Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Разраб.
Ф.И.О.
Провер.
Ф.И.О.
Т. Контр.
Ф.И.О.
Н. Контр.
Ф.И.О.
Утверд.
Ф.И.О.
Название работы
Лит.
Листов
1
Организация
Реценз.
Ф.И.О.
Масса
Масштаб
Материал
1
1 : 1
Введение
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают так же устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.
Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Редукторы классифицируют по основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные), числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.), типу зубчатых колёс (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенностям кинематической схемы (развёрнутая, соосная, с развёрнутой ступенью и т.д.).
В данном случае редуктор является двухступенчатым, с косозубой передачей, установлен с горизонтальным расположением валов.
Привод грузоподъемной машины сконструирован для передачи крутящего момента на барабан, который обеспечивает поднятие груза со скоростью 0,7 м/с.
Привод грузоподъемной машины (рис. 1) состоит электродвигателя, редуктора, барабана и троса. Электродвигатель и барабан соединены с редуктором при помощи муфт. Подъем груза осуществляется тросом, который наматывается на барабан. Барабан приводится в движение от электродвигателя через редуктор и муфты. Редуктор осуществляет повышение крутящего момента и снижение частоты вращения до требуемой величины.
Цель работы: выполнить эскизный проект привода грузоподъемной машины по следующим исходным данным:
- схема привода 92
- схема редуктора 20
Рисунок 1 - Схема привода барабана (схема 92)
Редуктор состоит из быстроходной шевронной передачи и тихоходной косозубой передачи. Для корпуса редуктора была применена современная конструкция. Все выступающие элементы устранены с наружных поверхностей и введены внутрь. Лапы под фундаментальные болты не выступают за габариты корпуса. Проушины для подъема и транспортировки редуктора отлиты заодно с корпусом.
Для удобства сборки корпус выполнен с разъемом. Плоскость разъема проходит через оси валов.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Рисунок 2 Схема редуктора (схема 20)
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Исходные данные:
Номинальное натяжение каната: Fk=9200 Н;
Скорость набега каната: Vk= 0,7 м/с;
Длительность работы под нагрузкой: Lh= 10000 часов;
Категория режима ГОСТ 21354-87: II
Тип производства – средняя серия.
1. Подготовка исходных данных для ввода в компьютер
Таблица 1.1
|
ФИО студента |
Группа |
, Н∙м |
, МПа |
, МПа |
, |
, час |
Код передачи |
Код схемы |
||||
|
Б |
Т |
|||||||||||
|
Галлямшин А. М. |
ММ - 320 |
850 |
16,91 |
583,1 |
728,87 |
0,38 |
0,48 |
1447 |
2500 |
2 |
3 |
20 |
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Рассчитываем диаметр каната
= 0,1 ∙ = 0,1 ∙ = 9,56 мм
Рассчитываем диаметр барабана
D′ ≥ ∙ (e - 1) = 9,65 ∙ (18 - 1) = 163,05 мм
где e - коэффициент диаметра барабана, выбираемый в соответствии с нормами Ростехнадзора и применяем значение е = 18;
Полученное значение D′ округляется в большую сторону до размера Dб, кратного десяти, = 170 мм.
Длина барабана: = (1...2) ∙ = 340 мм.
Рассчитываем частоту вращения барабана
= ∙ = ∙ = 85,53
Крутящий момент барабана
= = = 750 Н∙м;
= = = 850 Н∙м.
Подбор электродвигателя
≥ 0,88 ∙ Р = 0,88 ∙ 8,61 = 7,57 ≈ 8 кВт;
Р = = = 8.61 кВт.
где – КПД открытой зубчатой передачи, принимаемый равным 0,94…0,96;
ηбар – КПД барабана, учитывающий потери за счет внутреннего трения в канате и трения каната в контакте с барабаном. Обычно = 0,85…0,95;
= 0,97...0,98;
- КПД привода, определяющий потери в зацеплениях зубчатых передач = 0,99;
- Кпд привода, определяющий потери, связанные с разбрызгивание масла, = 1;
- КПД привода, определяющий потери в муфтах, соединяющих валы электродвигателя и редуктора = 1;
- КПД привода, определяющий потери в уплотнениях, = 1;
- КПД двухступенчатого редуктора, = ∙ ∙ = 0,94;
η
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
- КПД привода, η = ∙ ∙ ∙ = 0,78.
1.5 Рассчитываем передаточное отношение привода
= ∙ i = = 1 150 = 150
Рассчитываем частоту асинхронного вращения
= ∙ = 85,53 ∙ 150 = 12829,5
где - открытое число передаточного механизма, = 1;
Соответствия с рекомендуемое для цилиндрических двух ступенчатых редукторов передаточное отношение i = 30 ÷ 180.
Рассчитываем четыре варианта передаточных отношений из условий i = 10...30
= ∙ (10...30) = 855,3...2565,9
Рассчитываем три варианта частоту синхронного вращения
≈ 0,95 ∙ nс;
= (855,3...2565,9) / 0,95 = 881,75...2645,25.
