Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Широкое распространение в различных отраслях машиностроения получили редукторы, которые состоят из ряда последовательно соединенных зубчатых и червячных передач, собранных в отдельном жестком корпусе. Существуют зубчатые редукторы - это механизмы, служащие для понижения угловых скоростей и увеличения крутящих моментов и выполняемых в виде отдельных агрегатов. Зубчатые редукторы имеют широкое применение, особенно в подъемно-транспортном, химическом, металлургическом машиностроении, в судостроении. Редукторы, состоящие только из одной передачи - одноступенчатые, их применяют при малых общих передаточных отношениях до 8 (максимум до 12,5). При передаточных числах от 8 до 40 (максимум до 63) выгоднее, с точки зрения габаритов и массы, применят двухступенчатые передачи. Трехступенчатые редукторы применяют при передаточных числах от 37 до 250 (максимум до 315). Область применения таких редукторов расширяется за счет двухступенчатых редукторов с большими передаточными отношениями, но одновременно их будут частично заменять более компактными планетарными и волновыми редукторами.

Цилиндрические редукторы являются наиболее простыми и распространенными в машиностроении, которые применяют для передачи вращения между параллельными или соосными валами. Цилиндрические редукторы имеют наибольшее распространение благодаря их долговечности, относительной простоте, высокому значению КПД (до 99%), большому диапазону скоростей и нагрузок, компактности, надежности действия.

Независимо от вида зубчатого зацепления существует большое количество разнообразных конструкций зубчатых передач. Так, в зависимости от величины передаточного числа различают передачи с постоянным передаточным числом - с круглыми колесами и с переменным передаточным числом - с круглыми колесами. Наибольшее распространение в технике получили цилиндрические (круглые) зубчатые колеса, которые могут быть с прямыми, косыми и шевронными зубьями. В моем случае цилиндрический редуктор с косозубыми колесами, таким образом, косозубыми называются зубчатые колеса, у которых направление каждого зуба составляет постоянный угол с образующей начальной поверхности. Причем, для обеспечения равномерной нагрузки обеих зубчатых пар быстроходной ступени колеса делают косозубыми, так что одну пару - правой, а другую - левой, и один вал устанавливают на подшипниках, допускающих осевую само установку. Рассмотрим наиболее распространенный двухступенчатый цилиндрический редуктор - это редуктор, выполненный по простой схеме, в которой каждая ступень состоит из одной пары зубчатых колес. Недостаток простых развернутых схем заключается в том, что вследствие несимметричного расположения зубчатых колес относительно опор нагрузка между подшипниками распределяется неравномерно, а в результате деформации изгиба и кручения валов возникает концентрация нагрузки по длине зубьев. При этом углы наклона зубьев на колесах промежуточного вала принимаются одинакового направления, так как при этом осевые усилия на колесах направлены в противоположные стороны, вследствие чего уменьшается суммарное осевое усилие, воспринимаемое подшипником. Существует наиболее опасный вид разрушения для колеса - это поломка зубьев, которая приводит к выходу из строя передачи и часто к повреждению других деталей (валов, подшипников) из-за попадания в них выломившихся кусков зубьев. Поломка зубьев может вызываться: большими перегрузками ударного или статического действия, повторными нагрузками, вызывающими малоцикловую усталость, или многократно повторяющимися нагрузками, вызывающими усталость материала.

Косозубые колеса в зависимости от качества изготовления могут применяться при окружных скоростях до 30 м/сек. В последнее время, особенно широкое распространение в редукторах получили косозубые передачи даже при малых окружных скоростях. Это объясняется их некоторыми преимуществами перед прямозубыми. В косозубых передачах одновременно в зацеплении находится несколько зубьев, передача вращения происходит более плавно, уменьшаются динамические нагрузки, возникающие вследствие неточности изготовления колес. Кроме того, в ряде случаев редукторы с косозубыми зубчатыми колесами имеют наименьший весовой показатель (это отношение веса редуктора к крутящему моменту на тихоходном валу). В то же время изготовление косозубых колес не требует специального оборудования и оснастки. Одним из недостатков косозубых передач является наличие осевого усиления подшипниковых узлов и вала. Таким образом, такие передачи создают равномерную нагрузку на опоры валов ввиду симметричного расположения колес на валу, что важно при больших сильно разнящихся величинах реакций в опорах.

1. Кинематический расчёт привода

1 - двигатель; 2 - упругая втулочно-пальцевая муфта; 3 - цилиндрический редуктор; 4 - цепная передача; 5 - рельс; 6 - колесо

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема

1.1 Определяем срок службы приводного устройства

Lh = 365 LГ КГ tс Lс Кс; ч,

где LГ - срок службы привода, LГ = 4 лет;

КГ - коэффициент годового использования

tc - продолжительность смены, tc = 8 ч;

Lс - число смен, Lс = 2;

Кс - коэффициент сменного использования



Таблица 2.1 - Эксплуатационная характеристика машинного агрегата

Место установки	LГ	Lс	tc	Lh,ч	Характер нагрузки	Режим работы
	4	2	8	16 103	Лёгкие толчки	Реверсивный

1.2 Определяем частоту вращения приводного вала

где V - скорость моста,V = 2 м/с;

D - диаметр колеса, D = 700 мм;

1.3 Определяем требуемую мощность рабочей машины

где F - сопротивление движения моста,F = 2.5кН

V - скорость моста, V = 2.0 м/с

1.4 Определяем общий КПД привода

где пк - КПД подшипников качения, пк = 0,99;

м - КПД муфты,м= 0,98;

зп - КПД закрытой передачи, зп = 0,96;

оп - КПД открытой передачи, оп = 0,96;

пс - КПД подшипников скольжения, п с= 0,98;

Значения КПД смотреть по таблице 2.2 [1]

1.5 Определяем требуемую мощность двигателя

где Ррм - требуемая мощность рабочей машины, Ррм =5 кВт;

