close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Основное

код для вставкиСкачать
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
2 Расчет зубчатых колес редуктора.
Выбираем материал для зубчатых колес. Для шестерни сталь 45
термообработка- улучшение, твердость НВ 230; для колеса сталь 45,
термообработка -улучшение ,твердость НВ 200.
2.1 Допускаемое контактное напряжение по формуле (3.9)[1]
 H    H limb K HL
S H  ;
где  H limb - предел контактоной выносливости при базовом числе циклов.
По табл. (3.2) [1] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев
менее HB 350 и термической обработкой (улучшение)
 H limb  2 * HB  70 ;
KHL –коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше
базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора,
принимают К HL  1;коэффициент безопасности примем SH   1,10 .
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по
формуле(3.10)[1]
[ϬH] = 0,45([ϬH]+[ϬH]);
(2HB1  70)K HL (2 * 230  70) *1

 482 МПа;
S H 
1,1
(2HB2  70) (2 * 200  70)
для колеса:  H 2  

 428 МПа.
S H 
1,1
расстоянию  ba 
аw  K a u  13
Инв. № подп.
Взам. инв. №
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение
[ϬH]=0,45(482+428)=410 МПа.
Требуемое условие [ϬH]≤1,23[ϬH2] выполнено.
Коэффициент K H , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая , т. к. со стороны цепной передачи действуют силы,вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающий контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. (3.1)[1], как в случае несимметричного расположения колес,
значение KH  1,25см.табл .(3.1)1.
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому
Подп. и дата
Инв. № дубл.
для шестерни:  H 1  
b
 0,4 см. с. 36 [1].

Межосевое расстояние зубьев из условия контактной выносливости
активных поверхностей зубьев по формуле (3.71):
T3 K H
 H 2 u 2 ba
 435  13
50 103 1,25
 84,14мм,
4102  52  0,4
Где для косозубых колес К а  43 , а передаточное число редуктора u= 5.
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
3Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 принимаем
аw  90мм .
Нормальный модуль:
mt  0,01 0,02aw  0,01 0,02  90  0,9 1,8мм
принимаем по ГОСТ 9563-60 mn  2 мм .
Пиримем предварительно угол наклона зуба зубье β = 30º и определяем
число зубьев шестерни и колеса:
z1 
2 cos  2 * 90 * cos30

 12,99
(u  1)mn
(5  1) * 2
, принимаем z1 = 13;
тогда z2 = z1*u = 13*5 = 65
Уточняем значение угла наклона зубьев
cos  
( z1  z2 )mn (13  65) * 2

 0,8667; β = 29º55
2
2 * 90
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные:
mn
2
z1 
*13  30мм ;
cos 
0,8667
m
2
d 2  n z2 
* 65  150мм.
cos 
0,8667
d 1
Инв. № дубл.
Проверка: аw 
d1  d 2 30  150

 90мм
2
2
Диаметры вершин зубьев:
d a1  d1  2mn  30  2 * 2  34мм
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
d a2  d 2  2mn  150  2 * 2  154мм
Ширина колеса b2   baaw  0,4  90  36мм
Ширина шестерни b1  b2  5мм  41мм
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
 bd 
Изм Лист
b1 41
  1,4
d1 30
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
4Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
Окружная скорость колес и степень точности передачи

1d1
2

96,3  30
 1,5м / с
2 103
При такой скорости для прямозубых колес следует принять 8-ю степень
точности по ГОСТ1643-81
Коэффициент нагрузки
K H  K H K H K
По табл. 3.51  bd  1,387 , твердости HB<350 и не симметричном
расположение колес относительно опор с учетом натяжения от цепной передачи , коэффициент K HB  1,18
По табл. 3.4 1 при   1,3м/ с и 8-й степени точности коэффициент K H  1,09
По табл. 3.61для косозубых колес
скорость которых менее 5м/с
коэффициент K H  1,0 .
Таким образом, KH  1,181,09 1,0  1,286.
Проверяем контактные напряжения по формуле:
3
310 T3 K H u  1
310 50 *103 *1,2865  13

 372МПа <  H   408МПа
aw
b2u2
90
36 * 52
372  408
Расхождение:
100 0 0  9 0 0
408
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
H 
Силы действующие в зацеплении пор формулам (8.4) и (8.4) [1]:
2T1 2 *10 *103