По таблице 1.2 определяем окончательный тип двигателя
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Таблица 1.2
|
Варианта |
Тип двигателя |
nc, об/мин |
nэд, об/мин |
n, об/мин |
i = nэд / n |
|
1 |
132M4/1447 |
1500 |
1447 |
63 |
22.96 |
= ∙ i = = = 16.91
Рассчитываем допускаемое контактное напряжение:
- для передачи тихоходной ступени
≈ 500 ∙ 550;
≈ 500 ∙ = 729 ≥ 550 МПа.
- для передачи быстроходной ступени
≈ (0,8...0,85) ∙ [T ≥ 500;
≈ 0,8 ∙ 729 = 583,1 ≥ 500 МПа.
Рассчитываем коэффициент относительности ширины колес:
- для передачи тихоходной ступени
= 0,4 ∙ = 0,4 ∙ = 0,48
- для передачи быстроходной ступени
= (0,7...0,8) ∙ = 0,8 ∙ 0,48 = 0,38
Рассчитываем эквивалентное время работы
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Эквивалентное время работы назначают с учетом категории режима работы по ГОСТ 21354-87
= ∙ = 0,25 ∙ 10000 = 2500 час
где - режим работы, = 0,25;
- время работы, = 10000 часов.
Определяем коды передач редуктора
Редуктор по схеме 20
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
- первая ступень (быстроходная передача) косозубая,
- вторая ступень (тихоходная ступень) – шевронная.
2. Выбор оптимального варианта компоновки редуктора
Для редукторов, выполненных по схеме (20, 21 и 22) зубчатые передачи изображают в двух секциях.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
рисунок 3 - Схема редуктора
А- высота редуктора;
В- ширина редуктора;
L- длина редуктора;
V – объем корпуса редуктора;
bw Т – ширина венца тихоходной ступени;
bw Б – ширина венца Быстроходной ступени;
da1 Б – диаметр шестерни быстроходной ступени;
da2 Б – диаметр колеса быстроходной ступени;
da2 Т – диаметр колеса тихоходной ступени;
aw Б – межосевое расстояние быстроходной ступени;
aw Т – межосевое расстояние тихоходной степени;
da2 max- наибольший диаметр зубчатых колес;
a – зазор между корпусом и вращающимися деталями передач (колесами) (одно значение для всех вариантов).
Размеры, определяющие габаритно-массовые характеристики находим по формулам:
;
;
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
;
;
,
где – наибольшая из двух величин и ; - зазор между корпусом и вращающими деталями передач (колёсами) (мм).
Объём корпуса редуктора, в основном определяющий массу редуктора, можно оценить по формуле:
Массу заготовок для зубчатых колёс, характеризующую затраты на материалы, вычисляется по формуле, для цилиндрических редукторов:
где – коэффициент пропорциональности, для стальных зубчатых колёс можно принять равным 6,12 кг/.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
;
.
м;
м;
;
.
м;
;
;
.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
;
.
;
.
Диаграмма, показывающая изменение массы и объёма в зависимости от рассматриваемого варианта:
Диаграмма 1
3. Оценка условий смазки выбор способа смазки передач редуктора
Двухступенчатые редукторы обычно смазывают картерным способом, при этом в корпус редуктора заливается масло, которое при эксплуатации привода периодически заменяется.
При окружной скорости в масло можно погружать только тихоходное колесо, при этом смазка быстроходной передачи и подшипников надёжно обеспечивается за счёт разбрызгивания масла.
В редукторах, выполненных по сосной схеме, в масло погружают оба зубчатых колеса приблизительно на одинаковую глубину.
Объём масла в корпусе определяется:
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
3.1 Косозубые и шевронные цилиндрические передачи
Коэффициент торцового перекрытия для косозубых передач:
Коэффициент осевого перекрытия:
Суммарный коэффициент перекрытия:
4. Конструирование валов редуктора привода
Рассчитываем диаметр участков валов
- для быстроходного вала
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
d = (8,5...9,5) ∙ = 9,5 ∙ = 35,84 мм
Полученный размер согласовали с диаметром вала электродвигателя d = 38 мм
Рассчитываем момент на хвостовике быстроходного вала
= = = 53,73 Н∙м
- для промежуточного вала диаметр в месте установки зубчатых колес
= 7 ∙ = 7 ∙ = 44,26 мм
Рассчитываем момент на колесе быстроходной передачи
= ∙ ∙ ∙ = 53,73 ∙ 4,85 ∙ 0,98 ∙ 0,99 = 252,82 Н∙м
- для тихоходного вала
d = (5...6) ∙ = 5 ∙ = 47,36 ≈ 48 мм
Рассчитываем для быстроходного и тихоходного валов
– диаметр цапфы вала под подшипником
= d + 2 ⋅ = 45 + 2 ∙ 4 = 53 ≈ 55 мм
или
= d + 2 ⋅ = 38 +2 ∙ 2 = 42 ≈ 45 мм
- диаметр буртика для упора кольца подшипника
= + 3 ⋅ r;
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
= + 3 ⋅ r = 45 + 3 ∙ 3 = 54 мм;
= + 3 ⋅ r = 55 + 3 ∙ 3 = 64 мм.