- общий КПД привода, = 0,87;

1.6 Определяем номинальную мощность двигателя

Принимаем Рном = 7,5 кВт

По таблице К. 9 [1] выбираем двигатель серии 4 А с номинальной мощностью Рном = 7,5 кВт, применив для расчёта и варианта типа двигателя

Таблица 2.2 - Технические данные двигателей

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность; Рном; кВт	Частота вращения об/мин
			синхронная	при номинальном режиме nном
1	4АМ112 М2У3	7,5	3000	2900
2	4АМ132S4У3	7,5	1500	1445
3	4АМ132М6У3	7,5	1000	870
4	4АМ160S8У3	7,5	750	730

1.7 Находии общее передаточное число для каждого варианта

где uном - номинальная частота вращения, uном =об/мин;

nрм - частота вращения производного вала, nрм =об/мин;

Производим разбивку общего передаточного числа, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным Uзп = 4,5

где u - общее передаточное число для каждого варианта

uзп - передаточное число закрытой передачи, uзп = 4,5;



Таблица 2.3 - Значения передаточных чисел

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Общее для привода	53,11	26,47	15,93	13,37
Цепной передачи	11,8	5,88	3,54	2,97
Цилиндрического редуктора	4,5	4,5	4,5	4,5

Выбираем третий вариант и =15,93: Рном = 870 об/мин.

1.8 Определяем допустимое отклонение частоты вращения приводного вала

где nрм - частота вращения приводного вала, nрм = 54,6 об/мин;

- допускаемое отклонение скорости моста, = 5%;

1.9 Определяем допустимою частоту вращения приводного вала

где nрм - частота вращения приводного вала, nрм =54,6об/мин;

nрм - допустимое отклонение частоты вращения приводного вала, nрм = 2,73; Отсюда фактическое передаточное число привода



где nном - номинальная частота вращения, nном = 870 об/мин;

[nрм] - допускаемая частота вращения приводного вала. Определен в пункте 1.10, [nрм] = 54,375об/мин.

Передаточное число цепной передачи

где uф - фактическое передаточное число привода, uф =16;

uзп - передаточное число редуктора, uзп = 4,5;

1.10 Определяем силовые и кинематические параметры привода

1.10.1 Мощность быстроходного редуктора

где Pдв - мощность двигателя, Рдв = 5,75 кВт;

м - КПД муфты, м = 0,98;

пк - КПД подшипников качения, пк = 0,99;

1.10.2 Мощность тихоходного редуктора

где P1 - мощность быстроходного редуктора, P1 = 5,58кВт;

зп - КПД закрытой передачи, зп = 0,96;

пк - КПД подшипников качения, пк = 0,99;

1.10.3 Мощность рабочей машины

где Р2 - мощность тихоходного редуктора, Р2 = 5,3 кВт;

оп - КПД цепной передачи, оп = 0,96;

пс - КПД подшипников скольжения, пс = 0,98;

где nном - номинальная частота вращения,nном = 870 об/мин;

1.10.4 Частота вращения тихоходного редуктора

где n1 - частота вращения быстроходного редуктора, n1=870;

uзп - передаточное число закрытой передачи,uзп = 4,5;

1.10.5 Частота вращения рабочей машины

где n2 - частота вращения тихоходного редуктора,

n2 = 193,33об/мин;

uоп - передаточное число цепной передачи, uоп =3,56;

1.10.6 Угловая скорость двигателя

91,06

где nном - номинальная частота вращения, nном = 870об/мин;

1.10.7 Угловая скорость быстроходного редуктора

1.10.8 Угловая скорость тихоходного редуктора

где 1-угловая скорость быстроходного редуктора ,1 =91,06 1/с;

uзп - передаточное число закрытой передачи, uзп = 4,5;

1.10.9 Угловая скорость рабочей машины

где 2 - угловая скорость тихоходного редуктора, 2 = 20,24 1/с;

uоп - передаточное число цепной передачи; 3,56;

1.10.10 Вращающий момент двигателя

где Рдв - мощность двигателя, Рдв = 5,75103 кВт;

ном - угловая частота вращения,ном = 91,06 1/с;

1.10.11 Вращающий момент быстроходного редуктора

где Тдв - вращающий момент двигателя, Тдв = 63,15 нм;

м - КПД муфты, м = 0,98;

пк - КПД подшипников качения, пк = 0,99;

1.10.12 Вращающий момент тихоходного редуктора

где Т1 - вращающий момент быстроходного редуктора,

Т1 = 61,27 нм;

uзп - передаточное число редуктора, uзп = 4,5 ;

зп - КПД закрытой передачи, зп = 0,96;

пк - КПД подшипников качения, пк = 0,99;

1.10.13 Вращающий момент рабочей машины

где Т2 - вращающий момент тихоходного редуктора,

Т2 =262,04 нм;

uоп - передаточное число цепной передачи, uоп =3,56;

оп - КПД открытой передачи, оп = 0,96;

пс - КПД подшипников скольжения, пс = 0,98;

Таблица 2.5. Силовые и кинематические параметры

Тип двигателя 4АМ132S4У3; Рном = 7,5 кВт; nном =870 об/мин
Параметр	передача	Параметр	Вал
	Закрытая	Откры тая		Двигателя	Редуктора	Привод ной рабочей машины
					Быстроходный	Тихоходный
Передаточное число	4,5	3,37	Мощ ность Р, кВт	5,75	5,58	5,3	5
			Угл. скорость , 1/с	91,06	91,06	20,24	5,72
КПД;	0,96	0,96	Частота вращения n, об/мин	870	870	193,33	54,31
			Вращ. момент Т, нм	63,15	61,27	262,04	877,64

1.11 Выбираем материал зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений.

