Реферат: Проектирование конического редуктора

Введение

Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемых редукторах используются различные передачи. Передачи классифицируются:

По принципу действия:

а) с использованием сил трения (фрикционные, ременные).

б) работающие в результате возникновения давления между зубьями и кулачками.

Проектируемый привод состоит (Рисунок из задание) из электродвигателя (1), клиноременной передачи (2), конического зубатого редуктора (3), кулачково-дисковой муфты.

Шнековый пресс непрерывного действия производит выдавливание сока из предварительно измельченных и обработанными ферментными препаратами плодов и ягод. Через загрузочную воронку в корпусе сырье попадает к винтовому шнеку (5) с полым рабочим валом, помещенным внутри цилиндра (6). При вращении шнека происходит перемещения массы внутри цилиндра с отжатием сока. Степень отжатия регулируется конусом (7). Полученный сок отводится через отверстия в цилиндре (6) и в полом валу.

1. Выбор электродвигателя. Кинематический и
   силовой расчет привода

1. Выбор электродвигателя

Исходные данные:

1. Мощность на валу барабана – Р₃=2,6 кВт.

2. Частота вращения барабана – n₃=50 об/мин.

3. Синхронная частота вращения вала двигателя ­­– n_С=750 об/мин.

Принимаются следующие значения КПД по таблице 1.1 [1, с 5]:

• ₁=0,95 – КПД клиноременной передачи;

• ₂=0,96 – КПД закрытой зубчатой передачи с коническими колесами;

• ₃=0,99 – КПД пары подшипников.

Общий КПД определяется по формуле [1, с 4, ф (1.2)]:

_ОБЩ=₁₂₃² (1.1)

_ОБЩ=0,950,960,99²=0,894

Определяется требуемая мощность электродвигателя по формуле
[1, с 4, ф (1.1)]:

(1.2)

кВт.

По ГОСТ 19523-81 принимается исходя из синхронной частоты вращения электродвигатель марки 4АМ112МВ8У3, характеристики которого:

• Мощность двигателя – Р_ДВ=3 кВт.

• Номинальная частота вращения – n_НОМ=700 об/мин.

Рисунок 1 – Кинематическая схема привода

Угловая скорость

(1.3)

рад/с.

2. Кинематический расчет привода

Определяем общее передаточное число привода по формуле [1, с 8]:

(1.4)

В соответствии с рекомендацией [1, с 7] производится разбивка общего передаточного числа на частные составляющие:

• для клиноременной передачи U=24;

• для зубчатой U=26.

Предварительно принимается по ГОСТ для U₂=5 тогда определяется число для клиноременной передачи по формуле [1, с 8]:

(1.5)

Определяются частоты вращения валов привода:

I вал: об/мин,

II вал: об/мин,

III вал: об/мин.

Определяются угловые скорости валов:

I вал: рад/с,

II вал: рад/с,

III вал: рад/с.

3. Силовой расчет

Определяются мощность на валах привода:

I вал: Р₁=Р_ДВ=2,9 кВт,

II вал: Р₂=Р₁₁₃=2,90,950,99=2,7 кВт,

III вал: Р₃=Р₂₂₃=2,70,960,99=2,6 кВт.

Определяются вращающие моменты на валах привода:

I вал: Нм,

II вал: Нм,

III вал: Нм.

Кинематические и силовые зависимости сводятся в таблицу 1

Таблица 1 – Параметры привода

2. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные:

1. Передаваемая мощность – Р =2,9 кВт.

2. Вращающий момент на ведущем валу – Т₁ =39,56 Нм.

3. Частота вращения ведущего шкива – n₁=700 об/мин.

4. Угловая скорость ведущего шкива – ₁=73,3 рад/с.

5. Передаточное число – U₁=2,8.

6. Режим работы средний число смен – 2.

2.1 Определение геометрических параметров

По номограмме [1, с 134] по частоте вращения ведущего шкива и передаваемой мощности принимается сечение клинового ремня «Б».

Определяем диаметр ведущего шкива по формуле:

(2.1)

мм,

По ГОСТ 20898-75 принимается диаметр шкива d₁=125 мм.

Диаметр ведомого шкива определяется по формуле [1, с 130, ф (7.25)]:

d₂=d₁U(1-) (2.2)

где  – коэффициент скольжения,  =0,02 [1, с 20].

d₂=1252,8(1-0,02)=343 мм,

Принимаем по ГОСТ d₂=355 мм.