– диаметр шейки вала в месте установки зубчатых колес
≥
Рассчитываем для промежуточного вала
= – 3 ⋅ r или ≤ ;
45 ≤ 45 мм.
в целях унификации желательно для быстроходного и промежуточного валов принять одинаковые значения dП
= + 3 ⋅ f = 45 - 3 ∙ 1,6 = 49,8 мм;
= + 3 ⋅ r ≤ = 45 + 3 ∙ 3 = 54 ≥45 мм.
Рассчитываем длину посадочного участка быстроходного и тихоходного валов:
= = 1,5 ⋅ d;
= = 1,5 ⋅ = 1,5 ∙ 38 = 57 мм;
= = 1,5 ⋅ = 1,5 ∙ 48 = 72 мм.
Рассчитываем длину промежуточного участка быстроходного вала
= (1…1,4) ⋅ = 1,4 ∙ 45 = 63 мм
Рассчитываем длину промежуточного участка тихоходного вала
= (0,8…1,2) ⋅ = 1,2∙ 55 = 66 мм
Наружная резьба хвостовика быстроходного или тихоходного вала имеет диаметр (согласовать со стандартом ГОСТ 9150-59):
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
≈ 0,9 [d – 0,1 ⋅ ];
≈ 0,9 [ – 0,1 ⋅ ] = 0,9∙[38 - 0,1 ∙ 57] = 29,07 ≈ 30мм;
≈ 0,9 [ – 0,1 ⋅ ] = 0,9∙[48 - 0,1 ∙ 72] = 36,72 ≈ 38 мм.
Рассчитываем длину резьбового участка:
≈ (1,0…1,2) ⋅ ;
≈ (1,0…1,2) ⋅ = 1,2 ∙ 30 = 36 мм;
≈ (1,0…1,2) ⋅ = 1,2 ∙ 38 = 45,6 мм.
Диаметр внутренней резьбы для тихоходного вала (согласовать со стандартом):
≈ (0,3…0,4) ⋅ d(Т) ≥ 12 мм;
≈ 0,4 ⋅ 48 = 19,2 ≥ 12 мм.
5. Выбор подшипников качения для валов редуктора
Подбор подшипников осуществляется по диаметру внутреннего кольца, по диаметру .
Из экономических соображений и из особенностей технологии сборки применяем шариковые однорядные подшипники легкой серии ГОСТ 8338-75.
Таблица 5.1
|
Вал |
Условное обозначение |
, мм |
D, мм |
В, мм |
r, мм |
С, кН |
, кН |
|
Быстроходный |
209 |
45 |
85 |
19 |
2 |
33,2 |
18,6 |
|
Промежуточный |
209 |
45 |
85 |
19 |
2 |
33,2 |
18,6 |
|
Тихоходный |
211 |
55 |
100 |
21 |
2,5 |
43,6 |
25 |
Для подшипников тихоходного вала проверяем выполнение условия:
С ≥ [С];
43,6 ≥ 12,21 кН.
где [С] – требуемая динамическая грузоподъемность.
Рассчитываем для промежуточного вала координаты средних плоскостей подшипников и зубчатых колес:
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
с = 0,5∙ ( + + а) = 0,5 ∙ (50 + 58 + 10,4) = 59,2 мм;
е = 0,5 ∙ ( + ) + а = 0,5 ∙ (18 + 50) + 10,4 = 44,4 мм.
- для быстроходного вала
= 0,5 ∙ ( + ) + а = 0,5 ∙ (18 + 50) + 10,4 = 44,4 мм
- для тихоходного вала
= 0,5 ∙ ( + ) + а = 0,5 ∙ (21 + 58) + 10,4 = 49,9 мм
6. Кинематический расчет редуктора
Частоты вращения валов и зубчатых колес рассчитываем следующим образом
– частота вращения быстроходного вала – из предварительного расчета и указана в распечатке принимаем
= = 1447
– частота вращения промежуточного вала
= = =
где – принятое значение передаточного числа для быстроходной передачи
– частота вращения тихоходно
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
го вала
= = = 85,24 ≈ 86
Рассчитываем окружную скорость в зацеплении быстроходной передачи
V = = = 3.1
Рассчитываем окружную скорость в зацеплении тихоходной передачи
V = = = 5,05
7. Статическое исследование редуктора
Целью статического исследования является определение вращающих моментов на валах и колесах редуктора и значений составляющих полных усилий в зацеплениях для каждой передачи. Рас смотрим случай редуктора с шевронной быстроходной и косозубой тихоходной передачами. Схема представлена на рисунке 5.
