Розрахунок та проектування редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Розрахунок та проектування редуктора

Вступ

Даний курсовий проект призначений для придбання навичок розрахунку передач приводу, та загальної розробки приводу, закріплення та поглиблення теоретичних знань Удосконалення конструкцій та методів розрахунку створюваних машин -- нагальна потреба дня. Це особливо важливо для країн, що розвиваються, оскільки саме машинобудівне виробництво сприяє різкому підвищенню добробуту суспільства. У конкурентній боротьбі окремих держав і фірм постійно перемагає той, хто має більш досконалі машини. Характерною особливістю сучасних машин є істотне підвищення вимог до їх експлуатаційних характеристик: збільшуються швидкість, прискорення, температура, зменшуються маса, об'єм, вібрація, час спрацьовування механізмів і т. п. Темпи такого підвищення вимог постійно зростають і машинобудівники змушені все швидше вирішувати конструкторські і технологічні задачі. В умовах ринкових відносин швидкість реалізації прийнятих рішень відіграє чільну роль.

З використанням комп'ютерів і положень теорії прийняття рішень стає можливим вирішення проблеми автоматизації проектування. Але незважаючи на беззаперечну прогресивність використання комп'ютерів, не можна вважати, що конструювання пов'язане виключно з їх використанням. Конструктор повинен володіти різноманітними методами розв'язання технологічних задач як з використанням комп'ютерів, так і без них.

1. Вибiр електродвигуна й визначення головних параметрiв приводу

Вихiднi данi:

F_t = 14 кН -- Окружное усилие на ведушей звездочке рабочего механизма;

V = 0,2 м/с --Скорость цепи;

D= 600 мм - Делительный диаметр ведущей звездочки рабочего механизма.

Визначення потужностi на ведучому валу робочого механiзму

N_зв = F_t *V=14*0.2 = 2,8 кВт.

Визначення ККД приводу

з_общ = з_{ч .п} * з_ц.п * з_к.л * з³_п.к = 0,8 * 0,92 * 0,92 * (0,933)³ *0,99 = 0,663

де з_к.п =0.92 -ККД конiчноi прямозубої передачi;

з_{ч .п} =0,8 -ККД червячной передачи

з_п.к =0,993 -ККД однiєї пари пiдшипникiв котiння;

з_цп =0,99 -ККД цепной втулочно-роликовой передачи.

Визначення розрахункової потужностi на валу електродвигуна

;

редуктор електродвигун привод

Визначення потужностi на валах приводу:

;

;

Визначення частоти обертання вихiдного валу приводу:

Визначення рекомендованого передаточного числа приводу

u_общ = u_ч.п. *u _ц.п * u_к._п = 15*3*4 =180

де u _к.з..п-- рекомендоване передаточне число конічної прямозубої зубчастої передачi;

u _ч.п. =15 - рекомендоване передаточне число червячной передачi.

u _ц.п. =3 - рекомендоване передаточне число цепной втулочно-роликовой.

Визначення розрахункової частоти обертання вала електродвигуна:

n₁=n_зв* u_общ = 4*180=720 об/хв.

Вибір. асiнхронного електродвигуна серії 4А зачиненного обдувного виконання за ГОСТом 19523-81 з параметрами Т₁,табл.2

тип електродвигуна -- 4А1З2S6УЗ;

потужнiсть електродвигуна N_е=5.5 кВт;

частота обертання валу електродвигуна n_е= 965 об/хв.

Уточнення передаточного числа приводу:

Уточнення передаточних чисел передач приводу:

Визначення частоти обертання валiв приводу:

Визначення обертаючого моменту на валах приводу:



Визначення дiаметрiв валiв приводу:

Приймаємо:

d₂=32мм;

d₃=71 мм.

d₄=105 мм.

