Одноступінчатий циліндричний редуктор з ланцюговою передачею [ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати. скачати Введення. Опис пристрою приводу Редуктором називають механізм, що складається з зубчастих коліс або передач, виконаний у вигляді окремого агрегату і службовець для передачі обертання від валу двигуна до валу робочої машини. Призначення редуктора - зниження кутової швидкості і відповідно підвищення обертаючого моменту веденого вала в порівнянні з ведучим. Редуктор складається з корпусу (литого чавунного або зварного сталевого), в якому поміщають елементи передачі - зубчасті колеса, вали, підшипники і т.д. В окремих випадках у корпусі редуктора поміщають також пристрої для змащування зачеплень і підшипників (наприклад, змійовик з охолоджувальною водою в корпусі черв'ячного редуктора). Редуктори класифікують за такими основними ознаками: типом передачі (зубчасті, черв'ячні або зубчасто-черв'ячні); числа ступенів (одноступінчаті, двоступінчасті); типу зубчастих коліс (циліндричні, конічні і т.д.); відносного розташування валів редуктора в просторі (горизонтальні, вертикальні); особливостям кінематичної схеми (Розгорнута, з роздвоєною ступенем і т.д.). Редуктор проектують або для приводу певної машини, або за заданим навантаженням (моменту на вихідному валу) і передавальному числу без зазначення конкретного призначення. Рисунок 1 - Кінематична схема привода Обертаючий момент від електродвигуна 1 через муфту 2 передається на шестірню 3, встановлену на ведучому валу Ι і через неї передається зубчастому колесу 4, розташованому на відомому валу ΙΙ, встановленому в підшипниках 5. Від відомого валу редуктора обертаючий момент через ланцюгову передачу 6 передається ведучому валу ΙΙΙ приводу стрічкового конвеєра. Редуктор загального призначення; режим навантаження постійний; редуктор призначений для тривалої роботи; робота однозмінній; вали встановлені на підшипниках кочення; редуктор нереверсивний (ПЗ, завдання), [1, с.9-16]; [2, c.20-26] ; [3, c261-262]. Методичні вказівки У цьому розділі повинні бути виконана кінематична схема приводу і оформлена згідно з СТ СЕВ 1187-78, з умовними графічними позначеннями елементів машин і механізмів згідно з СТ СЕВ 2519-80. 1 Вибір електродвигуна, кінематичний і силовий розрахунок привода Визначаємо загальний ККД приводу. η = η1η2ηпк, (1) де η1-ККД закритою зубчастої передачі, η1 = 0,97, [1, С5, табл. 1.1]; η2 - ККД відкритої ланцюгової передачі, η1 = 0,93, [1, С5, табл.1.1]; ηпк - ККД підшипників, ηп = 0,99, [1, С5, табл.1.1]; к - число пар підшипників, до = 3, (ПЗ, завдання). η = 0,97 · 0,93 · 0,993 = 0,875. Визначаємо необхідну потужність електродвигуна. РТР = Р3 / η, (2) де Р3-потужність на вихідному валу приводу, Р3 = 4,6 кВт, (ПЗ, завдання). РТР = 4,6 / 0,875 = 5,28 кВт. Вибираємо електродвигун асинхронний серії 4А, закритий обдувається, за ГОСТом з номінальною потужністю Р = 5,5 кВт, з синхронною частотою обертання n = 1000 об / хв, типорозмір 132S2, [1, с. 390]. Номінальна частота обертання вала електродвигуна. Nдв = n (1-s), (3) де n-синхронна частота обертання, n = 1000 об / хв; S-відсоток ковзання ременя, S = 3,3%, [1, с. 390]. Nдв = 1000 ∙ (1-0.033) = 967 об / хв. Визначаємо загальне передаточне число привода і розбиваємо його по щаблях. U = U1U2, (4) де U1-передавальне число редуктора, U1 = 3,15, (ПЗ, завдання); U2-передавальне число ланцюгової передачі. U = Nдв / n3, (5) де Nдв = 967 об / хв; n3 = 95 об / хв, (ПЗ, завдання). U = 967/95 = 10,18. Визначаємо передаточне число відкритої ланцюгової передачі U2 = U / U1, (6) U2 = 10,18 / 3,15 = 3,23. Визначаємо частоту обертання, кутові швидкості обертання і обертаючі моменти на валах приводу. Вал електродвигуна: РТР = 5,28 кВт; Nдв = 967 об / хв. 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 приводу: Nдв = n1 = 967об/мін; ωдв = ω1 = 101,22 рад / с; Мдв = М1 = 52,16 Н · м. Вал ІІ приводу n2 = n1 / U1. (8) n2 = 967 / 3,15 = 306,98 об / хв; 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 приводу: n3 = n2 / U2 n3 = 306,98 / 3,23 = 95,04 об / хв; 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; З іншого боку М3 = М1 · · U · η, (10) М3 = 52,16 · 10,18 · 0,875 = 464,6 Н · м. Отримані дані наводимо в таблицю. Таблиця 1 Номер валу Частота рощення, об / хв Кутова швидкість, 1 / с Обертаючий 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.4 8, 290 291] Методичні вказівки При позначенні параметрів приводу нумерацію виробляти починаючи від двигуна. При виборі синхронної частоти обертання електродвигун рекомендується вибирати з числом полюсів не більше 6 у яких nc ≥ 1000 б / мин, тому що зі зменшенням частоти обертання зростають габарити і маса двигуна. При цьому слід врахувати, що передавальне число ланцюгової передачі має бути в інтервалі 2 6, а клиноремінною - 2 5. 