Проектування приводу до конвеєра з конічного редуктора і ланцюгової передачі

Завдання

Спроектувати привід до конвеєра за схемою (рис.1). Механізм приводу складається з конічного редуктора і ланцюгової передачі.

Вихідні дані для проектування:

1.Мощность на веденої зірочці N ₂ = 2,5 кВт

2.Угловая швидкість на веденої зірочці   = 8 рад / с

Рис.1

Вибір електродвигуна. Кінематичний і силовий розрахунок.

1. Визначаємо загальний ККД приводу передачі:

 _заг    _м ×  ² _оп ×  _ЦП ×  _кп = 0,98 × 0,99 ² × 0,92 × 0,96 = 0,85

 _м - ККД муфти

 _оп - ККД підшипників

 _ЦП - ККД ланцюгової передачі

 _кп - ККД конічної передачі

2. Необхідна потужність електродвигуна буде дорівнює:

P _ел = = = 2,94 кВт

3. Вибираємо електродвигун:

трифазний асинхронний електродвигун серії 4АМ призначені для приводу машин і механізмів загальнопромислового застосування.

Табл.1

4.Определяем частоту обертання вихідного валу приводу:

n _вих = = = 76,43 об / хв

5.Определяем передавальне число приводу для всіх варіантів при заданій номінальній потужності:

i _пер1 = = = 37,16 i _Пер2 = = = 18,78

i _пер3 = = = 12,5 i _пер4 = = = 9,16

6.Проізводім розбивку передавального числа приводу сходами, приймаючи для всіх варіантів передавальне число редуктора постійним і рівним i _зп = 3,15.

_цп1 = = = 11, 8i _цп2 = = = 5,9 6

i _цп3 = = = 3,9 7i _цп4 = = = 2,9 січня

Табл.2

Аналізуючи отримані значення передавальних чисел, приходимо до висновку:

a) перший варіант (i = 37,16; n _ном = 2840 об / хв) утрудняє реалізацію прийнятої схеми двоступінчастого приводу допомогою конічного редуктора

і ланцюгової передачі з-за великого передавального числа i всього двигуна.

б) в другому варіанті (i = 18,78; n _ном = 1435 об / хв) вийшло все таки велике значення передавального числа ланцюгової передачі, зменшення якого за рахунок збільшення передавального числа редуктора небажано.

в) четвертий варіант (i = 9,16; n _ном = 700 об / хв) не рекомендується для приводів загального призначення з огляду на те, що двигуни з низькими частотами обертів дуже металлоемки.

г) з розглянутих чотирьох варіантів важливіший всього третій:

i = 12,5 n _ном = 955об/мін.

7.Определяем максимально допустиме відхилення частоти обертання приводного валу робочої машини  n _рм, об / хв

 n _рм = = = 3,82 об / хв

8.Определяем допускаемую частоту обертання приводного валу робочої машини з урахуванням відхилення [n _рм], об / хв:

[N _рм] = n _вих +  n _рм = 76,43 + 3,82 = 80,25 об / хв

9. Визначаємо фактичне передавальне число приводу i _ф:

i _ф = = = 11,84

10.Уточняем передавальні числа закритою і відкритою передач у відповідності з обраним варіантом розбивки передавального числа приводу (при цьому незмінним залишимо i _зп = 3,15):

i _оп = = = 3,78

Таким чином, вибираємо електродвигун 4АМ112М A 6У3 з n _ном = 955 об / хв і потужністю Р _ном = 3 кВт.

1. Визначимо потужність, число оборотів і крутний момент на швидкохідному валу:

P _Б = P _ел ×  _м = 3 × 0,98 = 2,94 кВт n _Б = n _ел = 955 об / хв;

 _Б = = = 100,01 рад / сек M _КБ = = = 29,4 H  м

на тихохідному валу:

P _Т = P _Б ×  _кп ×  ² _оп = 2,94 × 0,96 × 0,99 ² = 2,77 кВт

n _Т = = = 303,17 об / хв  _Т = = = 31,75 рад / сек

M _КТ = = = 92,6 H  м

Вибір твердості, термообробки і матеріалу коліс.

