Расчет и проектирование одноступенчатого, цилиндрического, шевронного редуктора общего назначения

Скачать работу - Расчет и проектирование одноступенчатого, цилиндрического, шевронного редуктора общего назначения

Определение допускаемых напряжений………………………………………………………………....стр(6 – 9) 4. Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи………стр(10 – 14) 5. Проектный расчет валов редуктора…………………………..стр(15 – 19) 6.Определение реакций в подшипниках.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов…………………………………………………...стр(20 – 24) 7. Проверочный расчет подшипников…………………………..стр(25 – 27) 8. Конструктивная компоновка привода………………………..стр(28 – 30) 9. Смазывание…………………………………………………………...стр 31 10. Проверочный расчет шпонок………………………………………стр 32 11. Технический уровень редуктора…………………………………...стр 33 12. Список литературы…………………………………………………стр 34 1. Введение Редуктором называется механизм, понижающий угловую скорость и увеличивающий вращающий момент в приводах от электродвигателя к рабочей машине.

Редуктор состоит из зубчатых или червячных передач, установленных в отдельном герметичном корпусе, что принципиально отличает его от зубчатой или червячной передачи, встраиваемой в исполнительный механизм или машину.

Редукторы широко применяют в различных отраслях машиностроения, поэтому число разновидностей их велико.

Редукторы применяют также и в других отраслях промышленности.

Редукторы определяются составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному валу и положением осей валов в пространстве.

Типоразмер редуктора определяется типом и главным параметром тихоходной ступени.

Исполнение редуктора определяется передаточным числом, вариантом сборки и формой концевых участков вала.

Основная энергетическая характеристика редуктора – номинальный вращающий момент Т на его тихоходном валу при постоянной нагрузке.

Цилиндрические редукторы благодаря широкому диапазону передаваемых мощностей, долговечности, простоте изготовления и обслуживания получили широкое распространение в машиностроении. 2. Выбор электродвигателя.

Кинематический расчет привода. 2.1 Определяем общий КПД привода: общ = рп * пк² * зп где рп – коэффициент полезного действия клиноременной передачи; рп = 0,95…0,97 (табл. 2.2, стр.41 [1]); принимаем рп = 0,97; зп – коэффициент полезного действия закрытой зубчатой цилиндрической шевронной передачи; зп = 0,96…0,97(табл. 2.2, стр.40 [1]); принимаем зп = 0,96; пк – коэффициент полезного действия подшипников качения; пк = 0,98…0,995 (табл. 3, стр.41 [1]); принимаем пк = 0,98; общ = 0,97*0,96*0,98² = 0,894 2.2 Определяем требуемую мощность рабочей машины. Р рм = Р 3 = 1,8 квт 2.3 Определяем требуемую мощность двигателя Р дв ., квт: Р дв = Р рм / общ = 1,8 / 0,894 = 2,013 квт 2.4 Определяем номинальную мощность двигателя Р ном ., квт: Р ном Р дв Из таблицы 2.1 стр. 39 [1] выбираем тип двигателя 1. 4АМ80В2У3 (п = 2850 об/мин.) Р ном = 2,2 квт; 2. 4АМ90 L 4У3 (п = 1425 об/мин.) Р ном = 2,2 квт; 3. 4АМ100 L 6У3 (п = 950 об/мин.) Р ном = 2,2 квт; 4. 4АМ112МА8У3 (п = 700 об/мин.) Р ном = 2,2 квт; Т.к. двигатели с большой частотой вращения имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами весьма металлоемки, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения малой мощности.

Следовательно в данной ситуации подходит трехфазный асинхронный двигатель серии 4А типа 90 L : 4АМ90 L 4У3 Характеристики двигателя следующие: Р ном = 2,2 квт; п ном = 1425 об/мин. (табл. к9, стр. 384 [1]) 2.5 Определяем передаточные числа привода и его ступеней.

Передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя п ном к частоте вращения приводного вала рабочей машины п рм (п 3 ) при номинальной нагрузке. U = п ном / п рм 1. U = 2850 / 120 = 23,75 2. U = 1425 / 120 = 11,875 3. U = 950 / 120 = 7,916 4. U = 700 / 120 = 5,833 Общее передаточное число U : U = U рп * U зп где U рп – передаточное число ременной передачи, которое должно быть в пределах 2…4 (табл. 2.3, стр. 43 [1]); U зп – передаточное число зубчатой передачи.