По таблице 3.1 [1] определяем марку стали: для шестерни -- 40Х, твердость ? 45HRC1; для колеса - 40Х, твердость ? 350 HB2. Разность средних твердостей НВ1ср - НВ2ср > 70.

По таблице 3.2 [1] определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твердость 45...50 HRC1, термообработка - улучшение и закалка ТВЧ, для колеса твердость 269...302 НВ2, термообработка - улучшение.

Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

HRC 1ср = = 47,5; HB2cp = = 285,5.

По графику рисунка 3.1 [1] находим HB1ср = 457.

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [у]H1 и колеса [у]H2

Рассчитываем коэффициент долговечности KHL

Наработка за весь срок службы:

для колеса:

N2 = 573 щ2 Lh = 573 20,24 16 103 = 185,6 106

циклов,

где щ2 - угловая скорость тихоходного редуктора, определен в пункте 1.12.9., щ2 = 20,24 1/с;

Lh - ресурс, определен в пункте 1.1, Lh = 16 103 ч.

для шестерни:

N1 = N2 uзп = 398 106 4,5 = 835,2 106 циклов.

где uзп = передаточное число закрытой передачи, uзп = 4,5

Число циклов перемены напряжений NH0,

соответствующее пределу выносливости, находим по таблице 3.3 [1] интерполированием:

NH01 = 69,9 106 циклов; NH02 = 22,5 106 циклов.

Так как N1 > NH01 и N2 > NH02, то коэффициенты долговечности KHL1= 1 и KHL2 = 1.

По таблице 3.1 [1] определяем допускаемое контактное напряжение [у]H0, соответствующее числу циклов перемены напряжений NH0:

для шестерни:

[у]H01 = 14 HRC + 170 = 14 · 47,5 + 170 = 835 Н/мм2;

для колеса:

[у]H02 = 1,8 НВ2ср + 67 = 1,8 285,5 + 67 = 580,9 Н/мм2.

Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни:

[у]H1 = KHL1 [у]Н01 = 1 835 = 835 Н/мм2;

для колеса:

[у]H2 = KHL2 [у]Н02 = 1 580,9 = 580,9 Н/мм2.

Так как НВ1ср- НВ2ср = 457 - 285,5 = 171,5 > 70 и НВ2ср = 285,5 < 350 НВ, то косозубая передача рассчитывается на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению:

[у]Н = 0,45 ([у]Н1 + [у]Н2) = 0,45 (835 + 580,9) = 637,9 Н/мм2.

При этом условие [у]Н = 637,9 Н/мм2 < 1,23 [у]Н2 = 1,23 580,9 = 714,5 Н/мм2 соблюдается.

Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [у]F1 и колеса [у]F2

Рассчитываем коэффициент долговечности KFL.

Наработка за весь срок службы: для шестерни N1= 835 106 циклов, для колеса N2 = 186,6 106 циклов.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, NF0 = 4 106 для обоих колес.

Так как N1 > NF01 и N2 > NF02, то коэффициенты долговечности KFL1 = 1 и KFL2 = 1.

По таблице 3.1 определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений NF0:

для шестерни:

[у]F01 = 310 Н/мм2;

в предложении, что m = 3 мм

для колеса:

[у]F02 = 1,03 НВ2 ср = 1,03285,5 = 294 Н/мм2.

Определяем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни:

[у]F1 =KFL1 [у]F01 = 1 310 = 310 Н/мм2;

для колеса:

[у]F2 = KFL2 [у]F02 = 1 294 = 294 Н/мм2.

Так как передача реверсивная, то [у]F уменьшаем на 25%:

[у]F1 = 310 0,75 = 232,5 Н/мм2;

[у]F2 =294 0,75 = 220,5 Н/мм2.

Таблица 3.1 - Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	HRC1ср	[у]H	[у]F
			HB2cр	Н/мм2
Шестерня	40 Х	У	47,5	835	232,5
Колесо	40 Х	У+ТВЧ	285,5	580,9	220,5

2. Расчёт зубчатой передачи редуктора

Проектный расчёт

2.1 Определяем межосевое расстояние :

где Кa - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Кa =43;

a = - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 , принимаем, a = 0,3

u - передаточное число редуктора, смотреть таблицу 2.5, u = 4,5;

Т2 - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, смотреть таблицу 1.4, Т2 =262,04 Н*м;

[]Н - допускаемое контактное напряжение колеса; смотреть таблицу 2.1, []Н = 580,9 Н/мм2

КН - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев КН =1

Межосевое расстояние выбираем из ряда стандартных чисел по таблице 13.15 [1]. Итак, принимаем, a = 125 мм.

2.2 Определяем модуль зацепления

,

где Km - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач, Km =5,8;

d2 - делительный диаметр колеса :

b2 = a a = 0,3 125 = 37,5 мм - ширина венца колеса;

[]F - допускаемое напряжение изгиба материала колеса, смотреть таблицу 2.1, []F = 220,5 Н/мм2

Принимаем m =2 мм из ряда стандартных чисел [1]

2.3 Определяем угол наклона зубьев:

.

2.4 Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса

zУ = z1 + z2 = .

Принимаем z = 122

2.5 Уточняем действительную величину угла наклона

2.6 Определяем число зубьев шестерни

Принимаем z1 = 22,33

2.7 Определяем число зубьев колеса

z2 = z - z1=122,8-22,33=100,47

2.8 Определяем фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение u от заданного u

Условие выполняется.

2.9 Определяем фактическое межосевое расстояние

2.10 Определяем основные геометрические параметры передачи

Делительный диаметр:

шестерни:

колеса:

мм

Диаметр вершин зубьев:

шестерни:

колеса:

Диаметр впадин зубьев:

шестерни:



колеса:

Ширина венца:

шестерни:

b1 = b2 + 2 = 37,5 +2,5 = 40 мм,

колеса:

b2 = a aw = 0,3 125 = 37,5 мм.