1) Відповідно до рекомендацій з таблиці 3.1 [1] при потужності двигуна Р £ 7,5 кВт вибираємо матеріал для зубчастої пари коліс. При цьому будемо враховувати, що різниця середньої твердості робочих поверхонь зубів шестерні і колеса при твердості матеріалу Н £ 350 НВ у передачах з прямими зубами становить Δ _ср = НВ _1ср - НВ _1ср = 20 ÷ 50:

2) З таблиці 3.2 [1] вибираємо інтервал твердості зубів шестерні НВ ₁ і колеса НВ _2,:

НВ ₁ = НВ ₂ = 179 ÷ 262 НВ

3) Визначаємо середню твердість зубців для шестірні і колеса:

Визначення допускаються контактних напруг [] _к, H / мм ²

Визначаємо допустимі контактні напруження для зубів шестерні [] _{H 1} і колеса [] _{H 2} за формулою шестерні напруги

[] _к = [ _але] ×, де

[S _H] - коефіцієнт безпеки, який дорівнює 1,1 для однорідних матеріалів.

до _{Н L} - коефіцієнт довговічності, що дорівнює 1,8 за t = 10000час

[ _але] = H _{в r} × 1,8 +67

Знаходимо:

[ _{але] 1} = 193 × 1,8 +67 = 414,40

[ _к1] = [ _{але] 1} × = 414,40 × = 678,11

Визначення допустимих напружень вигину [] _u

[] _u = [ _ро] ×,

де до _{р L} = 1,1, до _РС = 1,0 - коефіцієнт програми

навантаження, [S _р] = 1,75 - для поковки, [ _ро] - межа напрямки вигину.

[ _ро] = 1,03 × = 1,03 × = 188,49 H / мм ²

отже:

[] _{u з} = [ _ро] × = 188,49 × = 118,48 H / мм ²

Розрахунок закритою конічної зубчастої передачі.

1.Визначити головний параметр - зовнішній ділильний діаметр колеса d _{e 2,:}

d _{e 2} / 165 ×, де до _{н } = 1 (для прямозубих передач)

 _н = 1,0 - коефіцієнт виду конічних коліс (прямозубі)

d _{e 2} / 165 × = 165 × = 150,63

округляємо до d _{e 2} = 150 мм (ГОСТ 6636-69)

2.Определяем кути ділильних конусів шестерні Ð  _  і колеса Ð  _2:

Ð  ₂ = arctg i = arctg 3,15 = 72,3874 ^o, Ð  _      ^o - Ð   ₂ =   ^o -72,3874 ^O = 17,6126 ^o

  Визначення зовнішнього конусного відстані R _e, мм:

R _e = = = 78,69

4.Визначення ширини зубчастого вінця шестерні і колеса b, мм:

b =  _{R R e,} де  _R = 0,285-коефіцієнт ширини вінця

b =  _{R R e} = 0,285 × 78,69 = 22,42

округляємо до b = 22мм (ГОСТ 6636-69)

5.Определеніе зовнішнього окружного модуля m _e, мм:

m _e =,

де до _{F } = 1 - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця (прямозубі).

 _F = 0,85 - коефіцієнт, виду конічних коліс (прямозубі).

m _e = = = 3,9

6.Визначення числа зубів колеса z ₂ і шестерні z _1:

z ₂ = = = 38,46 z ₁ = = = 12,2

тому що в рекомендаціях [1] за умовами зменшення шуму та відсутності підрізання зубів рекомендується прийняти z ₁ / 18 (прямозубих пара коліс), для силових конічних передач приймаємо модуль m _e = 2 [1].

Отже:

z ₂ = = = 75 z ₁ = = = 24

7.Определение фактичного передавального числа i _ф і перевірка його відхилення Δ i від заданого i:

i _ф = = = 3,125 Δ i _ф = × 100% = × 100% = 0,6% £ 4%

8.Определеніе дійсних кутів ділильних конусів шестерні Ð  ₁ і колеса Ð  _2:

Ð  ₂ = arctg i _ф = arctg 3,125 = 72,2553 ^o  ₁ = 90 ^o -   ₂ = 90 ^o - 72,2553 ^o = 17,7447 ^o

9.Определеніе фактичних зовнішніх діаметрів шестірні і колеса, мм:

d _e1 = m _e × z ₁ = 2 × 24 = 48d _e2 = m _e × z ₂ = ₂ × 75 = 150

10.Определеніе вершин зубів, мм:

d _be1 = d _e1 + [2 (1 + x _e1) cos  _1] × m _e, де x _e1 = 0

d _be1 = d _e1 + [2 (1 + x _e1) cos  _1] × m _e = 48 + [2 (1 +0) cos 17,7447 ^o] × 2 = 51,81

d _be2 = d _e1 + [2 (1 - x _e1) cos  _2] × m _e, де x _e2 = 0

d _be2 = d _e2 + [2 (1 - x _e2) cos  _2] × m _e = 150 + [2 (1 - 0) cos 72,2553 ^o] × 2 = 151,22