Уточняем передаточное число передачи по формуле:

(2.3)

Определяются межосевые расстояния, по формулам [1, с 130, ф (7.26)]

минимальное:

a_min=0,55(d₁+d₂)+T₀, (2.4)

где Т₀ – высота сечения ремня, для типа «Б» Т₀=10,5 мм,

a_min=0,55(125+355)+10,5275 мм.

максимальное:

a_max=d₁+d₂ (2.5)

a_max=125+355=480 мм.

расчетное:

(2.6)

мм.

применяем a=380 мм.

Определяется расчетная длина ремня по формуле [1, с 121, ф (7.7)]:

(2.7)

мм,

По ГОСТ 12841-80 принимается длина ремня L_P=1600 мм.

Уточняем межосевое расстояние по формуле [1, с 137, ф (7.27)]:

(2.8)

где

w=0,5(d₁+ d₂) (2.9)

y=( d₁- d₂)² (2.10)

w=0,53,14(125+355)=754 мм,

y=( 125-355)²=52900 мм,

мм.

Определяется угол обхвата ведущего шкива по формуле [1, с 137, ф (7.28)]:

(2.11)

,

т. к. =147є43^/>[]=120є – угол обхвата достаточный.

Определяем число ремней по формуле:

(2.12)

где С_Р – коэффициент учитывающий режим и условия работы передачи, принимается по таблице 7,10 [1, с 136], С_Р=1,2;

С_L – коэффициент учитывающий режим и условия, принимается по таблице 7,9 [1, с 135], С_L=0,92;

С_z – коэффициент учитывающий число ремней, в передаче предполагая z=23 [1, с 135], С_z=0,95;

С_ – коэффициент учитывающий угол обхвата ведущего шкива, при =147є38’ С_=0,90;

Р₀ –­ мощность передаваемая одним клиновым ремнем типа «Б», по таблице 7,8 [1, с 132] Р₀=2 кВт.

Принимаем z=3.

Определяем ширину обода шкива по формуле [1, с 138]:

B=(z-1)l+2f (2.13)

где l=19 мм, f=12,5 мм – параметры канавок шкива из таблицы 7,12 [1, с 138].

B=(3-1)19+212,5=63 мм.

2.2 Определение натяжения ветвей

Натяжение ветвей определяется по формуле [1, с 136, ф (7.30)]:

(2.13)

где V – окружная скорость ремня, м/с;

 – коэффициент, учитывающий центробежную силу, при сечении «Б» =0,18 [1, с 136].

(2.14)

м/с.

Н.

2.3 Определение силы действующей на вал

По формуле [1, с 136, ф (7.31)]:

(2.15)

Н.

3. Расчет зубчатых колес редуктора

Исходные данные:

1. Передаваемая мощность – Р =2,7 кВт.

2. Вращающий момент на ведущем валу – Т₂ =103,5 Нм.

3. Вращающий момент на ведомом валу – Т₃ =500 Нм.

4. Частота вращения ведущего вала – n₂=250 об/мин.

5. Частота вращения ведомого вала – n₃=50 об/мин.

6. Угловая скорость ведущего вала – ₂=26,2 рад/с.

7. Передаточное число – U₂=5.

3.1 Выбор материала колес

Для шестерни примем сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270; для колеса сталь 40Х улучшенной твердостью НВ 245.

Допускаемое контактные напряжения по формуле [1, с 33, ф (3.9)]:

(3.1)

где _Hlimb – предел контактной выносливости при базовом цикле, значения по таблице 3.2 [1, с 34];

К_HL – коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации К_HL=1;

[S_H] – коэффициент безопасности, [S_H]=1,15;

_Hlimb=2HB+70=2·245+70=560 MПа.

МПа.

3.2 Определение геометрических параметров конической передачи

Внешний делительный диаметр колеса, по формуле [1, с 49, ф (3.29)]:

(3.2)

где Т₃ – вращающий момент III вала, Т₃=500 Нм;

K_Hβ – коэффициент при консольном расположении шестерни 1,35;

U – передаточное число, U=5;

ψ_bRe – коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию, ψ_bRe=0,285;

К_d –для прямозубых передач К_d = 99

мм,

Принимаем по ГОСТ 1289-76 ближайшее стандартное значение d_e2=400 мм.

Примем число зубьев шестерни z₁=25,

Тогда, по формуле

(3.3)

Внешний окружной модуль, по формуле:

(3.4)

мм.

Углы делительных конусов:

(3.5)

(3.6)

Внешнее конусное расстояние R_e:

(3.7)

мм.