Проверочный расчёт

2.11 Проверяем межосевое расстояние

2.12 Проверяем пригодность заготовок колёс

Dзаг Dпред

где Dзаг = da1 + 6 мм = 49,46 + 6 = 55.46 мм;

Dпред = 125 мм - предельный диаметр.

55.46 < 125.

Условие соблюдается.

Sзаг Sпред,

где Sзаг = b2 + 4 = 37,5 + 4 = 41,5 мм - размер заготовки колеса;

Sпред = 80 мм - предельный размер заготовки колеса.

41,5 < 80.

Условие выполняется.

2.13 Проверяем контактные напряжения Н, Н/мм2

;

где К - вспомогательный коэффициент для косозубых передач, К = 376;

Ft - окружная сила в зацеплении;

-окружная сила в зацеплении;

Кн - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Определяем по графику на рисунке 4.2 [1] в зависимости от окружной скорости ;

и степени точности - 9. Итак Кн = 1.13;

Кн - коэффициент динамической нагрузки, определим по таблице 4.3 [1], Кн = 1,05;



2.14 Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни колеса

где KF - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев , KF = 1;

KF - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяем по таблице 4.2 [1], KF = 1;

KF - коэффициент динамической нагрузки, определяем по таблице 4.3 [1]; KF = 1,14;

YF1 и YF2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, для косозубых в зависимости от эквивалентного числа зубьев

шестерни

колесо

Тогда YF1 = 3,92, YF2 = 3,60;

Y = коэффициент, учитывающий наклон зуба;

[]F1 - допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни,

[]F1 = 232.5 Н/мм2;

[]F2 - допускаемое напряжение изгиба колеса, []F2 = 220,5 Н/мм2;

128,99 Н/мм2 < 220,5 Н/мм2,

Условие выполняется.

140,46 Н/мм2 < 232.5 Н/мм2.

Условие выполняется.

При проверочном расчете условие получилось, это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничиваются контактной прочностью.

Таблица 4.1 - Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм;

Проектный расчёт
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние aw	125	Угол наклона зубьев	10,76
Модуль зацепления m	2	Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2	45,46 204,54
Ширина зубчатого венца: шестерни b1 колеса b2	40 37,5
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2	22,33 100,47	Диаметр окружности вершин: шестерни da1 колеса dа2	49,46 208,54
Вид зубьев	косозубая	Диаметр окружности впадин: шестерни df1 колеса df2	40,66 199,74
Проверочный расчёт
Параметр	Допускаемые значения	Расчётные значения	Примечание
Контактные напряжения Н, Н/мм2
Напряжения изгиба, Н/мм2	уF1	220,5	128,99	128<220.5
	уF2	232,5	140,46	140,46<232,5

3. Расчет цепной передачи

Проектный расчет

3.1 Определяем шаг цепи

Где Т1 - вращающий момент на ведущей звёздочке, Т1 = 262,04

Кэ - коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение поправочных коэффициентов, учитывающие различные условия работы передачи, таблица 5.7 [1];

Кэ = КД КС К Крег Кр,

Где КД - коэффициент динамической нагрузки, КД = 1;

КС - коэффициент, зависящий от способа смазывания (периодический), КС = 1,5;

К - коэффициент положения передачи, К = 1,0;

Крег - коэффициент регулировки межосевого расстояния, Крег = 0,8;

КР - коэффициент, зависящий от режима работы, КР = 1,25;

Кэ = 1,0 1,5 1,0 0,8 1,25 = 1,5

z1 - число зубьев ведущей звездочки;

z1 = 29 - 2 uоп,

где u - передаточное число цепной передачи;

z1 = 29 - 2 3.56 = 22

[рц] - 21 Н/мм2 - допускаемое давление в шарнирах цеп, определяем в зависимости от скорости цепи = 1,0 м/с;

число рядов цепи, = 1, [рц] = 21 Н/мм2

Полученное значение шага р округляем до ближайшего стандартного по таблице К32 [1]. Принимаем p = 31,75

3.2 Определяем число зубьев ведомой звездочки:

z2 = z1 uоп = 22 3.56 = 78

3.3 Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение u от заданного u:

Отклонение равно нулю.

3.4 Определяем оптимальное межосевое расстояние

а = (3050) р

где р - стандартный шаг цепи, p = 31,75

а = 30 31,75=952,5

3.5 Определяем число звеньев цепи

Полученное значение lр округляем до целого числа, lр = 155

3.6 Уточняем межосевое расстояние в шагах

3.7 Определяем фактическое межосевое расстояние

a = aр р = 30 31,75=952,5мм

3.8 Определяем длину цепи

l = lр р = 155 31,75=4921,25мм

3.9 Определяем диаметры звездочек

Диаметр делительной окружности:

ведущей звездочки:

ведомой звездочки:

Диаметр окружности выступов:

ведущей звездочки:

ведомой звездочки:

;

где: К = 0,7 - коэффициент высоты зуба;

Kz - коэффициент числа зубьев:

- геометрическая характеристика зацепления;

где d1 - диаметр ролика шарнира цепи, d1 = 9,53 таблице К32 [1].

Диаметр окружности впадин:

ведущей звездочки:

ведомой звёздочки:

Значения размеров округляем из ряда стандартных по таблице 13.15 [1]

Проверочный расчет

3.10 Проверяем частоту вращения меньшей звёздочки n1

n1 [n] 1,

где n1 - частота вращения тихоходного вала редуктора, n1 = 193,33 об/мин;

[n] 1 - допустимая частота вращения:

n1 193,33 об/мин < [n]1 =472,4об/мин - условие выполняется.

3.11 Проверяем число ударов цепи о зубья звездочки U:

U [U],

Где U - расчетное число ударов цепи:

[U] - допускаемое число ударов цепи:

U = 1,83 с -1 < [U] = 16 условие выполняется.