Приняв передаточное число зубчатой передачи за 4 (табл. 2.3, стр. 43 [1]) получим передаточное число ременной передачи: U рп = U / U зп 1. U рп = 23,75 / 4 = 5,937 2. U рп = 11,875 / 4 = 2,968 3. U рп = 7 ,916 / 4 = 1,979 4. U рп = 5,833 / 4 = 1,458 2.6 Определяем мощность каждой ступени: Р I = Р раб.м = 2,013 квт Р II = Р I * рп = 2,013 * 0,97 = 1,952 квт Р III = Р II * пк² * зп = 1,952 * 0,98² * 0,96 = 1,799 квт 2.7 Определяем угловые скорости на каждой ступени привода: n I = п дв = 1425 об/мин. n II = n I / U рп = 1425 / 2,968 = 480,121 об/мин. n III = n II / U зп = 480,121 / 4 = 120,03 об/мин. 2.8 Определяем моменты ступеней привода. Т I = w I = = = = 149,15 (рад/с) w II = = 50,252 (рад/с) w III = = 12,563 (рад/с) Т I = = 13,496 (Нм) Т II = = = 38,844 (Нм) Т III = = = 143,198 (Нм)

Параметр	Передача	Параметр	Вал
Закры-тая	Открытая	Двигателя	Редуктора	Приводной рабочей машины
Быстроходный	Тихоходный
ПередаТочное число, U	4	2,968	Расчетная мощность , P	2,013	1,952	1,799	1,799
Угловая скорость , w	149,15	50,252	12,563	12,563
КПД	0,96	0,97	Частота вращения, n	1425	480,121	120,03	12,03
Вращающийся момент, Т	13,496	38,844	143,198	143,198

3. Выбор материала зубчатой передачи.

Определение допускаемых напряжений.

Поскольку, в проектном задании к редуктору не предъявляется жёстких требований в отношении габаритов передачи, а изготовление колёс осуществляется в условиях мелкосерийного производства, то выбираем материалы со средними механическими качествами. В проектном задании указано, что редуктор должен быть общего назначения, кроме того передаваемая мощность невелика (1,8 квт). Для таких редукторов экономически целесообразно применять колёса с твёрдостью 350 НВ, при этом достигается лучшая прирабатываемость зубьев колеса, обеспечивается чистовое нарезание зубьев колёс после термообработки, высокая точность их изготовления.

Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число раз (2,5) больше нагружений зубьев колеса, для достижения одинаковой контактной усталости обеспечиваем механические характеристики материала шестерни выше, чем материала колеса. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ1 назначаем больше твёрдости колеса НВ2 (стр. 48 [1]); НВ1-НВ2=20…50 Мощность на рабочем валу Р III = 1,8 квт; передаточное число редуктора U зп = 4 ; частота вращения рабочего вала n III = 120 об/мин; передача нереверсивная. 3.1.Пользуясь таблицей 3.2, стр.50 [1], подбираем подходящий материал. Сталь 45, которой присущи следующие характеристики: D пред . – любой; S пред . – любая; Твёрдость заготовки 179…207 НВ; G в = 600 Н/мм²; G т = 320 Н/мм²; G -1 = 260 Н/мм²; Данный материал подходит для изготовления колеса редуктора, в качестве термообработки используют нормализацию. Сталь 45, которой присущи следующие характеристики: D пред . =125 мм; S пред . =80 мм; Твёрдость заготовки 335…262 НВ; G в = 780 Н/мм²; G т = 540 Н/мм²; G -1 = 335 Н/мм²; Данный материал подходит для изготовления шестерни редуктора, в качестве термообработки используют улучшение. 3.2 Допускаемые контактные напряжения при расчётах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [ G ] н1 и колёса [ G ] н2 . Определяем коэффициент долговечности K н L : K н L = где, N но – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы. Если N > N но , то принимаем K н L = 1 (стр. 51[1]). По таблице 3.1, стр. 49 [1] определяем допускаемое контактное напряжение [ G ] но , соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N но . [ G ] но = 1,8 НВ ср +67 НВ ср1 = (235+262)/2 = 248,5 [ G ] но1 = 1,8*248,5+67 = 514,3 Н/мм² НВ ср2 = (179+207)/2 = 193 [ G ] но2 = 1,8*193+67 = 414,4 Н/мм² Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [ G ] н1 и колеса [ G ] н2 (стр. 51 [1]): [ G ] н1 = K н L 1* [ G ] но1 = 1*514,3 Н/мм² [ G ] н2 = K н L 2* [ G ] но2 = 1*414,4 Н/мм² Среднее допускаемое контактное напряжение (стр. 51 [1]): [ G ] н = 0,45* ( [ G ] н1 +[ G ] н2 ) = 0,45* (514,3+414,4) = 0,45*928,7 = 418 Н/мм² 3.3 Определяю допускаемое напряжение изгиба [ G ] F . Проверочный расчёт зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [ G ] F 1 и [ G ] F 2 . Определяю коэффициент долговечности (стр. 52, [1]): K н L где, N FO = 4*10 - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы. Т.к. N > N FO (стр. 52, [1]), то принимаем К FL = 1. Допускаемое напряжение изгиба [ G ] F 0 , соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N FO . [ G ] F 0 = 1,03 НВ ср (табл. 3.1, стр. 49 [1]) НВ ср1 = 248,5 ; НВ ср2 = 193 [ G ] F 01 = 1,03*248,5 = 256 Н/мм² [ G ] F 02 = 1,03*293 = 199 Н/мм² Расчёт модуля зацепления для цилиндрических передач с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению [ G ] F из полученных для шестерни [ G ] F 1 и колеса [ G ] F 2 , то есть по менее прочным зубьям.

