Дипломная работа: Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей

Введение. Описание устройства привода

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых колес или 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 повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора помещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположения валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы

(развернутая, с раздвоенной ступенью и т.д.). Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей

Рисунок 1 – Кинематическая схема привода

Вращающий момент от электродвигателя 1 через муфту 2 передаётся на шестерню 3, установленную на ведущем валу Ι и через неё передается зубчатому колесу 4, расположенному на ведомом валу ΙΙ, установленному в подшипниках 5. От ведомого вала редуктора вращающий момент через цепную передачу 6 передается ведущему валу ΙΙΙ привода ленточного конвейера. Редуктор общего назначения; режим нагрузки постоянный; редуктор предназначен для длительной работы; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения; редуктор нереверсивный (ПЗ, задание) , [1, с.9-16]; [2, c.20-26]; [3,c261-262].

Методические указания

В этом разделе должны быть выполнена кинематическая схема привода и оформлена согласно СТ СЭВ 1187-78, с условными графическими обозначениями элементов машин и механизмов по СТ СЭВ 2519-80.

1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

Определяем общий КПД привода.

η=η1η2ηпк, (1)

где η1- КПД закрытой зубчатой передачи, η1=0,97,[1, с5, табл. 1.1];

η2 - КПД открытой цепной передачи , η1=0,93, [1,с5, табл.1.1];

ηпк - КПД подшипников, ηп=0,99,[1,с5, табл.1.1];

к – число пар подшипников, к=3, (ПЗ, задание).

η =0,97· 0,93 ·0,993=0,875.

Определяем требуемую мощность электродвигателя.

Ртр= Р3/ η, (2)

где Р3- мощность на выходном валу привода, Р3=4,6 кВт, (ПЗ, задание).

Ртр=4,6/0,875 = 5,28 кВт.

Выбираем электродвигатель асинхронный серии 4А, закрытый обдуваемый, по ГОСТу с номинальной мощностью Р =5,5 кВт, с синхронной частотой вращения n=1000 об/мин, типоразмер 132S2, [1, с. 390].

Номинальная частота вращения вала электродвигателя .

nдв=n(1-s), (3)

где n-синхронная частота вращения, n=1000 об/мин;

S- процент скольжения ремня , S=3,3%, [1, с. 390].

nдв=1000∙(1-0.033)=967 об/мин.

Определяем общее передаточное число привода и разбиваем его по ступеням.

U=U1U2 , (4)

где U1-передаточное число редуктора, U1=3,15,(ПЗ, задание);

U2- передаточное число цепной передачи.

U=nдв /n3 , (5)

где nдв=967 об/мин;

n3=95 об/мин, (ПЗ, задание).

U=967/95=10,18.

Определяем передаточное число открытой цепной передачи

U2= U/ U1, (6)

U2=10,18/ 3,15=3,23.

Определяем частоту вращения, угловые скорости вращения и вращающие моменты на валах привода.

Вал электродвигателя:

Ртр= 5,28 кВт;

nдв=967 об/мин.

ωдв= π nдв/30. (7)

ωдв=3,14·967/30= 101,22 рад/с.

Мдв = Ртр/ωдв.

Мдв = 5,28·103/101,22 =52 ,16 Н·м.

Вал І привода:

nдв=n1= 967об/мин;

ωдв=ω1=101,22 рад/с;

Мдв=М1=52,16 Н·м.

Вал ІІ привода

n2=n1/ U1 . (8)

n2=967/3,15=306,98 об/мин;

ω2= π n2/30,

ω2=3,14·306,98/30=32,13 рад/с;

М2=М1· U1∙ η1 2 , (9)

М2=52,16·3,15·0,97·0,992=156,2 Нм.

Вал ІІІ привода:

n3=n2/ U2

n3=306,98/3,23=95,04 об/мин;

ω3= π n3/30,

ω3=3,14·95,04/30=9,94 рад/с.

М3=М2· U2 ·η2 .η п ,

М3=156,2·3,23·0,93·0,99=464,6 Н·м;

С другой стороны

М3= М1·· U· η , (10)

М3=52,16·10,18·0,875= 464,6 Н·м .

Полученные данные приводим в таблицу.

Таблица 1

Номер вала

Частота ращения,

об/мин

Угловая скорость,

1/с

Вращающий момент, Н·м
Вал I n1=967 ω1=101 М1=52,2
Вал II n2=307 ω2=32 М2=156,2
Вал III n3=95 ω3=10 М3=464,6

[1,с.4Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей8, 290Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей291]

Методические указания

При обозначении параметров привода нумерацию производить начиная от двигателя. При выборе синхронной частоты вращения электродвигатель рекомендуется выбирать с числом полюсов не более 6 у которых nc≥ 1000 б/мин, так как с уменьшением частоты вращения возрастают габариты и масса двигателя. При этом следует учесть, что передаточное число цепной передачи должно быть в интервале 2Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей6, а клиноременной – 2Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей5.

2 Расчёт зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твёрдость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - НВ 200. Разница твердости объясняется необходимостью равномерного износа зубьев зубчатых колес .

Определим допускаемое контактное напряжение:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачейОдноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачейОдноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачейОдноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (11)

где σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов,

σHlimb=2Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачейHB+70, [1, с. 34, табл. 3.2];

KHL – коэффициент долговечности, KHL=1, [1, с. 33];

[SH] – коэффициент безопасности, [SH] =1.1, [1, с. 33].

Для шестерни

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (12)

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачейОдноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачейОдноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей482 МПа.

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей

Для колеса

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (13)

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=428 МПа.

Для непрямозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (14)

[σH]=0,45·([482 +428]) = 410 МПа.