Дина зуба b

(3.8)

мм,

Принимаем b=60 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни, по формуле:

d_e1=m_ez₁ (3.9)

d_e1=m_ez₁=3,225=80 мм.

Средний делительный диаметр шестерни

d₁=2(R_e-0,5b)sin (3.10)

d₁=2(203,96-0,560)sin11є19’=68,3 мм.

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

d_aei=d_ei+2m_ecos_i (3.11)

d_ae1=80+23,2cos11є19’=86,3 мм

d_ae2=400+23,2cos78є41’=401,3 мм.

Средний окружной модуль

(3.12)

мм.

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

(3.13)

Средняя окружная скорость колес:

(3.14)

м/с.

Для конических колес назначаем 9-ю степень точности.

3.3 Проверка по контактным напряжениям

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

K_H=K_HβK_HαK_HV (3.15)

где K_H – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, при Ψ_bd=0,6 при консольном расположении колес и твердости HB<350, K_H=0,56;

K_H – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, К_Нα=1,05;

K_HV – коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при V5 м/с, К_HV=1,05.

К_Н=1,23·1,0·1,05=1,3

Проверяем контактное напряжение, по формуле [1, с 47, ф (3.27)]:

(3.16)

МПа<[_Н]=485 МПа.

3.4 Силы в зацеплении

Окружная

(3.17)

Н.

радиальная для шестерни, равная осевой для колеса,

F_r1=F_a2=F_t·tgα·cosδ₁ (3.18)

F_r1=F_a2=3030·tg20є·cos11є19’=1081 Н.

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,

F_a1=F_r2=F_t·tgα·sinδ₁ (3.19)

F_a1=F_r2=3030·tg20є·sin11є19’=216 Н.

3.5 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Определяем по формуле [1, с 50, ф (3.31)]:

(3.20)

где К_F – коэффициент нагрузки;

Y_F ­– коэффициент формы зуба, выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев;

_F – опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической,
_F =0,85.

K_F=K_FK_F (3.21)

где при Ψ_bd=0,65, консольном расположении колес, валах на рожковых подшипниках и твердости НВ350 значения К_Fβ=1,38;

при твердости НВ350, скорости V5 м/с и девятой степени точности К_F=1,45.

K_F=1,38·1,45 = 2

Эквивалентные числа зубьев определяются как:

(3.22)

Для шестерни

Для колеса

При этом Y_F1=2,33; Y_F2=1,82

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

(3.23)

где – предел выносливости при эквивалентом числе циклов;

– коэффициент запаса прочности.

Для стали 40Х улучшенной при твердости НВ<350

=1,8НВ (3.24)

Для шестерни

=1,8·270=490 МПа,

для колеса

=1,8·245=440 МПа.

Коэффициент запаса прочности

[S_F]=[S_F]^| [S_F]^|| (3.25)

где [S_F]^| = 1,75

для поковок и штамповок [S_F]^|| = 1.

Отсюда

[S_F]=1,75·1=1,75.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни

МПа,

для колеса

МПа.

Для шестерни отношение

МПа,

для колеса

МПа,

Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни, так как полученное отношение для него меньше.

Проверяем зуб колеса, по формуле (3.20):

МПа<[_F]=280 МПа.

4. Предварительный расчет валов редуктора

Расчет редуктора выполним на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего Т_К1=Т₂=103,5 Нм;

ведомого Т_К2=Т₃=500 Нм;

Определяем по формуле:

(4.1)

4.1 Ведущий вал

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [_К]=25 МПа
(Рис. 2)

мм,

принимаем d_В1=28 мм.

Диаметр под подшипник принимаем d_П1=35 мм; т.к. диаметр впадин мал, то шестерню выполняем заодно с валом.

4.2 Ведомый вал

Диаметр выходного конца вала d_В2 определяем при [_К]=25 МПа
(Рис. 3)

мм,

Чтобы ведомый вал редуктора можно было соединить с помощью цепной муфты, принимаем d_В2=50 мм.

Диаметр под подшипник принимаем d_П2=55 мм; диаметр под зубчатым колесом d_К2=60 мм.

Рисунок 2 – Ведущий вал

Рисунок 3 – Ведомый вал

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно с валом.

Колесо.

Коническое зубчатое колесо кованное.

Его размеры: d_ae2 =401,3 мм.

Диаметр ступицы d_cm ≈ 1,6·d_k2 =1,6·60≈96 мм;

Длинна ступицы l_cm=(1,2ч1,5)·d_k2 =(1,2ч1,5)·60=72ч90 мм;

принимаем l_cm=72 мм.