11.Определеніе розмірів западин, мм:

d _{fe 1} = d _{e 1} - [2 (1,2 - x _{e 1)} cos  _1] × m _e, де x _{e 1} = 0

d _fe1 = d _e1 - [2 (1,2 - x _e1) cos  _1] × m _e = 48 - [2 (1,2 - 0) cos17, 7447 ^o] × 2 = 43,43

d _fe2 = d _e2 - [2 (1,2 + x _e1) cos  _2] × m _e, де x _e2 = 0

d _fe2 = d _e2 - [2 (1,2 + x _e2) cos  _2] × m _e = 150 - [2 (1,2 + 0) cos72, 2553 ^o] × 2 = 148,54

12.Определеніе середнього ділильного діаметра шестірні d ₁ і колеса d _2, мм:

d ₁ ≈ 0,857 × d _{e 1} = 0,857 × 48 = 41,14 d ₂ ≈ 0,857 × d _{e 2} = 0,857 × 1 50 = 128,55

Перевірочний розрахунок.

а) Умови придатності заготовок коліс:

D _заг £ D _перед; S _заг £ S _перед За табл.3.2 [1]. D _перед і S _перед для будь-яких розмірів.

б) Перевіряємо контактні напруги за формулою:

 _н = 470 × £ [] _H де:

1) - Окружна сила у зачепленні, F ₁ = = 1440Н;

2) K _{H } = 1 - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами.

3) K _{H } - коефіцієнт динамічного навантаження. Визначається за табл. 4.3 [1] в залежності від окружної швидкості коліс, де швидкість колеса визначається за формулою:

    =         м / с і ступеня точності передачі

визначаємо за табл. 4.2 і табл4.3 [1]. K _{H } = 1,08

4) K _{H } = 1.

 _н = 470 × = 590 H мм ² £ 619,2 H мм ²

Допустима недовантаження передачі ( _н £ [  _{ }  _{ } не більше 10% і перевантаження

( _н / [  _{ }  _{ } до 5%.?? = 4,72%.

б) Перевіряємо напруги вигину зубів шестерні і колеса за формулами:

 _{F 2} = Y × Y і

 _{F 1} =   _{F 2} × £ [  _{F 1;} де:

1) значення b = 22мм; m = 2мм;  _F = 0,85; F _t = 1440Н. До _{F } = 1.

2) До _Fa = 1 - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами прямозубих коліс.

3) До _{F  } = 1,08 - коефіцієнт динамічного навантаження визначається аналогічно коефіцієнту - K _{H }

4) Y _{F 1} і Y _{F 2} - коефіцієнти форми зуба і колеса. Визначаються за табл. 4.7

інтерполяцією в залежності від еквівалентного числа зубців шестерні Z _{ } і колеса Z _{  :}

Z _{  } = = = 25,2 Y _{F 1} = 3,67;

Z _{ } = = = 246,01 Y = 3,63;

5) Y _ = 1 - коефіцієнт, що враховує нахил зуба.

6) [] _{F 1} і [] _{F 2} - допустимі напруження згину шестерні і колеса.

[] _{F 2} = 3,63 × 1 × × 1 × 1 × 1,08 = 150,9 НММ ²

[] _{F 1} = 150,9 × = 152,6 £ [] _{F 1;}  _{F 1} = 152,6 НММ ² £ [] _{F 1} = 416 НММ ²

 _{F 2} = 150,9 H мм ² £ [] _{F 2} = 455б8 H мм ^2.

При перевірочному розрахунку  _F значно менше [  _F, що це допустимо, тому що навантажувальна здатність більшості зубчастих передач обмежується контактної міцністю. Перевірочний розрахунок дав позитивний результат.

Отримані результати параметрів конічної зубчастої передачі зводимо в таблицю № 3:

Табл. 3

Попереднє визначення геометричних параметрів валів та їх розрахунок на міцність.

1. Вибір матеріалу.

У проектованих редукторах рекомендується застосовувати [1] термічно оброблені середньовуглецеві і леговані сталі 45, 40Х, однакові для швидкохідного і тихохідного валу. Вибираємо за таблицею 3.2 [1] сталь 40Х покращена з наступними механічними характеристиками:

Проектний розрахунок валів виконуємо по напруженням кручення (як при чистому крученні) тобто при цьому не враховуємо напруги вигину, концентрацій напруг і змінність напружень в часі (цикли напружень).

Тому для компенсації наближеності цього методу розрахунку допустимі напруження на кручення застосовуємо заниженими: [ ] _к = 10 ... 20 Н / мм ^2. При цьому менші значення [ ] _до - для швидкохідних валів, великі [ ] _до - для тихохідних.

