Редуктор циліндричний

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.

скачати

ПРИВІД До горизонтальному валу

(Редуктор циліндричний)

Зміст

Введення

1 Вибір двигуна і кінематичний розрахунок приводу

2 Розрахунок приводу редуктора

3 Розрахунок редуктора

3.1 Вибір матеріалу і розрахунок допустимих напружень

3.2 Геометричний розрахунок редуктора

3.3 Перевірочний розрахунок зубів на контактну міцність

3.4 Перевірка передачі на відсутність розтріскування

3.5 Перевірка зубів на втомну міцність при вигині

4 Попередній розрахунок валів

5 Підбір шпонок і перевірка шпонкових з'єднань

6 Компонування редуктора

7 Уточнений розрахунок валів

8 Перевірка довговічності підшипників

9 Вибір змащення редуктора

10 Перевірка міцності шпонкових з'єднань

11 Підбір і розрахунок муфти

11 Список використаної літератури

  1. Вибір електродвигуна. Кінематичний і силовий розрахунки приводу.

    1. Вибір електродвигуна

Необхідна потужність електродвигуна:

P = 3,5 кВт.

P ед P . За ГОСТ 19523-81 вибираємо обдувається електродвигун єдиної серії 4А, стандартної потужності: P ед = 4 кВт.

Частота обертання вала електродвигуна визначається по залежності

n ед = n пр · u цил · u рем. Тут u цил, u рем - передавальні числа циліндричної та ремінної передач, рекомендовані значення для зубчастої циліндричної передачі 2,0 ... 5, для ремінної 1,5 ... 3,5.

n ед = 210.3, 5.1, 9 = 1396,5 об / хв.

Скориставшись рекомендаціями [4, с. 333] знайдемо найбільш близьку частоту обертання стандартного двигуна. Вибрали двигун типу 4А100 L4, n ед = 1430 об / хв.

    1. Визначення передавальних чисел приводу

Загальне передавальне число привода

u пр = 6,8.

За ГОСТ 2185-66 візьмемо стандартні значення передавальних чисел (u цил = 3,5; u рем = 2)

u пр ст = u цил ст · u рем ст = 3,5 · 2 = 7.

За ГОСТ 2185-66 u пр ст = 7,1

Відхилення стандартного значення 0передаточного числа від фактичного значення передавального числа не має перевищувати 4%. У даному випадки

1.3. Визначення частот обертання і крутних моментів на валах

Частота обертання на вхідному (швидкохідному) валу

n 1 = 735 об / хв.

Частота обертання на вихідній (тихохідному) валу

n 2 = 215 об / хв.

Крутний момент на приводному валу

T пр = T 2

Крутний момент на ведучому шківі пасової передачі (на валу електродвигуна)

T ед = 26,7 Н · м.

Крутний момент на вхідному валу редуктора

T 1 = 26,7 ∙ 0,95 ∙ 1,9 = 48,19 Н · м.

Крутний момент на вихідному валу редуктора

T 2 = 48,19 ∙ 3,5 ∙ 0,97 = 163,6 Н · м.

  1. Вибір матеріалів та визначення допустимих напружень

За типом виробництва призначаємо вид термообробки: для серійного виробництва - поліпшення для колеса і гарт ТВЧ для шестірні (струми високої частоти).

Для виготовлення коліс приймаємо сталь 40Х, як найбільш поширену в загальному редукторостроеніі.

Шестірня: HRC 1 = 45; s в = 1500 МПа; s т = 1300 МПа.

Колесо: H У 2 = 250; s в = 850 МПа; s т = 550 МПа.

    1. Визначення допускаються контактних напружень для шестерні

. Загартування ТВЧ

s H lim b 1 = 17 · +200 = 17.45 +200 = 965 МПа (межа витривалості за контактними напруженням).

S H 1 = 1,2 (коефіцієнт запасу безпеки).

N HE 1 =

= 60.735.1500 · (2,2 3 · 10 -4 +1 3 · 0,4 +0,6 3 · 0,4 +0,3 3 · 0,2) = 326.10 6 (еквівалентне число циклів).

m = 9 (показник кривої втоми), так як HB> 350.

N HO 1 = 30 · (10 ) 2,4 = 30 · (10.45) 2,4 = 70.10 6 (базове число циклів).

Так як N HE 1> N HO 1, то K HL 1 = 1 (коефіцієнт довговічності).

= 804 МПа.