 662 Н.
d1
30
tg
tg20
Радиальная Fr  Ft
 662
 278 Н.
cos 
cos 2955
Окружная Ft 
Проверяем
зубья
по формуле (3.25) [1]
Инв. № подп.
Подп. и дата
F 
на
выносливость
по
напряжениям
изгиба
Ft K F YF Y K Fa
  F 
bmn
Здесь коэффициент нагрузки KF=KFβKFυ (см. с. 42) [1]. По табл. (3.7) [1] при
Ψbd=1,387, твердость HB≤350 и несимметричном расположении зубчатых
колес относительно опор KFβ = 1,38; По табл. (3.8) [1] KFυ=1,1. Таким
образом, коэффициент KF = 1,38*1,1 = 1,518; YF – Коэффициент,
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
5Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zυ
cм.гл. 3 пояснение к формуле (3.25) [1]:
z1
13

 19,9 ;
3
cos  0,86673
z
65
у колеса z 2  23 
 100 ;
cos  0,86673
у шестерни z1 
YF1 = 4,09 и YF2 = 3,60 (см. с. 42) [1]/
Допускаемое напряжение по формуле (3.24) [1]
 F limb
 F  
S F 
По табл. 3.9 [1] для стали 45 улучшенной при твердости HB ≤ 350
ϬºFlimb = 1,8HB.
Для шестерни ϬºFlimb =1,8*230 = 415 МПа; для колеса ϬºFlimb=1,8*200 =
360МПа.
[SF] = [SF]́ [SF]́́ ́ - коэффициент безопасности см. пояснение к формуле (3.24)
[1], где - [SF]́ =1,75 (по табл. 3,9) [1], [SF]́́ ́ = 1( для поковок и штамповок).
Следовательно, [SF] =1,75.
Допускаемые напряжения:
415
 237 МПа;
1,75
360
для колеса  F 2  
 206 МПа.
1,75
 
Находим отношения F :
YF
для шестерни [ F1 ] 
237
 58 МПа;
4,09
206
для колеса
 57,2 МПа.
3,60
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
для шестерни
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное
отношение меньше.
Определяем коэффициенты Yβ и KFα см. пояснение
формуле (3.35) [1]:

2955
к
Y  1 
K F
 1
 1  0,2  0,8
140
140
4  (   1)(n _ 5)
;

4 
Для средних значений коэффициента торцового перекрытия εα = 1,5 и 8 –й
степени точности KFα = 0,92.
Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3,25) [1]
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
6Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
Ft K F YF Y K F
  F  ;
b2 mn
750*1,518* 3,60 * 0,8 * 0,92