Требуемое условие Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей выполнено.

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей

(Для прямозубых передач [σH]= [σH2])

Определяем межосевое расстояние.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости определяется по формуле

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (15)

где Ka– коэффициент для косозубой передачи, Ka=43 , [1, с. 32], (Для прямозубых Ka=49,5);

U1 – передаточное число редуктора, U1=3,15, (ПЗ, задание);

М2– вращающий момент на ведомом валу, М2=156,2 Н·м, (ПЗ, табл.1);

КНВ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки, КНВ=1 , [1, с.32];

[σH] – допускаемое контактное напряжение, [σH]=410MПа ;

ψba – коэффициент ширины венца, ψba=0,4, (ПЗ, задание).

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей аω= 43·(3,15+1)·Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=110 мм.

В первом ряду значений межосевых расстояний по ГОСТ 2185-66 выбираем ближайшее и принимаем аω=125 мм, [1, с. 36].

Определяем модуль передачи

Нормальный модуль зацепления принимают по следующей рекомендации:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60, Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=2 мм, [1, с. 36]. (В силовых передачах Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей≥1,5 мм.)

Определяем угол наклона зубьев и суммарное число зубьев

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=9º, (ПЗ, задание) и определяем суммарное число зубьев

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (16)

где Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей– межосевое расстояние,Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=125 мм ;

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей – нормальный модуль зацепления, Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=2 мм.

Z∑ =Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=123,39.

Принимаем Z∑=123.

Определяем числа зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни равно:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (17)

где U1 – передаточное число редуктора, U1=3,15;

Z∑= 123 – суммарное число зубьев, Z∑= 123.

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=29,64.

Принимаем Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=30.

Определяем число зубьев колеса:

Z2= Z∑ -Z1, (18)

Z2=123-30=93.

Уточняем передаточное число

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (19)

где Z1 – число зубьев шестерни, Z1=30;

Z2 – число зубьев колеса, Z2=93.

U1ф=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей3,1.

Уточняем угол наклона зубьев:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (20)

где mn– модуль передачи, mn=2 мм;

аω – межосевое расстояние, аω=125 мм.

cos β =Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=0,984.

Принимаем Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей β=10º26'.

Определяем диаметры колес и их ширину.

Делительный диаметр шестерни:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (21)

где mn – модуль передачи, mn=2 мм;

Z1– число зубьев шестерни, Z1=30;

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей – косинус угла наклона зубьев, Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=0,984.

d1=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей60,98 мм

Делительный диаметр колеса:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (22)

где Z2– число зубьев колеса, Z2= 93 .

d2=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей =189,02 мм

Проверяем межосевое расстояние:

aw= Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей мм

Определим диаметры вершин зубьев:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (23)

da1=60,98 +2·2=64,98 мм;

da2=189,02 +2·2=193,02 мм.

Определим диаметры впадин зубьев:

df1 = d1 -2,5 mn.

df1 =60,98-2,5·2=55,98 мм;

df2=189,02-2,5·2=184,02 мм.

Определяем ширину колеса:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (24)

где Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей– коэффициент ширины венца, Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=0,4;

аω– межосевое расстояние, аω=125 мм.

b2=0,4·125=50 мм.

Определяем ширину шестерни:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (25)

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей

b1=50+5=55 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (26)

ψba=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей.

Определяем окружные скорости и значения степени точности изготовления шестерни и колеса.

υ= Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей , (27)

где n1– частота вращения шестерни,

n1=967 об/мин, (ПЗ, п.1);

d1 – делительный диаметр шестерни, d1=60,98 мм .

υ =Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=3,09 м/с.

При такой скорости для косозубых колес принимаем 8-ю степень точности, [1, с. 32].

Определяем коэффициент нагрузки, проверяем зубья на контактное напряжение

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (28)

где KHB – коэффициент, учитывающий неравномерность

распределения нагрузки по ширине венца, KHB=1 ,[1, табл. 3.5];

KHα- коэффициент, учитывающий неравномерность

распределения нагрузки между зубьями, KHα=1,12, [1, табл. 3.5];

KHV – динамический коэффициент, KHV=1,1, [1, табл. 3.6].

Кн=1·1,12·1,1=1,23.

Проверяем зубья на контактные напряжения:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (29)

где aω – межосевое расстояние, aω=125 мм;

M2 – передаваемый момент, M2=156,2 Н·м, (ПЗ, п.1);

b2 -ширина колеса, b2=50 мм;

U1 – передаточное число редуктора, U1=3,1;

270-коэффициент для непрямозубых колес (для прямозубых зубчатых передач 310)

σH=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=352,81МПа<Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=410 МПа.

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей<Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей.

Определяем силы, действующие в зацеплении.

Определяем окружную силу:

Ft=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (30)

где M1– вращающий момент на валу шестерни, M1= 52,2 H·м;

d1– делительный диаметр шестерни, d1=60,98 мм .

Ft=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей = 1712 Н

Определяем радиальную силу:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (31)

где Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачейОдноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей - угол зацепления в нормальном сечении, Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачейОдноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей= 20° , [1, с. 29];

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачейОдноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей - угол наклона зубьев, Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачейОдноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей= 10° 26´ .

Fr=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей =633 Н

Определяем осевую силу:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (32)

Fa=1712·tg10º26´=295 Н.

(Для прямозубых и шевронных передач Fa=0)

Полученные данные приведем в таблице.