Толщина обода δ_о =(3ч4)·m=(3ч4)·2,73=8ч11; принимаем δ_о =12 мм.

Толщина диска С =(0,1ч0,17)·R_e =(0,1ч0,17)·203,96=20,4ч34,7 мм, принимаем
С= 22 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Рассчитываем по соотношениям [1, с 241, табл. 10.2].

Толщина стенок корпуса и крышки.

δ=0,05·R_e +1=0,05·203,96+1=11,2 мм,

принимаем δ=12 мм.

δ=0,04·R_e +1=0,04·203,96+1=9,2 мм,

принимаем δ=12 мм.

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

b=1,5·δ=1,5·12=18 мм,

b₁=1,5·δ₁=1,5·10=15 мм,

нижнего пояса корпуса:

p₁=2,35·δ₁ =2,35·12=28 мм.

Диаметры болтов:

фундаментных,

d₁=0,055R_e+12=0,055203,96+1223 мм,

принимаем фундаментные болты с резьбой М24.

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника,

d₂=(0,70,75)d₁=(0,70,75)24=16,818 мм,

принимаем болты с резьбой М16.

болтов, соединяющих крышку с корпусом,

d₃=(0,50,6)d₁=(0,50,6)24=1214,4 мм,

принимаем болты с резьбой М14.

7. Первый этап компоновки редуктора

Выбираем способ смазывания; зацепление зубчатой пары – окунание зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален, и это затрудняет попадание масляных брызг.

Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные легкой серии:

Таблица 2 – Параметры подшипников

Наносим габариты подшипников ведущего вала (миллиметровка), наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии x=10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника
y₁=10 мм.

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, чторадиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересеченияч нормалей, проведенных к серединам контактных площадок [1, с 217, табл. 9.21].

Для однородных конических роликоподшипников, по формуле
[1, с 218, ф (9.11)]:

(7.1)

мм.

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника

f₁=53+16=69 мм.

Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала

C₁≈(1,4ч2,3)·f₁ =(1,4ч2,3)·69=96,6ч158,7 мм,

принимаем С₁=120 мм.

Намечаем положение шкива ременной передачи и замеряем расстояние от линии реакции ближнего к ней подшипника:

мм.

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х=10 мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника y₂=10 мм.

Для подшипников 7211 размеры

мм.

Определяем замером размер А – от линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполним симметричным относительно оси ведущего вала и применим размер А^/=А=106 мм.

Замером определяем расстояние f₂=72 мм и

С₂=(1,4ч2,3)·72=100,8ч165,6 мм,

принимаем С₂=140 мм.

8. Проверка долговечности подшипников

8.1 Ведущий вал (рисунок 4)

Силы, действующие в зацеплении:

F_t=3030 H, F_r1=F_a2=1081 H, F_a1=F_r2=216 H.

Нагрузка на вал от ременной передачи F_в=1291 H.

Первый этап компоновки дал: f₁=69 мм, С₁=120 мм, l₃=100 мм.

8.1.1 Определение нагрузок на опоры валов

Реакция опор.

В плоскости XZ

-R_x1·C₁+F_вl₃+F_t ·(f₁+С₁)=0 

Н,

-R_x2·C₁+F_в(l₃+С₁)+F_t ·f₁=0 

Н,

Проверка:

R_x2–R_x1+F_t-F_в=4109,1-5848,1+3030-1291=0.

В плоскости YZ

Н,

Рисунок 4 – Расчетная схема ведущего вала (Нмм)

Н,

Проверка:

R_y2–R_y1+F_r=560,1-1641,1+1081=0.

Суммарные реакции:

Н,

Н.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников, по формуле [1, с 216, ф (9.9)]:

S =0,83·eP_r (8.1)

S₂=0,83·eP_r2 =0,83·0,37·4147,1=1273,6 H,

S₁=0,83·eP_r1 =0,83·0,37·6074=1865,3 H.

здесь для подшипников 7207 и 7211 параметр осевого нагружения e=0,37 (табл. 2).

Осевые нагрузки подшипников.

В этом случае S₁>S₂, F_a>0, [1, с 217, табл. 9.21] тогда

P_a1=S₁ =1865,3 H,

P_a2=S₁+F_a =1865,3+216=2081,3 H.