2.Визначення сил діючих в зачепленні.

Окружні сили на шестерні і колесі:

F _{t 1} = F _{t 2} = = = 1440 H

Радіальна сила на шестерні:

F _{r 1} = F _{t 1}  _r,

де  _r    - коефіцієнт радіальної сили

 _r = 0,44 cos  _{  } - 0,7 sin  _ =  0,44  cos 17,7447 - 0,7 sin 17,7447 = 0,206

F _{r 1} = F _{t 1}  _r = 1440 × 0,206 = 296,2 Н

Осьова сила на шестерні:

F _{a 1} = F _{t 1}  _a,

де  _a    - коефіцієнт осьової сили

 _a = 0,44 sin  _{  } + 0,7 cos  _ =  0,44 sin17, 7447 + 0,7 cos17, 7447 = 0,801

F _{a 1} = F _{t 1}  _r = 1440 × 0, 801 = +1153 H

Радіальна сила на колесі:

F _{r 2} = F _{a 1} = 1 153 H

Осьова сила на колесі:

F _{a 2} = F _{r 1} = 296,2 Н

3.Визначення розмірів ступенів швидкохідного валу, мм.

Відповідно до таблиці № 7.1 [1], діаметр d ₁ вихідного кінця швидкохідного валу, сполученого з двигуном через муфту, визначається за формулою:

a) d ₁ = = = 24,5

d ₁ вибираємо рівним 30мм.

б) d ₂ = d ₁ + 2 t = 30 + 2 × 2,2 = 34,4 мм, де t - висота буртика

d ₅ визначаємо в залежності від d ₂ по табл. 10.11 [1] для регулюючої гайки з дрібною метричної різьбою d ₅ = 36мм. (М36 × 1,5).

в) для швидкохідного валу конічного редуктора на 4-ї ступені встановлюються два підшипники і діаметр d 4 дорівнює діаметру d внутрішнього кільця підшипника:

d ₄ = d ₅ + (2 ... 4) = 36 +4 = 40мм

г) d ₃ = d ₄ + 3,2 r = 40 +3,2 × 2 = 46,4 мм,

де r - координата фаски внутрішнього кільця підшипника.

д) під напівмуфту довжина вихідного кінця швидкохідного валу:

l ₁ = (1,0 ... 1,5) d ₁ = ₁ × 3 0 = 30мм

е) l ₂ = 0,6 × d ₄ = 0,6 × 40 = 24мм

ж) l ₃ = 23,56 мм, l ₄ = 53,64 ммопределено графічно.

з) l ₅ = 0,4 × d ₄ = 0,4 × 40 = 16 мм

4.Визначення розмірів ступенів тихохідного вала, мм.

Відповідно до таблиці № 7.1 [1], діаметр d ₂ вихідного кінця тихохідного вала, з'єднаного ланцюговою передачею з виконавчим механізмом, визначається за формулою:

d _{t 1} = = = 28,5

d ₁ вибираємо рівним 30мм.

d ₂ = d ₄ = 40мм, d ₃ = 48мм, d ₅ = 43мм, L ₁ = 30мм,

L ₂ = 37,5 мм, L ₃ - визначено графічно, L ₄ = 36мм, L ₅ = 16 мм.

5.Конструктівние розміри шестерні і колеса

Шестерню виконуємо за одне з валом. Конічне зубчасте колесо коване. Його розміри:

діаметр маточини d _ст ≈ (1,55 ... 1,6) d ≈ 48 × 1,55 = 76 мм

довжина маточини L _ст ≈ (1,1 ... 1,5) d ₃ = 54мм

товщина обода δ _o ≈ (3 ¸ 4) × m = 8мм

товщина диска С = (0,1 ¸ 0,17) R _e = 14 мм

6.Первий етап компонування редуктора.

Розробка креслення загального вигляду редуктора.

а) З вихідних даних R _e, d _e1, d _e2, δ _1, δ _2, m _e, h _ae = m _e, h _fe = 1,2 m _e. Будуємо конічну пару зубчастої передачі.

б) прокреслює контур внутрішньої поверхні стінок корпусу редуктора з зазором x від обертових поверхонь колеса для запобігання зачіпання;

x = + 3 мм (x повинен бути> 8 мм)

x = 9 мм

Відстань y між дном і шестірнею приймаємо y / 4 x буде 36 мм.

в) викреслює ступені вала на відповідних осях за розмірами d і L, отриманими в проектному розрахунку валів.