 67 МПа ‹ [σF2] = 206 МПа.
36 *1,25
 F2 
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
 F2
3 Предварительный расчет валов редуктора.
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
7Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным
допускаемым напряжениям.
Ведущий вал:
диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τK] = 25 МПа по
формуле (8,16) [1]
d В1 3
16TK1
3
16 *10 *103
 12,7 мм.
 * 25
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
  K 
Так как вал редуктора соединяется муфтой с валом электродвигателя то
необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв1. Иногда принимают
dдв = dв1. Некоторые муфты , например УВП, могут соединять валы разных
диаметров в пределах около одного номинального момента. У подобранного
электродвигателя (см. табл. П2)[1] диаметр вала может быть 22 мм. Примем
dдв = 22 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ21424 – 75 с расточками полумуфт
под dдв = 22 мм и dв1 = 18 мм. Примем под подшипниками dП1 = 25 мм.
Шестерню выполним за одно целое с валом. Иногда вал электродвигателя не
соединяется непосредственно с ведущим валом редуктора ,а между ними
имеется ременная и цепная передача.
Ведомый вал:
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
8Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем
МПа.
Диаметры выходного конца вала
d В2  3
[τK] = 20
16 * 50 *103
 23,3 мм.
 * 20
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда см.пояснение
к формуле (8,16) [1]: dВ2 = 24 мм. Диаметр вала под подшипники принимаем
dП2 = 30 мм, под зубчатым колесом dK2 = 35 мм.
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных
соображений при компоновке редуктора.
4 Конструктивные размеры шестерни и колеса.
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
9Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Шестерню выполняем за одно целое с валом ее размеры определены выше: d1
= 30 мм. da1 = 34 мм. b1 = 41 мм.
Колесо кованое см. табл. (10.1) [1]
d2 = 150 мм; da2 = 154 мм; b2 = 36 мм.
Диаметр ступицы dст =1,6dк2 = 1,6*35 = 56 мм; длинна ступицы
Lст =
(1,2÷1,5) dк2 = (1,2÷1,5)*35 = 42 ÷ 52,5 мм, примем Lст = 46 мм.
Толщина обода δ̥ = (2,5 ÷ 4)mn = (2,5 ÷ 4)*2 = 5 ÷ 8 мм,
примем δ̥ = 8
мм.
Толщина диска С = 0,3 b2 = 0,3*36 = 10 мм.
5 Конструктивные размеры корпуса редуктора
табл. (10,2 и 10,3)[1].
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
10Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Толщина стенок корпуса и крышки:
δ = 0,025α+1 = 0,025*90+1= 3,25 мм, принимаем δ = 8 мм.
δ1 = 0,02α+1 = 0,02*90+1 =2,8 мм, примем δ1 = 8 мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b = 1,5δ = 1,5*8 = 12 мм; b1 = 1,5δ1 = 1,5*8 = 12 мм;
нижнего пояса корпуса
ρ = 2,35δ = 2,35*8 = 19 мм; принимаем ρ = 20 мм.
Толщина ребер основания корпуса
m = (0,85÷1)δ = (0,85÷1)*8 = 6,8 ÷ 8 мм; примем m = 8 мм.
Толщина ребер крышки
m1 = (0,85÷1)δ = (0,85÷1)*8 = 6,8 ÷ 8 мм; примем m = 8 мм.
Диаметры болтов:
фундаментных
d1 = (0,03÷0,036)α + 12 = (0,03÷0,036)*90 + 12 =
=14,7 ÷ 15,24 мм;
принимаем болты с резьбой М16.
Крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2 = (0,7÷0,75)d1= (0,7÷0,75)*16 = 11,2 ÷ 12 мм; принимаем болты с резьбой
М12
соединяющие крышку с корпусом
d3 = (0,5÷0,6)d1 = (0,5÷0,6)*16 = 8 ÷ 9,6 мм; принимаем болты с резьбой М10
d4 принимаем М8.
Размеры определяющие положение болтов d2
e = (1÷1,2) d2 = (1÷1,2)*12 = 12 ÷14,4 мм; принимаем 14 мм.
q ≥ 0,5 d2+ d4 = 0,5*12+8 = 14 мм.
6 Расчет цепной передачи.
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь табл. (7.15) [1]
Вращающий момент на вращающей звездочке
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
11Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
T3=T2=50*103 Н мм.
Передаточное число было принято раннее
UЦ=5,5
Число зубьев см. с. 148 [1]:
ведущей звездочки z3 = 31-uц = 31-2*5,5 = 20
ведомой звездочки z4 = z2 uц = 20*5,5 = 110
принимаем z3 = 20; z4= 110.
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Тогда фактическое uЦ 
z4 110

 5,5
z3 20
Расчетный коэффициент нагрузки см. формулу (7.38) и пояснение к ней [1].
Kэ=kд kα kн kр kсм kп = 1*1*1*1,25*1*1 = 1,25,
где kд = 1 –динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к
ленточному конвейеру); kα = 1 –учитывает влияние межосевого расстояния
[kα = 1 при αц≤ (30÷60)t]; kн = 1 –учитывает влияние угла наклона линии
центров (kн = 1, если этот угол не превышает 60º; в нашем редукторе γ = 45º);
kр учитывает способ регулирования натяжения цепи; kр = 1,25 при
периодическом регулировании натяжения цепи; kсм = 1 при непрерывной
смазке; kп учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной
работе
kп = 1.
Для определения шага цепи по формуле (7.38) [1], надо знать допускаемое
давление [p] в шарнирах цепи. В табл. (7.18) [1] допускаемое давление [p]
задано в зависbмости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t.
Поэтому для расчета по формуле
(7.38) [1] величиной [p]следует
задаваться ориентировочно. Ведушая звездочка имеет частоту вращения
 30 19,26 * 30
n2  2 
 184 об/мин.