Головнi параметри приводу:

Таблиця

	1	2	3	4
N, кВт	4,22	3,94	3,13	2,86
n, об/хв.	965	321,7	20,01	4
Т, Нм	41,79	116,96	1493,35	6826,54
d, мм	38	32	71	105

2. Розрахунок роликової ланцюгової передачі

Вихідні данні

Потужність на ведучому валі Р₁ = 4,22 кВт

Число обертів ведучої зірочки n₁ =965 об/хв.

Передаточне число u = 3

Обертовий момент на валу ведучої зірочки Т₁ = 41,69 Нм

Проектний розрахунок передачі

Вибираємо число зубців ведучої зірочки

Приймаємо (табл. 2.25, /1/)

Тоді число зубців веденої зірочки

Орієнтовне значення кроку ланцюга

До розрахунку вибираємо роликовий ланцюг ПР -15,875-2270-2 ГОСТ 13568-75, для якого маємо:

крок t=15,875мм;

проекція опорної поверхні шарніра ;

руйнівне навантаження ;

маса 1 м ланцюга

Кутова швидкість ведучої зірочки

Швидкість ланцюга



Орієнтовна між осьова швидкість

Число ланок ланцюга

Вибираємо L = 148 - ціле і бажано парне.

Розрахункова міжосьова відстань

Міжосьова відстань передачі зі забезпеченням провисання веденої гілки

Ділильний діаметр ведучої зірочки

2.1 Розрахунок шарнірів ланцюга на стійкість проти спрацювання

Номінальне корисне навантаження ланцюга (колове зусилля)

Вибираємо коефіцієнт інтенсивності 1,4 і розраховуємо еквівалентне корисне навантаження

Допустимий тиск у шарнірах ланцюга за умови стійкості проти спрацювання

Тут вибрані такі значення розрахункових коефіцієнтів

Коефіцієнт працездатності передачі :

при допустимому збільшенні середнього кроку ланцюга (Дt/t) = 3 %, маємо

Сумарний термін служби передачі

Коефіцієнт, що враховує вплив кутової швидкості ведучої зірочки

Коефіцієнт параметрів передачі



де коефіцієнти, що враховують:

вплив числа зубців ведучої зірочки

вплив міжосьвої відстані

- вплив передаточного числа

Коефіцієнт експлуатації

де коефіцієнти, що враховують:

- нахил лінії центрів зірочки щодо горизонту

- спосіб регулювання натягу віток ланцюга

- спосіб змащування передачі

Розрахунковий тиск у шарнірах ланцюга

тут коефіцієнти, що враховують:

Динамічне навантаження К_Д = 1;

Число рядів ланцюгів Кm = 1.

Умова стійкості шарнірів проти спрацювання -

Таким чином умова стійкості проти спрацювання забезпечується, оскільки



Розрахунок ланцюга на міцність.

Визначаємо повне зусилля в ланцюгу

, тут

Зусилля від центрових сил Н

Зусилля від провисання ланцюга

Н

Коефіцієнт Kf =3, залежить від розміщення лінії центрів.

Визначаємо коефіцієнт міцності ланцюга

Визначаємо допустимий коефіцієнт міцності ланцюга

Умова міцності ланцюга виконується.

Розрахунок пластин ланок ланцюга на втому

Розраховуємо еквівалентне корисне навантаження ланцюга

тут коефіцієнт інтенсивності КЕвм = 1,2

Розрахунковий тиск у шарнірах ланцюга

Допустимий тиск у шарнірах ланцюга, що гарантує втомну міцність його ланок.

Тут вибрані такі значення розрахункових коефіцієнтів, що враховують

вплив чисел зубців ведучої зірочки

ресурс (тривалість) роботи

кутову швидкість

вплив кроку ланцюга

Втомна міцність пластин ланцюга достатня, бо

1

Сила, що навантажує вал передачі

Розрахунок геометричних параметрів ланцюгової передачі крок ланцюга t = 15,875 мм;

діаметр ролика ланцюга d1 = 10,16 мм;

число зубців ведучої зірочки z1 = 21, ведомої - z2 = 105;

діаметр ділильної окружності ведучої зірочки dд1 = 106,5 мм,

ведомої - dд2 = 530,7 мм

діаметр окружності виступів

радіус западин r = 0,5029 · d1+0,05 = 5,2 мм;

діаметр окружності западин

3. Розрахунок черв'ячної передачі

Вихідні данні:

N₁ =3.94 квт - потужність, передана черв'ячком

n₁ =321.7 - частота обертання черв'ячка

u =16.08 - передаточне число

Праця нереверсивна, безперервна; термін служби передачі:

t =24* 0.2* 365* 0.65* 9=10000г.

