Проектирование и сборка редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя, кинематический расчёт привода

2. Расчёт клиноременной передачи

3. Выбор материала конической зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

4. Расчёт конической зубчатой передачи редуктора

5. Расчёт цепной передачи

6. Нагрузки валов редуктора

7. Проектировочный расчёт валов. Эскизная компоновка

8. Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр моментов

9. Подбор подшипников

10. Выбор и проверочный расчёт шпоночных соединений

11. Проверочный расчёт валов

12. Выбор и назначение посадок

13. Выбор смазки

14. Сборка редуктора

Список использованных источников



Введение

Редумктор (механимческий) -- механизм, передающий и преобразующий крутящий момент, с одной или более механическими. Основные характеристики редуктора -- КПД, передаточное отношение, передаваемая мощность, максимальные угловые скорости валов, количество ведущих и ведомых валов, тип и количество передач и ступеней.

Обычно редуктором называют устройство, преобразующее высокую угловую скорость вращения входного вала в более низкую на выходном валу, повышая при этом вращающий момент. Редуктор, который преобразует низкую угловую скорость в более высокую обычно называют мультипликатором. Редуктор, который преобразует высокую угловую скорость в более низкую, обычно называют демультипликатором.

Редуктор со ступенчатым изменением угловой скорости называется коробкой передач, с бесступенчатым --вариатор.

Прежде всего, редукторы классифицируются по типам передач. Также редукторы можно классифицировать по типу корпусов, по способу охлаждения, по типам используемых подшипников, по скоростям вращения, передаточному числу; передаваемой, преобразуемой, распределяемой мощности.

В серийном производстве широко распространены стандартизованные литые корпуса редукторов. Чаще всего в тяжёлой промышленности и машиностроении применяются корпуса из литейного чугуна, реже из литейных сталей. Когда требуется максимально облегчить конструкцию, применяют легко сплавные корпуса. На корпусе редуктора чаще всего имеются места крепления -- лапы и/или уши, за которые перемещают и/или крепят редукторы к основанию. На выходе валов располагают уплотнения для предотвращения вытекания масла. На корпусах редукторов зачастую располагают конструкционные элементы, предотвращающие увеличение давления внутри редуктора, возникающее от нагрева редуктора при его работе. В штучном производстве широко используются сварные корпуса, позволяющие получать индивидуальные конструктивные решения.

Коническая передача -- вид винтовой зубчатой передачи, осуществляемой коническими колёсами (с косыми или криволинейными зубьями) со скрещивающимися осями (обычно 90°). Гипоидная передача имеет смещение по оси между большим и малым зубчатыми колёсами. Данный тип передачи характеризуется повышенной нагрузочной способностью, плавностью хода и бесшумностью работы.

Часто используется как главная передача в приводах ведущих колёс автомобилей, техники, локомотивах, а также в качестве привода в станках и прочих индустриальных машинах для обеспечения высокой точности при большом передаточном числе.



1. Выбор электродвигателя, кинематический расчёт привода

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема привода

Таблица 1.1 - Исходные данные

Число оборотов на ведомой звёздочке N4, об/мин	125
Мощность на ведомой звёздочке, Р4, кВт	3,5

1.1 Общий коэффициент полезного действия привода ?общ. равен произведению частных КПД передач, входящих в кинематическую схему

(1.1)

где ?р- КПД ремённой передачи;

?з- КПД зубчатой передачи;

?ц- КПД цепной передачи;

?пп- КПД одной пары подшипников.

Значения КПД передач отдельных типов приведены в таблице справочника: ?р. = 0,96; ?з. = 0,95; ?ц. = 0,927; ?пп = 0,995. [7. ст.40]

1.2 Определяем мощность электродвигателя Р1 , кВт, по формуле

(1.2)

где Р4- мощность на валу барабана, кВт;

?общ.- КПД всего привода.

кВт.

1.3 Определяем общее передаточное число uобщ.