7.1 Рассчитываем моменты на валах и колесах редуктора
- момент на хвостовике быстроходного вала
= = = 53,73 Н∙м
- момент на шестерне полушеврона быстроходной передачи
= 0,5 ∙ = 0,5 ∙ 53,73 ∙ 0,99 = 26,6 Н∙м
- момент на колесе полушеврона быстроходной передачи, имеющем ширину зубчатого венца, = 0,5 ∙ = 0,5 ∙ 58 = 29 мм
= ∙ ∙ = 26,6 ∙ 4,85 ∙ 0,98 = 126,43 Н∙м
- момент на шестерне тихоходной передачи редуктора
= 2 ∙ ∙ = = 2 ∙ 126,43 ∙ 0,99 = 250 Н∙м
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
рис 5
7.2 Составляющие полного усилия в зацеплениях быстроходной и тихоходной передач
Рассчитываем окружную силу на шестерне быстроходной передачи
= = = 1296,61 Н
Рассчитываем радиальную силу на шестерне быстроходной передачи
= = = 484,03 Н
где β – угол наклона зубьев;
αw – угол зацепления.
Рассчитываем осевую силу на шестерне быстроходной передачи
= · tgβ = 1296,61 ∙ tg(12,839) = 295,51 Н
Усилия, действующие на колесо быстроходной передачи:
= · = 1296,61 ∙ 0,98 = 1270,67 Н;
= · = 484,03 ∙ 0,98 = 474,35 Н;
= · = 295,51 ∙ 0,98 = 289,6 Н.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Рассчитываем окружную, радиальную и осевую силы на шестерне тихоходной передачи:
= = = 7509,52 Н;
= = = 2803,33 Н;
= · tgβ = 7509,52 ∙ tg(12,839) = 1711,5 Н.
Рассчитываем усилия, действующие на колесо тихоходной передачи:
= · = 7509,52 ∙ 0,98 = 7359,33 Н;
= · = 2803,33 ∙ 0,98 = 2747,26 Н;
= · = 1711,5 ∙ 0,98 = 1677,27 Н.
7.3 Рассчитываем моменты на валах и зубчатых колесах цилиндрических редукторов других типовых схем.
Редуктор с тихоходной и быстроходной косозубыми передачами Схема редуктора представлена на рисунке 6.
Рисунок 6
В сборнике заданий эта схема под номером 20 имеет следующие особенности в определении моментов и усилий в зацеплениях. Рис. 6
Рассчитываем момент на хвостовике быстроходного вала
= = = 53,73 Н∙м
Рассчитываем момент на шестерне быстроходной передачи
= = 53,73 ∙ 0,99 = 53,2 Н∙м
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Рассчитываем момент на колесе быстроходной передачи
= ∙ ∙ = 53,2 ∙ 4,85 ∙ 0,98 = 252,86 Н∙м
Рассчитываем момент на шестерне тихоходной передачи
= ∙ = = 252,86 ∙ 0,99 = 250 Н∙м
Рассчитываем окружную силу на шестерне быстроходной передачи
= = = 2593,22 Н
Рассчитываем радиальную силу на шестерне быстроходной передачи
= = = 968,05 Н
Рассчитываем осевую силу на шестерне быстроходной передачи
= · tgβ = 2593,22 ∙ tg(12,839) = 2528,38 Н
Усилия, действующие на колесо быстроходной передачи:
= · = 2593,22 ∙ 0,98 = 2541,35 Н;
= · = 968,05 ∙ 0,98 = 948,67 Н;
= · = 2528,38 ∙ 0,98 = 2477,81 Н.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Рассчитываем окружную, радиальную и осевую силы на шестерне тихоходной передачи:
= = = 7509,52 Н;
= = = 2803,33 Н;
= · tgβ = 7509,52 ∙ tg(12,839) = 1711,5 Н.
Рассчитываем усилия, действующие на колесо тихоходной передачи:
= · = 7509,52 ∙ 0,98 = 7359,33 Н;
= · = 2803,33 ∙ 0,98 = 2747,26 Н;
= · = 1711,5 ∙ 0,98 = 1677,27 Н.
7.4 Редуктор с шевронной тихоходной передачей схема редуктора показана на рисунке 7.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Рисунок 7
Рассчитываем момент на хвостовике быстроходного вала
= = = 53,73 Н∙м
Рассчитываем момент на шестерне быстроходной передачи
= = 53,73 ∙ 0,99 = 53,2 Н∙м
Рассчитываем момент на колесе быстроходной передачи
= ∙ ∙ = 53,2 ∙ 4,85 ∙ 0,98 = 252,86 Н∙м
Рассчитываем момент на шестерне полушеврона тихоходной передачи
= 0,5 ∙ ∙ = 0,5 ∙ 252,86 ∙ 0,99 = 125,16 Н∙м
Рассчитываем момент на колесе полушеврона тихоходной передачи
= ∙ ∙ = 0,5 ∙ = 125,16 ∙ 3,5 ∙ 0,98 = 430 Н∙м
Рассчитываем окружную силу на шестерне быстроходной передачи
= = = 2593,22 Н
Рассчитываем радиальную силу на шестерне быстроходной передачи
= = = 968,05 Н
Рассчитываем осевую силу на шестерне быстроходной передачи
= · tgβ = 2593,22 ∙ tg(12,839) = 2528,38 Н
Усилия, действующие на колесо быстроходной передачи:
= · = 2593,22 ∙ 0,98 = 2541,35 Н;
= · = 968,05 ∙ 0,98 = 948,67 Н;
= · = 2528,38 ∙ 0,98 = 2477,81 Н.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Рассчитываем окружную, радиальную и осевую силы на шестерне тихоходной передачи:
= = = 7509,52 Н;
= = = 2803,33 Н;
= · tgβ = 7509,52 ∙ tg(12,839) = 1711,5 Н.