По табл. 3.30 вибираємо матеріал черв'яка й вінця черв'ячного колеса. Приймаємо для черв'яка сталь 45 із загартуванням до твердості 45...50…50HRC_е й послідующим шліфуванням витків. Приймаємо матеріал вінця колеса Бр. АЖ 9-4 з механічними властивостями: у_т =200 МПа; у_в =400 МПа

Приймаємо число заходів черв'яка z₁₌₂ ;КПД передачі з=0,82

Крутячий момент на волові колеса

Орієнтовна швидкість ковзання

При Даній швидкості ступінь точності передачі 9-я

Припустима контактна напруга

 [у_н]

Контактна напруга, що допускає, при розрахунку на дію максимального навантаження

[у_нм] =2* у_т=2* 200=400МПа

Напруга вигину, що допускає, при базовому числі зміни напруг N_FO=10⁶ для нереверсивного навантаження

N_FO = 10⁶ [у_F]= =102МПа

Сумарне число циклів нагружений

Коефіцієнт довговічності

Напруга, що допускає, на вигин

[у_F]= [у_F] * K_FL=102* 0.67=68МПа

Напруга, що допускає, на вигин при розрахунку на дію максимального навантаження

[у_FМ]= 0.8 *у_T=0.8* 200=160МПа

Число зубів черв'ячного колеса

Z₂ =Z₁* 4=2* 16.08=32

Коефіцієнт діаметра черв'яка

q=0.25* z₂=0.25* 40=10, що відповідає стандартному значенню q.

Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця K_HЯ= K_Я=1

Коефіцієнт враховуюче динамічне навантаження

K_Hv=0.3+0.1* n+0.02* v_c=0.3+0.1* 8+0.02* 1.49=1.13

Визначаємо міжосьова відстань передачі з умови контактної витривалості

Модуль зачеплення

Застосовуємо по стандарті m=10мм

При стандартному модулі міжосьова відстань



Ділильний кут підйому черв'ячка

г=14°02' 10"

Ділильні діаметри:

черв'яка: d_w1=q* m=8* 10=80мм

черв'ячного колеса: d_w2=m* z₂=10* 32=320мм

Розрахункова швидкість ковзання

При швидкості =1,4 припустима контактна напруга

[у'_н]= 270Мпа

Ступінь точності, що рекомендує, передачі 9-я

Коефіцієнт динамічного навантаження при =1,4 і 9-го ступеня точності

K'_Hv= 0.3+0.1* 8+0.02* 1.4=1.13

Наведений кут тертя при роботі бронзового колеса в парі зі сталевим черв'яком при =1,4 ц'= 2°35'

КПД передачі



Фактичний крутний момент на волові черв'ячного колеса

3.29 По витончених параметрах параметрам [у'_н], K'_Hv і необхідно обчислити міжосьову відстань a_w ( табл. 3.26, формула 3.75' ) або фактична контактна напруга у_н (табл. 3.26, формула 3.76') у цьому випадку, тому що в місце розрахункової міжосьової відстані a_w = 178,5мм прийняте a_w=200мм (що враховує можливість передачі черв'ячним колесом великого крутного моменту ), доцільно перевірити контактну напругу

Перевіряємо контактну міцність зуба колеса при дії максимального навантаження (формула 3.96)

,

де задано у вихідних даних розрахунку

Перевіряємо витривалість зубів черв'ячного колеса на вигин.