Таблица 2

Продолжение таблицы 2

Наименование параметров и единица измерения Обозначение параметров и числовое значение

Материал, вид термической обработки, твердость:

шестерни

колеса

Допускаемое контактное напряжение, МПа:

шестерни

колеса

Расчетное допускаемое контактное напряжение, МПа

Межосевое расстояние, мм

Нормальный модуль зацепления, мм

Суммарное число зубьев

Число зубьев:

шестерни

колеса

Угол наклона зубьев

Передаточное число редуктора

Делительный диаметр, мм:

шестерни

колеса

Диаметр вершин зубьев, мм

шестерни

колеса

Диаметр впадин зубьев, мм

шестерни

колеса

Наименование параметров и единица измерения Обозначение параметров и числовое значение

 

Ширина, мм

шестерни

колеса

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость, м/c

Степень точности изготовления

Коэффициент нагрузки

Окружная сила, Н

Радиальная сила, Н

Осевая сила, Н

b1=55

b2=50

ψba=1,23

υ=3,09

8

KH=1,123

Ft=1712

Fr=633

Fa=295

Методические указания

Разница твердости зубьев шестерен и колеса для прямозубых передач 25Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей30 HB, для косозубых передач и шевронных 30Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей50 HB.

Фактическое передаточное число должно отличаться от заданного не более чем на 3%.

Значения межосевого расстояния и нормального модуля рекомендуется выбирать из первого ряда. Угол наклона зубьев рассчитать с точностью до одной минуты, а для этого cosβ рассчитать до пятого знака после запятой.

Диаметры шестерни и колеса рассчитать с точностью до сотых долей мм. Ширину зубчатых колес округлить до целого числа. Окружная скорость для прямозубой передачи должна быть не более 5м/с. Контактные напряжения, возникающие в зацеплении должны быть в пределе до 5% -перегрузка и до 20% недогрузка.

3 Предварительный расчет валов, подбор муфты

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям, с учетом действия на вал изгибающего момента.

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τк]=20 МПа вычисляется мо формуле:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (33)

где Mк1– крутящий момент на ведущем валу, Mк1=50,39 Н·м, (ПЗ, табл. 1);

[τк]– допускаемое напряжение на кручение, [τк]=20 МПа, [1, с. 160].

dв1=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=23,7 мм.

Принимаем dв1=32 мм из стандартного ряда [1, с.162].

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры вала двигателя dдв и вала dв1. У подобранного электродвигателя диаметр вала dдв=38 мм, [1,с391. табл.П2] . Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП по ГОСТ 21424-75 , с допускаемым моментом [T]=125Н·М, d=28 мм, длина полумуфты на вал редуктора

ℓм =60мм,[1,с.277] расточкой полумуфты под вал двигателя dдв=38 мм и

dв1=32 мм, [1, с277].

Принимаем диаметр вала под подшипники dп1=40 мм, диаметр буртика dб1=45 мм. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей 

Рисунок 2 - Конструкция ведущего вала

Ведомый вал:

Принимаем материал вала сталь 45, термическая обработка улучшение, твердость HB 16…170

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем [τк2]=16 МПа.

Диаметр выходного конца вала:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (34)

где Мк2=156,2 Н·м – крутящий момент на ведомом валу, (ПЗ, табл.1).

dв2 = Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей = 36,7мм.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда: dв2=38 мм. Принимаем под подшипниками диаметр вала dп2=45 мм. Принимаем диаметр вала под зубчатым колесом dk2=50 мм, диаметр буртика dб2=55 мм.

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей

Рисунок 3 - Конструкция ведомого вала

[1,с161Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей162, 296Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей297].

Методические указания

Допускаемое напряжение на кручение принимать с учетом действия напряжений изгиба и условий работы вала в интервале

[τк]=15Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей25 МПа.

Диаметры ступеней принимать из стандартного ряда, [1, с 161Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей162], разница диаметров ступеней 4Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей6 мм.

Диаметры цапф вала под подшипники качения выбирать из стандартного вала [1, с.393].

Разница диаметров полумуфт для соединения валов двигателя и редуктора не более 10 мм.

4 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше:

d1=60,98 мм, da1=64,98 мм, b1=55 мм. (ПЗ, табл.2)

Так как у нас колесо цилиндрическое, стальное, диаметр менее 500 мм, то выбираем кованное колесо. Его размеры были определены выше:

Определяем диаметр ступицы колеса:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (35)

где dк2– диаметр вала под зубчатое колесо, dк2=50 мм.

dсm=1,6 ·50=80 мм.

Определяем длину ступицы:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей 

ℓст=(1,2 ÷1,5)·50=60÷75 мм.

Принимаем ℓcт =60 мм.

Определяем толщину обода:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (36)

где mn – нормальный модуль зацепления, mn=2 мм.

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачеймм.

Принимаем толщину обода δ0=8 мм, так как он не может быть меньше 8мм, [1, с. 233].

Определяем толщину диска:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (36)

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей50=15 мм.

Принимаем с=15 мм.

Определяем внутренний диаметр обода:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей. (37)

D0=184,02-2·8=168 мм, принимаем D0=170мм.

Определяем размеры фаски:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (38)

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей мм.

Определяем диаметр центровой окружности

Dотв=0,5(D0+dсm) ,

Dотв=0,5 (170+80)=125 мм.

Определяем диаметр отверстия

dотв=0,25·(D0-dсm) ,

dотв=0,25(170-80)Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей22мм.

Таблица 3

Наименование параметров и единица измерения Обозначение параметров и числовое значение

Диаметр ступицы колеса, мм

Длина ступицы колеса, мм

Толщина обода колеса, мм

Толщина диска колеса, мм

Диаметр отверстий, мм

Фаска, мм

dСт=80

lCт=60

δ0=8

с=15

dотв=22

n=1

[1,с161Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей162, 296Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей297].