2 Розрахунок зубчастих коліс редуктора Так як в завданні немає особливих вимог стосовно габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками: для шестерні сталь 45, термічна обробка - поліпшення, твердість НВ 230; для колеса - сталь 45, термічна обробка - поліпшення, але твердість на 30 одиниць нижче - НВ 200. Різниця твердості пояснюється необхідністю рівномірного зносу зубів зубчастих коліс. Визначимо допустиме контактне напруження: , (11) де σHlimb - межа контактної витривалості при базовому числі циклів, σHlimb = 2 HB +70, [1, с. 34, табл. 3.2]; KHL - коефіцієнт довговічності, KHL = 1, [1, с. 33]; [SH] - коефіцієнт безпеки, [SH] = 1.1, [1, с. 33]. Для шестерні , (12) 482 МПа. Для колеса , (13) = 428 МПа. Для непрямозубих коліс розрахункове допускається контактне напруження визначається за формулою , (14) [ΣH] = 0,45 · ([482 +428]) = 410 МПа. Необхідну умову виконано. (Для прямозубих передач [σH] = [σH2]) Визначаємо міжосьова відстань. Міжосьова відстань з умови контактної витривалості визначається за формулою , (15) де Ka-коефіцієнт для косозубой передачі, Ka = 43, [1, с. 32], (Для прямозубих Ka = 49,5); U1 - передавальне число редуктора, U1 = 3,15, (ПЗ, завдання); М2-обертаючий момент на відомому валу, М2 = 156,2 Н · м, (ПЗ, табл.1); КНВ - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження, КНВ = 1, [1, с.32]; [ΣH] - допустиме контактне напруження, [σH] = 410MПа; ψba - коефіцієнт ширини вінця, ψba = 0,4, (ПЗ, завдання). аω = 43 · (3,15 +1) · = 110 мм. У першому ряду значень міжосьових відстаней за ГОСТ 2185-66 вибираємо найближче і приймаємо аω = 125 мм, [1, с. 36]. Визначаємо модуль передачі Нормальний модуль зачеплення приймають за такою рекомендації: мм. Приймаємо по ГОСТ 9563-60, = 2 мм, [1, с. 36]. (У силових передачах ≥ 1,5 мм.) Визначаємо кут нахилу зубів і сумарне число зубів Приймаються попередньо кут нахилу зубів β = 9 º, (ПЗ, завдання) і визначаємо сумарне число зубів , (16) де - Міжосьова відстань, = 125 мм; - Нормальний модуль зачеплення, = 2 мм. ZΣ = = 123,39. Приймаються ZΣ = 123. Визначаємо числа зубів шестерні і колеса. Кількість зубів шестерні одно: , (17) де U1 - передавальне число редуктора, U1 = 3,15; ZΣ = 123 - сумарне число зубів, ZΣ = 123. = = 29,64. Приймаються = 30. Визначаємо число зубів колеса: Z2 = ZΣ-Z1, (18) Z2 = 123-30 = 93. Уточнюємо передаточне число (19) де Z1 - число зубів шестерні, Z1 = 30; Z2 - число зубів колеса, Z2 = 93. U1ф = 3,1. Уточнюємо кут нахилу зубів: , (20) де mn-модуль передачі, mn = 2 мм; аω - міжосьова відстань, аω = 125 мм. cos β = = 0,984. Приймаються β = 10 º 26 '. Визначаємо діаметри коліс та їх ширину. Ділильний діаметр шестірні: , (21) де mn - модуль передачі, mn = 2 мм; Z1-число зубів шестерні, Z1 = 30; - Косинус кута нахилу зубів, = 0,984. d1 = 60,98 мм Ділильний діаметр колеса: , (22) де Z2-число зубів колеса, Z2 = 93. d2 = = 189,02 мм Перевіряємо міжосьова відстань: aw = мм Визначимо діаметри вершин зубів: , (23) da1 = 60,98 +2 · 2 = 64,98 мм; da2 = 189,02 +2 · 2 = 193,02 мм. Визначимо діаметри западин зубів: df1 = d1 -2,5 mn. df1 = 60,98-2,5 · 2 = 55,98 мм; df2 = 189,02-2,5 · 2 = 184,02 мм. Визначаємо ширину колеса: , (24) де - Коефіцієнт ширини вінця, = 0,4; аω-міжосьова відстань, аω = 125 мм. b2 = 0,4 · 125 = 50 мм. Визначаємо ширину шестерні: , (25) b1 = 50 +5 = 55 мм. Визначаємо коефіцієнт ширини шестірні по діаметру: , (26) ψba = . Визначаємо окружні швидкості і значення ступеня точності виготовлення шестерні і колеса. υ = , (27) де n1-частота обертання шестерні, n1 = 967 об / хв, (ПЗ, п.1); d1 - ділильний діаметр шестірні, d1 = 60,98 мм. υ = = 3,09 м / с. При такій швидкості для косозубих коліс приймаємо 8-ю ступінь точності, [1, с. 32]. Визначаємо коефіцієнт навантаження, перевіряємо зуби на контактна напруга , (28) де KHB - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця, KHB = 1, [1, табл. 3.5]; KHα-коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між зубами, KHα = 1,12, [1, табл. 3.5]; KHV - динамічний коефіцієнт, KHV = 1,1, [1, табл. 3.6]. Кн = 1.1, 12.1, 1 = 1,23. Перевіряємо зубці на контактні напруги: (29) де aω - міжосьова відстань, aω = 125 мм; M2 - передаваний момент, M2 = 156,2 Н · м, (ПЗ, п.1); b2-ширина колеса, b2 = 50 мм; U1 - передавальне число редуктора, U1 = 3,1; 270-коефіцієнт для непрямозубих коліс (для прямозубих зубчастих передач 310) σH = = 352,81 МПа < = 410 МПа. < . Визначаємо сили, що діють в зачепленні. Визначаємо окружну силу: Ft = , (30) де M1-обертаючий момент на валу шестерні, M1 = 52,2 H · м; d1-ділильний діаметр шестірні, d1 = 60,98 мм. Ft = = 1712 Н Визначаємо радіальну силу: , (31) де - Кут зачеплення в нормальному перерізі, = 20 °, [1, с. 29]; - Кут нахилу зубів, = 10 ° 26 '. Fr = = 633 Н Визначаємо осьову силу: , (32) Fa = 1712 · tg10 º 26 '= 295 Н. (Для прямозубих і шевронних передач Fa = 0) Отримані дані наведемо в таблиці. Таблиця 2 Продовження таблиці 2 Найменування параметрів і одиниця виміру Позначення параметрів і числове значення Матеріал, вид термічної обробки, твердість: шестерні колеса Допустиме контактне напруження, МПа: шестерні колеса Розрахункова допустима контактна напруга, МПа Міжосьова відстань, мм Нормальний модуль зачеплення, мм Сумарне число зубів Кількість зубів: шестерні колеса Кут нахилу зубів Передаточне число редуктора Ділильний діаметр, мм: шестерні колеса Діаметр вершин зубів, мм шестерні колеса Діаметр западин зубів, мм шестерні колеса Найменування параметрів і одиниця виміру Позначення параметрів і числове значення Ширина, мм шестерні