Попередньо знаходимо еквівалентне число зубів колеса (формула 3.87)

коефіцієнт форми зуба колеса (табл. 3.28) Y_F=1.64

напруга вигину (табл. 3.26, формула 3.77)

Приміримо міцність зуба на вигин при дії максимального навантаження (формула 3.97):

Остаточно приймаємо параметри передачі

z₁=2; z₂=32; d₁=d_w1=80мм; d₂=320мм; a_w =200мм

В'язкість масла, що рекомендує, (табл. 3.62) при швидкості

V_c=1.4 V₁₀₀=15cCт (або 10^{6 м2}/_хв.) Приймаємо масло авіаційне МС14 за ДСТ 21743-76

4. Розрахунок відкритої конічної прямозубої передачі

Вихідні дані:

N₁=3.13 квт - номінальна потужність, передана шестірні

n₁= 20.01 - частота обертання шестірні

u=5.4 - передаточне число

Вибір матеріалу й напруг, що допускають, для шестірні й колеса. По табл. 3.12 вибираємо матеріал для шестірні й колеса - Ст.5 (пакування); термообробка - нормалізація.

Для шестірні при радіусі заготівлі 40...100мм

у_В= 570МПа , у_Т=270МПа, HB₁ 170;

для колеса при радіусі заготівлі 100мм

у_В=570МПа , у_Т=260МПа , HB₂ 170.

Розрахунок зубів на витривалість при вигині. відповідно до рекомендацій (див. з 61) приймаємо пропорційно- зуби, що знижуються. Обчислюємо зовнішній окружний модуль

Попередньо визначаємо величини, необхідні для розрахунків. Номінальний крутний момент на шестірні (формула 3.12)

Коефіцієнт ширини вінця (формула 3.63) ш_ДО=0.2.

Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця при консольному розташуванні шестірні на роликових опорах і відношенні

; К_FB=1.06

Орієнтовна швидкість зубчастих коліс (формула 3.27)

При даній швидкості по табл. 3.33 установлюємо 9-ю ступінь точності.

Вибираємо коефіцієнт динамічного навантаження для ступеня точності зубчастих коліс, на одиницю грубіше встановленої (див. с. 80), тобто для 10-й ступеня точності (табл. 3.16): К_FV=1.016 (визначається інтерполяцією по ступені точності коліс й окружної швидкості). По табл. 3.11 приймаємо

z₁=18; z₂=z₁* u= 18* 5.4=97. Знаходимо еквівалентне число зубів для шестірні й колеса (формула 3.7):

;

де ; (див. табл. 3.9),д₁=10°20' ; відповідно

д2=(90°-д₁₎ =(90°-10°20')= 79°80'

Отже,



Коефіцієнт, що враховують форму зуба шестірні й колеса (мал. 3.21), Y_F1 =4.6; Y_F2 =4.25. Коефіцієнт, що враховує вплив нахилу зуба на його напружений стан, для прямозубих коліс(див. с. 77) Y_Я =1,0

Визначаємо відношення

для зуба шестірні:

напруга вигину, що допускає, для зуба (формула 3.51)

Попередньо знаходимо границю витривалості зубів при вигині, що відповідає еквівалентному числу циклів зміни напруг (формула 3.52):

,

де боковий вівтар витривалості при вигині, що відповідає базовому числу циклів зміні напруги (табл. 3.19),

;

Коефіцієнт К_FC=1(табл. 3.20); коефіцієнт довговічності (формула 3.53)



При HB<350 (див. с. 77) m=6; базове число циклів зміни напруги (див. с. 77) N_FO=4* 10⁶. Еквівалентне число циклів зміни напруг (формула 3.54)

Відповідно

Боковий вівтар витривалості у_FLim1=306* 1* 1.07=327МПа. Інші коефіцієнти визначені при розрахунку [у_F1]: S_F=S_F'* S_F"=1.75* 1=1.75; Y_S=1; Y_R=1. Допустиме напруження вигину для зуба колеса