Методические указания

Конструктивные размеры колеса округлять до целых чисел и согласовать со стандартным рядом. Зубчатые колеса с диаметром вершин dа2≤125 принимать без отверстий dотв.

5 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Корпус редуктора изготавливается из чугуна СЧ15. Определяем толщину стенок корпуса редуктора:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (39)

где аω– межосевое расстояние, аω=125 мм, (ПЗ,п.2).

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачеймм.

Принимаем δ=8 мм.

Определяем толщину стенок редуктора:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (40)

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей мм.

Принимаем δ1=8 мм.

Определяем толщину верхнего пояса корпуса:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (41)

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей мм.

Определяем толщину нижнего пояса корпуса:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (42)

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей мм.

Принимаем р=19 мм.

Определяем толщину нижнего пояса крышки корпуса:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (43)

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей мм.

Определяем толщину ребер основания корпуса:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (44)

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей мм.

Принимаем m=7 мм.

Определяем толщину ребер крышки:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (45)

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей мм.

Принимаем m1=7 мм.

Определяем диаметр фундаментальных болтов:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (46)

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачеймм.

Принимаем болты с резьбой М16.

Определяем диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (47)

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей мм.

Принимаем болты с резьбой М12.

Определяем диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (48) Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей мм.

Принимаем болты с резьбой М8.

Основание корпуса и крышку фиксируют относительно друг друга двумя коническими штифтами, установленными без зазора до расточки гнезд под подшипники.

Определяем диаметр штифта:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачеймм. (49)

Определяем длину штифта:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (50)

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей мм.

Принимаем штифты типа l длинной lш=30 мм, диаметром dш=8 мм.

Размер, определяющий положение болтов d2:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (51)

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей мм.

Принимаем е=14 мм.

Так как межосевое расстояние мало, то принимаем закладные крышки подшипников.

Полученные данные сводим в таблицу.

Таблица 4

Наименование параметров и единицы измерения Обозначение параметров и числовое значение

Толщина стенок корпуса редуктора, мм

Толщина стенок крышки редуктора, мм

Толщина верхнего пояса корпуса, мм

Толщина нижнего пояса крышки корпуса, мм

Толщина нижнего пояса корпуса, мм

Толщина ребра основания корпуса, мм

Толщина ребер крышки, мм

Фундаментальные болты

Болты, соединяющие крышку с корпусом

Диаметр штифта, мм

Длина штифта, мм

Размер, определяющий положение болтов d2, мм

Болты, крепящие крышку к корпусу подшипников

δ=8

δ=8

b=12

b1=12

р=19

m=7

m1=7

М16

M8

dш=8

lш=30

e=14

М12

[1,с240Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей243, 298].

Методические указания

Толщина стенки корпуса и крышки не должна быть меньше 8 мм.

Ребра корпуса и крышки принимать для редукторов с аω ≥200 мм.

Диаметры болтов выбирать из стандартного ряда, [1, с.242].

Длину штифтов принимать из стандартного ряда, [1, с.243].

Крышки подшипников принимать согласно индивидуального задания,

(ПЗ, задание)

Конструкцию крышек принимать согласно, [1,с. 198].

Для крепления крышек подшипников принять болты d4 , [1,с.242]. Для определения положения болтов d4 рассчитать расстояние q, [1,с.241].

6 Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь по ГОСТ 13568 - 75, так как она наиболее приемлема для применения в приводах общего назначения, где необходимо понизить частоту вращения приводного вала.

Определяем число зубьев ведущей и ведомой звездочек и фактическое передаточного число

Число зубьев ведущей звездочки:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (52)

где Uц – передаточное число цепной передачи , Uц = 3,23, (ПЗ, п.1).

Z 3=31-2·3,23=24,54.

Принимаем Z 3 =25

Число зубьев ведомой звездочки:

Z 4=Z3·Uц , (53)

Z4=25·3,23=80,75.

Принимаем Z4=81

Фактическое передаточное число:

Uцф = Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей.

Uцф=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=3 ,24

Определяем процентное расхождение

∆U =Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей·100%, (54)

∆U=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=0,31 %, допускается до 3%.

Определяем расчетные коэффициенты нагрузки

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (55)

где КД -динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру, Кд=1, [1,с.149];

Кα- коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, при α=(30÷50)·t , Кα=1, [1,с.150];

Кн- коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи, при α =0° КН=1;

Кр- коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, при периодическом Кр=1,25;

Ксм- коэффициент, учитывающий способ смазки цепи, при периодической ручной Ксм=1;

Кп- коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи, при работе в одну смену Кп=1,[1, с.150].

Кэ=1·1·1,25·1·1=1,25.

Определяем шаг цепи

Для определения шага цепи необходимо знать допускаемое давление [Р] в шарнирах цепи. Так как в таблице допускаемое давление [P] задано в зависимости от шага t и частоты вращения ведущей звездочка [Р] задаем ориентировочно .

Ведущая звездочка имеет частоту вращения n2=307 об/мин.,(ПЗ, п.1).

Принимаем [Р]=22 МПа.

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (56)

где М2- вращающий момент на валу ведущей звездочки, М2=156,2 Н·м;

Кэ– коэффициент, учитывающий условия эксплуатации и монтажа

цепной передачи, Кэ=1,25;

Z3=25 – число зубьев ведущей звездочки;

m - число рядов цепи , m=1.

t=2, 8·Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=16, 54 мм.