3.12 Определяем фактическую скорость цепи

3.13. Определяем окружную силу Ft

Где Р1 - мощность на ведущей звёздочке, Р1 = 5,3кВт:



3.14 Проверяем давление в шарнирах цепи рц

Где А площадь проекции опорной поверхности шарнира:

[рц] - допускаемое давление в шарнирах цепи, [рц] = 21 Н/мм2

А = d1 bз,

Где d1 и bз - соответственно диаметр валика и ширина внутреннего звена цепи, d1 = 9,53 мм и bз = 19,05 мм (определяем по таблице К32) [1]:

А =9,53 19,05 =181,55 мм2;

рц = 19,46 Н/мм2 < [рц] = 21 Н/мм2 - условие выполняется.

3.15 Определяем силу давления цепи на вал FО.П.

FО.П. = kВ Ft + 2 FО,

Где kВ - коэффициент нагрузки вала, определяем по таблице 5.7 [1],

kВ = 1,05;

FО - предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви:

FО = Kf q a g,

Где Kf - коэффициент провисания, Kf = 1,0;

q - масса 1 м цепи, q = 3,8 кг/м, определяем по таблице К32

a - межосевое расстояние, a =9,525м;

g - ускорение свободного падения, g = 9,81 м/с2:

FО = 1,0 3,8 9,525 9,81 =355,07 Н;

FО.П. = 1,05 2355,56+ 2 355,07 =5656,82 Н

Таблица 5.1 - Параметры цепной передачи, мм

Проектный расчёт
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип цепи	ПР-31,75-8900	Диаметр делительной окружности звёздочек: ведущей dд1 ведомой dд2	223,12 787,84
Шаг цепи р	31,75
Межосевое расстояние а	952,5
Длина цепи l	100	Диаметр окружности выступов звёздочек: ведущей De1 ведомой De2	1617,56 766,35
Число звеньев l t
Число зубьев звёздочки: ведущей z1 ведомой z2	22 78	Диаметр окружности впадин звёздочки: ведущей Di1 ведомой Di2	216,21 783,22
Сила давления цепи на вал FО.П., Н	5656,82 Н
Проверочный расчёт
Параметр	Допускаемое значение	Расчётное значение	Примечание
Частота вращения ведущей звёздочки n1, об/мин	472,44	193,33	193,33
Число ударов цепи U	16	1,83	1,83
Давление в шарнирах цепи рц, Н/мм2	21	19,46	19,46

4. Нагрузки валов редуктора

4.1 Определяем силы в зацеплении закрытой передачи.

4.1.1 Окружная: Ft1 - на шестерне, Ft2 - на колесе.

Ft1 = Ft2;

где Т2 - вращающий момент на тихоходном валу редуктора;

Т2 =262,04Нм

d2 = 204,54 мм - делительный диаметр колеса.

4.1.2 Радиальная: Fr1 - на шестерне, Fr2 - на колесе

Fr1 = Fr2;

где - угол зацепления, = 20;

1 Кинематический расчёт привода

1 Кинематический расчёт привода

в - угол наклона зубьев, =10,76;

двигатель редуктор передача вал

4.1.3 Осевая: Fa1 - на шестерне, Fa2 - на колесе

Fa1 = Fa2;

Fa2 = Ft2 tg ,

где - угол наклона зубьев, =10,76

Fa2 =2562,24 tg 10,76 =488,88 Н.

4.2 Определяем консольные силы:

4.2.1 Цепная передача

FО.П. =kВ F + 2 FО

где FО - предварительное натяжение ремня от провисания ведомой ветви, FО = 355,07;

FО.П. =1,05 · 2355,56+ 2 · 355,07=5656,82 Н.

4.2.2 Муфта:

FM = 70 ,

где Т1 - вращающий момент на, быстроходном валу, Т1 =61,27 Нм.

FM = 70 =548,1 Н



5. Проектный расчёт валов. Эскизная компоновка редуктора

5.1 Выбираем материал валов

Выбираем легированную сталь 40Х. По таблице 3.2 [1] определяем механические характеристики стали: Dпред = 125 мм, Sпред = 80 мм, термообработка - У+ТВЧ, твёрдость заготовки 269…302 НB, в = 900Н/мм2, t = 750 Н/мм2, --1 = 410 Н/мм2.

5.2 Выбираем допускаемые напряжения на кручение

[]К = 10 Н/мм2 - для быстроходного вала;

[]К = 20 Н/мм2 - для тихоходного вала.

5.3 Определяем геометрический параметр ступеней валов одноступенчатого редуктора, мм

Быстроходный вал.

1-я ступень под шкив d1.

d1 = 0,8 38 = 30,4 = 30 мм

l1 =30мм

Принимаем l1 = 30 мм.

2-я ступень вала под диаметр крышки с отверстием и подшипник.

d2 = d1 + 2 t = 30 + 2 2,2 = 34,4 = 35 мм.

где t - высота буртика, примечание 1, страница 109 [1], t =2,2 мм.

Принимаем d2 = 35 мм, по таблице К27 [1].

l2 = 1,5 d2 = 1,5 35 =52,5 = 53 мм.

Принимаем l2 = 53 мм, вследствие уменьшения расхода металла уменьшаем l2 на 10 мм, l2 = 43 мм

3-я ступень под шестерню.

d3 = d2 + 3.2 r = 35 + 3,2 •2,5 = 43 = 42 мм

r - координаты фаски подшипника, примечание 1, страница 109 [1],

r = 2,5;

Принимаем d3 = 42 мм.

4-я ступень под подшипник.

d4 = d2,

где d2 - диаметр вала второй ступени, d2 = 35 мм.

d4 = 35 мм.

l4 = B

где В = 14;

l4 = 14

Тихоходный вал.

1-я ступень под муфту.