Для зуба колеса:

напруга вигину, що допускає, для зуба (формула 3.51)

,

де боковий вівтар витривалості при вигині, що відповідає базовому числу циклів зміні напруги (табл. 3.19),

;

Коефіцієнт К_FC=1(табл. 3.20); коефіцієнт довговічності (формула 3.53)

При HB<350 (див. с. 77) m=6; базове число циклів зміни напруги (див. с. 77) N_FO=4* 10⁶. Еквівалентне число циклів зміни напруг (формула 3.54)

Відповідно

Боковий вівтар витривалості у_FLim2=306* 1* 1.42=435МПа. Інші коефіцієнти визначені при розрахунку [у_F2]: S_F=S_F'* S_F"=1.75* 1=1.75; Y_S=1; Y_R=1. Допустиме напруження вигину для зуба колеса



Модуль зачеплення

мм

Приймаємо : m_te=9мм

Початковий діаметр шестірні по більшому торці (табл. 3.9)

d_щ1=m_te* z₁=9* 18=162мм

Число зубів плоского колеса (табл. 3.9)

Зовнішні конусна відстань (табл. 3.9)

R_e=0.5* m_te* z_c=0.5* 0.59* 99=445.5мм

Робоча ширина зубчастого вінця (табл. 3.1)

при ; b_щ= ш_k* R_e=0.2* 445.5=89 мм; приймаємо b_щ=89. Перевіряємо умову (3.64) b_щ? 10* m_te=89.5мм; отже, умова дотримана.

Уточнюємо розрахунковий модуль (формула 3.59)

m'_te

Попередньо визначаємо величини, необхідні для розрахунку. Середній нормальний модуль (формула 3.4)

m_n=m_te

Середній початковий діаметр шестірні (див. с. 80)

d_щm1=

Розрахункова окружна швидкість на середньому початковому діаметрі шестірні (формула 3.47)

V_c=

При V_c=0.153 рекомендує степень, що, точності - 9-я, що збігається з раніше прийнятої.

Уточнюємо коефіцієнт динамічного навантаження для ступеня точності коліс, на одиницю грубіше прийнятої, тобто для 10-й ступеня. При V_c=0.153 (табл. 3.16) к'_FV=1.023. Коефіцієнт чутливості матеріалу до концентрації напруг (мал. 3.19) Y_S=0.92.

Модуль зачеплення

m'_te =

Приймаємо по стандарті: m'_te=9мм

Перевірочний розрахунок зубів на міцність при вигині максимального навантаження. Розрахункова напруга вигину від максимального навантаження (формула 3.61)

у_FM=у_F [ у_FM]

Обчислюємо напругу вигину в зубах шестірні (табл. 3.14, формула 3.22):

у_F1=Y_F1·Y_в·< [у_F1]=,

де питоме розрахункове навантаження (Формула 3.25')

Тут коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами (див. с. 82), k_б=1.

Напруга вигину в зубах колеса (табл.3.14, формула 3.22')

у_F2=у_F1 <[у_F2]=249МПа

Напруга вигину від максимального навантаження:

у зубах шестірні

у_FM1=166.3* 1.5=249.5MПа<[ у_FM1]=311МПа

у зубах колеса

у_FM2=153.6* 1.5=230.4MПа<[ у_FM1]=311МПа,

де задано у вихідних даних розрахунку.

Перевірочний розрахунок зубів на контактну міцність при дії максимального навантаження. Розрахункова напруга від максимального навантаження (формула 3.60)

у_HM=у_H ? [у_HM].

Обчислюємо контактна напруга від номінального навантаження (табл. 3.14, формула 3.19):

у_H=z·z·z_е

Попередньо визначаємо величини, необхідні для розрахунку. Коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь (формула 3.28'), z=1.76. Коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалу зубчастих коліс (формула 3.29), z=275МПа . Коефіцієнт торцевого перекриття (табл. 3.11) е_б=1.58. Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній (формула 3.30),

z_е=

Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами (див. с. 82), к_Нб=1. Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця при консольному розташуванні шестірні на роликових опорах й отношении

; К_Нв=1,06

Коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження (табл. 3.16) для ступеня точності коліс, на одиницю грубіше прийнятої, тобто для 10-й ступеня точності, к_Нх1.01 (визначається інтерполяцією по ступені точності й швидкості).

Контактна напруга

Напруга від максимального навантаження

у_HM=594* =727.4МПа<[у_HM2]=728МПа

[у_HM2]=2.8* у_T=2.8* 260=758МПа

Принимаємо остаточне параметри передачі :

m_te=9мм;

z₁=18;

z₂=97;

d_щ1=162мм;

d_щ2=873мм

д₁=10°20';

д₂=79°80';

R_e=445.5мм ;

b_щ=89мм

5. Перевірочний розрахунок вала редуктора

Вихідні дані :

n=321.7об/хв. .- частота обертання вала редуктора ;

T =116.96 Нм - крутячий момент на валу ;

d₁=32мм ;d₂=40мм; d₃=45мм; d₄=60мм - діаметри вала в небезпечних перерізах ;

d_щ2=320м- начальний диаметр червячного колеса ;

d_щm1=145.96 мм - середній начальний діаметр конічної шестерні;

Матеріал валу - сталь 40Х [1. табл. 5.1]

Визначаємо розрахункову схему (див. далі )

Визначаємо зовнішні силові фактори , діючи на вал

Визначаємо складальні нормальної сили зачеплення в черв'ячній передачі [1. табл. 5.2]

Визначаємо складальні нормальної сили зачеплення в конічній передачі

Визначаємо згинаючи моменти від осьових составних

Визначаємо реакції в опорах вала

Визначаємо реакції в горизонтальній площині

Рис.1

2) ;

3)

Визначаємо реакції в вертикальній площині

1) ;

2) ;

;

Визначаємо сумарні реакції в опорах вала

Визначаємо внутрішні силові фактори в небезпечних перерізах

Визначаємо згинаючі моменти в горизонтальній площині:

М_Х1=0;

М_Х2=R_AX*a= -781.175*0.16= -124.988 Hм;

М_Х3=-Ft1*c= -1602.6*0.083= -133.0158 Нм;

М_Х4=0;

Визначаємо згинаючі моменти в вертикальній площині

M_y1=0;

M_y2=R_Ay*a= -796.591*0.16= -127.45 Нм;

M'_y2=M_Fa1-F_r1*(b+c)+R_By*b=0.2119-16.264*(0.16+0.083)+ +829.38*0.16= -128.96 Нм;

M_y3= M_Fa1-F_r1*c= 0.2119-16.264*0.083= -1.138 Нм;

M_y4=M_Fa1=0.2119 Нм;

Визначаємо сумарний згинаючий момент в розглянутих перерізах вала

Визначаємо крутячий момент в перерізах

М_к1=0;

М_к2=М_к3=М_к4=Т=116,96 Нм

Визначаємо преведані моменти в перерізах вала

Перевіряємо вал на усталісну прочність.

Знаходимо запас усталосної прочності в розглянутому небезпечному перерізі

,

де у_-1є - предел витривалості, сумісний еквівалентному числу циклів навантаження; к_уд - коефіцієнт довговічності;

; m=6 - показник степені для кривої виносливості при наявності посадки з натягом;

N₀=5*10⁶

=100000 г - срок служби передачі

N_E=41.66*10⁶> N₀=5*10⁶ => k_L=1

у_-1є=270*1=270 мПа

Для симетричного циклу навантаження згину:

у_m=0

М_u=133,021Нм - сумарний згинаючий момент в небезпечному перерізі

Визначимо запас усталосної прочності в небезпечному перерізі при крученні

,

де ф_-1е - предел витривалості сумісний еквівалентному числу циклів навантаження; к_фд - коефіцієнт концентрації навантажень