колеса Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру Окружна швидкість, м / c Ступінь точності виготовлення Коефіцієнт навантаження Окружна сила, Н Радіальна сила, Н Осьова сила, Н b1 = 55 b2 = 50 ψba = 1,23 υ = 3,09 8 KH = 1,123 Ft = 1712 Fr = 633 Fa = 295 Методичні вказівки Різниця твердості зубів шестерень і колеса для прямозубих передач 25 30 HB, для косозубих передач і шевронних 30 50 HB. Фактичне передавальне число повинне відрізнятися від заданого не більше ніж на 3%. Значення міжосьової відстані та нормального модуля рекомендується вибирати з першого ряду. Кут нахилу зубів розрахувати з точністю до однієї хвилини, а для цього cosβ розрахувати до п'ятого знака після коми. Діаметри шестерні і колеса розрахувати з точністю до сотих часток мм. Ширину зубчастих коліс округлити до цілого числа. Окружна швидкість для прямозубой передачі повинна бути не більше 5м / с. Контактні напруження, що виникають в зачепленні повинні бути в межі до 5%-перевантаження і до 20% недовантаження. 3 Попередній розрахунок валів, підбір муфти Розрахунок виконуємо на кручення за зниженими допускаються напруженням, з урахуванням дії на вал згинального моменту. Ведучий вал: Діаметр вихідного кінця при дозволяється за напрузі [τк] = 20 МПа обчислюється мо формулою: , (33) де Mк1-крутний момент на ведучому валу, Mк1 = 50,39 Н · м, (ПЗ, табл. 1); [Τк] - допустима напруга на кручення, [τк] = 20 МПа, [1, с. 160]. dв1 = = 23,7 мм. Приймаються dв1 = 32 мм зі стандартного ряду [1, с.162]. Так як вал редуктора з'єднаний муфтою з валом електродвигуна, то необхідно погодити діаметри вала двигуна dдв і валу dв1. У підібраного електродвигуна діаметр валу dдв = 38 мм, [1, с391. табл.П2]. Вибираємо муфту пружну втулочно-пальцеву МУВП за ГОСТ 21424-75, з допускаються моментом [T] = 125Н · М, d = 28 мм, довжина напівмуфти на вал редуктора ℓ м = 60мм, [1, с.277] розточенням напівмуфти під вал двигуна dдв = 38 мм і dв1 = 32 мм, [1, с277]. Приймаємо діаметр валу під підшипники dп1 = 40 мм, діаметр буртика dб1 = 45 мм. Шестерню виконуємо за одне ціле з валом. Рисунок 2 - Конструкція ведучого вала Ведений вал: Приймаються матеріал вала сталь 45, термічна обробка поліпшення, твердість HB 16 ... 170 Враховуючи вплив вигину валу від натягу ланцюга, приймаємо [τк2] = 16 МПа. Діаметр вихідного кінця вала: , (34) де МК2 = 156,2 Н · м - крутний момент на відомому валу, (ПЗ, табл.1). dв2 = = 36,7 мм. Приймаються найближче значення із стандартного ряду: dв2 = 38 мм. Приймаються під підшипниками діаметр валу dп2 = 45 мм. Приймаємо діаметр валу під зубчастим колесом dk2 = 50 мм, діаметр буртика dб2 = 55 мм. Малюнок 3 - Конструкція веденого вала [1, с161 162, 296 297]. Методичні вказівки Допустиме напруження на кручення приймати з урахуванням дії напруг вигину та умов роботи валу в інтервалі [Τк] = 15 25 МПа. Діаметри ступенів приймати із стандартного ряду, [1, з 161 162], різниця діаметрів ступенів 4 6 мм. Діаметри цапф вала під підшипники кочення вибирати зі стандартного валу [1, с.393]. Різниця діаметрів напівмуфт для з'єднання валів двигуна і редуктора не більше 10 мм. 4 Конструктивні розміри шестерні і колеса Шестерню виконуємо за одне ціле з валом, її розміри визначені вище: d1 = 60,98 мм, da1 = 64,98 мм, b1 = 55 мм. (ПЗ, табл.2) Так як у нас колесо циліндричне, сталеве, діаметр менше 500 мм, то вибираємо коване колесо. Його розміри були вище: Визначаємо діаметр маточини колеса: , (35) де dк2-діаметр валу під зубчасте колесо, dк2 = 50 мм. dсm = 1,6 · 50 = 80 мм. Визначаємо довжину маточини: ℓ ст = (1,2 ÷ 1,5) · 50 = 60 ÷ 75 мм. Приймаються ℓ cт = 60 мм. Визначаємо товщину обода: , (36) де mn - нормальний модуль зачеплення, mn = 2 мм. мм. Приймаються товщину обода δ0 = 8 мм, так як він не може бути менше 8мм, [1, с. 233]. Визначаємо товщину диска: , (36) 50 = 15 мм. Приймаються з = 15 мм. Визначаємо внутрішній діаметр обода: . (37) D0 = 184,02-2 · 8 = 168 мм, приймаємо D0 = 170мм. Визначаємо розміри фаски: (38) мм. Визначаємо діаметр центровий окружності Dотв = 0,5 (D0 + dсm), Dотв = 0,5 (170 +80) = 125 мм. Визначаємо діаметр отвору dотв = 0,25 · (D0-dсm), dотв = 0,25 (170-80) 22мм. Таблиця 3 Найменування параметрів і одиниця виміру Позначення параметрів і числове значення Діаметр маточини колеса, мм Довжина маточини колеса, мм Товщина обода колеса, мм Товщина диска колеса, мм Діаметр отворів, мм Фаска, мм dст = 80 lCт = 60 δ0 = 8 з = 15 dотв = 22 n = 1 [1, с161 162, 296 297]. Методичні вказівки Конструктивні розміри колеса округляти до цілих чисел та погодити зі стандартним поруч. Зубчасті колеса з діаметром вершин dа2 ≤ 125 приймати без отворів dотв. 5 Конструктивні розміри корпуса і кришки редуктора Корпус редуктора виготовляється з чавуну СЧ15. Визначаємо товщину стінок корпусу редуктора: , (39) де аω-міжосьова відстань, аω = 125 мм, (ПЗ, п.2). мм. Приймаються δ = 8 мм. Визначаємо товщину стінок редуктора: (40) мм. Приймаються δ1 = 8 мм. Визначаємо товщину верхнього пояса корпуса: (41) мм. Визначаємо товщину нижнього пояса корпуса: (42) мм. Приймаються р = 19 мм. Визначаємо товщину нижнього пояса кришки корпусу: (43) мм. Визначаємо товщину ребер основи корпусу: (44) мм. Приймаються m = 7 мм. Визначаємо товщину ребер кришки:

(45)

мм.

Приймаються m1 = 7 мм.

Визначаємо діаметр фундаментальних болтів:

(46)

мм.

Приймаються болти з різьбою М16.

Визначаємо діаметр болтів, що кріплять кришку до корпуса у підшипників:

(47)

мм.

Приймаються болти з різьбою М12.

Визначаємо діаметр болтів, що з'єднують кришку з корпусом:

(48) мм.

Приймаються болти з різьбою М8.

Підстава корпусу і кришку фіксують відносно один одного двома конічними штифтами, встановленими без зазору до розточування гнізд під підшипники.

Визначаємо діаметр штифта:

мм. (49)

Визначаємо довжину штифта:

(50)

мм.

Приймаються штифти типу l довгою Lш = 30 мм, діаметром dш = 8 мм.

Розмір, який визначає положення болтів d2:

(51)

мм.

Приймаються е = 14 мм.

Так як міжосьова відстань мало, то приймаємо заставні кришки підшипників.

Отримані дані зводимо в таблицю.

Таблиця 4

[1, с240 243, 298].

Методичні вказівки

Товщина стінки корпусу і кришки не повинна бути менше 8 мм.

Ребра корпусу та кришки приймати для редукторів з аω ≥ 200 мм.

Діаметри болтів вибирати зі стандартного ряду; [1, с.242].

Довжину штифтів приймати із стандартного ряду, [1, с.243].

Кришки підшипників приймати згідно індивідуального завдання,

(ПЗ, завдання)

Конструкцію кришок приймати згідно, [1, с. 198].

Для кріплення кришок підшипників прийняти болти d4, [1, с.242]. Для визначення положення болтів d4 розрахувати відстань q, [1, с.241].

6 Розрахунок ланцюгової передачі

Вибираємо приводну роликову однорядну ланцюг по ГОСТ 13568 - 75, так як вона найбільш прийнятна для застосування в приводах загального призначення, де необхідно знизити частоту обертання приводного валу.

Визначаємо число зубів ведучої і веденої зірочок і фактичне передавального число

Кількість зубів ведучої зірочки:

, (52)

де Uц - передавальне число ланцюгової передачі, Uц = 3,23, (ПЗ, п.1).

Z 3 = 31-2 · 3,23 = 24,54.

Приймаються Z 3 = 25

Кількість зубів веденої зірочки:

Z 4 = Z3 · Uц, (53)

Z4 = 25.3, 23 = 80,75.

Приймаються Z4 = 81

Фактичне передавальне число:

Uцф = .

Uцф = = 3, 24

Визначаємо процентне розбіжність

ΔU = · 100%, (54)

ΔU = = 0,31%, допускається до 3%.

Визначаємо розрахункові коефіцієнти навантаження

, (55)

де КД-динамічний коефіцієнт при спокійній навантаженні (передача до стрічкового конвеєру, Кд = 1, [1, с.149];

Кα-коефіцієнт, що враховує вплив міжосьової відстані, при α = (30 ÷ 50) · t, Кα = 1, [1, с.150];

Кн-коефіцієнт, що враховує вплив нахилу ланцюга, при α = 0 ° КН = 1;

Кр-коефіцієнт, що враховує спосіб регулювання натягу ланцюга, при періодичному Кр = 1,25;

КСМ-коефіцієнт, що враховує спосіб змащування ланцюга, при періодичній ручної Ксм = 1;

Кп-коефіцієнт, що враховує періодичність роботи передачі, при роботі в одну зміну Кп = 1, [1, с.150].

Ке = 1.1.1, 25.1.1 = 1,25.

Визначаємо крок ланцюга

Для визначення кроку ланцюга необхідно знати допускається тиск [Р] в шарнірах ланцюга. Так як в таблиці допускається тиск [P] задано в залежності від кроку t і частоти обертання ведучої зірочка [Р] задаємо орієнтовно.

Провідна зірочка має частоту обертання n2 = 307 об / хв., (ПЗ, п.1).

Приймаються [Р] = 22 МПа.

, (56)

де М2-обертаючий момент на валу ведучої зірочки, М2 = 156,2 Н · м;

Ке-коефіцієнт, що враховує умови експлуатації та монтажу

ланцюгової передачі, Ке = 1,25;

Z3 = 25 - число зубів ведучої зірочки;

m - число рядів ланцюга, m = 1.

t = 2, 8 · = 16, 54 мм.