Рассчитываем усилия, действующие на колесо тихоходной передачи:
= · = 7509,52 ∙ 0,98 = 7359,33 Н;
= · = 2803,33 ∙ 0,98 = 2747,26 Н;
= · = 1711,5 ∙ 0,98 = 1677,27 Н.
7.5 Редуктор с цилиндрическими зубчатыми косозубыми соосными быстроходным и тихоходным валами. Схема приведена на рисунке 8.
Рисунок 8
Рассчитываем момент на хвостовике быстроходного вала
= = = 53,73 Н∙м
Рассчитываем момент на шестерне быстроходной передачи
= = 53,73 ∙ 0,99 = 53,2 Н∙м
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Рассчитываем момент на колесе быстроходной передачи
= ∙ ∙ = 53,2 ∙ 4,85 ∙ 0,98 = 252,86 Н∙м
Рассчитываем момент на шестерне тихоходной передачи
= ∙ = = 252,86 ∙ 0,99 = 250 Н∙м
Рассчитываем окружную силу на шестерне быстроходной передачи
= = = 2593,22 Н
Рассчитываем радиальную силу на шестерне быстроходной передачи
= = = 968,05 Н
Рассчитываем осевую силу на шестерне быстроходной передачи
= · tgβ = 2593,22 ∙ tg(12,839) = 2528,38 Н
Усилия, действующие на колесо быстроходной передачи:
= · = 2593,22 ∙ 0,98 = 2541,35 Н;
= · = 968,05 ∙ 0,98 = 948,67 Н;
= · = 2528,38 ∙ 0,98 = 2477,81 Н.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Рассчитываем окружную, радиальную и осевую силы на шестерне тихоходной передачи:
= = = 7509,52 Н;
= = = 2803,33 Н;
= · tgβ = 7509,52 ∙ tg(12,839) = 1711,5 Н.
Рассчитываем усилия, действующие на колесо тихоходной передачи:
= · = 7509,52 ∙ 0,98 = 7359,33 Н;
= · = 2803,33 ∙ 0,98 = 2747,26 Н;
= · = 1711,5 ∙ 0,98 = 1677,27 Н.
Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено, что нагрузка, допускаемая при контактной прочности зубьев, определяется в основном твердостью материала.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Высокую твердость в сочетании с другими характеристиками, а следовательно, малые габариты и массу передачи можно получить при изготовлении зубчатых передач из сталей, подвергнутых термообработке.
Таблица 8.1.1
|
ТО |
НВ |
, МПа |
, МПа |
|||
|
Шестерня |
Нормализация, улучшение |
220 |
2HB+70 |
1.8НВ |
1.1 |
1.75 |
|
Колесо |
Нормализация, улучшение |
260 |
2HB+70 |
1.8НВ |
1.1 |
1.75 |
Допускаемые контактные напряжения рассчитываем по формуле:
где – допускаемые контактные напряжения для шестерни тихоходной ступени.
– допускаемые контактные напряжения для колеса тихоходной ступени.
Допускаемые контактные напряжения для шестерни или для колеса (индекс 2 указан в скобках)
где - коэффициент безопасности
- предел контактной выносливости
Рассчитаем пределы выносливости для шестерни и колеса [3]:
Коэффициенты долговечности определим по формуле:
где – базовое число циклов нагружения
– циклическая долговечность
Найдем базовое число циклов нагружения по формуле:
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
;
.
– эквивалентное число циклов, соответствующее
.
где – число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот,
= 1
– соответствующая частота вращения;
- ресурс привода;
.
Допускаемые контактные напряжения на колесе и на шестерне:
Допускаемое контактное напряжение:
Допускаемые напряжения изгиба определяются для шестерни и колеса отдельно по формуле:
Где – предел изгибной выносливости
– коэффициент безопасности
– коэффициент, учитывающий срок службы передачи и переменность режима нагружения
- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки
– коэффициент, учитывающий шероховатость переходной кривой,
при шероховатости RZ ≤ 40 мкм, – показатель степени вы-
бирается в зависимости от категории режима.
Эквивалентное число циклов найдем по формуле:
Где – число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот
– соответствующая частота вращения (51,4 )
– ресурс привода
Вычислим эквивалентное число циклов:
Вычислим коэффициент, учитывающий срок службы передачи и переменности режима нагружения:
Вычислим предел изгибной выносливости:
Допускаемые напряжения изгиба определяются для шестерни и колеса
Контактное напряжение в зацеплении определяется по формуле, используемой для прямозубой и косозубой передач, в нашем случае передача косозубая:
- Приведенный модуль упругости
– момент на шестерне передач
- угол зацепления
– начальный диаметр шестерни
– ширина зубчатого венца колеса
– передаточное число передачи, .