где MK = Т2 - вращающий момент на тихоходном валу,

MK = Т2 = 262,04Нм;

[]К = 20 Н/мм2 - допускаемое напряжение.

Принимаем d1 = 40 мм;

l1 = 40 мм.

Примем l1 = 40 мм

2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.

d2 = d1 + 2 t = 40 +2 2,5 = 45 мм.

где t - высота буртика, примечание 1, страница 109 [1], t = 2,5 мм.

Примем d2 = 45 мм, смотрите таблицу К29 [1].

l2 = 1,25 d2 = 1,25 45= 56,25 мм.

Примем l2 = 56 мм, вследствие уменьшения расхода металла уменьшаем l2 на 10 мм, l2 = 46.

3-я ступень под колесо.

d3 = d2 + 3,2 r = 45 + 3,2 • 2,5 = 53 мм

Примем d3 = 53 мм;

4-я ступень под подшипник.

d4 = d2,

где d2 = 45мм - диаметр вала второй ступени.

d4 = 45 мм;

l4 - в зависимости от ширины подшипника, l4 = 16 мм.

Размеры ступеней валов округляем из ряда стандартных по таблице 13.15 [1]

Таблица 7.1- Параметры ступеней валов

Вал	Размеры ступеней, мм	Подшипники
	d1	d2	d3	d4	Типо- размер	d - D - B(T),мм	Дин.грузоподъемность Сr, кН	Стат.грузоподъ емность Сro, кН
	l1	l2	l3	l4
быстроходный	30	35	42	35	107	35х62х15	15,9	8,5
	30	43	59	14
тихоходный	40	45	53	45	109	45х75х16	21,2	12,2
	40	46	59	16

6. Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр моментов

6.1 Быстроходный вал

Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Дано:

Fа1 = 488,88Н, Ft1 = 2562,24Н, Fr1 = 949,56 Н, FМ = 548,1Н, LБ = 87мм,

Lоп = 56мм, d1 = 45,46мм

 F _t1

R_АX F_a1 R_BY

RA R_B

F_r1

1 2 3 4

R_BX F_M

RAX

LБ /2 l_Б /2 loп

Рисунок 8.1 Расчётная схема быстроходного вала

1) Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости.

M3= 0; RАY · lБ - Fr1 · + Fa1 · = 0

 M1 = 0; Fr1 · +Fa1 - RВY · lБ = 0

347,05602,51

Проверка:

Y = 0; RАY - Fr1 + RВY =347,05-949,56+605,51 = 0

2) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х.

МX1 = 0;

МX2 = RAY =347,05*43,5=15,097Нмм

МX3 = 0;

МX4 = 0;

МX2 =-Fм (lop+ )+ RBY =548,1*(56+43,5)+602,51*43,5=80,75Нмм

3) Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости.

М3 = 0; -Rax LБ+Ft1+Fм · lоп= 0

M1= 0; - Ft1 ·+ RBX · lб + Fм (lб +lop) = 0

1633,92

380,22

Проверка:

FХ = 0; Ft1 - RАX -RВX -FM = 2562,24-1633,92-380,22-548,1 = 0

4) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y.

МY1 = 0;

МY2 = =- RАX =-1633,92*43,5=71,08 Нмм;

МY4 =0;

МY4 = - FM lОП = -548,1*56=-30,69 Нмм

5) Строим эпюру крутящих моментов.

58239,72Нм=58,24Нмм

6) Определяем суммарные радиальные силы.

7) Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее наружных сечениях.



6.2 Тихоходный вал

Определяем реакции в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Дано:

LО.П. = 64мм, LТ = 91мм, Fа2 = 488,88 Н, Ft2 = 2562,24 Н, Fr2 = 949,56 Н, d2 = 204,54мм, Fy = FО.П. sin 30 = 2828,41 Н, Fx = FО.П. cos 30 = 4898,81Н. Fop=5656, 82Н

Рисунок 8.2 - Схема технического вала цилиндрического одноступенчатого редуктора

6.3 Расчётная схема тихоходного вала

1) Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости.

M4 = Fy(lop+LT)-RcyLT-Fr2*LT0,5+Ff2*d2* 0,5= 0

M2= 0; Fy*lop+Fr2 + Fa2 · -RDY · lT = 0

4892,27 Нм

3013,42 Нм

Проверка:

FY = 0; Fy-Rcy- Fr2+ RDY = 2828,41-4892,27-949,56= 0

2) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

МX1 = 0;

МX2 =Fy*lop = 2828,41* 64 = 181,018 Нмм;

МX3= RDY = 3013,42*45,5 = 137,11 Нмм;

МX4 = 0;

МX3 = Fy(lop+LT* 0,5)- RcyLT*0,5=2828,41*(64+45,5)=309,71 Нмм

3) Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости.

M1 = 0; -Fx*(loп+LT)+Rcx*LT+Ft2*LT*0,5=0;

M3 = 0; -Fx*loп - Ft2*LT*0,5+RDXLT = 0

7063,01 Нм

4726,44 Нм

Проверка:

FХ = 0; Fx - RСX - Ft2+RDX =4898,81-7063,01-2562,24+4726,44=0

4) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y.

МY1 = 0;

МY2 = -Fx* loп = -4898,81* 64=-313,52 Нмм;

МY3=-Fx(loп+LT *0,5)+Rcx*LT*0,5 =-4898,81*(64+45,5)+7063,01*45,5=-=215,05Нмм;

МY4 = 0.

5) Строим эпюру крутящих моментов.

262,04Нм

6) Определяем суммарные реакции.

=8591,88Н

5605,35Н

7) Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее наружных сечениях.

H·м

H·м

7. Проверочный расчёт подшипников

Быстроходный вал.