Підбираємо ланцюг ПР-19 ,05-31, 8 по ГОСТ 13568-75, що має крок t = 19,05 мм;

руйнівне навантаження Q = 31,8 кН; маса одного метра ланцюга q = 1,9 кг / м;

проекція опорної поверхні шарніра АОП = 105,8 мм2, [1, с .147]

Визначаємо окружну швидкість ланцюги

, (57)

де Z3-число зубів ведучої зірочки, Z3 = 25;

t-крок ланцюга, t = 19,05 мм;

n3-частота обертання ведучої зірочки, n3 = 307 об / хв.

υ = = 2,44 м / с.

Визначаємо окружну силу, передану ланцюгом

, (58)

де М2-обертаючий момент на валу зірочки, М2 = 156,2 Н · м;

ω2 - кутова швидкість вала ведучої зірочки, ω2 = 32,12 1 / с;

υ - окружна швидкість ланцюга, υ = 2,44 м / с.

Fтц = = 2054 Н.

Визначаємо сили тиску в шарнірах і перевіряємо ланцюг на зносостійкість

, (59)

де FТЦ - окружна сила, FТЦ = 2054 Н;

Ке - коефіцієнт, що враховує умови експлуатації та монтажу

ланцюгової передачі, Ке = 1,25;

АОП - проекція опорної поверхні шарніра, АОП = 106 мм2.

P = = 24МПа

Уточнюємо допускається тиск:

[P] = 22 · [1 +0,01 (Z3-17)], [1, с.150]

[P] = 22 · [1 +0,01 (25-17)] 24 МПа;

Умова Р <[Р] виконано.

Визначаємо число ланок ланцюга

, (60)

де = [30 ÷ 50] · t - міжосьова відстань;

t - крок ланцюга, t = 19,05 мм.

Приймаються = 50 · t мм, тоді

(61)

Визначаємо сумарне число зубів зірочок:

, (62)

де Z3-число зубів ведучої зірочки, Z3 = 25;

Z4 - число зубів веденої зірочки, Z4 = 81;

ZΣ = 25 +81 = 106

. (63)

Δ = = 8,92

Визначаємо число ланок у ланцюгу:

, (64) Lt = 2.50 +0,5 · 106 + = 154,59.

Округлюємо до парного числа Lt = 154.

Уточнюємо міжосьова відстань

, (65)

де t-крок ланцюга, t = 19,05 мм;

Lt - число ланок ланцюга, Lt = 154;

ZΣ-сумарне число зубів зірочок, ZΣ = 106;

Δ = 8,92.

ац = 0,25 · 19,05 [154-0,5 · 106 + ] = 946 мм.

Для вільного провисання ланцюга передбачаємо можливість зменшення міжосьової відстані на 0,4%, тобто на 946.0, 004 4мм.

Визначаємо розміри зірочок

Визначаємо діаметр ділильного кола:

, (66)

де t-крок ланцюга, t = 19,05 мм;

Z3-число зубів ведучої зірочки, Z3 = 25.

dдз = = 152 мм.

dд4 = = 491 мм.

Визначаємо сили, що діють на ланцюг

Окружна сила FТЦ - визначена вище, FТЦ = 2054 Н.

Визначаємо відцентрову силу:

, (67)

де q-маса одного метра ланцюга, q = 1,9 кг / м;

υ-окружна швидкість ланцюга, υ = 2,44 м / с.

Fv = 1, 9 · 2,442 = 11Н.

Визначаємо силу від провисання ланцюга:

, (68)

де КF - коефіцієнт, що враховує розташування ланцюга, при горизонтально розташованої ланцюга, КF = 1,5 [1, с. 151];

= 946 мм - міжосьова відстань, = 946 мм.

Ff = 9,81 · 1,5 · 0,949 = 26н.

Визначаємо розрахункову навантаження на вали:

, (69)

Fв = 2054 +2 · 26 2100Н.

Визначаємо коефіцієнт запасу міцності ланцюга

, (70)

де Q - руйнівне навантаження, Q = 31,8 кН;

FТЦ - окружна сила, FТЦ = 2054 кН;

КД-динамічний коефіцієнт, КД = 1;

Fv - відцентрова сила, Fv = 11 H;

Ff-сила від провисання ланцюга, Ff = 26 H.

S = = 15,2.

[S] - нормативний коефіцієнт запасу, [S] 8,9, [1, с.151, табл.7.19],

умова S> [S] виконано.

Визначаємо конструктивні розміри ведучої зірочки

Діаметр ступиці зірочки:

, (71)

де dв2-діаметр вихідного кінця веденого вала, dв2 = 38 мм, (ПЗ, п.3).

dст = 1,6 · 38 = 60 мм.

Довжина маточини зірочки:

(72)

lCТ = (1,2 ÷ 1,6) · 38 = 45 ÷ 60мм

Приймаються lCТ = 55 мм

Товщина диска зірочки:

З = 0,93 · ВВН, (73)

де ВВН = 12,7 мм - відстань між пластинками внутрішнього ланки, ВВН = 12,7 мм, [1, ст.147, табл. 7.15].

З = 0,93 · 12,7 = 12 мм

Таблиця 5

[1, с240 243, 298].

Методичні вказівки

При виборі коефіцієнта навантаження необхідно враховувати, що ланцюгова передача відкрита, розташована горизонтально, навантаження спокійна, робота однозмінний, (ПЗ, завдання).

При визначенні кількості ланок ланцюга прийняти парне число, для зручності з'єднання ланок.

7 Перший етап ескізної компонування редуктора

Компоновочне креслення виконуємо в масштабі 1:1. Викреслює спрощено шестерню і колесо у вигляді прямокутників; шестірня виконана за одне ціле з валом.

Обкреслюємо внутрішню стінку корпусу:

Визначаємо зазор між торцем шестерні і внутрішньою стінкою корпусу:

, (74)

де δ-товщина стінок корпусу редуктора, δ = 8 мм.