Подбираем цепь ПР-19,05-31,8 по ГОСТ 13568-75, имеющую шаг t=19,05 мм;

разрушающую нагрузку Q=31,8 кН; масса одного метра цепи q=1,9 кг/м;

проекция опорной поверхности шарнира Аоп=105,8 мм2, [1,с .147]

Определяем окружную скорость цепи

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (57)

где Z3– число зубьев ведущей звездочки, Z3=25;

t– шаг цепи, t=19,05 мм;

n3– частота вращения ведущей звездочки, n3=307 об/мин.

υ=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=2,44 м/с.

Определяем окружную силу, передаваемую цепью

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (58)

где М2-вращающий момент на валу звездочки, М2=156,2 Н·м;

ω2 – угловая скорость вала ведущей звездочки, ω2=32,12 1/с;

υ – окружная скорость цепи, υ=2,44 м/с.

Fтц =Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=2054 Н.

Определяем силы давления в шарнирах и проверяем цепь на износостойкость

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (59)

где FТЦ – окружная сила, FТЦ=2054 Н;

Кэ – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации и монтажа

цепной передачи, Кэ=1,25;

АОП – проекция опорной поверхности шарнира, АОП=106 мм2.

P=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=24МПа

Уточняем допускаемое давление:

[P]=22·[1+0,01(Z3-17)], [1,с.150]

[P]=22·[1+0,01(25-17)] Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей24 МПа;

Условие Р< [Р] выполнено.

Определяем число звеньев цепи

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (60)

где Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=[30÷50]·t – межосевое расстояние;

t – шаг цепи, t=19,05 мм.

Принимаем Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=50·t мм, тогда

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (61)

Определяем суммарное число зубьев звездочек:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (62)

где Z3– число зубьев ведущей звездочки ,Z3=25;

Z4 – число зубьев ведомой звездочки, Z4=81;

ZΣ=25+81=106

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей. (63)

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей∆=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=8,92

Определяем число звеньев в цепи:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, ( 64) Lt=2·50+0,5·106+Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=154,59.

Округляем до четного числа Lt=154.

Уточняем межосевое расстояние

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (65)

где t– шаг цепи, t=19,05 мм;

Lt – число звеньев цепи , Lt=154;

ZΣ– суммарное число зубьев звездочек , ZΣ=106;

Δ=8,92.

ац=0,25·19,05[154-0,5·106 +Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей]=946 мм.

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 946·0,004Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей4мм.

Определяем размеры звездочек

Определяем диаметр делительной окружности:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (66)

где t– шаг цепи, t=19,05 мм;

Z3 –число зубьев ведущей звездочки , Z3=25.

dдз=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей =152 мм.

dд4=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей =491 мм.

Определяем силы, действующие на цепь

Окружная сила FТЦ – определена выше, FТЦ=2054 Н .

Определяем центробежную силу:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (67)

где q– масса одного метра цепи, q=1,9 кг/м ;

υ– окружная скорость цепи, υ=2,44 м/с .

Fv=1, 9· 2,442=11Н.

Определяем силу от провисания цепи:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (68)

где Кf – коэффициент, учитывающий расположение цепи, при горизонтально расположенной цепи, Кf=1,5 [1, с. 151];

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=946 мм – межосевое расстояние,Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=946 мм.

Ff=9,81·1,5·0,949=26Н.

Определяем расчетную нагрузку на валы:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (69)

Fв=2054+2·26Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей2100Н.

Определяем коэффициент запаса прочности цепи

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (70)

где Q – разрушающая нагрузка ,Q=31,8 кН;

FТЦ – окружная сила, FТЦ=2054 кН;

КД- динамический коэффициент, КД=1;

Fv – центробежная сила ,Fv=11 H;

Ff– сила от провисания цепи, Ff=26 H.

S=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=15,2.

[S] – нормативный коэффициент запаса, [S]Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей8,9, [1,с.151, табл.7.19],

условие S>[S] выполнено.

Определяем конструктивные размеры ведущей звездочки

Диаметр ступицы звездочки:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (71)

где dв2– диаметр выходного конца ведомого вала, dв2=38 мм, (ПЗ, п.3).

dст=1,6·38=60 мм.

Длина ступицы звездочки:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (72)

lCТ=(1,2÷1,6) · 38=45÷60мм

Принимаем lCТ=55 мм

Толщина диска звездочки:

С=0,93·ВВН, (73)

где ВВН=12,7 мм – расстояние между пластинками внутреннего звена, ВВН=12,7 мм, [1, ст.147, табл. 7.15].

С=0,93·12,7=12 мм

Таблица 5

Наименование параметра и единицы измерения Обозначение параметров и числовое значение

Число зубьев звездочек:

ведущей

ведомой

Фактическое передаточное число

Расчетный коэффициент нагрузки

Шаг цепи, мм

Разрушающая нагрузка, кН

Масса одного метра цепи, кг/м

Проекция опорной поверхности шарнира, мм2

Окружная скорость цепи, м/с

Окружная сила, Н

Сила давления в шарнирах, МПа

Допускаемое давление в шарнирах цепи, МПа

Суммарное число зубьев звездочек

Δ

Число звеньев цепи

Межосевое расстояние, мм

Диаметр делительной окружности ведущей звездочки, мм

Сила от провисания цепи, Н

Расчетная нагрузка на валы, Н

Коэффициент запаса прочности

Центробежная сила, Н

Диаметр ступицы звездочки, мм

Длина ступицы звездочки, мм

Толщина диска звездочки, мм

Z3=25

Z4=81

UЦ=3,24

Кэ=1,25

t=19,05

Q=31,8

q=1,9

АОП=106

υ=2,44

FТЦ=2054

Р=24

[P]=24

ZΣ=106

Δ=8,92

Lt=154

aЦ=946

dд3=152

Ff=26

Fв=2100

S=15,2

FV=11

dCТ=60

lСТ=55

12

[1,с240Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей243, 298].