Составляем табличный ответ:

Элемент передачи	Марка стали	D пред , мм; S пред , мм;	Термообработка	Н RC э1ср НВ 2ср	[ G ] н	N F
	Н/мм²
Шестерня Колесо	45 45	125 80	У Н	248,5 193	514,3 414,4	256 199

4. Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи. 4.1 Проектный расчёт. 4.1.1. Определяю главный параметр – межосевое расстояние а w ,мм: а w = Ка ( U +1 ) где Ка – вспомогательный коэффициент. Для шевронных передач Ка = 43 (стр. 58 [1]); а – коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 (стр.58[1]) – для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых редукторах; U – передаточное число редуктора; Т III – вращающий момент на тихоходном валу редуктора или на приводном валу рабочей машины для открытой передачи, Нм; [ G ] н – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм². K нв – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев K нв = 1(табл. 3.1, стр. 49 [1]). а w = 43 (4+1) = 215* 116,53 мм . Полученное межосевое расстояние округлить до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров (табл. 13.15, стр. 313 [1]). а w = 116 мм. 4.1.2 Определяю модуль зацепления М, мм: М К м - для косозубых передач равен 5,8 (стр. 59 [1]). а w * U / ( U + 1) = 2*116*4 / 5 = 185,6 = а * а w = 0,32 * 116 = 37,12 М Если модуль получили меньше 2 мм, то, несмотря на полученное значение, принимаем за 2 мм., т.к в силовых передачах значение модуля меньше 2 мм. не рекомендуется из-за опасности большого понижения несущей способности в результате износа, повышенного влияния неоднородности материала, опасности разрушения при перегородках ( уч.

Решетов «Детали машин», стр. 266). М = 2 мм. 4.1.3 Определяю угол наклона зубьев min : min = arcsin arcsin arcsin 0,187 = 10° Полученное значение удовлетворяет условию 8…16°. 4.1.4 Определяю суммарное число зубьев шестерни и колеса: Z = Z 1 + Z 2 = 2 а w * cos min / M = 2*116*0,985 / 2 = 114,26 Полученное значение Z округляем в меньшую сторону до целого числа. Z = 114 4.1.5 Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для шевронных передач: = arccos Z М / (2 а w ) = arcos 114*2 / 2*116 = arcos 0,983 = 10° 57984’ 4.1.6 Определяю число зубьев шестерни: Z 1 = Z / (1+ U ) = 114 / 5 = 22,8 Значение Z 1 округляю до ближайшего целого числа: Z 1 = 23 4.1.7 Определяю число зубьев колеса: Z 2 = Z - Z 1 = 114 – 23 = 91 4.1.8 Определяю фактическое передаточное число U ф и проверяю его отклонение U от заданного U : U ф = Z 2 / Z 1 = 91 / 23 = 3,956; U = U = Полученное значение отклонения удовлетворяет условию: U 4% 4.1.9 Определяю фактическое межосевое расстояние: а w = ( Z 1 + Z 2 ) * М / (2 cos ) = (23+91) *2 / (2* cos 10) =228 / 1,969=115,8 мм. 4.1.10 Определяем основные геометрические параметры передачи: d 1 = M * Z 1 / cos = 2*23 / 0,984 = 46,747 мм. d 2 = M * Z 2 / cos = 2*91 / 0,984 = 184,959 мм. d а1 = d 1+2М = 46,747+2*2 = 50,747 мм. d а2 = d 2+2М = 184,959+2*2 = 188,954 мм. df 1 = d 1 - 2,4М = 46,747 - 4,8 = 41,947 мм. df 2 = d 2 - 2,4М = 184,959 - 4,8 = 180,159 мм. b 2 = а * а w = 0,32 * 116 = 37,12 мм. У шевронных передач b 1 = b 2: b 1 = 37,12 мм.