мм.

Приймаються А1 = 10 мм.

Приймаються зазор від окружності вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпусу A = δ = 8 мм.

Приймаються відстань між зовнішнім кільцем підшипника ведучого вала та внутрішньою стінкою корпусу А = δ = 8 мм.

Попередньо намічаємо радіальні шарикопідшипники легкої серії; габарити підшипників вибираємо по діаметру вала в місці посадки підшипників dп1 = 40 мм і dп2 = 45 мм, (ПЗ, п.3), [1, с.293].

Таблиця 6

Застосовуємо для підшипників пластичний мастильний матеріал.

Для запобігання витікання мастила всередину корпусу і вимивання пластичного мастильного матеріалу рідким маслом із зони зачеплення встановлюємо мазеудержівающіе кільця. Їх ширина визначається розміром У.

Приймаються у = 10 мм.

Виміром знаходимо відстані на провідне валу ℓ 1 = 55,5 мм, ℓ 2 = 58,5 мм. Приймаються ℓ 1 = ℓ 2 = 59 мм.

Визначаємо глибину гнізда підшипника 209:

. (75)

ℓ р = 1,5 · 19 30 мм.

Встановлюємо зазор між заставної кришкою і торцем з'єднувального пальця ланцюга в 10 мм. Довжину пальця ℓ приймаємо на 5 мм більше кроку t. Таким чином

, (76)

де t = 19,05 мм - крок ланцюга.

l = 19,05 +5 = 24,05 мм.

Виміром встановлюємо відстань, l3 = 60 мм, що визначає положення зірочки відносно найближчої опори веденого вала.

[1, с.301 303]; [2, с.105 106].

Методичні вказівки

За наявності у зубчастого колеса зазор маточини А, береться з торця маточини.

Підбір підшипників рекомендується починати з легкої серії. Для прямозубой передачі доцільно прийняти кулькові радіальні підшипники. Для косозубой передачі при невеликому значенні осьової сили можна прийняти також кулькові радіальні підшипники. При значній осьової силі - кулькові радіально-упорні.

У шевронів передачі осьова сила відсутня. Однак через неточності виготовлення і складання в зачепленні може входить один шеврон, при цьому виникає осьова сила, яка прагне перемістити вал-шестерню вздовж осі. Тому швидкохідний вал роблять плаваючим, встановлюючи його на радіальних роликових підшипниках з короткими циліндричними роликами. Вал колеса можна установити на радіальних кулькових підшипниках легкої серії, [1, с.196].

8 Підбір шпонок і перевірочний розрахунок шпонкових з'єднань

Для з'єднання деталей з валами вибираємо шпонки призматичні з округленими кінцями, виготовлені зі сталі 45.

Розміри перерізів шпонок, пазів і довжини підбираємо за ГОСТ 23360-78, [1, с.169, табл.8.9]

Шпонки перевіряємо на зминання з умови міцності:

σсм = <[Σсм], (77)

де М1-обертаючий момент на даному валу, (ПЗ, п.2);

dв - діаметр вихідного кінця вала, (ПЗ, п.3);

b - ширина шпонки;

h - висота шпонки;

t1 - глибина паза валу;

ℓ - довжина шпонки.

Ведучий вал:

Шпонка під напівмуфти:

Вихідні дані

М1 = 52,2 Н · м;

dв1 = 32 мм. ;

b = 10 мм.;

h = 8 мм. ;

t1 = 5 мм.;

ℓ = 45 мм, при довжині напівмуфти ℓ м1 = 60 мм, (ПЗ, п.3).

[Σсм] = 50 МПа, при чавунної напівмуфті і можливості легких поштовхів.

σсм = = 36 МПа

Умова σсм <[σсм] виконано

Ведений вал.

Шпонка під маточиною ведучої зірочки.

Вихідні дані:

М2 = 156,2 Н · м;

dв2 = 38 мм

b = 10 мм;

h = 8 мм;

t1 = 5 мм;

ℓ = 45 мм, при довжині маточини зірочки, ℓ ст = 55 мм, (ПЗ, п.6);

[Σсм] = 90 МПа, при сталевий маточині і можливості легких поштовхів.

Визначаємо напругу зминання для шпонки під маточиною ведучої зірочки, так як вона більш навантажена:

σсм = = 78,3 МПа

Умова σсм <[σсм] виконано

Шпонка під зубчастим колесом.

Вихідні дані:

dк2 = 50 мм;

b = 14 мм;

h = 9мм;

t1 = 5,5 мм;

ℓ = 50 мм., при довжині маточини колеса ℓ ст = 60 мм, (ПЗ, п.2).

Отримані дані зводимо в таблицю.

Таблиця 7

[1, с.169 220, 310].

Методичні вказівки

Шпонки встановлюються на кінцях валів можна прийняти з одним заокруглень, тоді перевірку на зминання зробити за формулою:

σсм = ≤ [σсм].

При виборі допустимого напруги зминання враховувати матеріали маточини і характер навантаження.

9 Підбір підшипників для валів

Розрахунок підшипників виконуємо для більш навантаженого валу (другий вал).

Вихідні дані:

Мк = М2-крутний момент на другому валу, М2 = 156,2 Н ∙ м, (ПЗ, п.1);

Fa - осьова сила, Fa = 295 Н;

Ft-окружна сила, Ft = 1712 Н;

Fr - радіальна сила, Fr = 633Н;

d2 - ділильний діаметр колеса, d2 = 189мм, (ПЗ, п.2);

Fв = 2100 Н, (ПЗ, п.6);

l2, l3-відстані на відомому валу, l2 = 59мм, l3 = 60 мм;

З-динамічна вантажопідйомність, С = 33,2 Кн;

С0-статична вантажопідйомність, С0 = 18,6 кН, (ПЗ, п.7);

n2-частота обертання вала, n2 = 302 об / хв, (ПЗ, п.1).

Визначаємо реакції опор від сил, що діють в горизонтальній площині.