При n = 184 об/мин [p] = 23 МПа табл. (7,18) [1].
Шаг однорядной цепи (m = 1)
t  2,83
T3 K Э
50 *103 *1,25
 2,83
 16 мм.
z3  p
20 * 23
Подбираем по табл. (7.15) [1] цепь ПР-19,05-31,8 по
ГОСТ 13568-75, имеющую t = 19,05 мм; разрушающую нагрузку Ϙ =31,8 кН;
массу q = 19 кг/м; Аоп = 105,8 мм2.
Скорость цепи

z3tn3
20 *19,05 *184

 1,17 м/с.
3
60 *10
60 *103
Окружная сила
P T
50 *19,26
Ftц  2  2 2 
 823 Н.


1,17
Проверяем давление в шарнире по формуле (7,39) [1]
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
12Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
p
Ftц K Э 823*1б 25

 9,7 МПа.
Аоп
105,8
Уточняем допускаемое давление
[p]=25[1+0,01(z3-17)] = 25[1+0,01(20-17)]=25,75 МПа.
Условие p<[p] выполнено. В этой формуле 25 МПа –табличное значение
допускаемого давления по табл. (7,18) [1] при n = 184 об/мин и t = 19,05 мм.
Определяем число звеньев цепи по формуле (7,36) [1]
Lt  2at  0,5z  
2
,
at
где αt = α/t = 762/19,05 = 40 см. с. 148 [1];
α = (30÷50)t = (30÷50)*19,05 = 571,5 ÷ 952,5; принимаем α = 762.
zƩ = z1+z2 = 20+110 = 130.

z 4  z3 110  20

 14,3
2
2 *
Тогда
Lt  2 * 40  0,5 *130 
14,32
 150,11
40
Округляем до четного числа Lt = 150/
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле(7,37)[1]
ц  0,25t[Lt  0,5z  (Lt  0,5z )2  82 ] 
 0,25 *19,05[150  0,5 *130  (150  0,5 *130) 2  8 *14,32 
 4б76[150  65  7225 1635б92]  760 мм.
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения
межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 760*0,004=3 мм.
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек по формуле
(7,34) [1]
t
19,05

 122 мм;
180
180
sin
sin
z3
20
t
19,05
d Д 4

 668 мм.
180
180
sin
sin
z4
110
d Д3 
Определяем диаметры наружных окружностей звездочек см. формулу (7.35)
[1]
De3  t (ctg
180
180
 0,7)  0,3d1  t (ctg
 0,7)  3,573 ,
z3
z3
где d1 = 11,91 мм –диаметр ролика цепи см. табл. (7,15) [1]
180
 0,7)  3,573  130 мм.
20
180
De4  19,05(ctg
 0,7)  3,573  677 мм.
110
De3  19,05(ctg
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
13Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
Силы действующие на цепь:
Окружная Ftц = 823 МПа –определена выше;
От центробежных сил Fυ = qυ2 =1,9*1,172 = 2,6 H, где q = 1,9 кг/м по табл.
(7,15) [1]
От провисания Ff = 9,81kfqαц = 9,81*1,5*1,9*0,760 = 21 Н.
Расчетная нагрузка на вал
FB=Ftц+2Ff = 823+2*21 = 865 H.
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи по
формуле (7.40) [1]
S

31,8 *103

 37,5 /
Ftц k Д  F  Ff 823*1  2,6  21
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s] = 9,4 см. табл. (7,19)
[1]; следовательно, условие s > [s] выполнено.
Размеры ведущей звездочки:
Ступица звездочки dст=1,6*24 = 38,4 мм; Lст=(1,2÷1,6)*24 = 28,8÷38,4 мм.
Принимаем Lст = 35 мм;
толщина диска звездочки 0,93BBH = 0,93*12,7 = 12 мм, где BBH –расстояние
между пластинками внутреннего звена см. табл. (7.15) [1]
Аналогично определяют размеры ведомой звездочки.
Инв. № подп.
Подп. и дата
7 Первый этап компоновки редуктора.
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников ;
шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса больше
ширины венца и выступает за пределы прямоугольника..
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
14Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии;
габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки
подшипников d П1  25мм и d П 2  52мм .
Решаем вопрос о смазывании подшипников.
Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. для
предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного
смазочного материала маслом из зоны зацепления устанавливаем
мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер y=812мм.
Измерениями находим на ведущем валу l1 =49мм и на ведомом l2=49мм.
Глубина гнезда подшипника l Г  1,5В; для подшипника 207 В=15мм.
8 Проверка долговечности подшипников.
Ведущий вал.
Из предыдущих расчетов имеем Ft  662H , Fr  278H из первого этапа
компоновки l1=49мм.
В плоскости xz
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
15Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
Ft 662