Точность вычисления делительных диаметров колес до 0,1 мм., значение ширины зубчатых венцов округляем до целого числа по нормальным линейным размерам (табл. 13.15, стр. 313 [1]). Составляем табличный ответ:

Параметр, мм.	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр, d	46	184
Диаметр вершин зубьев, d а	50	188
Диаметр впадин зубьев, df	42	180
Ширина венца, b	39	39

4.2 Проверочный расчет: 4.2.1 Проверяем межосевое расстояние: а w = ( d 1 + d 2) / 2 = (46,747+184,959) / 2 = 115,853 мм. 4.2.2 Проверяем пригодность заготовок колес: Условие пригодности заготовок колес: D заг D пред .; С заг ( S заг ) S пред . D заг1 = d а1+ 6 мм. = 50,747+6 = 56,747 мм., т.к D пред = 125 мм. выполняется условие: 56,747 125, заготовка пригодна. S заг2 = b 2+4 мм. = 37,12+4 = 41,12 мм., т.к. S пред . = 80 мм. выполняется условие: 41,12 80, заготовка пригодна. 4.2.3 Проверяю контактные напряжения G н , Н/мм²: G н = К* G н ] где К – вспомогательный коэффициент. Для шевронных передач К = 376 (стр. 61 [1]). F T = 2 Т III * 10 d 2 = 2*143198 / 185,231 = 1546,155 – окружная сила зацеплений, Н. К н – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для шевронных передач К н определяют по графику (рис. 4.2., стр. 63 [1]) в зависимости от окружной скорости колес V и степени точности передач. V = W III * d 2 / 2*10 Степень точности передачи – 9 (табл. 4.2., стр. 62 [1]) К н = 1,12. К н = 1 (стр. 59 [1]) – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. К н – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес V и степени точности передач. К н = 1,01(табл. 4.3., стр. 62 [1]) G н =376 В данном случае [ G н ] = 418 Н/мм². Наблюдается недогрузка передачи на 1,4%. Допускаемая недогрузка 10%, условие выполнено. 4.2.4 Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни G F 1 и колеса G F 2 , Н/мм². G F 2 = Y F 2 * Y * К F * К F * К FV [ G ] F 2 G F1 = G F2 * Y F1 / Y F2 [G] F1 где М – модуль зацепления, мм. b 2 – ширина зубчатого венца колеса, мм. F T – окружная сила зацеплений, Н. К F – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для шевронных передач К F =1(стр. 63 [1]). К F –коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. К F =1(стр. 63 [1]). К FV – коэффициент динамической нагрузки. К FV = 1,01(табл. 4.3., стр. 62 [1]). Y F 1 и Y F 2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса.

Определяются по таблице 4.4, стр. 64[1] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни Z 1 , и колеса Z 2 . Z V 1 = Z 1 / cos = 23 / 0,952 =24,159; Y F 1 = 3,7 Z V 2 = Z 2 / cos ² = 91 / 0,968 =94,008; Y F 2 = 3,62 Y = 1 - /140 = 1 – 10 / 140 = 0,929 – коэффициент, учитывающий наклон зуба. G F 2 = 3,62*0,929 G F 1 = 69,327*3,7 / 3,62 = 70,859 Н/мм² Если G F значительно меньше [ G ] F , то это допустимо, т.к. нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.

Условие выполнено. 4.2.5 Составляем табличный ответ: Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм.

Проверочный расчет:

Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечания
Контактные напряжения, G н	418 Н/мм²	412 Н/мм²	-1,4%
Напряжения изгиба, G F 1	256 Н/мм²	70,859 Н/мм²	-72%
Напряжения изгиба, G F 2	199 Н/мм²	69,327 Н/мм²	-65%

Проектный расчет:

Параметр	Значения
Межосевое расстояние, а w мм. Модуль зацепления, мм. Ширина зубчатого венца: шестерни, b 1 колеса, b 2 Угол наклона зубьев, Диаметр делительной окружности: шестерни, d 1 колеса, d 2 Число зубьев шестерни, Z 1 Число зубьев колеса, Z 2 Диаметр окружности вершин шестерни, d а1 колеса, d а2 Диаметр окружности впадин шестерни, df 1 колеса, df 2 Вид зубьев	116 2 39 39 10° 57984’ 46,747 184,959 23 91 50,747 188,959 41,947 180,159 Шевронные

5. Проектный расчет валов редуктора 5.1Выбор материала валов. Для валов в проектируемом редукторе рекомендуют применять сталь 45. 5.2 Выбор допускаемых напряжений.

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения.