а) Определяем отношения:

0,2927

б) Определяем отношение 0,06 и по таблице 9.2 [1] интерполированием находим е = 0,46; Y = 0,98

в) По отношению 0,29<е выбираем формулу и определяем эквивалент динамической нагрузки наиболее нагруженного подшипника:

RE1 = V RrА * Kб KT = 1*1670,37*1,1*1=1837,41

г) Определяем динамическую грузоподъёмность.

14792,2248

Сrp = 14792,2248 Н < Cr = 15900 Н.

Условие выполняется.

д) Определяем долговечности подшипника.

12419,12ч

L10h = 12419,12ч > Lh = 10000 ч

Условие соблюдается.

Итак, выбираем подшипник 107 ГОСТ 8338-75.

Тихоходный вал.

а) Определяем отношения:

0,0569

б) Определяем отношение 0,02 и по таблице 9.2 [1] интерполированием находим е = 0,205, V = 2,145

в) По отношению выбираем формулу и определяем эквивалент динамической нагрузки наиболее нагруженного подшипника:

RE1 = V Rс Kб KT = 8591, 88 1, 1 = 9451,07Н.

г) Определяем динамическую грузоподъёмность.

46089,5736

Сp = 46089,5736 Н < Cr = 52000 Н.

Условие выполняется.

д) Определяем долговечности подшипника.

14361,57

L10h =14361,57 ч > Lh = 10000 ч

Условие выполняется.

Итак, выбираем шарикоподшипники радиальные однорядные лёгкой серии 212 ГОСТ 8338-75.

8. Конструктивная компоновка привода

Конструктивной разработке и компоновке подлежат: зубчатая передача редуктора, корпус редуктора, быстроходный и тихоходные валы, подшипниковые узлы, элементы открытой передачи (звёздочка), муфтовые соединения.

8.1 Конструируем зубчатое колесо

Рисунок 10.1 - Основные элементы зубчатого колеса:

8.1.1 Обод колеса

Диаметр da= 204.54 мм.

Толщина S = 2,2m+ 0,05b2 =2,2*3+0,05*37,5=8,48

Ширина b2 = 37,5 мм.

8.1.2 Ступица

Внутренний диаметр d = d3 = 53 мм

Наружный диметр dст = 1,55 d = 1,5 53= 79,5 мм

Толщина ст = 0,3 d = 0,3 53= 15,9 мм.

Длина lст= (1,0…1,2) d = (1,0…1,2) 53= 53…63,6мм.

Принимаем 55

8.1.3 Диск колеса

Толщина с = 0,5 (S + ст) = 0,5 (8,48 + 15,9) = 12,19мм.

Радиусы закруглений R 6 мм.

Уклон = 7.

8.2 Конструирование корпуса редуктора

Рисунок 10.2. Корпус цилиндрического одноступенчатого горизонтального редуктора

Корпус редуктора служит для размещения координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также воспринятия сил, возникающих в зацепление редукторной пары, подшипниках, открытой передачи. Наиболее распространённый способ изготовления корпусов - литьё из серого чугуна (например, СЧ15)

Форма корпуса. Определяется в основном технологическими, эксплуатационными условиями с учётом его прочности и жёсткости. Этим требованиям удовлетворяют корпуса прямоугольной формы, с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов; подшипниковые бобышки и рёбра внутри; стяжные болты только по продольной стороне корпуса в нишах; крышки подшипниковых узлов преимущественно врезные; фундаментные лапы не выступают за габариты корпуса.

8.3 Конструируем открытую передачу

Конструирование звёздочек роликовых цепей

Звёздочки изготовляют из стали 40 и 45 по ГОСТ 977 - 88. Конструкция звёздочек разрабатывается с учётом стандарта на профиль зубьев и поперечное сечение обода по ГОСТ 591- 69 (таблица 10.25)

8.3.1 Обод звёздочки

Ширина зуба b = 0,93b3-0,15=0,93*19,05-0,15=17,57

Радиус закругления зуба (наибольший)

r3=1,7d3=1, 7*19, 05=32,39

Угол скоса и фаска зуба г =20°; f =0,2b=0,2*17,57=3,51

Радиус закругления при шаге p<35 мм, то r4 =1,6 мм

8.3.2 Диск звёздочки

Толщина С = b+2r4 = 17,57+2* 1,6 = 20,77 мм.

Диаметр проточки

Dc=p ctg=31,75* 6,968 -1,3*30,2=181,974

Отверстие dо 25 мм; nот = 4…6.

8.3.3 Ступица звёздочки

Внутренний диаметр d = d1 = 40,31мм.

Наружный диаметр dcт = 1,55 d = 1,55 40,31 = 62,48 мм.

Длина lст=(0,8…1,5) d = 1,0 d = 1,0 40,31 = 40,31 мм.

9. Подбор муфты

Для соединения выходных концов двигателя и тихоходного вала редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую.

9.1 Определяем расчётный момент:

Тр = Кр Т1 Т,

где

Кр - коэффициент режима нагрузки (смотрите таблицу 10.26 [1]), Кр = 2,0;

Т1 - вращающий момент на быстроходном валу редуктора, Т1 = 61,27 Нм

Тр = 2,0 61,27 = 122,54 Нм;

Тр = 96 Нм < Т = 125 Нм.

Условие выполняется.

Итак, выбираем полумуфту упругую втулочно-пальцевую

ГОСТ 21424 - 75.

Радиальная сила, вызывающая радиальным смещением, определяется по соотношению

10. Проверочные расчёты

Проверочный расчёт шпонок на смятие.

где Асм - площадь смятия;

Ft - окружная сила, Н

70,56 мм2

28мм

lp - рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм (l - полная длина шпонки, определенная на конструктивной компоновки); b, h, t1 - стандартные размеры (см. табл. К42).