(1.3)

где --передаточное число ремённой передачи;

-- передаточное число зубчатой передачи;

-- передаточное число цепной передачи;

=2,15; =2,5; =2,1; [7. ст.43]

1.4 Определяем частоту вращения двигателя nдв,

(1.4)

где -- общее передаточное число;

n4-- число оборотов на ведомой звёздочке, об/мин;

1.5 Определяем номинальную частоту вращения двигателя

, где(1.5)

S- коэффициент скольжения

По ГОСТ 19523-81 выбираем асинхронный электродвигатель 4АМ100L4У3 с номинальной частотой вращения nном.=1429 мин.-1 и мощностью Р1 = 3,5 кВт.

1.6 Определяем номинальную частоту вращения двигателя n(1.6)

где -- частота вращения двигателя, ;

--передаточное число ремённой передачи;

-- передаточное число зубчатой передачи;

-- передаточное число цепной передачи.

1.6 Определяем угловую скорость валов редуктора и электродвигателя по формуле:

1.7

(1.7)

1.8 Определяем мощность на валах редуктора, кВт

(1.8)



где -- мощность электродвигателя, кВт;

-- КПД передачи;

1.9 Определяем вращающие моменты на валах редуктора и момент электродвигателя М, НЧм

(1.9)

где - мощность, Вт;

- угловая скорость, рад/с

Таблица 1.2- Параметры электродвигателя.

Тип двигателя: 4АМ100L4У3
Параметр	Передача	Параметр	Вал
	Закрытая	открытая		Двигателя	Редуктора	Приводной рабочей машины
					быстроходный	Тихоходный
Передаточное число			Расчётная мощность Р, кВт	4	3,84	3,6	3,14
			Угловая скорость , (1/с)	147,58	68,64	27,45	13,07
КПД		=0,96	Частота вращения n,об/мин	1429	665	266	125
			Вращающий момент Т, Н*м	2,8	55	131	261

2. Расчёт клиноременной передачи

2.1 По номограмме для выбора сечения клинового ремня принимаем сечение ремня 1()

2.2 Определяем диаметр ведомого шкива d2, мм, по формуле:

(2.1)

где uр- передаточное число ременной передачи;

е- относительное скольжения ремня.

Принимаем е = 0,998.

мм

По найденному значению d2 подбираем диаметр шкива из стандартного ряда по ГОСТ 17383- 73: d2=200 мм

2.3 Определяем фактическое передаточное число uф по формуле:

(2.2)

где d2- скорректированный диаметр ведомого шкива, мм.



(2.3)

2.4 Определяем ориентировочное межосевое расстояние a, мм, по формуле:

(2.4)

где h- высота сечения клинового ремня, мм.

Величину h определяем по таблице справочника (К31): h=8 мм.

мм

2.5 Определяем расчетную длину ремня Lр, мм, по формуле:

(2.5)

где a- межосевое расстояние, мм:

мм

Из стандартного ряда длин Lр принимаем Lр = 11,20 мм.

2.6 Определяем фактическое межосевое расстояние aф, мм, по стандартной длине ремня по формуле:

,(2.6)

где Lр- принятая длина ремня, мм.

мм

2.7 Определяем угол обхвата меньшего шкива б1є по формуле:



(2.7)

2.8 Определяем скорость ремня х, м/с, по формуле с условием, что х ? 25 м/с.

(2.8)

где nном.- номинальная частота вращения ведущего шкива, мин.-1.

м/с.

Полученное значение удовлетворяет условию х ? 25 м/с.

2.9 Частоту пробегов ремня U, с-1, определяем по формуле:

(2.9)

где lр- длина ремня, м;

х- скорость ремня, м/с.

с-1.

2.10 Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним ремнем, [Pn], кВт, по формуле:

(2.10)

где [P0]- допускаемая приведённая мощность, передаваемая одним ремнём, кВт, [2, с.264];

Сp- коэффициент динамичности и режима работы [7, с.78];

Сб- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую способность ремня [7, с.79];

Сl- коэффициент, учитывающий влияние на долговечность длины ремня в зависимости от отношения расчётной длины ремня L к базовой длине L0 [7, с.79] (L0=1700 мм);

Сz- коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте клиноременной передачи[7, с.80].