Поэтому допускаемое напряжение: [ ] к = 10 … 20 Н/мм². При этом меньшее [ ] к = 10 Н/мм² - для быстроходного вала, а большее [ ] к = 20 Н/мм² - для тихоходного вала. 5.3 Определение сил в зацеплении закрытых передач: Силы в зацеплении закрытой передачи

Вид передачи	Силы в зацеплении	Значение силы, Н
На шестерни	На колесе
Цилиндрическая	Окружная, F T	1546,155	1546,155
Шевронная	Радиальная, F R	567,339	567,339

F T1 = F T2 F T2 = 2* Т III * 10 / d2 = 2*143198 / 185,231 = 1546,155 Н F R 1 = F R 2 F R 2 = F T 2 Угол зацепления принят за 20° (стр. 96 [1]). 5.4 Определяем консольные силы: Консольные силы

Вид открытой передачи	Характер силы по направлению	Значение силы, Н
Клиноременная	Радиальная	874,051

F оп = 2 F о * sin где F о – сила предварительного натяжения ремня; F о = 110,357 Н (результат расчета ременной передачи). 1 – угол обхвата ремнем ведущего шкива. 1 = 163,672 (результат расчета ременной передачи). F оп = 2*110,375* sin 81 = 883* sin 81 = 883*0,989 = 874,051 Н 5.5 Определяем размеры ступеней валов одноступенчатого редуктора: 5.5.1 1-я ступень валов d1 = где М к = Т – крутящий момент равен вращающему моменту на валу, Нм. [ ] k – допускаемое напряжение на кручение; [ ] k = 10 Н/мм² - для быстроходного вала; [ ] k = 20 Н/мм² - для тихоходного вала; Быстроходный вал: d 1 = 26 мм . Тихоходный вал: d 1 = = 32,957 = 32 мм . Быстроходный вал: L 1 = (1,0…1,5) d 1 = 1,2*26,88 = 32,256 = 32 мм.

Тихоходный вал: L 1 = (1,0…1,5) d 1 = 1,2*32,957 = 39,548 = 40 мм. 5.5.2 2-я ступень валов: Быстроходный вал: d 2 = d 1+2 t где t = 2,2 (примечание 1, стр.109 [1]). d 2 = 26,88+2*2,2 = 31,28 мм.

Диаметр под подшипник округляем до ближайшего стандартного значения диаметра внутреннего кольца подшипника d . d 2 = 30 мм.

Тихоходный вал: d 2 = d 1+2 t где t = 2,2 (примечание 1, стр.109 [1]). d 2 = 32,957+2*2,2 = 37,334 мм.

Следовательно, d 2 = 35 мм.

Быстроходный вал: L 2 1,5* d 2 1,5*30 45 мм.

Тихоходный вал: L 2 1,25* d 2 1,25*35 43,75 мм.

Округляем до ближайшего стандартного значения из ряда Ra 40: L 2 45 мм. 5.5.3 3-я ступень валов: Быстроходный вал: d 3 = d 2+3,2 r где r = 2 (примечание 1, стр.109 [1]). d 3 = 30+3,2*2 = 36,4 мм.

Округлив принимаем d 3 = 36 мм.

Тихоходный вал: d 3 = d 2+3,2* r = 35+3,2*2 = 41,4 мм.

Округлив принимаем d 3 = 42 мм. 5.5.4 4-я ступень валов: Быстроходный вал: d 4 = d 2 = 30 мм.

Тихоходный вал: d 4 = d 2 = 35 мм.

Быстроходный вал: L 4 = В – ширина подшипника, где В = 19 мм. ( табл. К27, стр.410 [1]). L 4 = 19 мм.

Тихоходный вал: L 4 = В, где В = 17 мм. ( табл. К27, стр.410 [1]). L 4 = 17 мм. 5.5.5 5-я ступень валов: Тихоходный вал: d 5 = d 3+3 f , где f = 1,6 (примечание 1, стр.109 [1]). d 5 = 42+3*1,6 = 42+4,8 = 46,5 мм.

Округлив принимаем d 5 = 48 мм. 5.5.6 Составляем табличный ответ по определению размеров ступеней валов редуктора: Размеры ступеней, мм.

Ступени вала	Вал-шестерня	Вал-колесо
1-я под элемент открытой передачи	d 1 = 26 мм. L 1 = 32 мм.	d 1 = 32 мм. L 1 = 40 мм.
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник	d 2 = 30 мм. L 2 = 45 мм.	d 2 = 35 мм. L 2 = 45 мм.
3-я под шестерню, колесо	d 3 = 36 мм. определяют графически	d 3 = 42 мм. определяют графически
4-я под подшипник	d 4 = 30 мм. L 4 = 19 мм.	d 4 = 35 мм. L 4 = 17 мм.
5-я упорная или под резьбу		d 5 = 48 мм. определяют графически

Схема нагружения валов цилиндрического одноступенчатого редуктора SHAPE * MERGEFORMAT

Параметр	Шестерня	Колесо
Ft, H	1546,155
Fr, H	567,339
Fa, H	0
Fo п , Н	874,051
Т, Нм	38,844	143,198
W ,с	50,252	12,563