8.1.2 Определение долговечности опоры валов

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле, [1, с 212, ф (9.3)]:

P_э2=(X·V·P_r2+Y·P_a2)·K_·К_Т (8.2)

где V – коэффициент, при вращении внутреннего кольца V=1;

для заданных условий X=0,4; Y=1,565; K_=К_Т =1 [1, с 212, табл. 9.18-9.20];

Эквивалентная нагрузка

Р_э2=(0,4·14147,1+1,565·2081,3)11=4916,1 Н.

Расчетная долговечность (млн.об), по формуле [1, с 211, ф (9.1)]:

(8.3)

где Р – показатель степени, для роликоподшипников Р=10/3.

млн. об.

Расчетная долговечность (ч.)

(8.4)

где n – частота вращения ведущего вала, n=250 об/мин (пункт 1.2).

часов.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение , поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываются

Эквивалентная нагрузка по формуле:

P_э1=V·P_r1·K_·К_Т (8.5)

Р_э2=6074·111=6074 Н.

Расчетная долговечность (млн.об):

млн. об.

Расчетная долговечность (ч.)

часов.

8.2 Ведомый вал (рисунок 5)

Из предыдущих расчетов F_t=3030 H; F_r=216 H; F_a=1081 H.

Первый этап компоновки дал f₂=72 мм; С₂ =14040нок 6ал. эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываются ь, чторадиальные реакции считают приложенными к валу в точках пер мм.

8.2.1 Определение нагрузок на опоры валов

Реакция опор.

В плоскости XZ

-R_x3·(C₂+f₂)+F_t ·f₂=0 

Н,

R_x4·(C₁+f₂)-F_t ·C₂=0 

Н,

Проверка:

R_x3+R_x4-F_t =1029,1+2000,9-3030=0.

В плоскости YZ

Рисунок 5 – Расчетная схема ведомого вала (Нмм)

Н,

Н,

Проверка:

R_y3–R_y4+F_r=946,5-1162,5+216=0.

Суммарные реакции:

Н,

Н.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников, по формуле (8.1):

S₃=0,83·0,37·1398,2=429,4 H,

S₄=0,83·0,37·2314,1=710,7 H.

Осевые нагрузки подшипников.

В этом случае

S₃4,

S₄-S₃=710,7-429,4=281,3< Fa=1081 Н

[1, с 217, табл. 9.21] тогда

P_a3=S₃ =429,4 H,

P_a4=S₃+F_a =429,4+1081=1510,4 H.

8.2.2 Определение долговечности опоры валов

Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники легкой серии 7211, то долговечность определим для более нагруженного правого подшипника.

Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э4=(0,4·12314,1+1,565·1510,4)11=3289,4 Н.

Расчетная долговечность (млн.об):

млн. об.

Расчетная долговечность (ч.)

часов.

Полученные долговечности более требуемой. Подшипники приемлемы.

9. Второй этап компоновки редуктора

Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М33Ч1,5 с предохранительной шайбой. Толщину стенки втулки назначают

(0,1ч0,15)d_П (9.1)

принимаем ее равной 0,15·35=5 мм.

Подшипники размещаем в стакане, толщина стенки которого

(9.2)

где, D – наружный диаметр подшипника, D=72 мм.

мм

Очеркиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров, принятых в первом этапе компоновки х=10 мм, y₂=10 мм.

Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в утолщение вала

 66 мм, а с другой – в мазеудерживающее кольцо; участок вала  60 мм делаем короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее колесо  55 мм упиралось в торец колеса, а не в буртик вала; переход вала от  60 мм к  55 мм смещен на

2–3 мм внутрь зубчатого колеса.

Наносим толщину стенки корпуса δ_к=12 мм и определяем размеры основных элементов корпуса [1, с 240, §10.2].

Определяем глубину гнезда под подшипник

L_Г ≈ 1,5·Т₂ (9.3)

где Т₂ – ширина подшипника 7211, Т₂=23 мм.

L_Г =1,5·23=34,5 мм.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами.

Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по СТ СЭВ 189–75 [1, с 169, табл. 8.9].

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности по формуле [1, с 170, ф (8.22)]:

(10.1)

где Т – передаваемый вращающий момент, Нмм;

d – диаметр вала в месте установки шпонки;

h – высота шпонки;

t₁t – глубина паза;

b – ширина шпонки.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице []_см=100120 Н/мм², при чугунной ступице []_см=5070 Н/мм².

10.1 Ведущий вал

Проверяем шпонку под шкивом:

d=28 мм, bh=87 мм, t₁=4 мм, длина шпонки l=56 мм; момент на ведущем валу , Т=Т_II=103,510³Нмм².

Н/мм².