Коэффициент нагрузки Кн представляется в виде:
При расчете косозубой передачи коэффициент
определяется по формуле:
Напряжения изгиба в основании зубьев косозубых колес определяется по формулам:
- для шестерни:
– коэффициент, вычисляемый по формуле:
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
– учитывает работу зуба как пластины и определяется равенством:
- для колеса
Передача считается работоспособной, если выполняется условия:
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
9 Расчеты подшипников качения редуктора. Конструирование основных соединений
9.1 Определение ресурса подшипников промежуточного вала редуктора
Рассчитываем расстояния:
a = + a + = + 10,4 + = 46,4 мм;
b = + + = + + = 46,4 мм;
с = + 24 + = + 29,2 + = 69,2 мм.
Для упрощения принимаем числовые данные:
= a = 46,6 мм;
= a + b = 46,4 + 57 = 103,4 мм;
= a + b + c = 46,4 + 57 + 69,2 = 172,6 мм.
Рассчитываем момент силы
= 250 ∙ = 250 ∙ = 7288,69 Н
Вертикальное положение:
= 0; - ∙ + ∙ = 0;
= 0;
- + = 0:
= = = 212,86 Н;
= - = 474,35 - 212,86 = 261,49 Н.
Проверка:
= 0; - R ∙ + ∙ = 0;
- 261,49 ∙ 103,4 + 474,35 ∙ (103,4 - 46,4) = 0.
Рассчитываем моменты на плечах:
0 ≤ ≤ ;
М() = - ∙ ;
М( = 0) = 0;
М( = ) = - ∙ = - 261,49 ∙ 46,4 = - 12,13 Н∙м.
направляем в другую сторону
≤ ≤ ;
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
М() = - ∙ + ∙ ( - );
М( = ) = - ∙ = - 261,49 ∙ 46,4 = - 12,13 Н∙м;
направляем в другую сторону
М( = ) = - ∙ + ∙ ( - ) =
= - 261,49 ∙ 103,4 + 474,35 ∙ (103,4 - 46,4) = 0.
Горизонтальное положение:
= 0; - ∙ + ∙ + ∙ = 0;
= = = - 15469 Н;
= 0; - ∙ + ∙ + ∙ = 0;
= = = 821 Н.
Проверка:
= 0;
+ + + = 821 + 7359,33 + (- 15469) + 7288,69 = 0.
Рассчитываем моменты н
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
а плечах:
0 ≤ ≤ ;
М() = - ∙ ;
М( = 0) = 0;
М( = ) = - ∙ = - 821 ∙ 46,4 = - 38,09 Н∙м.
≤ ≤ ;
М() = - ∙ + ∙ ( - );
М( = ) = - ∙ - ∙ ( - ) = - ∙ = - 821 ∙ 46,4 = - 38,09 Н∙м;
М( = ) = - ∙ + ∙ ( - ) =
= - 821 ∙ 103,4 + 7359,33 ∙ (103,4 - 46,4) = - 504,37 Н∙м.
≤ ≤ ;
М() = - ∙ - ∙ ( - l) - ∙ ( - );
М( = ) = - ∙ - ∙ ( - ) - ∙ ( - ) = - ∙ - ∙ ( - ) =
= - 821 ∙ 103,4 - 7359,33 ∙ 57 = - 504,37 Н∙м;
М( = ) = - ∙ - ∙ ( - ) - ∙ ( - ) =
= - 821 ∙ 172,6 - 7359,33 ∙ 103,4 + 15469 ∙ 46,4 = - 184,89 Н∙м.
Рассчитываем построение суммарной эпюры изгибающих моментов
= = 504.37 Н∙м
В подшипнике В находится опасное сечение.
Рассчитываем суммарную реакцию в опорах:
= = 15470,46 Н;
= = 861,63 Н.
Рассчитываем коэффициент запаса усталостной прочности.
Амплитуда симметричного цикла нормальных напряжений при изгибе вала в опасных сечениях
= =
При касательных напряжениях при круче
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
ние
= = =
= = 504,37 Н∙м - результирующий изгибающий момент в рассматриваемом опасном сечении
Рассчитываем моменты сопротивления:
= = = 8946 ;
= = = 17892 ;
= = = 56 МПа;
= = = 23 МПа.
Рассчитываем запас усталостной прочности
S =
- запас сопротивления усталости по изгибу;
- запас сопротивления усталости по кручению.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
где - предел выносливости материала вала при симметричном цикле нагружение:
= (0,4...0,5) ∙ = 0,5 ∙ 780 = 390 МПа;
- предел прочности материала вала, = 780 Н/;
- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе и кручении, = 1,95 - для ступенчатого перехода с галтели;
- коэффициент, учитывающий влияние ассиметрии цикла, = 0,1;
- амплитуда напряжения цикла, = 32 МПа;
- среднее напряжение цикла, = 0;
и - масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности, = 0,95 - для тонкого обтачивания;
рассчитываем по формуле:
= 0,5 (1 + () = 0,84;
ν = 0,19 - 1,25 ∙ ∙ = 0,19 - 1,25 ∙ ∙ 780 = 0,0925.