Методические указания

При выборе коэффициента нагрузки необходимо учитывать, что цепная передача открытая, расположена горизонтально, нагрузка спокойная, работа односменная, (ПЗ, задание).

При определении числа звеньев цепи принять четное число, для удобства соединения звеньев.

7 Первый этап эскизной компоновки редуктора

Компоновочный чертёж выполняем в масштабе 1:1. Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

Определяем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (74)

где δ– толщина стенок корпуса редуктора, δ=8 мм .

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачеймм.

Принимаем А1=10 мм.

Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса A=δ=8 мм.

Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А=δ=8 мм.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1=40 мм и dп2=45 мм, (ПЗ,п.3), [1,с.293].

Таблица 6

Условное обозначение подшипника Размеры, мм Грузоподъемность, кН
d D B C Co
208 40 80 18 32 17,8
209 45 85 19 33,2 18,6

Применяем для подшипников пластичный смазочный материал.

Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяется размером У.

Принимаем у=10 мм.

Измерением находим расстояния на ведущее валу ℓ1=55,5 мм, ℓ 2=58,5 мм. Принимаем ℓ 1=ℓ 2=59 мм.

Определяем глубину гнезда подшипника 209:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей. (75)

ℓ г=1,5·19Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей30 мм.

Устанавливаем зазор между закладной крышкой и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца ℓ принимаем на 5 мм больше шага t. Таким образом

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (76)

где t=19,05 мм – шаг цепи.

l=19,05+5=24,05 мм.

Измерением устанавливаем расстояние, l3=60 мм, определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала.

[1,с.301Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей303]; [2,с.105Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей106].

Методические указания

При наличии у зубчатого колеса зазор ступицы А, берется с торца ступицы.

Подбор подшипников рекомендуется начинать с легкой серии. Для прямозубой передачи целесообразно принять шариковые радиальные подшипники. Для косозубой передачи при небольшом значении осевой силы можно принять также шариковые радиальные подшипники. При значительной осевой силе – шариковые радиально-упорные.

У шевронной передачи осевая сила отсутствует. Однако из-за неточности изготовления и сборки в зацеплении может входит один шеврон; при этом возникает осевая сила , которая стремится переместить вал-шестерню вдоль оси . Поэтому быстроходный вал делают плавающим, устанавливая его на радиальных роликовых подшипниках с короткими цилиндрическими роликами . Вал колеса можно установить на радиальных шариковых подшипниках легкой серии, [1, с.196].

8 Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений

Для соединения деталей с валами выбираем шпонки призматические со скругленными концами, изготовленные из стали 45.

Размеры сечений шпонок, пазов и длины подбираем по ГОСТ 23360-78, [1,с.169, табл.8.9]

Шпонки проверяем на смятие из условия прочности :

σсм =Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачейОдноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей<[ σсм], (77)

где М1- вращающий момент на данном валу, (ПЗ, п.2);

dв – диаметр выходного конца вала, ( ПЗ, п.3);

b – ширина шпонки;

h – высота шпонки;

t1 – глубина паза вала;

ℓ – длина шпонки.

Ведущий вал:

Шпонка под полумуфтой:

Исходные данные

М1=52,2 Н·м;

dв1=32 мм. ;

b =10 мм.;

h =8 мм. ;

t1 =5 мм.;

ℓ =45 мм, при длине полумуфты ℓм1=60 мм, (ПЗ,п.3).

[ σсм]=50 МПа, при чугунной полумуфте и возможности легких толчков.

σсм =Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=36 МПа

Условие σсм <[ σсм] выполнено

Ведомый вал.

Шпонка под ступицей ведущей звездочки.

Исходные данные:

М2=156,2 Н·м;

dв2=38 мм

b=10 мм;

h=8 мм;

t1=5 мм;

ℓ=45 мм, при длине ступицы звездочки, ℓст=55 мм, (ПЗ, п.6);

[σсм]=90 МПа, при стальной ступице и возможности легких толчков.

Определяем напряжение смятия для шпонки под ступицей ведущей звездочки, так как она более нагружена:

σсм =Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=78,3 МПа

Условие σсм <[ σсм] выполнено

Шпонка под зубчатым колесом.

Исходные данные:

dк2=50 мм ;

b=14мм;

h=9мм ;

t1=5,5 мм;

ℓ =50 мм., при длине ступицы колеса ℓст=60 мм, (ПЗ, п.2).

Полученные данные сводим в таблицу.

Таблица 7

Положение шпонки Размеры, мм Номер ГОСТа
b h t1 ℓ ш ГОСТ 23360-78
Под полумуфтой 10 8 4,5 45
Шпонка под зубчатым колесом 10 8 5 45
Шпонка под ведущей звездочкой 14 9 5,5 50

[1,с.169Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей220, 310].

Методические указания

Шпонки устанавливаемые на концах валов можно принять с одним скруглением , тогда проверку на смятие произвести по формуле:

σсм =Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей≤[ σсм].

При выборе допускаемого напряжения смятия учитывать материалы ступицы и характер нагрузки.

9 Подбор подшипников для валов

Расчет подшипников выполняем для более нагруженного вала (второй вал).

Исходные данные:

Мк=М2– крутящий момент на втором валу, М2=156,2 Н∙м, (ПЗ, п.1);

Fa – осевая сила, Fa=295 Н;

Ft– окружная сила , Ft=1712 Н;

Fr – радиальная сила, Fr=633Н ;

d2 – делительный диаметр колеса, d2=189мм, (ПЗ, п.2);

Fв=2100 Н, (ПЗ, п.6);

l2, l3– расстояния на ведомом валу, l2=59мм , l3=60 мм;

С– динамическая грузоподъемность, С=33,2 Кн;

С0– статическая грузоподъемность, С0=18,6 кН, (ПЗ, п.7);

n2- частота вращения вала , n2=302 об/мин, (ПЗ, п.1).