Rх1 = Ry1 = = = 860 Н.

Визначаємо сумарну радіальне навантаження на підшипники 1 і 2.

З двох підшипників більш навантаженим є підшипник 2, для нього і ведемо розрахунок.

Ставлення = 295/18600 = 0,0159; цієї величини відповідає е = 0,195, [1, с. 212, табл. 9.18].

Визначаємо відношення

= = 0,077 <е = 0,195.

Визначаємо еквівалентну навантаження

Pе = V · Pr2 · Kб · Kт, (78)

де V-коефіцієнт при обертанні внутрішнього кільця V = 1;

Кб - коефіцієнт безпеки, Кб = 1,3, [1, с. 214, табл. 9.19];

Кт-температурний коефіцієнт, Кт = 1, [1, с. 214].

P е = 1.3818.1, 3.1 = 4963 H.

Визначаємо розрахункову довговічність в годинах:

Lh = · , (79)

Lh = = 162544 год, довговічність прийнятна.

Будуємо епюру крутних моментів.

Мк = М2 = 156,2 Н · м, (ПЗ, п1).

Будуємо епюру згинальних моментів від сил, що діють у вертикальній площині:

Мі.х.1 = 0;

Мі.х.3лев = R1y · ℓ 2 =- 987.0, 059 =- 58,2 Н · м;

Мі.х.3прав .= R1y · ℓ 2 + = -987 · 0,059 + 295 · =- 30,4 Н · м;

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

Мі.х.4 = 0.

Будуємо епюру згинальних моментів у горизонтальній площині:

Мі.у.1 = 0;

Мі.у3 =. R1х · ℓ 2 = 860.0, 059 = 50,7 Н · м;

Мі.у.2 = 0;

Мі.у4 = 0;

Визначаємо сумарний згинальний момент під колесом:

Mі = , (80)

Mі = = 77,2 Н · м.

ΣМ1 = 0,

-Fr · ℓ 2 - Fa · + R2y · 2 ℓ 2-Fв (2 ℓ 2 + ℓ 3) = 0,

R2y = = = 3720 Н.

ΣМ2 = 0,

- · R1y · 2 ℓ 2 + Fr · ℓ 2 - Fa · -Fв ∙ ℓ 3 = 0,

R1y = = = -987 Н.

Перевірка

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

R r 1 = = = 1309 H.

R r 2 = = = 3818 H.

[1, с211 215,304 307]

Рисунок 4 - Розрахункова схема веденого вала

10 Другий етап ескізної компонування редуктора

Для запобігання заклинювання тіл кочення, що викликається температурним подовженням валів редуктора або неточністю виготовлення деталей підшипникового вузла, застосовуємо схему установки підшипників з фіксованою і плаваючою опорою, [1, c.180-181].

Для вільного переміщення зовнішнього кільця підшипника в корпусі редуктора передбачаємо температурний зазор а = 0,2 0,5 мм.

Приймаються кріплення підшипників на валу і в корпусі за допомогою наполегливих стопорних пружинних кілець прямокутного перерізу. Їх розміри приймаємо по, [1, c.191, 194]. Приклад установки кілець по, [1, c.197, рис. 9.29].

(У тих випадках, коли на підшипник не діє осьова навантаження - прямозубих передач, і необхідно запобігти тільки випадковий зсув підшипника, осьове кріплення на валу здійснюється відповідною посадкою без застосування додаткових пристроїв).

(У передачах з шевронними колесами осьове зусилля відсутня. Однак через неточності виготовлення і складання в зачеплення може входити тільки один шеврон, при цьому в ньому виникає осьова сила, яка прагне перемістити вал-шестерню вздовж осі. У зв'язку з цим ведучий вал роблять плаваючим, для цього валу застосовують радіальні роликопідшипники з короткими циліндричними роликами, [1, c.397]. При цьому підшипники фіксують на валу і в корпусі за допомогою наполегливих стопорних пружинних кілець прямокутного перерізу, [1, c.197]).

Для запобігання витікання мастила всередину корпусу і вимивання пластичного мастильного матеріалу рідким маслом із зони зачеплення раніше були обрані мазеудержівающіе кільця, (ПЗ, п.7). Їх конструкцію приймаємо по, [1, c.207, рис. 9.39].

(За завданням можуть бути встановлені маслоотражательного кільця. Їх конструкція, [1, c.207, рис. 9.38]).

Для ущільнення наскрізних кришок підшипників приймаємо на ведучому валу повстяне ущільнення. Його конструкцію визначаємо за, [3, c.120]. На відомому валу манжета гумова армована. Манжету встановлюємо зовні кришки, [1, .208, рис 9.41]. Розміри манжети, [1, c.209], [3, c.118, 119].

За завданням може бути передбачено щілисте ущільнення. Його конструкцію прийняти за, [1, c.210, рис. 9.46]; [3, c.120].

Так як в завданні немає особливих вимог до якості редуктора приймаємо підшипники кочення 6-го класу точності, [1, c.200].

Для зливу масла приймаємо пробку з шестигранною головкою. Її конструкція по, [1, c.254].

Для вирівнювання тиску всередині корпусу редуктора з атмосферним приймаємо пробку-віддушину, яку встановлюємо в кришці оглядового отвору. Її конструкція по, [1, c.246, рис. 10.21]. (Якщо міжосьова відстань редуктора аw <125мм - віддушину можна не встановлювати, якщо вона не вказана в завданні).

Для заливання масла та огляду редуктора передбачаємо в кришці редуктора оглядовий отвір. Його конструкція по, [1, c.244].

(Якщо міжосьова відстань в редукторі аw <100мм - заливку масла і огляд редуктора здійснюємо за знятої кришці редуктора, якщо оглядовий отвір не передбачено завданням).

Для транспортування редуктора в корпусі передбачаємо припливи у вигляді гаків. Їх конструкція по, [1, c.239, 240, 244].