Принимаем: [P0]= 1.6 кВт; Сp= 1; Сб= 0,89; Сl= 1; Сz= 0,90.

кВт.

2.11 определяем количество ремней z в ременной передаче по формуле:

(2.11)

где Р1-мощность на валу малого шкива, кВт;

[Pn]- мощность, передаваемая одним ремнем, кВт.

Принимаем z = 3.

2.12 Определяем силу предварительного натяжения ремня F0, Н, по формуле:

(2.12)

где х- скорость ремня, м/с.

Р1-мощность на валу малого шкива, кВт;

Сl, Сp, Сб- поправочные коэффициенты (см. выше).

Н.

2.13 Определяем окружную силу Ft, Н, передаваемую комплектом ремней, по формуле:

(2.13)



где Р1-мощность на валу малого шкива, кВт;

х- скорость ремня, м/с.

Н.

2.14 Определяем силы натяжения F1 и F2, Н, соответственно ведущей и ведомой ветвей ремня по формулам:

(2.14)

2.15 Определяем силу давления на вал Fпол, Н, по формуле:

(2.15)

где F0- сила предварительного натяжения ремня, Н;

б1- угол обхвата меньшего шкива, є.

Н.

Проверочный расчёт

2.16 Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви дmax

, где(2,16)

а)



б)

, где(2,17)

=80…100/ -модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней

в)-напряжение от центробежных сил

, где плотность материала ремня для клиновых и поликлиновых

(2,18)

г)-

018=10

Таблица 2.1- Результаты вычислений

Параметр	Значение
Тип ремня	клиновой
Сечение ремня	А
Количество ремней z	3
Межосевое расстояние a, мм	226
Длина ремня Lр, мм	1120
Угол обхвата малого шкива б, град	141
Частота пробегов ремня U, с-1	3,9
Диаметр ведущего шкива d1, мм	125
Диаметр ведомого шкива d2, мм	280
Максимальное напряжение ,Н/мм2	8
Предварительное натяжение ремня F0, Н/мм2	123.9
Сила давления ремня на вал Fпол, Н	930.23

3 Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

3.1 Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс

а) По таблице 3.2 [7, с.50] выбираем для колеса - Сталь 45, HB=235…262 ; для шестерни - Сталь 40Х, HB=269…302. [7. с. 50]

б) Определяем механические характеристики сталей для шестерни и колеса: для колеса: , [ 7. с. 51]

для шестерни

в) Выбираем предельные значения: диаметр поковки шестерни Dпредмм, толщина сечения поковки колеса Sпред мм.[7. с. 50]

3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения [у]H, Н/мм2,

а) определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса :

(3,1)

, где (3,2)

- число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости.

N-число циклов перемены напряжений за весь срок службы

, где (3,3)

- срок службы привода.

б) определяем допускаемые контактные напряжения [у]HO1 и [у]HO, Н/мм2, соответственно для шестерни и колеса по формулам из таблицы 3,1 [7. c. 49]

[у]HO1 = 1,8HBср+67,(3.4)

[у]HO2 = 1,8HBср+67,(3.5)

где HBср - средние значения из двух предельных твёрдостей.

[у]HO1 = 1,8*285.5+67 = 580.9 Н/мм2

[у]HO2 = 1,8*248,5 +67 = 514,3 Н/мм2

в) определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [у]H1 и колеса [у]H2:

(3.6)

(3.7)

3.3 Определяем допускаемы напряжения изгиба , Н/мм2

а) коэффициент долговечности для зубьев шестерни , и колеса:

(3.8)

(3.9)

б) определяем допускаемое напряжение изгиба [у]FO1 и [у]FO2



[у]FO1 = 1,03 HBср,(3.10)

[у]FO2 = 1,03 HBср,(3.11)

где HBср - средние значения из двух предельных твёрдостей.