SHAPE * MERGEFORMAT 6.Определение реакций в подшипниках.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов ( быстроходный вал ) SHAPE * MERGEFORMAT Быстроходный вал: Дано: Ft = 1546,155 H , Fr = 567,339 H , Fo п = 874,051 Н, L оп = 0,052 м, L в/2 = 0,039 м, L в = 0,078 м, Fy = Fo п * sin20 = 874,051*0,342 = 298,925 H Fx = Fo п *cos20 =874,051*0,94 = 821,607 H 1. Определение реакции в подшипниках в вертикальной плоскости: М4 = 0 - Fy ( L оп+ L в) + Ray * L в – Fr * L в/2 = 0 - 298,925*0,13+ Ray*0,078-567,339*0,039 = 0 -38,860+ Ray*0,078-22,126 = 0 Ray*0,078 = 60,986 Ray = 60,986/0,078 = 781,871 Н М 2 = 0 - Fy* L оп + Fr* L в /2+ R в y* L в = 0 -298,925*0,052+567,339*0,039+ R в y *0,078 = 0 -15,544+22,126+ R в y *0,078 =0 R в y = -6,582/0,078 = -84,384 Н Проверка: Fny = 0 Fy - Ray + Fr - R в y = 0 ; 298,925-781,871+567,339-84,384 = 0 ; 0 = 0 Строим эпюры изгибающих моментов. М1 = 0 М2лев = Fy * L оп = 298,925*0,052 = 15,544 Нм М2пр = М2лев = 15,544 Нм М3лев = Fy ( L оп+ L в/2)- Ray * L в/2=298,925*0,091-781,871*0,039=-3,29 Нм М3пр = М3лев = -3,29 Нм М4лев = Fy ( L оп+ L в)- Ray * L в+ Fr * L в/2 = 298,925*0,13-781,871*0,078+567,339*0,039 = 38,86-60,985+22,126 = 0 2. Определение реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости: М4 = 0 - Fx ( L оп+ L в) + Ra х* L в + Ft * L в/2 = 0 -821,607*0,13+ Ra х*0,078+1546,155*0,039 = 0 -106,808+ Ra х*0,078+60,3 = 0 Ra х = 46,508/0,078 = 596,236 Н М2 = 0 - F х* L оп - Ft * L в/2+ R вх* L в = 0 -821,607*0,052-1546,155*0,039+ R вх*0,078 = 0 -42,723-60,3+ R вх*0,078 = 0 R вх = 103,023/0,078 = 1320,807 Н Проверка: Fn х = 0 F хRa хFt + R вх = 0 ; 821,607-596,236-1546,155+1320,807 = 0 ; 0 = 0 Строим эпюры изгибающих моментов. М1 = 0 М2лев = F х* L оп = 821,607*0,052 = 42,723 Нм М2пр = М2лев = 42,723 Нм М3лев= F х( L оп+ L в/2)- Ra х* L в/2=821,607*0,091-596,236*0,039=51,513 Нм М3пр = М3лев = 51,513 Нм М4лев = F х ( L оп+ L в)- Ra х* L в - Ft * L в/2 = 821,607*0,13-596,236*0,078-1546,155*0,039 = 106,808-46,506-60,3 = 0 3. Строим эпюры крутящих моментов. Мк = М2 = Ft * d 1/2 = 1546,155*46,747/2 = 36,139 Нм 4. Определяем суммарные радиальные реакции: Ra = R в = 5. Определяем суммарные изгибающие моменты. М2 = М3 = Определение реакций в подшипниках.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов ( тихоходный вал ) SHAPE * MERGEFORMAT Тихоходный вал: Дано: Ft = 1546,155 H , Fr = 567,339 H , L т = 0,093 м, L т/2 = 0,0465 м, 1. Определение реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости: М3 = 0 - R сх* L т + Ft * L т/2 = 0 - R сх*0,093+1546,155*0,0465 = 0 - R сх*0,093 = -71,896 R сх = 71,896/0,093 = 773,075 Н М1 = 0 - Ft * L т/2+ R дх* L т = 0 -1546,155*0,0465+ R дх *0,093 = 0 R дх = 71,896/0,093 = 773,075 Н Проверка: Fn х = 0 R дх + R сх - Ft = 0 ; 773,075+773,075-1546,155 = 0 ; 0 = 0 Строим эпюры изгибающих моментов. М1 = 0 М2лев = R сх * L т/2 = 773,075*0,0465 = 35,947 Нм М2пр = М2лев = 35,947 Нм М3лев = R сх * L тFt * L т/2 = 71,895-71,895 = 0 2. Определение реакции в подшипниках в вертикальной плоскости: М3 = 0 - R су* L т + Fr * L т/2 = 0 - R су*0,093+567,339*0,0465 = 0 R су = 26,381/0,093 = 283,669 Н М1 = 0 - Fr * L т/2+ R ду* L т = 0 567,339*0,0465+ R ду *0,093 = 0 R ду = 26,38/0,093 = 283,669 Н Проверка: Fn у = 0 R су – Fr + R ду = 0 ; 283,669 – 567,339+283,669 = 0 ; 0 = 0 Строим эпюры изгибающих моментов. М1 = 0 М2лев = R су * L т/2 = 283,669 *0,0465 = 13,19 Нм М2пр = М2лев = 13,19 Нм М3лев = R су * L тFr * L т/2 = 26,381-26,381 = 0 3. Строим эпюры крутящих моментов. Мк = М2 = Ft * d 2/2 = 1546,155*184,959/2 = 145,13 Нм 4. Определяем суммарные радиальные реакции: R с = = 823,476 Н R д = = 823,476 Н 5. Определяем суммарные изгибающие моменты. М2 = 7. Проверочный расчет подшипников: 7.1 Базовая динамическая грузоподъемность подшипника С r представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности, составляющей 10 оборотов внутреннего кольца. С r = 29100 Н для быстроходного вала (табл. К27, стр.410 [1]), подшипник 306. С r = 25500 Н для тихоходного вала (табл. К27, стр.410 [1]), подшипник 207. Требуемая долговечность подшипника Lh составляет для зубчатых редукторов Lh 60000 часов.

Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности Crp , Н с базовой долговечностью L 10 h , ч. с требуемой Lh , ч. по условиям Crp С r ; L 10 h Lh . Расчетная динамическая грузоподъемность Crp , Н и базовая долговечность L 10 h , ч. определяются по формулам: Crp = L 10 h = где R E – эквивалентная динамическая нагрузка, Н; – угловая скорость соответствующего вала, с М – показатель степени: М = 3 для шариковых подшипников (стр.128 [1]). 7.1.1 Определяем эквивалентную нагрузку R E = V * R r *Кв*Кт, где V – коэффициент вращения. V = 1 при вращающемся внутреннем кольце подшипника (стр.130 [1]). R r – радиальная нагрузка подшипника, Н. R r = R – суммарная реакция подшипника. Кв – коэффициент безопасности. Кв = 1,7 (табл. 9.4, стр.133 [1]). Кт – температурный коэффициент. Кт = 1(табл. 9.5, стр.135 [1]). Быстроходный вал: R E = 1*1,7*1323,499*1 = 2249,448 Н Тихоходный вал: R E = 1*1,7*823,746*1 = 1399,909 Н 7.1.2 Рассчитываем динамическую грузоподъемность Crp и долговечность L 10 h подшипников: Быстроходный вал: Crp =2249,448 - условие выполнено. L 10 h = ч. 75123,783 60000 - условие выполнено.

Тихоходный вал: Crp = 1399,909 условие выполнено. L 10 h = 848550,469 60000 - условие выполнено.

Проверочный расчет показал рентабельность выбранных подшипников. 7.1.3 Составляем табличный ответ: Основные размеры и эксплуатационные размеры подшипников:

Вал	Подшипник	Размеры d D T мм.	Динамическая грузоподъемность, Н	Долговечность, ч
Crp	Cr	L 10 h	Lh
Б	306	30 72 19	26991,126	29100	75123,783	60000
Т	207	35 72 17	10581,912	25500	848550,469	60000

8. Конструктивная компоновка привода: 8.1 Конструирование зубчатых колес: Зубчатое колесо:

Элемент колеса	Параметр	Значения параметра
Обод	Диаметр Толщина Ширина	da = 184,959 мм S = 2,2 м +0,05b2 =2,2*2+0,05*39=6,35 мм b2 = 39 мм
Ступица	Диаметр внутренний Толщина Длина	d = d 3 = 42 мм ст = 0,3 d = 0,3*42 = 13,6 мм L ст = d = 42 мм
Диск	Толщина Радиусы закруглений Отверстия	С = 0,5 ( S + ст ) 0,25 b2 С = 0,5(6,35+13,6) 0,25*39 С = 9,975 9,75 Принимаем С = 10 мм R 6 ;Принимаем R = 6 Не предусмотрены

На торцах зубьев выполняют фаски размером f = 1,6 мм. Угол фаски ф на шевронных колесах при твердости рабочих поверхностей НВ ф = 45°. Способ получения заготовки – ковка или штамповка. 8.1.1 Установка колеса на вал: Для передачи вращающегося момента редукторной парой применяют шпоночное соединение посадкой Н7/ r 6. 8.1.2 При использовании в качестве редукторной пары шевронных колес заботится об осевом фиксировании колеса нет необходимости, однако для предотвращения осевого смещения подшипников в сторону колеса устанавливаем две втулки по обе стороны колеса. 8.2 Конструирование валов: Переходный участок валов между двумя смежными ступенями разных диаметров выполняют канавкой:

d	Свыше 10 до 50мм
b	3 мм
h	0,25 мм
r	1 мм

(табл. 10.7, стр.173 [1]) 8.2.1 На первой ступени быстроходного вала используется шпоночное соединение со шпонкой, имеющей следующие размеры:

Диаметр вала, d	Сечение шпонки	Фаска	Глубина паза вала, t1	Длина
b	h
26	8	7	0,5	4	18

8.2.2 На первой и третей ступени тихоходного вала применяем шпоночное соединение со шпонками, имеющими следующие размеры:

Ступень	Диаметр вала, d	Сечение шпонки	Фаска	Глубина паза вала, t1	Длина
b	h
1-я	32	10	8	0,5	5	24
3-я	42	10	8	0,5	5	34

8.3 Конструирование корпуса редуктора: Корпус изготовлен литьем из чугуна марки СЧ 15. Корпус разъемный.