(За завданням можуть бути передбачені петлі, [1, c.244] або рим-болт, [3, c.178]).

Для зручності зняття кришки редуктора, в поясі кришки встановлюємо віджимною болт з різьбою М10.

Друга ескізна компоновка, (ПЗ, додаток Б).

Методичні вказівки.

При прийнятті різних конструктивних рішень, вони повинні бути обгрунтовані і відповідати індивідуальному творчому завданням.

11 Перевірочний (уточнений) розрахунок валів

Виконуємо розрахунок веденого вала тільки в одному перерізі - під зубчастим колесом.

Матеріал валу - сталь 45 нормалізована, межа міцності

σв = 570МПа; [1, с. 34, табл. 3.3].

Визначаємо межа витривалості при симетричному циклі згину:

, (81)

МПа.

Визначаємо межа витривалості при симетричному циклі дотичних напруг:

(82)

МПа.

Вихідні дані:

dк2-діаметр валу під зубчастим колесом, dк2 = 50 мм, (ПЗ, П3);

М2 - крутний момент на другому валу, М2 = 156,2 Н · м, (ПЗ, п1);

Mі - сумарний згинальний момент під колесом, Mі = 77,2 Н · м.

Концентрація напружень обумовлена ​​наявністю шпоночной канавки, тому коефіцієнти Кσ = 1,59 і Кτ = 1,49, [1, с. 165, табл. 8.5].

Масштабні фактори εσ = 0,82 і ετ = 0,70, [1, с.166, табл. 8.8].

Коефіцієнти ψσ = 0,15 і ψτ = 0,1, [1, с.163, 166].

Визначаємо момент опору крученню:

(83)

де b - ширина шпонки, b = 14 мм;

t1 = 5,5 мм - глибина паза валу, [1, с.169].

Wкнетто = 3,14 · 503/16 - 14.5, 5 (50-5,5) 2 / 2.50 = 23000 мм3

Визначаємо момент опору вигину:

(84)

Wнетто = 3,14 · 503/32 - 14.5, 5 (50-5,5) 2 / 2.50 = 10740 мм3

Визначаємо амплітуду та середня напруга циклу дотичних напруги:

, (85)

τv = 156,2 · 103 / 2.23000 = 3,4 МПа

Визначаємо амплітуду нормальних напруг вигину:

(86)

σv = 77,2 · 103/10740 = 7,19 МПа.

Середня напруга σm = 0.

Визначаємо коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:

(87)

Sσ = 246 / (1,59 · 7,19 / 0,82) = 17,6.

Визначаємо коефіцієнт запасу міцності по дотичних напруг:

(88)

Sτ = 18,73.

Визначаємо результуючий коефіцієнт запасу міцності:

S = , (89)

S == = 12,8.

Допустимий коефіцієнт запасу міцності [S] = 2,5, [1, с. 162]. Умова S ≥ [S] виконано.

[1, с162 166, 311 317]

Методичні вказівки

При розрахунку веденого вала виконати розрахунок у місці встановлення більш навантаженого підшипника, [1, с.314 315].

12 Підбір посадок основних деталей редуктора

Вибираємо посадки внутрішнього і зовнішнього кілець підшипників. Навантаження зовнішніх кілець місцеве, тому для більш рівномірного зносу кільця необхідно забезпечити незначне провертання кільця, тобто вибрати посадку з зазором. Тому вибираємо посадку Н7/10. Навантаження внутрішніх кілець підшипників циркуляційний, тому для виключення провертання по посадочній поверхні вала необхідно вибрати посадку з гарантованим натягом. Приймаються посадку внутрішнього кільця підшипника на вал редуктора L0/k6.

Посадка зубчастого колеса на вал редуктора Н7/р6.

Посадка зірочки ланцюгової передачі на вал редуктора Н7/h6.

Посадка напівмуфти на провідний вал редуктора Н7/р6.

Вибираємо посадку заставної кришки в корпусі редуктора Н7/h7.

Вибираємо посадки мазеудержівающіх кілець на вали редуктора H7/k6.

Вибираємо посадку распорной втулки на вал редуктора Н7/р6.

Вибираємо відхилення вала в місці установки манжети h10.

Вибираємо відхилення діаметра отвору в заставної кришці для установки манжети Н9.

Вибираємо відхилення зовнішнього діаметра шайби для демонтажу манжети h7.

Вибираємо відхилення діаметра отвору в заставної кришці для установки повстяного ущільнення Н12.

Вибираємо відхилення ширини отвору в заставної кришці для установки повстяного ущільнення Н12.

Вибираємо відхилення вала в місці установки повстяного ущільнення h11.

Вибираємо відхилення діаметра отвору в наскрізний кришці в місці проходження через неї валу Н12.

[1, с.263, 317,318].

13 Мастило зачеплення і підшипників редуктора

Змазування зубчастого зачеплення здійснюється зануренням зубчастого колеса в масло, налити всередину корпусу до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на 10 мм.

Визначаємо обсяг масляної ванни:

, (90)

де РТР - необхідна потужність, РТР = 5,28 кВт, (ПЗ, п.1).

V = 0,25 · 5,28 = 1,32 дм3.

Визначаємо висоту масляної ванни:

, (91)

де а = 276 мм - довжина масляної ванни;

b = 74 мм - ширина масляної ванни, (ПЗ, прогр. Б).

h = = 65 мм.

Визначаємо марку масла

Вихідні дані:

Окружна швидкість в зачепленні:

υ = 3,09 м / с;

Допустиме контактне напруження: σН = 353 МПа, (ПЗ, п.2).

При такій швидкості і контактному напрузі рекомендована в'язкість масла повинна бути приблизно дорівнює 28.106 м2 / с, [1, с.253, табл. 10.8].

Приймаємо по ГОСТ 20799-75 масло індустріальне І-30А,

[1, с.253, табл. 10.10].

Камери підшипників заповнюємо мастильним матеріалом УТ-1, [1, с.203, табл. 9.14], періодично поповнюючи його при огляді редуктора.