[]см- допускаемое напряжение на смятие, H/мм2

При стальной ступице и спокойной нагрузке []см=110…190 H/мм2

36,31 Н/мм2 100 Н/мм2

Шпонка подходит

10.1 Проверочный расчёт валов

Проверочный расчёт валов на прочность выполняется на совместное действие изгиба и кручения. При этом расчёт отражает разновидности цикла напряжений и изгиба и кручения; усталостные характеристики материалов, размеры, форму и состояние поверхности валов. Расчёт проводится для каждого вала отдельно.

Быстроходный вал

10.1.1 Расчёт быстроходного вала

Определяем коэффициент запаса прочности быстроходного вала в сечении 3, где d = 42мм.

Wрнетто = 0,2 d3-== -1710122,4 мм3

Wнетто = 0,1 d3-==-1717531,2 мм3

фа= -0,017

Мк - крутящий момент, Нм; Wнетто- осевой момент сопротивления сечения вала, мм3. Wрнетто - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3.

Пределы выносливости в расчётном сечении вала:

где -1 = 410 Н/мм2,

ф -1 = 237,8 Н/мм2

186,36 Н/мм2;

113,24 Н/мм2

Коэффициент запаса прочности

По нормальным напряжениям



По касательным напряжениям

-0,063

-0,017

-2958,10

-6661,17647

Расчётный коэффициент запаса прочности

2703,511008> 1,5

Условия прочности выполняется

10.1.2 Тихоходный вал

Определяем коэффициент запаса прочности быстроходного вала в сечении 3, где d = 66 мм.

-1457200 мм3

-1463600мм3

Пределы выносливости в расчётном сечении вала:

где -1 = 410 Н/мм2,

-1 = 237,8 Н/мм2

186,36 Н/мм2;

113,24 Н/мм2

Коэффициент запаса прочности

По нормальным напряжениям

По касательным напряжениям

-0,26

-0,09

-716,77

-1258,22

Расчётный коэффициент запаса прочности

622,802> 1,5

Условия прочности выполняется

11. Выбор посадок основных деталей редуктора

а) Для сопряжения колеса с валом (тихоходным) редуктора применим посадку

б) Посадки призматических шпонок регламентированы ГОСТ 23360-78, по которому поле допуска ширины шпонки определено р9, а поле допуска ширины шпоночного паза Р9;

в) Посадки подшипников:

Соединение внутренних колец подшипников с валом осуществляется с натягом, исключающим проворачиванием и обкатывание кольцом сопряжённой ступени вала.

Посадки наружных колец подшипников выбираются более свободными, допускающими наличие небольшого зазора.

Проектируемый привод работает в режиме нагрузки легкие толчки. В этом случае поле допуска вала для внутреннего кольца подшипника - k6. Поле допуска отверстия для наружного кольца подшипника - Н7;

г) Посадки звёздочки цепной передачи на вал редуктора (смотрите таблицу 10.13 [3]).

Для передачи вращающего момента мы используем шпоночные соединения. В этом случае, при установке элементы открытой передачи на цилиндрический конец вала, используем посадку

д) Посадку полумуфты на вал примем такой же, как и посадка звёздочки цепной передачи, т.е.

е) Посадки остальных деталей назначаем, пользуясь таблицей 10.13 [3].

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала К6. отклонение отверстий в корпусе под нагруженные кольца по Н7 (смотрите таблицу 10.13 [3]).

12. Смазка зацепления и подшипников редуктора

Смазка зубчатых редукторов уменьшает потери мощности на трение в зацеплении и подшипниках, значительно снижает износ трущихся поверхностей, уменьшает нагрев передачи, снижает шум и предохраняет от коррозии.

Достаточен такой уровень масла в корпусе редуктора, при котором обеспечено погружение цилиндрического колеса на высоту зуба. Обычно глубину погружения для цилиндрических зубчатых колес принимаем равным hm = (0,1…0,5)d1, т.е. hm =4,2…21 мм.

Объем масляной ванны 0,4 … 0,8 л масла на 1кВт передаваемой мощности редуктора.

Смазочный материал должен обладать маслянистостью - способностью образовывать на поверхности трения устойчивые адсорбированные пленки. Жидкое масло является основным смазочным материалом. Оно поступает к месту смазки, оказывает охлаждающие действие.

Таким образом, для тихоходных и среднеходных редукторов смазка зубчатого сцепления осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну картера, объем которой равен:

Vk= 0,6 P2 = 0,6 5,3= 3,2л

Подшипники качения обычно смазываются из общей масляной ванны редуктора путем разбрызгивания масла вращающимся колесом.

При фактической окружной скорости = 2,325 м/c,и расчетного контактного напряжения в зубьях Н = 750 принимаем масло марки, И-Г-А-68, которое заливается в картер редуктора с таким расчетом, чтобы зубчатое колесо погружалось в масло не менее чем на высоту зуба.

Выбираем круглый масло указатель круглый, расположенный достаточно высоко над уровнем пола. В них через нижнее отверстие в стенке корпуса масло проходит в полость масло указателя; через верхнее отверстие масло указатель сообщается с воздухом в корпусе редуктора.

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках, поэтому выбираем пробку по таблице 10,30 [1], М161,5.

13. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и нагревают маслостойкой краской. Сборку производим следующей последовательности:

На ведущий вал насаживаем маслозащитные шайбы и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100 С, в ведомый вал закладываем шпонку 12 8 40 и напрессовываем зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надеваем распорную втулку, маслозащитные шайбы и устанавливаем шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладываем в основание корпуса редуктора и надеваем крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливаем крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягиваем болты, крепящие крышку к корпусу. После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладываем пластичную смазку, ставим крышки подшипников. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладываем щелевые уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяем проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляем крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладываем шпонку, устанавливаем звёздочку и закрепляем её торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввёртываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и круглый маслоуказатель. Заливаем в корпус масло и закрываем смотровое отверстие крышкой; закрепляем крышку болтами.

Собранный редуктор обкатываем и подвергаем испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Размещено на Allbest.ru

...