Состоит из основания и крышки. Имеет прямоугольную форму, с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов. В верхней части крышки корпуса имеется смотровое окно, закрытое крышкой с отдушиной. В нижней части основания расположены две пробки – сливная и контрольная.

Толщина стенок и ребер жесткости , мм.: =1,12 Для выполнения условия 6 мм., принимаем = 10 мм. 8.3.1 Крепление редуктора к фундаментальной раме (плите), осуществляется четырьмя шпильками М12. Ширина фланса 32 мм., координата оси отверстия под шпильку 14 мм.

Соединение крышки и основания корпуса осуществляется шестью винтами М8. Крышка смотрового окна крепится четырьмя винтами М6. 8.4 Проверочный расчет валов 8.4.1. Определяем эквивалентный момент по формуле для валов: Быстроходный вал: М экв = Тихоходный вал: М экв = 8.4.2. Определяем расчетные эквивалентные напряжения экв и сравниваем их с допустимым значением [ ] u . Выбираем для ведущего и ведомого вала сталь 45, для которой [ ] u = 50 мПа Для быстроходного вала: экв = = = 13,505 мПа [ ] u = 50 мПа где : W нетто = 0,1 d = 0,1*36 d = 36 – диаметр быстроходного вала в опасном сечении. Для тихоходного вала: экв = = = 20,259 мПа [ ] u = 50 мПа где: W нетто = 0,1 d = 0,1*42 d = 42 – диаметр тихоходного вала в опасном сечении. Вывод: прочность быстроходного и тихоходного вала обеспечена. 9. Смазывание 9.1 Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяется для зубчатых передач с окружными скоростями от 0,3 до 12,5 м/сек. 9.2 Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях G Н и фактической окружной скорости колес U . Сорт масла выбирается по таблице 10.29, стр.241. В данном редукторе при U = 1,161 м/сек , G Н = 412 применяется масло сорта И-Г-А-68. 9.3 Для одноступенчатых редукторов объем масла определяют из расчета 0,4…0,8 л. на 1 квт передаваемой мощности. Р = 2,2 квт, U = 2,2*0,5 = 1,100 л. Объем масла в проектируемом редукторе составляет 1,100 л.

Заполнение редуктора маслом осуществляется через смотровое окно.

Контроль уровня масла осуществляется с помощью контрольной пробки. Слив масла производят через сливную пробку. 9.4 Смазывание подшипников: В проектируемых редукторах для смазывания подшипников качения применяют жидкие и пластичные смазочные материалы.

Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла.

Наиболее распространенной для подшипников качения – пластичной смазки типа солидол жировой (ГОСТ 1033-79), консталин жировой УТ-1 (ГОСТ 1957-75). 10. Проверочный расчет шпонок 10.1 Призматические шпонки проверяют на смятие, проверки подлежат две шпонки тихоходного вала.

Условие прочности G см = Ft / A см [ G ] см где Ft – окружная сила на колесе, Н A см – площадь смятия, мм² A см = (0,94 h – t 1)* Lp Lp = L – b – рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм [ G ] см – допускаемое напряжение на смятие, Н/мм² [ G ] см = 110 Н/мм² (стр.252 [1]) 10.2 Проверяем шпонку на первой ступени вала: L = 24 Lp = 24 – 10 = 14 мм. A см = (0,94*8 – 5)*14 = 35,28 мм² G см = 1546,155 / 35,28 = 42,617 Н/мм² 42,617 110 Н/мм² - условие прочности выполнено, шпонка пригодна.

Проверяем шпонку на третей ступени вала: L = 34 Lp = 34 – 10 = 24 мм. A см = (0,94*8 – 5)*24 = 60,48 мм² G см = 1546,155 / 60,48 = 25,564 Н/мм² 25,564 110 Н/мм² - условие прочности выполнено, шпонка пригодна. 11. Технический уровень редуктора «Результатом» для редуктора является его нагрузочная способность, в качестве характеристики которой можно принять вращающий момент на его тихоходном валу.

оценка аренды в Твери
оценка грузового автомобиля цена в Орле
оценка товарного знака в Брянске