 331H
2
2
RX 1  RX 2 
в плоскости yz
RY1  RY 2 
Fr 278

 139 Н.
2
2
Суммарные реакции
Pr1  RX2 1  RY21  3312  1392  359 Н.
Pr 2  359 н.
Подшипники выбираем по любой опоре.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 205 d = 25 мм; D = 52 мм;
B = 15 мм; С = 14,0 кН и С̥ = 6,95 кН.
Эквивалентная нагрузка по формуле (9.4) [1]
Pэ = VFrKбKT
Fr = 278 H; V = 1 ( вращается внутреннее кольцо);
Коэффициент безопасноти для приводов ленточных конвейеров Kб = 1;KТ =1.
Pэ = 1*278*1*1 = 278 Н.
Расчетная долговечность млн.об. формула(9.1)[1]
3
 С 3   14,0 *103 
  125000 млн.об.
L     
 Рэ   278 
Расчетная долговечность, ч.
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
L *106 125000*106
Lh 

 2264*103 ч.
60n
60 * 920
Так как расчетная долговечность подшипника намного больше чем номинальный.выбираем подшипник более легкой серии.
Намечаем радиально шариковые подшипники: 105 d = 25 мм; D = 47 мм;
B = 12 мм; С = 11,2 кН и С̥ = 5,6 кН.
Расчетная долговечность млн.об.
3
3
 С 3   11,2 *103 
  64 *103 млн.об.
L     
 PЭ   278 
Расчетная долговечность Ч.
L *106 64000*106

 1154*103 ч.
60n
60 * 920
M y1  0; Fr * l1  Ry2 * 2l1  0 ;
Lh 
M y2  0;Fr * l1  Ry1 * 2l1  0 ;
Fl
278* 49
Ry 2  r 1 
 139H .
2l1
2 * 49
F l 278* 49
Ry1  r 1 
 139H .
2l1
2 * 49
Проверка: -Ry1+Fr-Ry2 = -139+278-139 = 0/
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
16Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Находим изгибающий момент в характерных точках вала
В горизонтальной плоскости
Mya = 0;
MyB = -Ry1l1 = 331*49=16219 H*мм = 16,2 Н*м;
Myc = 0;
В вертикальной плоскости
Mza = 0; MzB = -Ry1l1 = -139*49 = -6811 H*мм = -8,6 Н*м.
Ведомый вал несет такие же нагрузки как и ведущий
Ft = 662 Н; Fr = 278 H.
Нагрузка на вал от цепной передачи
FB = 865 H.
Состовляющие этой силы FBx=FBy=FBsinγ = 865*sin45º = 612 H.
Из первого этапа компоновки l2 = 48мм; l3 = 55мм.
Реакции опор
в плоскости xz
M 3  0; Fx * l3  Ft * l2  Rx4 * 2l2  0 ;
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
17Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
FBx * l3  Ft * l2 612* 55  662* 49

 674 Н.
2 * l2
2 * 49
M 4  0;Ft * l2  Rx3 * 2l2  FBx *153  0 Н;
F * l  FBx *153 662* 49  612*153
Rx3  t 2

 624 Н.
2l2
2 * 49
Rx 4 
Проверка: -FBx-Rx3+Ft-Rx4 = -612-(-624)+662-674 = 0.
в плоскости yz
M y3  0;FBy * l3  FR * l2  Ry 4 * l3  0
FBy * l3  Fr * l2 865* 55  278* 49

 624 Н.
2l2
2 * 49
M y4  0; Fr * l2  Fy3 * l3  FB *153  0 ;
Fr * l2  FBy *153 278* 49  865*153
Ry 3 