10.2 Ведомый вал

Проверяем шпонку под зубчатым колесом:

d=60 мм, bh=1811 мм, t₁=7 мм, длина шпонки l=56 мм; момент на ведущем валу , Т=Т_III=50010³Нмм².

Н/мм².

Условия выполняются в обоих случаях.

11. Уточняющий расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов за­паса прочности п для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [п]. Прочность соблюдена при п>[п].

Будем производить расчет для предположительно опасных се­чений каждого из валов.

Материал валов – сталь 45 нормализованная; _в=570 МПа.

Пределы выносливости _-1=0,43570=246 МПа и _-1=0,58246=142 МПа.

11.1 Ведущий вал

У ведущего вала определяем коэффициент запаса прочности сечения в месте посадки подшипника, ближайшего к колесу (Рис. 4). В этом опасном сечении действуют максимально изгибающие моменты M_y и М_х и крутящий момент Т_Z = Т_II.

Концентрация напряжений вызвана напресовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, берм с эпюры:

М_y=209,1·10³ H·мм,

M_x=67,2·10³ H·мм.

Суммарный изгибающий момент:

Нмм.

Момент сопротивления сечения:

(11.1)

Нмм³.

Амплитуда нормальных напряжений:

(11.2)

МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(11.3)

где по таблице 8.7 [1, с 166].

Полярный момент сопротивления:

(11.4)

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

(11.5)

МПа.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

(11.6)

где по таблице 8.7 [1, с 166]:

коэффициент _=0,1

Коэффициент запаса прочности

(11.7)

11.2 Ведомый вал

У ведомого вала определим коэффициент запаса прочности в сечении под колесом (Рис. 5). В этом опасном сечении действуют максимально изгибающие моменты M_y и М_х и крутящий момент Т_Z = Т_III.

Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, берем с эпюры:

М_y=144,1 ·10³ H·мм,

M_x=132,5·10³ H·мм.

Суммарный изгибающий момент:

Нмм.

Момент сопротивления сечения:

Нмм³.

Амплитуда нормальных напряжений:

МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

по таблице 8.7 [1, с 166].

Полярный момент сопротивления:

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

МПа.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

по таблице 8.7 [1, с 166]:

коэффициент _=0,1

Коэффициент запаса прочности

(11.7)

12. Подбор муфты

Исходные данные:

1. Вращающий момент на ведомом валу редуктора – Т=500 Нм;

2. Тип муфты – цепная;

3. Диаметр конца ведомого вала редуктора d_В2=50 мм.

В соответствии с кинематической схемой (Рис. 1) привода по
ГОСТ 20884–93 выбирается муфта цепная однорядная типа I для посадки цилиндрических валов, исполнения «2» на коротких концах валов. Принимается вращающий момент передаваемый муфтой Т=500 Нм, что равно вращающему моменту на ведомом валу редуктора

Т=500 Нм = Т₂.

Диаметры посадочных отверстий в обоих полумуфтах принимаются равными d=50 мм.

Принимаем:

Муфта 500–I–50–2–УЗ ГОСТ 20884–93.

Длина посадочной части для полумуфты l=82 мм в соответствии с
ГОСТ 16162–93.

13. Выбор сорта масла

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубча­того колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

По табл. 10.8, [1, с 253] устанавливаем вязкость масла.

При скорости V=0,9 м/с, рекомендуемая вязкость 3410^-6 м²/с.

По табл. 10.10, [1, с 253] принимаем масло индустриальное И-40А по ГОСТ 20799–75.

Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закла­дывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют шприцем через прессмасленки. Сорт смазки – солидол марки УС-2 (см. табл. 9.14, [1, с 203]).

14. Посадки зубчатого колеса, шкива и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [1, с 263].

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347–82.

Посадка шкива клиноременной перадачи на вал редуктора .

Шейки валов под подшипник выполняем с отклонением вала k6. отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

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

15. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тща­тельно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

- на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100° С;

• в ведомый вал закладывают шпонку 161056 и напрессовы­вают зубчатое колесо до упора в бурт вала;

• затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверх­ности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в под­шипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок;

Регулируют тепловой зазор, подсчитанный. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают вой­лочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с про­кладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закреп­ляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими усло­виями.

Список используемой литературы

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов/С.А. Чернавский, Г.М., Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др. – М.: Машиностроение, 1979.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. – 5-е изд., перераб. И доп. – М.: Машиностроение, 1979.

Если есть желание получить чертеж, или ознакомиться с другими редукторами мыльте на:

user@lada-s.udmnet.ru

СОДЕРЖАНИЕ