Рассчитываем запас сопротивления усталости по изгибу
= = 4,98
Рассчитываем запас сопротивления усталости по кручению
= = 6,82
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
где - предел выносливости материала вала при симметричном цикле нагружения:
= (0,2...0,3) ∙ = 0,25 ∙ 780 = 195 МПа;
- предел прочности материала вала, = 780 Н/;
- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе и кручении, = 1,625;
- коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла напряжения на сопротивления усталости, = 0,05;
- амплитуда напряжения цикла, = 13 МПа;
- среднее напряжение цикла, = 13;
и - масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности, = 0,97 - для тонкого обтачивания;
рассчитываем по формуле:
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
) = 0,5 (1 + () = 0,78;
ν = 0,0925 ∙ = 0,139.
S = = = 4,02 ≥ [S] = 1,5...2,5
Условие прочности выполняется.
9.2 Проверочный расчет подшипников.
Ресурс подшипника определяется из равенства:
где - коэффициенты, учитывающие свойства материалов колец и тел качения и вероятность безотказной работы, ∙ = 1;
α – показатель степени кривой усталости. Для шариковых подшипников α = 3;
n – частота вращения, в нашем случае n = n2Б = n1Т = 299
P – эквивалентная нагрузка, определяемая уравнением:
= (X ⋅ V ⋅ + Y ⋅ ) ⋅ ⋅
где - коэффициент динамической нагрузки Kд = 1,3 (для редукторов);
- температурный коэффициент Kt = 1;
V - коэффициент вращения V = 1;
Подшипник 209:
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
= (1 ∙ 1 ∙ 2803,33 + 0) ∙ 1,3 ∙ 1 = 3644,3 Н;
= 1 ∙ ∙ = 42144 час.
Работоспособность подшипника считается обеспеченной с вероятностью безотказной работы 0,9, если соблюдается условие:
≥ ;
42144 ≥ 2500.
Подшипник подобран верно.
Подшипник 211:
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
= (0,56 ∙ 1 ∙ 2803,33 + 1,55 ∙ 1711,5) ∙ 1,3 ∙ 1 = 4222,7 Н;
= 1 ∙ ∙ = 61357 час.
Работоспособность подшипника считается обеспеченной с вероятностью безотказной работы 0,9, если соблюдается условие:
≥ ;
61357 ≥ 2500.
Подшипник подобран верно.
Основные размеры, определяющие внешнее очертание корпуса находят в функции толщины стенки, вычисляемой по формуле:
;
Округлив полученное значение в большую сторону, примем .
;
Находим размеры конструктивных элементов:
;
;
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Диаметр винтов под бобышку, соединяющих корпус и крышку, вычисляют по формуле:
Примем d = 12 мм.
Рассчитаем диаметр фундаментальных болтов, которыми редуктор крепится к плите:
Подбор шпонок производится по таблицам стандартов в функции диаметра d, определяющего ширину шпонки b и высоту h. Принимая величину допускаемых напряжений смятия , определяют рабочую длину шпонки (мм) по формулу:
Полная длина шпонки первого исполнения (со скругленными торцами)
Для колеса тихоходной ступени и диаметром вала d=55 мм выбираем призматическую шпонку, имеющую размеры
b=18 мм, h=11 мм.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Примем , МПа
Рассчитаем рабочую длину шпонки для колеса тихоходной ступени:
Принимаем длину шпонки l= 63 мм.
Для колеса быстроходной ступени с диаметром вала 54 мм выберем призматическую шпонку, имеющую размеры:
b=16 мм, h=10 мм.
Рассчитываем рабочую длину шпонки для колеса тихоходной ступени:
Принимаем длину шпонки l=36 мм.
В данном случае используем приветные крышки.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Рисунок 9 Разрез приветной крышки
Формула для расчета диаметра фланца:
Формула для расчёта толщины крышки:
,
где H – высота головки винта, H = d.
Определяющим при конструировании крышки является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник. Толщина стенки, диаметр d винта и число z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от D выбирается из учебника Дунаева.
Для крышек подшипников на колесе быстроходной передачи:
D = 85, следовательно = 6 , d = 8 , z = 4.
;
.
Для крышек подшипников на колесе тихоходной передачи:
D = 100, следовательно = 7 , d = 10 , z = 6.
;
.
Размеры корпуса определяются числом и размерами размещенных в них деталях, относительным их расположением и величиной зазора между ними. Для удобства сборки корпус
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов. Зазор между колесами и стенками редуктора:
a =10,4 мм;
Толщина стенки корпуса редуктора:
Толщина стенки крышки корпуса:
Приливы под болты:
Рисунок 10 Оформление опорной части корпуса
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Размеры, требуемые для вычерчивания приливов:
;
;
.
;
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
.
где с – расстояние от оси винта до плоского края,
g – толщина лапы корпуса,
- высота ниши при креплении винтами,
k – ширина фланца при установке винта с шестигранной головкой.
Для соединения крышки с корпусом используются болты с наружной шестигранной головкой. Размеры элементов крышки и корпуса принимают:
;
;
.
Для точного фиксирования положения крышки редуктора относительно корпуса применяют штифты. Размеры штифтов (рис.15):
,
где d – диаметр крепежного болта;
= 26мм.