 1211Н.
2l2
2 * 49
Ry 4 
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Проверка: FB+Ry3-Fr+Ry4 = 0
865+(-1211)-278+624=0/
Находим изгибающие моменты в характерных точках вала:
в горизонтальной плоскости
MxD = 0;
MxA = Rx3=-624H;
MxC = Rx3*l2 = -624*49 = -30578 Н*мм = -30,5 Н*м;
MxB = 0 ;
в вертикальной плоскости
MyA = 0;
MyC = Ry3*l2 = -1211*49 = 59339 Н*мм = 59,3Н*м
MyB = 0;
Суммарные реакции
Pr 3  Rx23  Ry23  6242  12112  1362Н.
Pr 4  Rx24  Ry24  6742  6242  918 Н.
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 3
Шариковые радиальные подшипники 206 d = 30 мм; D = 62 мм;
B = 16 мм; С = 19,5 кН и С̥ = 10,0 кН.
Pэ =Pr3VKϬKт =1362*1*1,2*1 = 1621,4 Н.
Примем KϬ = 1,2, учитовая, что цепная передача усиливает на равномерность
нагружения.
Расчетная долговечность млн.об.
3
 C 3   19500 
L     
  1685 млн.об.
 Pэ   1634,4 
Изм Лист
№ докум.
3
Подп.
Дата
190103.000000.29
18Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
Расчетная долговечность Ч.
Lh 
L *106 1685*106

 153*103 ч.
60n
60 *184
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать
36000 ч. (таков ресурс самого редуктора),но не должен быть менее 10000ч.
(минимально допускаемая долговечность подшипника).
В нашем случае подшипники ведущего вала 105 имеют ресурс
Lh = 1154*103 ч, а подшипники ведомого вала 206 имеют ресурс
Lh = 153*103 ч.
9 Второй этап компоновки редуктора.
Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным
раннее(см. п. 4 1)
Шестерню выполняем за одно с валом
Конструируем узел ведущего вала:
1) вычерчиваем в разрезе подшипники качения;
2) Между торцами подшипника и внутренней поверхностью стенки корпуса
вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Для уменьшения числа ступеней
вала кольца устанавливаем на тотже диаметр, что и у подшипника (30).
Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечниками вала и
торцами внутренних колец подшипников;
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
19Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
3) Вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками и
болтами.
4) Переход вала 30 к присоединительному кольцу 28 выполняем на
расстоянии 10мм от торца крышки подшипника так,чтобы ступица шкива не
задевала за головки болтов крепления крышки. Длина выходного конца вала
определяется шириной шкива.
Аналогично конструируем узел ведомого вала. На ведущем и ведомом валах
применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ
23360-78.
10 Проверка на прочность шпоночных соединений.
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений
шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78
Материал шпонок сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности по формуле (8.221)
max
 см

2T
  см 
d h  t1 l  b
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице  см   100120МПа,
при чугунной  см   50  70МПа.
Ведущий вал: d=25мм, bh=87мм, t1=4мм; длина шпонки l=40мм;
момент на ведущем валу:
Т1=1010 3Нмм;
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
20Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
 см 
2 10 103
 8,3МПа  см  о
257  440  8
Ведомый вал:
Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под звездочкой - более нагружена
вторая (менше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения
шпонки)
Проверяем шпонку под звездочкой:
d=24мм, bh=87мм, t1=4мм; длина шпонки l=28мм;
момент Т2=5010 3Нмм;
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
2  50 103
 см 
 69МПа   см 
247  428  8
Условие  см   см  выполнено.
11 Уточненный расчет валов.
Примем, что
нормальные напряжения от изгиба изменяются по
симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому
(пульсирующему).
Ведущий вал
Материал вала тот же, что и для шестерни(шестерня выполнена за одно с
валом) то есть сталь 45, термическая обработка-улучшение.
По табл.3.31: при диаметре заготовки до 90мм( в нашем случае da1=34мм
среднее значение  В  780МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных изгиба
 1  0,43 В 0,43 780  335МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
 1  0,58 1  0,58 335  193МПа
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
21Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
Ведущий вал.
Сечение А-А. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной кановки;
Коэффициент запаса прочности
 1
S  S 
.
k
    m
 
Где амплитуда средних напряжений отнулевого цикла

T1
.
    m  max 
2
2WКНЕТТО
При d = 18 мм; b = 6мм; t = 3,5.
d 3 bt1 d  t1 2  *183 6 * 3,5(18  3,5) 2
WКНЕТТО 