Определяем реакции опор от сил, действующих в горизонтальной плоскости.

Rх1= Ry1 =Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей =Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=860 Н.

Определяем суммарную радиальную нагрузку на подшипники 1 и 2.

Из двух подшипников более нагруженным является подшипник 2, для него и ведем расчет.

Отношение Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачейОдноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=295/18600=0,0159; этой величине соответствует е=0,195, [1, с. 212, табл. 9.18].

Определяем отношение

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей 

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=0,077< е=0,195.

Определяем эквивалентную нагрузку

Pэ=V·Pr2·Kб·Kт , (78)

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

Кб – коэффициент безопасности, Кб=1,3, [1, с. 214, табл. 9.19];

Кт– температурный коэффициент, Кт=1, [1, с. 214].

P э=1·3818·1,3·1=4963 H.

Определяем расчетную долговечность в часах:

Lh=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей ·Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей , (79)

Lh=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=162544 ч, долговечность приемлемая.

Строим эпюру крутящих моментов.

Мк=М2=156,2 Н·м, (ПЗ, п1).

Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости:

Ми.х.1=0;

Ми.х.3лев= R1y· ℓ 2=-987·0,059=-58,2 Н·м;

Ми.х.3прав.= R1y· ℓ 2 + Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей= -987·0,059 + 295 ·Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей =-30,4Н·м;

Ми.х 2= -Fв· ℓ 3.= -2100·0,06=-126 Н·м;

Ми.х.4=0.

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

Ми.у.1=0;

Ми.у3=. R1х· ℓ2=860·0,059=50,7 Н·м;

Ми.у.2=0;

Ми.у4=0;

Определяем суммарный изгибающий момент под колесом:

Mи=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (80)

Mи=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=77,2 Н·м.

∑М1=0, Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей

-Fr·ℓ 2 - Fa·Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей+ R2y· 2ℓ2 -Fв (2ℓ2+ ℓ3)=0,

R2y=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=3720 Н.

∑М2=0,

- ·R1y ·2ℓ 2 +Fr·ℓ 2 - Fa·Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей -Fв∙ℓ 3=0,

R1y=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей= -987 Н.

Проверка

∑Fy= R1y- Fr + R2y - Fв= -987 -633+3720 -2100=0

R r 1=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=1309 H.

R r 2=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=3818 H.

[1,с211Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей215,304Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей307]

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей

Рисунок 4 – Расчетная схема ведомого вала

10 Второй этап эскизной компоновки редуктора

Для предотвращения заклинивания тел качения, вызываемого температурным удлинением валов редуктора или неточностью изготовления деталей подшипникового узла, применяем схему установки подшипников с фиксированной и плавающей опорой, [1,c.180-181].

Для свободного перемещения внешнего кольца подшипника в корпусе редуктора предусматриваем температурный зазор а=0,2Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей0,5мм.

Принимаем крепление подшипников на валу и в корпусе при помощи упорных стопорных пружинных колец прямоугольного сечения. Их размеры принимаем по, [1,c.191,194]. Пример установки колец по, [1,c.197,рис. 9.29].

(В тех случаях, когда на подшипник не действует осевая нагрузка – прямозубая передача, и необходимо предотвратить только случайное смещение подшипника, осевое крепление на валу осуществляется соответствующей посадкой без применения дополнительных устройств).

(В передачах с шевронными колесами осевое усилие отсутствует. Однако из-за неточности изготовления и сборки в зацепление может входить только один шеврон; при этом в нем возникает осевая сила, которая стремится переместить вал-шестерню вдоль оси. В связи с этим ведущий вал делают плавающим, для этого вала применяют радиальные роликоподшипники с короткими цилиндрическими роликами, [1, c.397]. При этом подшипники фиксируют на валу и в корпусе при помощи упорных стопорных пружинных колец прямоугольного сечения, [1,c.197]).

Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления ранее были выбраны мазеудерживающие кольца,(ПЗ,п.7). Их конструкцию принимаем по, [1,c.207, рис. 9.39].

(По заданию могут быть установлены маслоотражательные кольца. Их конструкция, [1,c.207, рис. 9.38] ).

Для уплотнения сквозных крышек подшипников принимаем на ведущем валу войлочное уплотнение. Его конструкцию определяем по, [3,c.120]. На ведомом валу манжета резиновая армированная. Манжету устанавливаем снаружи крышки, [1,.208, рис 9.41]. Размеры манжеты, [1,c.209],[3,c.118, 119].

По заданию может быть предусмотрено щелевое уплотнение. Его конструкцию принять по, [1,c.210, рис. 9.46],[3,c.120].

Так как в задании нет особых требований к качеству редуктора принимаем подшипники качения 6-го класса точности, [1,c.200].

Для слива масла принимаем пробку с шестигранной головкой. Её конструкция по, [1,c.254].

Для выравнивания давления внутри корпуса редуктора с атмосферным принимаем пробку-отдушину, которую устанавливаем в крышке смотрового отверстия. Её конструкция по, [1,c.246, рис. 10.21]. (Если межосевое расстояние редуктора аw < 125мм – отдушину можно не устанавливать, если она не указана в задании).

Для заливки масла и осмотра редуктора предусматриваем в крышке редуктора смотровое отверстие. Его конструкция по, [1,c.244].

(Если межосевое расстояние в редукторе аw < 100мм – заливку масла и осмотр редуктора осуществляем при снятой крышке редуктора, если смотровое отверстие не предусмотрено заданием).

Для транспортировки редуктора в корпусе предусматриваем приливы в виде крюков. Их конструкция по, [1,c.239, 240, 244].

(По заданию могут быть предусмотрены петли, [1,c.244] или рым-болт, [3,c.178] ).

Для удобства снятия крышки редуктора, в поясе крышки устанавливаем отжимной болт с резьбой М10.

Вторая эскизная компоновка, (ПЗ, приложение Б).

Методические указания.

При принятии различных конструктивных решений, они должны быть обоснованы и соответствовать индивидуальному творческому заданию.

11 Проверочный (уточненный) расчет валов

Производим расчет ведомого вала только в одном сечении – под зубчатым колесом.

Материал вала – сталь 45 нормализованная, предел прочности

σв=570МПа, [1, с. 34, табл. 3.3].

Определяем предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (81)

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачейОдноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачейМПа.

Определяем предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (82)

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачейМПа.

Исходные данные:

dк2– диаметр вала под зубчатым колесом, dк2=50 мм, (ПЗ,п3);

М2 – крутящий момент на втором валу, М2=156,2 Н·м, (ПЗ,п1) ;

Mи – суммарный изгибающий момент под колесом, Mи=77,2 Н·м .

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки, поэтому коэффициенты Кσ=1,59 и Кτ=1,49, [1, с. 165, табл. 8.5].

Масштабные факторы εσ=0,82 и ετ=0,70, [1, с.166, табл. 8.8].

Коэффициенты ψσ=0,15 и ψτ=0,1, [1, с.163, 166].

Определяем момент сопротивления кручению:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (83)

где b – ширина шпонки , b=14 мм;

t1=5,5 мм – глубина паза вала, [1,с.169].

Wкнетто= 3,14·503/16 – 14·5,5(50-5,5)2 /2·50=23000 мм3

Определяем момент сопротивления изгибу:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (84)

Wнетто= 3,14·503/32 – 14·5,5(50-5,5)2 /2·50=10740 мм3

Определяем амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжения:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (85)

τv=156,2·103/2·23000=3,4 МПа

Определяем амплитуду нормальных напряжений изгиба:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (86)

σv=77,2·103/10740=7,19 МПа.

Среднее напряжение σm=0.

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (87)

Sσ=246/(1,59·7,19/0,82)=17,6.

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей (88)

Sτ=Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей18,73.

Определяем результирующий коэффициент запаса прочности:

S= Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (89)

S==Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей=12,8.

Допускаемый коэффициент запаса прочности [S]=2,5, [1, с. 162]. Условие S ≥ [S] выполнено.

[1,с162Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей166, 311Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей317]

Методические указания

При расчете ведомого вала выполнить расчёт в месте установки более нагруженного подшипника, [1,с.314Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей315].

12 Подбор посадок основных деталей редуктора

Выбираем посадки внутреннего и наружного колец подшипников. Нагружение наружных колец местное, поэтому для более равномерного износа кольца необходимо обеспечить незначительное проворачивание кольца, т.е. выбрать посадку с зазором. Поэтому выбираем посадку Н7/10. Нагружение внутренних колец подшипников циркуляционное, поэтому для исключения проворачивания по посадочной поверхности вала необходимо выбрать посадку с гарантированным натягом. Принимаем посадку внутреннего кольца подшипника на вал редуктора L0/k6.

Посадка зубчатого колеса на вал редуктора Н7/р6.

Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н7/h6.

Посадка полумуфты на ведущий вал редуктора Н7/р6.

Выбираем посадку закладной крышки в корпусе редуктора Н7/h7.

Выбираем посадки мазеудерживающих колец на валы редуктора H7/k6.

Выбираем посадку распорной втулки на вал редуктора Н7/р6.

Выбираем отклонение вала в месте установки манжеты h10.

Выбираем отклонение диаметра отверстия в закладной крышке для установки манжеты Н9.

Выбираем отклонение наружного диаметра шайбы для демонтажа манжеты h7.

Выбираем отклонение диаметра отверстия в закладной крышке для установки войлочного уплотнения Н12.

Выбираем отклонение ширины отверстия в закладной крышке для установки войлочного уплотнения Н12.

Выбираем отклонения вала в месте установки войлочного уплотнения h11.

Выбираем отклонение диаметра отверстия в сквозной крышке в месте прохождения через нее вала Н12.

[1,с.263,317,318].

13 Смазка зацепления и подшипников редуктора

Смазывание зубчатого зацепления осуществляется окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.

Определяем объем масляной ванны:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (90)

где Ртр – требуемая мощность, Ртр=5,28 кВт, (ПЗ, п.1).

V=0,25·5,28=1,32 дм3.

Определяем высоту масляной ванны:

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей, (91)

где а=276 мм – длина масляной ванны;

b=74 мм – ширина масляной ванны, (ПЗ, прилож. Б).

h= Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей =65 мм.

Определяем марку масла

Исходные данные :

Окружная скорость в зацеплении :

υ=3,09м/с;

Допускаемое контактное напряжение: σН=353 МПа, (ПЗ, п.2).

При такой скорости и контактном напряжении рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28·106 м2/с, [1, с.253, табл. 10.8].

Принимаем по ГОСТ 20799-75 масло индустриальное И-30А,

[1, с.253, табл. 10.10].

Камеры подшипников заполняем смазочным материалом УТ-1, [1,с.203,табл. 9.14], периодически пополняя его при осмотре редуктора.

©2007—2016 Пуск!by | По вопросам сотрудничества обращайтесь в contextus@mail.ru