[у]FO1 = 1,03*294.065 =294.065 Н/мм2

[у]FO2 = 1,03*255.955 = 255.955 Н/мм2

в) Определяем допускаемое напряжение изгиба:

[у]F1= KFL1 [у]FO1(3.12)

[у]F2= KFL2 [у]FO2(3.13)

[у]F1=1*294.065=294.065 Н/мм2

[у]F2=1*255.955=255.955 Н/мм2

3.4 Составляем табличный отчёт:

Таблица 3.1 -- Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред / Sпред	Термо- обработка	НВср	ув	у-1	[у]н	[у]F
					Н/мм2
шестерня	40Х	125/80	Улучшение	285,5	900	410	580,9	294.065
колесо	Сталь 45	80/125	Улучшение	248.5	280	335	514.3	255.955

Таблица 3.2 -- Химический состав Стали 40Х зубчатой передачи

Марка	С	Si	Mn	Cr
40Х	0,4	0,27	0,7	0,8

Таблица 3,4 - Химический состав Стали 45 зубчатой передачи

Марка	С	Si	Mn	Cr
Сталь 45	0.42	0.24	0.60	0,25

Таблица 3.5 -- Механические свойства стали 40Х

Марка	у m МПа	у в	ш	KCV Дж/см2
40Х	784	981	45	58,8

Таблица 3.5 -- Механические свойства стали 40Х

Марка	у m МПа	у в	ш	KCV Дж/см2
Сталь 45	355	600	40	49

4. Расчёт конической зубчатой передачи редуктор

4.1 Определяем внешний делительный диаметр колеса de2, мм:

, (4.1)

где T2 - вращающий момент на колесе, Н·мм;

u - передаточное число передачи;

[у]H- допускаемое контактное напряжение, Н/мм2 ;

KHв- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ( KHв = 1 [2, с. 171]);

- коэффициент вида конических колёс (= 1 [2, с.171]).

мм

Принимаем de2 = 182 мм.

4.2 Определяем углы делительных конусов колеса и шестерни соответственно д1 и д2 , град.:

, (4.2)

, (4.3)



,

.

4.3 определяем внешнее конусное расстояние Re , мм:

, (4.4)

где de2 - внешний делительный диаметр колеса, мм;

д2 - угол делительного конуса колеса, град.

мм

4.4 Определяем ширину зубчатого венца b, мм :

, (4.5)

где шR- коэффициент зубчатого венца /шR =0,285/.

мм

Принимаем b=26мм

4.5 Определяем внешний окружной модуль me , мм:

, (4.6)

где - коэффициент вида конических колёс (= 1 [2, с.172]);

[у]F - допускаемое напряжение на изгиб, Н/мм2;

KFв- коэффициент неравномерности нагрузки (для прирабатывающихся колёс KFв = 1 [2, с.141]).

Принимаем me = 1.5 мм.

4.6 Определяем число зубьев колеса и шестерни соответственно z2 и z1 :

, (4.7)

, (4.8)

4.7 Определяем фактическое передаточное число uф :

, (4.9)

, (4.10)

,

.

4.8 Определяем фактические углы делительных конусов шестерни и колеса град. :

, (4.11)

, (4.12)

[п. 2]

4.9 По таблице 11.1 [2, с.166] определяем коэффициенты смещения режущего инструмента для шестерни xe1 = 0.33мм, и для колеса xe2 = -0.33 мм.

4.10 Определяем фактические внешние диаметры зубьев шестерни и колеса, мм:

Диаметры	Для прямозубой передачи
Делительный: шестерни колеса	, (4,13) , (4,14)
Вершин зубьев: шестерни колеса	, (4.15) ,(4.16)
Впадин зубьев: шестерни колеса	, (4.17) ,(4.18)

4.11 Определяем средние делительные диаметры шестерни и колеса d1 и d2 , мм:

(4.19)

, (4.20)

Проверочный расчёт

4.12 Определяем пригодность заготовок шестерни и колеса:

, (4.21)

толщина сечения заготовки колеса:

. (4.22)

4.13 Выполняем проверочный расчёт по контактным напряжениям:

, (4.23)

где KHх- коэффициент динамической нагрузки, KHх=1,16[2, с.171];

KHв- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (для прирабатывающихся колёс KHв = 1 [2, с.171];

=1- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колёс и колёс с круговым зубом.

(4.24)

(4.25)

Н/мм2

Нагрузка составляет 3% < 10%, что допустимо.

Контактная прочность зубьев обеспечивается.

4.14 Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса , :

,(4.26)

, где(4.27)

[п.13]

и



Таблица 4.1- Результаты вычислений

Проектный расчёт
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Внешнее конусное расстояние	180	Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2	81,1 167,7
Внешний окружной модуль	1.5
Ширина зубчатого венца b	51	Диаметр окружности вершин: шестерни колесо	94,70 195,7
Число зубьев: шестерниZ1 колесаZ 2	15 30	Диаметр окружности впадин: шестерни колеса	75 200
Вид зубьев	Прямые
Угол делительного конуса, град; шестерни колеса	2,64 87,35	Диаметр окружности впадин: шестерни колесо	81,16 167,73

Параметр	Допускаемые значения	Расчётные значения	Примечание
Контактные напряжения,Н/мм2	514,3	488	-5%
Напряжение изгиба Н/мм2		294,065	4,08	-98%
		255,955	5,1	-98%

Таблица 4.2-Проверочный расчёт

5. Расчёт цепной передачи

5.1 Определяем шаг цепи p, мм, по формуле:

(5.1)

где Tц1- вращательный момент на ведущей звёздочке, Н·мм;

н- число рядов роликовой цепи (н = 1 /2, с.286/);

z1- число зубьев на ведущей звёздочке;

[pц]- допускаемое давление в шарнирах цепи (=40), Н/мм2;

Kэ - коэффициент эксплуатации.

5.1.2 Определяем число зубьев ведущей звёздочки z1 по формуле

, (5.3)

где uц- передаточное число цепной передачи.

5.1.3 Коэффициент эксплуатации Kэ определяем по формуле:

(5.4)

где Кд- коэффициент динамичности нагрузки, при равномерной нагрузке Кд = 1;

Кс- коэффициент способа смазывания, при капельном - Кс=1;

Ки- коэффициент наклона линии центров звёздочек к горизонту, при и 60є Ки=1.25;

Крег- коэффициент способа регулирования натяжения цепи, при регулировании передвигающимися опорами Крег=1;

Кр- коэффициент режима работы, при двухсменной работе Кр=1,25.

Значения коэффициентов определяем по справочнику /2, с.285/.

(5.5)

5.1.3 Определяем шаг цепи p, мм, по формуле (5.1):

мм.

По таблице /2, с.278/ принимаем шаг p=15,8мм, Для принятого шага p по таблице /2, с.286/ интерполированием уточняем [pц]=30 Н/мм2 .

5.2 Определяем число зубьев ведомой звёздочки z2 по формуле:

(5.6)

где z1- число зубьев ведущей звёздочки;

uц- передаточное число цепной передачи.

5.3 Определяем фактическое передаточное число цепной передачи uцф по формуле:

(5.7)

Определяем отклонение Дu фактического передаточного числа от заданного по формуле:

(5.8)

5.4 Определяем оптимальное межосевое расстояние a, мм, по формуле:



(5.9)

где p- шаг цепи, мм.

мм.

5.5 Определяем число звеньев в цепи lp по формуле:

(5.11)

5.6 Уточняем межосевое расстояние в шагах apф по формуле:

(5.12)

5.7 Определяем фактическое межосевое расстояние aф, мм, по формуле

(5.13)

мм.

5.8 Определяем длину цепи l, мм, по формуле:

(5.14)

мм.