16
2d
16
10 *103
   m 
 0,5 МПа.
2 * 9,62 *103
2 *18
 9,62 *103 мм.
Принимаем Kτ = 1,68 см. табл.(8.5) [1] ετ = 0,8 см. табл. (8.8) [1] и
ψτ = 0,1 см. с. 166 [1]
Коэффициент запаса прочности
 1
193
S 
k
 176 .
Ведомый вал.
Материал вала сталь 45 нормализованная;  В  570МПа( табл.3.31)
Пределы выносливости
 1  0,43 В 0,43 570  246МПаи  1  0,58 1  0,58 246  142МПа.
Сечение Б-Б. Диаметр вала в этом сечение 24мм. Концентрацию напряжений
вызывает наличие шпоночной канавки. (см.табл. 8.51);
k  1,79 и k  1,69 ; масштабные факторы    0,9 ;   0,8 (табл.8.81);
коэффициенты     0,15 и    0,1 (см.с. 163 и 1641).
Крутящий момент Т2=50*10 3 Нмм.
Изгибающий момент ( положим x1 = 60 мм.)
М Б Б  FB x1  865* 60  51,9 *103 Нмм.
Момент сопротивления сечение нетто d = 24 мм, b = 8 мм,t1 = 4 мм.
Инв. № подп.
Подп. и дата
Инв. № дубл.
     m
1,68
* 0,5  0,1* 0,5
0,8
Взам. инв. №


Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
22Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
Wк нет т о 
d 3
32

bt1 d  t1 2 3,14 * 243 8 * 424  42


 1*10мм3
2d
32
2 * 24
Амплитуда номармальных напряжений изгиба
М Б Б 51,9 103
 

 51,9МПа
Wнет т о
1103
Момент сопротивления кручению сечения нетто
d 3 bt1 (d  t1 ) 2 3,14 * 243 8 * 4(24  4) 2
WКНЕТТО 
16


2d

16
2 * 24
 2,4 *103 мм.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
   m 
T2
50 103

 10,42МПа
2Wk нет т о 2 * 2,4 *103
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
 1
246
S 

k
1,79
 51,9
0,9
 2,3
    m
 
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
 1
142
S 

k
1,69
10,42  0,110,42
0,8
 7,93
    m
 
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б
S S
S2  S2

2,3 * 7,93
2,32  7,93
 2,6
Общи результат:
Сечение
А-А
Б-Б
Коэффициент запаса S
176
2,6
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
S
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
23Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
Редуктор вычерчиваем в двух проекциях на листе формата А1 (594841мм) в
масштабе 1:1
с основной надписью и спецификацией.
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
12 Вычерчивание редуктора.
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
24Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
Инв. № дубл.
13 Посадка зубчатого колеса, шкива и подшипника.
Посадки назначаем в соответствии с указаниями данными в табл. 10.131.
Посадка зубчатого колеса на вал Н7/k6 по ГОСТ 25347-82.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
Остальные посадки назначаем пользуясь табл. 10.131.
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н7/h6
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
25Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
14 Выбор сорта масла.
Смазывание зубчатого колеса зацепления производится окунанием зубчатого
колеса в масло, заливаемое в нутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10мм. Объем масленой ванны V определяем из
расчета 0,25дм 3 масла на 1кВт передаваемой мощности:
V= 0,5  0,8 Ртр  0,5  0,81  0,5  0,8
Принимаем V= дм 3.
По табл. 10.8 1 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях  Н  372МПа и скорост   1,5м/ с рекомендуемая вязкость масла должна
быть примерно равна 3410 3м 2/с. По табл. 10.101 принимаем масло индустриальное И-30А
( по ГОСТ 20799-75*).
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом
УТ-1(см.табл. 9.141), переодически пополняем его шприцем через прессмасленки.
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
26Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
15 Сборка редуктора.
Перед сборкой редуктора полость корпуса редуктора тщательно покрывают
маслостойкой краской .
Сборку производят в соответствии со сброчным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущии вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 -100 0С;
в ведомый вал закладывают шпонку 10840 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, 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.
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
27Лис
т
Дата печати 05.09.2015 18:52:00КПККККККF:\711946282.docКККрр
после этого на распорный вал одевают распорное кольцо, в подшипниковые
камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с
комплектом металлических прокладок для регулировки
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные
уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивание подшипников ( валы должны проворачиваться
от руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее на конц ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку,
устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
1 Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся
машиностроительных
специальностей
техникумов/
С.А.Чернавский,
К.Н.Боков, И.М. Чернин и др. 2-е издание., перераб. и доп.-М.: Машиностроение, 1988.
Инв. № подп.
Подп. и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Список литературы
Изм Лист
№ докум.
Подп.
Дата
190103.000000.29
28Лис
т
Документ
Категория
Техника
Просмотров
7
Размер файла
452 Кб
Теги
основной
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа