса и шестерни, затем одеваются стопорные кольца, упорные втулки для подшипников и сами подшипники. После этого собранные валы устанавливаются в корпус редуктора и заливается масло. Смазка подшипниковых узлов осуществляется с помощью солидола непосредственно заправленного в подшипники. Затем на корпус редуктора устанавливается крышка. Центрирование крышки осуществляется с помощью центрирующих штифтов. Затем крышка привинчивается к корпусу редуктора, стык покрывается герметиком. Следующий этап сборки - регулировка зубчатого зацепления и натяга в подшипниках. Регулировка зубчатого зацепления осуществляется с помощью регулировочных втулок, которые устанавливаются в отверстия под подшипники, затем устанавливают крышки подшипников и завинчивают болты, но не зажимая их. Проворачивая входной вал редуктора, в смотровом окне наблюдаем, как происходит зацепление зубчатых колёс. Для этого на шестернях, по середине, делаем засечку мелом, проворачиваем вал, и смотрим на отпечаток мела на зубчатом колесе. Если отпечаток находятся приблизительно по середине зубчатого колеса, то колёса установлены правильно, если нет, то снимаются крышки подшипников, вынимаются регулировочные втулки, подтачиваются, устанавливаются вновь и процедура регулировки зубчатого зацепления повторяется опять. Регулировка подшипников проводится с помощью набора прокладок, установленных под крышкой. Под крышки подшипников устанавливается набор прокладок и смотрится плавность хода валов. При необходимости прокладки добавляются или убираются.

Регулировка в стакане. Регулировка зацепления осуществляется с помощью регулировочной гайки. Регулировка натяга в подшипниках осуществляется с помощью стопорной гайки.

Литература

Кузьмин А.В. и др. Курсовое проектирование деталей машин. Часть 1. - Мн.: Вышэйшая школа, 1982 г.

Кузьмин А.В. и др. Курсовое проектирование деталей машин. Часть 2. - Мн.: Вышэйшая школа, 1982 г.

Иванов М.Н. Детали машин. М.: Высшая школа, 1984 г.

Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов / Под ред. С.А. Чернявского и др. - М.: Машиностроение, 1984 г.

Детали машин в примерах и задачах / Под ред. Ничипорчика С.Н., Минск, Высш. школа, 1981 г.

Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высш. шк., 1985 г.

Размещено на Allbest.ru

...