5.9 Определяем делительные диаметры ведущей и ведомой звездочек dД1 и dД2, мм, соответственно по формулам:



(5.15)

(5.16)

где z1, z2- число зубьев на ведущей и ведомой звёздочках соответственно;

p- шаг цепи, мм.

мм,

мм.

5.10 Определяем наружные диаметры звёздочек Dе1 и Dе2, мм, по формулам:

(5.17)

где p- шаг цепи, мм;

Kz- коэффициент.

Коэффициент Kz определяем по формуле

(5.18)

где z- число зубьев звездочки.

мм,

мм.

5.11 Определяем диаметры впадин Di1 и Di2, мм, по формуле

(5.19)

где dД- делительный диаметр звёздочки;

d1- диаметр ролика, мм.

мм,

мм.

Проверочный расчёт

5.12 Проверяем частоту вращения n1, мин -1, на ведущей звёздочке:

(5.20)

где [nц1]- допускаемая частота вращения на ведущей звёздочке, мин -1.

Допускаемую частоту вращения на ведущей звёздочке [n1] определяем по формуле

(5.21)

где p- шаг цепи, мм.

мин -1.

5.13 Проверим число ударов U о зубья звёздочки по формуле

(5.22)

где lp- число звеньев в цепи;

[U]-допускаемое число ударов цепи о зубья звёздочки.

(5.23)

где p- шаг цепи, мм.

,

.

5.14 Определяем фактическую скорость цепи хц, м/с, по формуле

(5.24)

м/с.

5.15 Определяем окружную силу Ft, Н, передаваемую цепью по формуле

(5.25)

где Pзв- мощность на ведущей звёздочке, кВт.

Н

5.16 Определяем давление в шарнирах pц, Н/мм2, по формуле

(5.26)

где Kэ- коэффициент эксплуатации, Kэ=1,25;

A- площадь проекции опорной поверхности шарнира: для роликовых цепей A=d1b3; здесь d1=5.94 мм -диаметр оси, и b3= 33 мм - длина втулки;

[pц]- допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм2.

Н/мм2

5.17 Проверяем прочность цепи S по формуле:

(5.27)

где Fр- разрушающая нагрузка цепи (Fр= 31800), Н;

Кд- коэффициент динамичности нагрузки, при равномерной нагрузке Кд = 1;

Ft- окружная сила, передаваемая ремнем, Н;

F0- предварительное натяжение цепи, Н;

Fх- натяжение цепи от центробежных сил, Н;

[S]-допускаемый коэффициент запаса прочности, [S]=8.4.

Предварительное натяжение цепи F0, Н, определяем по формуле

(5.28)

где kf- коэффициент провисания, для горизонтальных передач kf=3;

a- межосевое расстояние, м;

q- масса 1 м цепи (q=1.9 кг/м), кг/м;

g- ускорение свободного падения, м/с2.

Н

Натяжение цепи от центробежных сил Fх, Н, определяем по формуле

(5.29)

где хц- фактическая скорость цепи, м/с.

Н

Тогда

5.18 Определяем силу , Н, действующую на валы звёздочек, по формуле

(5.30)

где kB- коэффициент нагрузки вала (kB=1,15).

Н.



Таблица 5.1- Результаты вычислений

Проектный расчёт
Параметр	Значение
Тип цепи	ПР-19,05-3180
Шаг цепи p, мм	15,87
Число зубьев ведущей звёздочки z1	24
Число зубьев ведомой звёздочки z2	60
Межосевое расстояние a, мм	476.25
Число зубьев lр	103
Длина цепи l, мм	1635.125
Сила давления цепи на вал Fоп, Н	5607.92
Диаметр делительной окружности Ведущей звёздочки , мм ведомой звёздочки , мм	174.10 435.26
Диаметр окружности выступов ведущей звёздочки Dе1, мм ведомой звёздочки Dе2, мм	130.72 314.826
Диаметр окружности впадин ведущей звёздочки Di1, мм ведомой звёздочки Di2, мм	171.33 433.83