ф_-1е = ф_-1*к_L=150*1.31=196.5 мПа

к_фд =1,65; ш_ф=0,05

Для від нульового циклу напряжень кручення

Визначаємо сумарний запас усталосної прочності в небезпечному перерізі

Перевіряємо умову усталосної прочності

n=8.34>[n]=1.8

6. Перевірочний розрахунок підшипників кочення

Вихідні данні:

Роликопідшипники радіально-упорні, конічні, однорядного типу, №7309 по ГОСТ 333-79 з параметрами:

С=75100 Н - динамічна грузопід'йомність;

е=0.29 - коефіцієнт осьового навантаження;

Y=2.09 - коефіціент осьвої нагрузки;

F_rA=1115.702Н- радіальне навантаження підшипника в опорі А;

F_rB=1849.203Н - радіальне навантаження підшипника в опорі В;

F_a=1602.6Н - осьове навантаження вала;

n=321 об/хв. - частота обертання валу;

[L_n]=10000 годин - вимогаєма довговічність вала;

Графік навантаження (див. додаток).

Визначаємо розрахункову схему:

Рис.2

Визначаємо осьові составні радіальних навантажень F_S

Визначаємо осьове навантаження за умови

F_aA+F_a-F_aB=0

F_SA<F_aA

F_SB<F_aB

Приймаємо F_aA=F_SA=268.55H

Тоді F_aB=F_aA+F_a=268.55+1602.6=1871.15H>FSB

Умова виконана.

Визначаємо еквівалентне розрахункове навантаження.

P=(X*V*F_r+Y*F_a) *k_д*k_T,

X=1 - коефіцієнт радіального навантаження;

V=1 - коефіцієнт обертаючого ся кільця (3,с.197);

k_д=1.4 - коефіцієнт безпечності (3,табл.8.3);

k_T=1 - температурний коефіцієнт (3,табл. 6.4);

При - коефіцієнт навантажень;

X_A=1; Y_A=0

P_A=(1*1*1115.702+0) *1.4*1=1561.98H

P_B=(X_B*V*F_rB+Y_B*F_AB) *k_д*k_T

При - коефіцієнт навантажень;

X_B=0.4; Y_B=0.86

P_B=(0.4*1*1849.203+0.86*1871.15) *1.4*1=3288.417H

Визначаємо розрахункове еквівалентне навантаження:

P=Pmax=3288.417H

Визначаємо розрахунковий строк служби підшипника

де Р=3,33 - показник степені; К_НЕ - коефіцієнт режиму навантаження

Перевіряємо умову довговічності підшипників:

Умову виконано

7. Розрахунок шпонкових з'єднань

l_Р - робоча довжина шпонки;

d - діаметр вала;

T - крутячий момент валу.

Таблиця

Параметр/Вал	d=32 мм	d=95 мм	d=71мм
h, мм	14	26	20
lР, мм	33	105	50
T, Нм	116,96	116,96	116,96
уCM, мПа	47	2,7	9,88

Точність забезпечена

8. Розрахунок фундаментальних болтів

Вихідні данні:

Т₁=116,96 Нм - крутячий момент на вхідному валу редуктора;

Т₂=1493,35 Нм -крутячий момент на вихідному валу редуктора;

F_r1=16,264Н - радіальна сила;

F_a1=2,965Н - осьова сила;

M_Fa1=0,2119Н - згинаючий момент;

F_t1=1602,6Н - окружна сила;

Q=22700Н - навантаження на вал зі сторони ланцюгової передачі;

a=450 мм; d=215 мм - розміри нижнього фланца корпусу;

b=420 мм; c=203 мм - розміри, визначаючі положення болтів креплення редуктора;

l₁=266 мм; l₂=236 мм; l₃=131 мм; h=420 мм; h₁=220 мм - розміри, визначаючі положення вхідного і вихідного валів редуктора;

z=4 - кількість болтів креплення редуктора;

Визначаємо розрахункову схему:

Рис.3

Визначаємо проекції головного вектора

Визначаємо проекції головного момента

Визначимо максимальне навантаження на один болт від дії зовнішніх силових факторів

Знайдемо розрахункові осьові навантаження від дії максимальних навантажень на один болт

де і=1 - кількість поверхонь стику;

f=0,15 - коефіцієнт тертя в стику стальних деталів;

к=1.5 - коефіцієнт запасу;

в=1,3 - коефіцієнт враховуючий сумісні дії розтягнення та кручення

де к_зат=2 - коефіцієнт затяжки

х=0,2 - коефіцієнт зовнішньої нагрузки

Знайдемо сумарне розрахункове осьове навантаження

F_P=F_P1+ F_P2+ F_P3+ F_P4+ F_P5+ F_P6=2602.26+13.28=2615.54H

Перевіряємо умову статичної міцності

[у_Р]=0.6*300=180мПа

d=26мм

Умову виконано

Перевіряємо умову усталосної прочності

редуктор електродвигун привод

де у_-1=170мПа - предел выносливости для материала болта

к_у=3 - коэфициент концентрации напряжений

уа - амплітуда напряжения цикла

[n]=2,5-4

Ш_у=0,1 - коэфициент чувствительности материала к осеметрии цикла

у_m - среднее напряжение цикла

N=265.63>[n]=2.5-4

Перевіряємо на міцність витки різьблення

де d=26 мм - середній діаметр різьблення

h=0,7мм - висота профілю

- кількість робочих витків

Р=3- крок різьблення

Н=20,8мм - висота гайки

[у_див]=0,8* у_т=0,8* 300=240мПа

Умова виконана

Умова виконана

9. Система мащення редуктора

1. Вибір способу мащення З урахуванням колової швидкості зубчатого колеса

м/с

2. Вибір сорту олії (/2/, табл.. Д43.1, табл. Д43.2)

При контактних напруженнях МПа і колової швидкості м/с, коефіцієнт

Потрібна кінематична в'язкість мастила мм²/с (табл. ДІ//)

Для змащення зубчастої передачі приймаємо мастило И-30А (ГОСТ 20799-88) , яка має

мм²/с (табл.. Д2 / /).

10.Вибір кількості мастила

3.1 Відповідно до рекомендації: глибина занурення тихохідних коліс редуктора мм, знаходимомм

Визначаємо необхідну для цього кількість мастила:

л

де- мм - висота ванни з мастилом;

мм - ширина внутрішньої порожнини редуктора;

мм - довжина внутрішньої порожнини редуктора;

мм - відстань від зубчатого колеса до днища корпуса;

мм - глибина занурення.

Відповідно до рекомендацій, обсяг масляної ванни (при змазуванні зануренням) вибираємо з розрахунку (0,35-0,7) л на 1 кВт переданій потужності:

л

Приймаємо для змащення зачеплення 9 л мастила

Для періодичної заміни забрудненої олії в редукторі передбачено мастило зливну пробку

Для контролю рівня олії в редукторі використовується мастило покажчик.

3мазування підшипників здійснюється

З урахуванням рекомендації, змащення підшипників здійснюється пластичною змазкою ЦИАТИМ-202

Ущільнення підшипникових вузлів здійснюється за допомогою манжет.

Список літератури

1. Баласанян Р.А. Атлас деталей машин: Навч. посібник для техн. вузів.--X: Основа,1996,--256с.

2. Иванов М. Н. Детали машин.-- М. : Висш. шк..1991.-- 383 с.

3. Иоселевич Г. Б. Детали машин.--- М. : Машиностроение, 1988.-- 368 с.

4. Киркач Н. Ф., Баласанян Р. А. Расчет и проектирование деталей машин,-- X. : Основа,1991.--276 с.

5. Курсовое проектирование деталей машин/Под ред. В.Н. Кудрявцева.-- Л. :Машиностроение. Ленингр. отделение, 1983.-- 393 с.

Размещено на Allbest.ru

...