г) При установці радіально-наполегливих підшипників необхідно враховувати, що радіальні реакції вважають прикладеними до валу в точках перетину нормалей, проведених до середини контактних майданчиків. Для однорідних конічних підшипників по формулі

a ₁ = 0,5 × (T + l)

a ₁ = 0,5 × (20 + × 0,38) = 17,6 мм

a ₂ »2,5 × a ₁ = 2,5 × 17,6 = 44 мм

д) Вал тихохідний викреслюється згодом від 5-ї до 1-го ступеня, при цьому довжини 5-й і 3-го ступеня (L _5, L ₃₎ валу отримують конструктивно. Третю сходинку валу d ₃ c насидженим колесом слід розташувати протилежно від вихідного кінця вала d, що забезпечити більш рівномірний розподіл сил між підшипниками.

е) Вибираємо спосіб змащування. Зачеплення зубчастої пари - занурення зубчастого колеса в масло. Для підшипників в пластичний мастильний матеріал. Роздільне змазування прийнято тому, що один з підшипників ведучого валу вилучений і це ускладнить потрапляння масляних бризок.

7.Вибор підшипників

По таблиці До-29 [1] для конічної передачі при n <1500 об / хв застосовується підшипник роликовий конічний однорядний. Вибираємо типорозмір підшипника за величиною діаметра внутрішнього кільця, рівного діаметру d = 40мм.

Це підшипник легкої широкої серії 7208 (ГОСТ 27365 - 87).

d = 40мм; D = 80мм; T = 20мм; кут контакту Ð 14 ^o; C _r = 42,4 кН.

8.Определеніе реакцій опор швидкохідного валу.

Дані з попереднього розрахунку:

F _{r 1} = F _{a 2} = 296,2 H; F _{r 2} = F _{a 1} = 1153 H; F _{t 1} = F _{t 2} = 1440 H;

Перший етап компонування дав:

L ₁ = 17,6 мм L ₂ = 44мм L ₃ = 100мм

Визначаємо навантаження на опори швидкохідного валу:

а) вертикальна площину

S М _XB = 0; F _a × + F _r (l ₁ + l ₂₎ - R _BY l ₂ = 0

R _BY = = = 953,70 H

S М _{x а} = 0; F _a × + F _r L ₁ - R _AY l ₂ = 0

R _AY = = = 657,5 H

S _X = 0 - R _AY + R _BY - F _r = 0 - 657,5 + 953,7 - 296,2 = 0

Будуємо епюру згинальних моментів у характерних перерізах малюнок 2.

М _xc = F _a = 1153 × 20,57 = 237717,21 H мм = 237,72 H м

М _xc = F _a - F _r l ₁ = 1 153 × 20,57 -296,2 × 17,6 = 232504,09 H мм = 232,5 Нм

б) горизонтальна площина.

S М _YA = 0; F _t × F _r (L ₁ + L ₂₎ - R _BX L ₂ = 0 R _BX = = = 2016H

S М _YB = 0; F _t L ₁ - R _AX L ₂ = 0 R _AX = = = 576 H

Перевірка: S _Y = 0 F _t - R _BX + R _AX = 0; 1440 -2016 +576 = 0

в) Будуємо епюру згинальних моментів у характерних перерізах (рис. 2)

M _YC = 0;

M _YB = F _t × L ₁ = 1440 × 17,6 = 25,3 H м

M _YA = 0

г) Будуємо епюру крутних моментів у характерних перерізах (рис. 2)

M _к = M _z = F _t × = 1440 × = 296,2 H м

д) Визначаємо сумарні реакції опор.

R _A = = = 887 H

R _B = = = 2230 H

е) Визначаємо сумарні згинальні моменти в найбільш навантаженому перерізі В.

M _ІВ = = = 2242 Н м

ж) Визначаємо приведений момент.

М _ПР = = = 2242 Н м

9.Проверочний розрахунок підшипників.

9.1Прігодность підшипників визначається зіставленням розрахункової динамічної вантажопідйомності з базової. У результаті розрахунків маємо:

кутова швидкість вала  ₂ = 100,01 рад / сек

осьова сила в зачепленні F _a = 1153 H

реакція в підшипниках R _XB = 953,7 H; R _YB = 2016 H;

R = 887 H; R = 2230 H

Підшипники встановлені в розтяжку: обидві опори фіксують, кришки торцеві, регулювання підшипників круглої шлицевой гайкою. Еквівалентна динамічне навантаження розраховується для кожного підшипника (R _{E 1;} R _{E 2)} з метою визначення найбільш навантаженої опори.

9.2Определяем коефіцієнт впливу осьового навантаження e за табл. До-29 [1] e = 0,38.

9.3Определяем осьові складові радіального навантаження за формулою R _S = eR _Г

R _S1 = 0,83 eR _A = 0,83 × 0,38 × 887 = 279,8 H

R _S2 = 0,83 eR _B = 0,83 × 0,38 × 2230 = 703, 3H

9.4 Визначаємо осьові навантаження підшипників R _{a 1,} R _{a 2.}

По таблиці 9.6 [1] у разі R _{S 1} / R _{S 2,} тоді R _{a 1} = R _{a 2,} тобто R _{a 1} = 279,8 Н,

R _{a 2} = R _{a 1} + F _a = 279,8 + 1153 = 1432,8 H.

Обчислюємо ставлення, і порівнюємо з коефіцієнтом «е»,

де V - коефіцієнт обертання.

При обертовому внутрішньому кільці підшипника згідно таб. 9.1 [1] V = 1.

= = 0,29 <0,38; = = 0,45> 0,38

За соотношеніюа) 0,29 <0,38 б) 0,45> 0,38 відповідно до таблиці. 9.1 [1] вибираємо формулу:

а) R _E = V _{R r} K _  _ ,

де K _ - коефіцієнт безпеки по таб. 9.4   K _ = 1,1

 _ - температурний коефіцієнт за таб. 9.5 температура до 100 ^o С  K _Т = 1, тоді:

R _E = V _{R r} K _  _ = 1 × 953,7 × 1,1 × 1 = 1 049 H

б) R _E = (X V _{R r} + Y R _a) × K _  _

   де за таб. 9.1 X = 0,4; по таб. До-29 Y = 1,56;

K _        _    

R _E = (X V _{R r} + Y R _a) × K _  _         × 1 +1,56 × 1432,8) × 1,1 × 1 = 2849 H

9. Визначаємо динамічну вантажопідйомність за формулою:

З _гр = R _E,

де m = 3,33 показник ступеня для роликових підшипників, a ₁ - коефіцієнт надійності. При безвідмовної роботи підшипників g = 90% a = 1.

a ₂₃ - коефіцієнт враховує вплив якості підшипників a ₂₃ = 0,6

n - частота обертання внутрішнього кільця (об / хв)

З _{r р} = R _E = 2849 × = 22366 H

C _r = 42,4 C _r> C _{r р,} значить підшипник придатний до застосування.

11.Определяем реакція опор підшипників тихохідного валу.

Дані з попередніх розрахунків:

F _t = 1440 H F _r = 1153 HF _a = 296,2 H

Перший етап компонування дав наступні результати:

L ₁ = 40мм, L ₂ = 108мм

Для тихохідного вала визначаємо підшипники:

це підшипник легкої широкої серії 7208 (ГОСТ 27365 - 87).

d = 40мм; D = 80мм; T = 20мм; кут контакту Ð 14 ^o; C _r = 42,4 кН.

а) Площина XZ - R _{X 3} × (L ₂ + L ₁₎ + F _t × L ₂ = 0

R _X3 = = = 389,2 H

R _X1 × (L ₂ + L ₁₎ - F _t × L ₂ = 0

R _{X 1} = = = 1050,8 H

Перевірка: R _{X 3} + R _{X 1} - F _t = 0389,2 + 1050,8 - 1440 = 0

Визначаємо згинальний момент:

M _X = F _t ×

C трьом епюру згинальних моментів

б) Площина YZ - R _{Y 3} × (L ₂ + L ₁₎ - F _r × L ₁ + F _a × = 0

R _Y3 = = = - 182,94 H

- R _Y1 × (L ₂ + L ₁₎ + F _r × L ₁ + F _a × = 0

R _{Y 1} = = = 970,06 H

Перевірка: R _{Y 3} - R _{Y 1} + F _r = 0-182,94 -970,06 + 1153 = 0

C трьом епюру згинальних моментів

Визначаємо сумарну реакцію опор:

R ₁ = = = 1045 H

R ₃ = = = 1066,6 H

Визначаємо сумарні згинальні моменти в перерізі 2:

M _И2 = = = 185,2 H м

M _ПР = = = 185,22 H м

12. Конструктивні розміри корпусу редуктора.

Товщина стінок корпусу і ребер жорсткості в проектованих малонавантажених редукторах (Т ₂ õ 500 Нм) з покращеними передачами, визначається за формулою

d = 1,8 × / 6мм

де Т ₂ - обертаючий момент на тихохідному валу

d = 1,8 × / 6мм

товщина стінок кришки і підстави корпусу приймають такими ж.

Взаємне розташування підшипників на швидкохідному валі фіксується настановної гайкою М36 × 1,5 із запобіжною шайбою. Підшипники розміщуємо в склянці, товщина якого d _ст = 10мм. Між шестернею і

внутрішньому підшипником встановлюється шайба для запобігання попадання жирового мастила в корпус редуктора. Обкреслюємо всю внутрішню стінку корпусу, зберігаючи величини зазорів прийняті в першому етапі компонування Х = 9, У = 36.

На тихохідному валу встановлюється зубчасте колесо. З'єднання з валом шпонкові. Колесо зафіксовано. З одного боку воно впирається в потовщення валу, з іншого боку внутрішню обойму підшипника.

На валу встановлено втулка розпору. Одним кінцем спирається в маточину колеса, іншим у обертову кільце підшипника. Визначаємо глибину гнізда під підшипник.

L r = 1.5 T _2;

де Т2 ширина підшипника Т2 = 20 мм

L r = 1.5 × 20 = 30мм

По таблиці 10.17 літ.1 визначаємо діаметри болтів для корпуса редуктора.

d 1 = M 14; d 2 = M 12; d 3 = M 10; d 4 = M 8; d 5 = M 5.

Довжина L визначаємо конструктивно.

13. Визначення геометричних розмірів шпонок і перевірка міцності шпоночно з'єднання.

За табл. 42 літ. 1определяем розмір шпонок.Бистроходний вал: d = 30мм b = 10; h = 8; фаска 0,5 мм.

Для тихохідного вала d = 48мм b = 14 h = 9 фаска 0,5 мм.

Шпонки призматичні, з округленими торцями. Матеріал шпонок: сталь 45 нормалізація. Перевірка ведеться на зминання. Перевіряємо з'єднання валу з колесом на тихохідному валу за формулою:

 см = õ [ _см] де,

а) F _{t -} окружна сила

б) А _см = (0,94 h - t ₁₎ L _р - площа зминання у мм ²

в) L _р = L - b-робоча довжина шпонки з округленими торцями L - повна довжина шпонки визначена на конструктивній компонуванні.

[ _см] = 110 ... 190 Н / мм ²

А _см = (0,94 х 9 - 5,5) 26 = 76,96.

 _см = = 19 õ [ _см]

14. Вибір способу змащування, сорти масла і його кількості.

Тихохідний вал:

Для редукторів загального призначення застосовують безперервне змазування рідким маслом картерів непроточні способом (зануренням). Сорт масла по табл. 10.29 літ.1 І-Г-С-68.

Кількість масла: з розрахунку 0,4 ... 0,8 л олії на один кіловат

Швидкохідний вал:

Підшипники змащуємо пластичної мастилом, яку закладають у підшипникові камери при складанні. Періодично мастило поповнюють шприцом через прессмасленку. Сорт мастила - солідол УС-2.

15.Проверочний розрахунок стяжних болтів підшипникових вузлів.

Стяжні болти розраховують напрочность по еквівалентним напруженням на спільну дію розтягування і кручення за формулою:

                                   екв.   = õ []

а) F _р - розрахункова сила затягування гвинтів, що забезпечує нерозкриття стику під навантаженням

F _р = [К3 (1 - х) + х] F _в

Тут F _а = 0,5 R _у - сила сприймається одним болтом, де R у-велика з реакцій у вертикальній площині в опорах реакцій у вертикальній площині в опорах підшипників. К3 = 1,25 ... 2-коефіцієнт затягування. Х = 0,4 ... 0,5

б) А - площа небезпечногоперетину болта.

А =

де d _р = d 2 - 0.94р - розрахунковий діаметр болта, d ₂ - зовнішній діаметр болта, р - крок різьби.

В [] - допустиме напруження при деякій затягуванні до 16мм [] (0,2 ... 0,25) сигма т а) Визначаємо силу, що припадає на один болт:

F _в = = 525 Н

Визначаємо площу небезпечногоперетину болта:

б) Приймаються К3 = 1,5 (постійне навантаження); х = 0,27 (з'єднання чавунних деталей без прокладок).

в) Визначаємо механічні характеристики матеріалу болтів: межа міцності [ _в] = 500 н / мм ² в квадраті; межа плинності  _T = 300 НММ ^2; допустима напруга [] = 0,25 х = 75Н/мм ^2.

г) Визначаємо розрахункову силу затяжки болтів:

F _р = [К ₃ (1 - х) + х] F _в = [1,5 × (1 - 0,27) + 0,27] × 525 = 716,6 Н.

г) Визначаємо площу небезпечногоперетину болта:

А = = = 84,2 мм ²

д) Визначаємо еквівалентні напруги:

  _екв   = 11,1 Н / мм ² <[]

Розрахунок болтів задовольняє потрібного запасу міцності.

16. Уточнюючий розрахунок валів.

Найбільш небезпечна ділянка на швидкохідному валу це точка № 1, місце додатків реакцій внутрішнього підшипника, тому розрахунок будемо вести на цій ділянці валу.

Дані з попередніх розрахунків:

Швидкохідний вал.

M _X = 25,3 Н / м M _у = 232,5 Н / м М _к = 2240 Н / м

Знаходимо сумарні згинальні моменти:

М = = 233,9 Н / м

а) Визначаємо момент опору перерізу валу.

W = 0,1 d ³ = 0,1 × 40 ³ = 6400мм ³

б) Визначаємо напруги в небезпечному перерізі вала.

       _а =   _і  =      =    =  36,5 Н / мм ²

в) Визначаємо дотичні напруги, вони змінюються по від нульового циклу, при якому амплітуда циклу  _ дорівнює половині розрахункових напружень кручення  _до:

 _ = = = 306,8 Н / мм ²

г) Визначаємо коефіцієнт концентрації нормальних і дотичних напружень для розрахункового перерізу валу. Для валів без поверхневого зміцнення коефіцієнти концентрації нормальних і дотичних напружень визначають за формулою:

(До _ ) _D = + К _F -1; (До _ ) _D = + К F -1 ;

де К _  і  До _ - Ефективні коефіцієнти. Вони визначаються за таблицею 11.2 [1].

До _d - Коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу по табл. 11.3 [1].

До _F - коефіцієнт впливу шорсткості таб.11.5 [1].

(До _ ) _D = + К _F -1 = 3,95 +1,10 -1 = 4,05; (До _ ) _D = + К F-1 = 2,8 +1,10-1 = 2,9

д) Визначаємо межі витривалості в розрахунковому перерізі вала за формулою:

(  _-1 ) _D =  ; ( _{1) D} = ; де (  _-1 ) і  ₁ = 0.58  _-1 - межі

витривалості гладких зразків при симетричному циклі згину та кручення.

(  _-1 ) _D = = 37,2; (  ₁ ) _D =  = 51,8;

е) Визначаємо коефіцієнти запасу міцності по нормальних і дотичних напруг:

S _   ; S _{ }  _

S _     = 6,5; S _{ }  _{  }  _    

ж) Визначаємо загальний коефіцієнт запасу міцності в небезпечному перерізі:

s = / [s];

де [s] = 1,3 ... 1,5 висока вірогідність розрахунку; [S] = 1,6 ... 2,1 менш точна достовірність розрахунку.

s = = 6,3; S [S]; Перевірочний розрахунок на міцність дав задовільні результати.

17. Збірка редуктора.

Перед складанням внутрішню порожнину корпусу редуктора ретельно очищають і покривають маслостійкої фарбою. Збірку виробляють відповідно до креслення загального вигляду редуктора, починаючи з вузлів валів:

- На швидкохідний вал одягають мазеудержівающую шайбу, потім встановлюють внутрішній підшипник, потім зовнішній, попередньо нагріті в маслі до 80-100 С;

- У тихохідний вал закладають шпонку, потім напресовують зубчасте колесо до упору в бурт вала;

- Далі надягають розпірну втулку і встановлюють підшипники, попередньо нагріті в маслі.

Зібрані вали укладають в основу корпуса редуктора і надівають кришку корпуса, покриваючи попередньо поверхні стику кришки і корпусу спиртовим лаком. Для центрування встановлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів; затягують болти, що кріплять кришку до корпуса. Після цього на тихохідний вал надівають распорное кільце, в підшипникові камери закладають пластичну мастило, ставлять кришки підшипників. Регулюючим болтом бугеля, регулюють зазор між шестірнею і колесом, при цьому перевіряють проворачиванием валів відсутність заклинювання підшипників (вали повинні провертатися від руки) і закріплюють кришки гвинтами. Потім фіксують стопорною шайбою і гвинтами.

Потім ввертають пробку масло спускного отвору з прокладкою і жезлових масло покажчик. Заливають в корпус масло і закривають оглядовий отвір кришкою з прокладкою; закріплюють кришку болтами. Зібраний редуктор обкатують і піддають випробуванню на стенді за програмою, яка встановлюється технічними умовами.