Таблица 5.2- Результаты вычислений

Проверочный расчёт
Параметр	Допускаемое значение	Расчётное значение	Примечание
Частота вращения ведущей звёздочки n1, об/мин	266	261
Число ударов цепи U	3,27	2.32
Коэффициент запаса прочности S	8,2	0,9	0,98,9
Давление в шарнирах цепи pц, Н/мм2	3.15	16.9	16.930



6. Нагрузки валов редуктора

Таблица 6.1- Определение консольных сил

Определение консольных сил
	На шестерне	На колесе
Окружная
Радиальная
Осевая
Клиноременная
Цепная
Муфта

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

7.1 Выбираем материал валов:

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х. Выбираем сталь 40Х.

ув=900 Н/мм2; ут=750 Н/мм2; у-1=410 Н/мм

7.2 Определяем геометрические параметры ступенчатых валов:



Таблица 7.1- Расчёты размеров валов

Ступень	Вал-шестерня	Вал-колесо
1-я
2-я
3-я
4-я
5-я

7.4 Предварительно выбираем подшипники качения:

7.4.1 Роликовые конические типа 7000:

Быстроходный вал:

а) Подшипник - 7205

d=25; D=52; b=20; Т=16.5; с=13, мм.

б) Грузоподъёмность

Cr=23900; Cor=17900, Н

Тихоходный вал:

в) Подшипник - 7206

d=30; D=62; b=16; Т=17.5; с=14.

г) Грузоподъёмностьтехнический уровень

Cr=22900; Cor=22400, Н.



8. Расчётная схема валов редуктора

8.1 Определяем реакции в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал):

Дано: Ft1 = 1108.3 H; Fr1 = 383 H; Fоп =474 Н; Fa1=80 Н; lоп = 0,065 м; lб = 0,045 м;

1) Определение реакции в подшипниках в вертикальной плоскости:

?М2 = 0

- Fоп?(lоп+lб )+ Rау?lб + Fr?l1 +Fd1?d1/2 = 0

Rау=(474*(0,065+0.045)-383*0,025-1108.3*0,038/2)/0,045= 477.8Н

?М3 = 0

-Fоп ?lоп+ Rву?lб + Fr?lб/2+ Fа?d1/2 = 0

Rву=(474*0,065-383*0,045-80*0,045/2)/0,045=262.5 Н

Проверка: ?У = 0

Rау- Fr+ Rву -Fоп=0

477.8+383+262.5- 474.3=0

0=0

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Нм

Мх4=0;

Мх3= - Fоп?lоп=-52,6

Мх2= - Fоп?(lоп +lб)+ Rax?lб =176,3

Мх1'= - Fоп?(lоп +lб+l1)- Rax?(lб +l1)+ Rбx?l1=353,2

2) Определение реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости:

?М3 = 0

Ft1?(l1+lб )- Rаx?lб = 0

зубчатый передача редуктор подшипник

Rвx=(1509,3*(0,039+0,07)/0,07=2350,186 Н

?М2 = 0

- Rах?lб +Ft1 ?l1= 0

Raх=(-1509,3*0,039)/0,07=-840,895 Н

Проверка: ?У = 0

-Rах+Rвх - Ft =0

- 840,896+2350,186- 1509,3=0

0=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в сечениях 1...4:

Му1=0; Му4=0

Му3= -52,6

Му2- Fоп?(lоп +lб)+ Raу?lб =286,6

3) Строим эпюры крутящих моментов, Нм:

Мк = Мz = Ft1 ?d1/2 = 54,33 Нм

4) Определяем суммарные радиальные реакции:

RА = = 1867,68 Н

RВ = = 238,13 Н



Рисунок 8.1- Эпюра изгибающих моментов (быстроходный вал).