10.6. Манжеты резиновые армированные для валов ГОСТ 8752-7
Рисунок 11 Манжеты резиновые армированные для валов ГОСТ 8752-79
Для быстроходного вала:
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
d=45 мм;
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
D1=65 мм;
h1=10 мм.
Для тихоходного вала:
d=55 мм;
D1=80 мм;
h1=10 мм.
10.7 Шпонки призматические ГОСТ 23360-78
Рисунок 12 Шпонки призматические ГОСТ 23360-78
Таблица 10.7.1
|
Диаметр вала, d |
Сечение шпонки |
Фаска у шпонки s |
Глубина паза |
Длина l |
||
|
b |
h |
вала t1 |
ступицы t2 |
|||
|
40 |
4 |
4 |
0.6 |
2,5 |
1,8 |
74 |
|
54 |
16 |
10 |
0.6 |
6 |
4.3 |
36 |
|
64 |
18 |
11 |
0.8 |
7 |
4.4 |
63 |
|
44 |
12 |
8 |
0.8 |
5 |
3,3 |
70 |
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Таблица 10.8.1
|
Обозначение |
Размеры, мм |
Грузоподъемность, Н |
||||
|
d |
D |
B |
r |
C |
||
|
209 |
45 |
80 |
19 |
2 |
32000 |
18600 |
|
209 |
45 |
80 |
19 |
2 |
32000 |
18600 |
|
211 |
55 |
100 |
21 |
2,5 |
43600 |
25000 |
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Рисунок 13 Подшипники шариковые радиальные однорядные ГОСТ 8338-75
Таблица 10.9.1
|
Обозначение |
d, мм |
D, мм |
H, мм |
l, мм |
l0, мм |
|
Винт М12х70 |
12 |
18 |
12 |
65 |
36 |
Рисунок 14 Винты с цилиндрической головкой и шестигранным углублением под ключ класса точности ГОСТ 11738-84
Таблица 10.9.2
|
d, мм |
D, мм |
H, мм |
l, мм |
, мм |
|
12 |
18 |
12 |
60 |
60 |
|
10 |
16 |
10 |
25 |
25 |
|
10 |
16 |
10 |
25 |
25 |
|
8 |
13 |
8 |
18 |
26 |
10.10. Винты с цилиндрической головкой классов точности А и В, мм ГОСТ 1491-80
Рисунок 15 Винты с цилиндрической головкой классов точности А и В, мм ГОСТ 1491-80
Таблица 10.10.1
|
d, мм |
D, мм |
k, мм |
l, мм |
b, мм |
|
5 |
8.5 |
6 |
14 |
14 |
10.11 Шайбы пружинные ГОСТ 6402-70
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Рисунок 16 Шайбы пружинные ГОСТ 6402-70
Таблица 10.11.1
|
Номинальный диаметр резьбы |
d, мм |
s=b, мм |
|
8 |
8.2 |
2 |
|
10 |
10.2 |
2.5 |
|
12 |
12.2 |
3 |
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
10.12 Штифты цилиндрические, исполнение 2, класс точности В, мм
Таблица 10.12.1
|
d, мм |
c, мм |
l, мм |
|
8 |
2,5 |
13 |
Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяют проушины (рис.16), отливая их заодно с крышкой. В данном случае проушина выполнена в виде ребра с отверстием.
Рисунок 18 Проушина в виде ребра с отверстием
Для заливки масла в редуктор и контроля правильности зацепления делают люк. Чтобы удобнее было заливать масло и наблюдать за зубчатыми колесами при сборке и эксплуатации, размеры люка должны быть максимально возможными. Люк закрывается стальной крышкой из листов толщины . При среднесерийном производстве крышку выполняют штампованной (рис.16). для того, чтобы внутрь корпуса извне не засыпалась пыль, под крышку ставят уплотнительную
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
прокладку. Материал прокладки – технический картон марки А толщиной 1,0…1,5 мм. Крышка крепится к корпусу винтами с полукруглой головкой.
L = 146 мм;
примем =2 мм, так как =
примем = 9 мм.
Рисунок 19 Крышка люка
При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет. Свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой (рис. 19).
Рисунок 20. Пробка маслосливная
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
12.2 Краткое описание сборки редуктора.
Данная конструкция редуктора позволяет осуществить независимую сборку редуктора. В первую очередь на валы устанавливаются зубчатые колеса, затем упорные втулки, подшипники, регулировочные кольца, обеспечивающие регулировку осевых зазоров, маслоотражательные шайбы. Затем устанавливаются манжеты и крышки подшипников с отверстиями для концов валов. Далее в корпус устанавливаются валы, а также привертные крышки. На корпус устанавливают крышку, которая фиксируется специальными канавками, затем крышка крепится стяжными болтами. На корпус устанавливают маслоуказатели и сливную пробку. Затем в корпус через отверстие люка заливают масло. После этого на крышке корпуса устанавливается крышка люка.
Иванов М.Н. «Детали машин»- М.: Высшая школа 1991 - с.383. 2.-444с.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
НАЗВАНИЕ ДОКУМЕНТА