8.2 Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (тихоходный вал):

Дано: Ft2 = 1509,3 H; Fr2 = 216,25 H; Fоп =3042,72 Н;

Fa2=498,25 Н; lоп=0,017 м; lT=0,141 м;

Fy=Fоп*sin30=1521,36 H; Fx= Fоп*cos30=2616,74 Н

1)

2) Определение реакции в подшипниках в вертикальной плоскости:

?М3 = 0

Fм?lоп - Fd1?d1/2 + Fr?lТ/2 -Rсу?(lТ/2+lТ/2)= 0

Rау=(2725*0.017-498,25*0,015+216,25*0,07)/0,141=498,93 Н

?М1 = 0

Fм ?l- Rву?lТ /2- Fа?d1/2 - Fr?lб/2= 0

Rву=(2725*0,158-498,25*0,015-216,25*0,07)/0,07=282,68 Н

Проверка: ?У = 0

-Rdу+ Rву - Fr =0

-498,93+282,68-216,25=0

0=0

Строим эпюры изгибающих моментов.

Мх4=0; Мх3=0

Мх2= Fм?(lоп +lТ/2)- Rx?lТ /2=20,24

Мх1= Fм?l - Rx?lТ + Ft?lТ/2=197,57

3) Определение реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости:

?М3 = 0

Fх?(lоп+lТ )- Rсx?lТ + Ft1 ?lТ/2= 0

Rсx=(2616,74*(0,017+0,141)+1509*0,07/0,141=3670,64 Н

?М2 = 0

-Fх?lоп - Rdх?lТ +Ft1 ?lТ/2= 0

Rdх=(-2616,74*0,017)+1509,3*0,07/0,141=433,69 Н

Проверка:



?Х = 0; Fx-Rcx+Ft2-Rdx=0

2616,74-3670,6+1509,3 - 433,69=0

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Нм

Му3=0; Му4=0

Му2= Fм(lоп+lt/2) - Rx*lт/2=20,24

Му1= Fм?lоп- Rx*lт+ Ft1 ?lТ/2=197,57

4) Строим эпюры крутящих моментов:

Мк = Мz = Ft1 ?d1/2 = 123,76 Нм

5) Определяем суммарные радиальные реакции:

Rс = = 3705,40 Н

Rд = = = 518,69 Н



Рисунок 8.1- Эпюра изгибающих моментов (тихоходный вал).



9. Подбор подшипников

Базовая динамическая грузоподъемность подшипника Сr представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности, составляющей 10 оборотов внутреннего кольца.

Сr = 23900 Н для быстроходного вала (табл. К27, ) подшипник 7205.

Сr = 29800 Н для тихоходного вала (табл. К27, ), подшипник 7206.

Пригодность подшипников определяется сопоставлением, расчётной

динамической грузоподъёмности Сrp,Н, с базовой Сr,Н.по условию

Crр ? Cr.

(9,1)

где Re - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

m - показатель степени;

n - частота вращения соответствующего вала, об/мин;

а1 -коэффициент надёжности;

а23 - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации;

Для быстроходного вала:

Re=3248Н;

m=3.33;

n=720об/мин;

а1=1;

а23=0.6

19000?23900

Crp является приемлемой, значит типоразмер подшипников выбран верно

Для тихоходного вала:

Re=3248Н;

m=3.33;

n= 480об/мин;

а1=1;

а23=0.6

16821?29800

Crр является приемлемой, значит типоразмер подшипников выбран верно

10. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Для соединения валов с деталями, передающими вращение, применяем призматические шпонки из стали 45.

Выбираем шпонку под колесо на тихоходном валу редуктора. Диаметр вала в этом месте ? 30 мм. По ГОСТ 23360-78 сечение и длина шпонки , глубина паза t1=5 мм. Окружная сила на шестерне =1108,3 Н.Площадь смятия шестерни =35,2 .

Проверяем шпонку на напряжение смятия по формуле

; (10.1)

Следовательно, шпонка удовлетворяет нашим требованиям.

На тихоходном валу присутствует две шпонки: под зубчатое колесо и под ведущую звездочку. Расчет будем производить по шпонке под ведущую звездочку, так как посадочн...