2.2. Визначення допускаються контактних напружень для колеса

Поліпшення

s H lim b 2 = 2 · +70 = 2.250 +70 = 570 МПа.

S H 2 = 1,1.

N HE 2 = = 93.10 6.

N HO 2 = 30 · ( ) 2,4 = 30.250 2,4 = 17,1 · 10 6.

Так як N HE 2> N HO 2, то K HL 2 = = 1.

= 518 МПа.

Розрахункове значення допускаються контактних напружень

[S H] р = [s H] min = 518 МПа.

Допустимі контактні напруги при перевантаженні

[S H] max 2 = 2,8 · s Т = 2,8 · 550 = 1540 МПа.

[S H] max 1 = 40 · HRC = 40.45 = 1600 МПа.

    1. Допустимі напруги згибу для шестірні і колеса

2.3.1 Визначаємо допустимі значення для шестерні

s F lim b 1 = 650 МПа.

S F 1 = 1,75 (коефіцієнт запасу).

K FC 1 = 1, так як передача нереверсивний.

N FO 1 = 4.10 6.

N FE 1 = 60.735.1500 · (2.2 9 · 10 -4 +0,4 +0.6 9 · 0,4 +0,3 9 · 0,2) = 347.10 6.

Так як N FE 1> N FO 1, то K FL 1 = 1.

[S F] 1 = 371,4 МПа.

2.3.2 Визначаємо допустимі значення для колеса

s F lim b 2 = 1,8 ∙ = 1,8 ∙ 250 = 450 МПа.

Допустимі напруги згибу при перевантаженні

[S F] max = 0,6 · s в = 0,6 · 1500 = 900 МПа.

S F 2 = 1,75 (коефіцієнт запасу).

K FC 2 = 1, так як передача нереверсивний.

N FO 2 = 4.10 6.

N FE 2 = 99.10 6.

Так як N FE 2> N FO 2, то K FL 2 = 1.

[S F] 2 = 260 МПа.

Допустимі напруги згибу при перевантаженні

[S F] мах1 = 0,6 · s в1 = 0,6 · 1500 = 900 МПа.

[S F] мах2 = 0,8 · s т2 = 0,8 · 550 = 440 МПа.

  1. Розрахунок циліндричної прямозубой передачі

    1. Проектний розрахунок циліндричної прямозубой передачі

Міжосьова відстань

.

K a = 490 МПа .

K H b = 1,2 (коефіцієнт, що враховує концентрацію навантаження).

y ba = 0,315 (коефіцієнт ширини колеса).

127 мм.

За рекомендацією [2, с. 246] вибираємо стандартне рекомендований міжосьова відстань

а = 160 мм.

2. Призначаємо нормальний модуль за співвідношенням

m n = (0,01 ... 0,02) · а w 2 мм.

m n = (0,01 ... 0,02) · 160 = (1,6 ... 3,2) мм.

За ГОСТ 9563-80 приймаємо стандартний m = 4, так як для силових передач m 2 мм.

3. Визначаємо число зубців шестірні і колеса

Кількість зубів шестерні

.

z 1 = 17.7> 17.

Приймаються z 1 = 18.

Кількість зубів колеса

z 2 = u · z 1 = 3.5 · 18 = 63.

4. Уточнюємо передаточне число

u ф = 3.5.

Відхилень від запланованого u немає (допускається 4%).

5. Визначаємо діаметри ділильних кіл коліс

d 1 = m n · z 1 = 4.18 = 72 мм.

d 2 = m n · z 2 = 4.63 = 252 мм.

6. Перевірка міжосьової відстані

а w = 0,5 · (d 1 + d 2) = a .

а w = 0,5 · (72 +252) = 162 мм. = А = 160 мм.

7. Визначаємо ширину зубчастих коліс

b 2 = y ba · a w = 0,315 · 160 = 50,4 мм.

За ГОСТ 6636-69 округляємо до стандартного значення

b 2 = 55 мм.

Ширину зубчастого вінця шестерні призначимо на (5 ... 8) мм. більше

b 1 = b 2 + (5 ... 8) = 55 + (5 ... 8) = (60 ... 63) мм. приймаємо

b 1 = 60 мм.

3. 2. Перевірочний розрахунок циліндричної прямозубой передачі

Перевірочний розрахунок передачі проводимо відповідно до ГОСТ 21354-75.

      1. Перевірка передачі на контактну витривалість

.

Z H = (Коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь зубів).

a w = 20 ° (кут зачеплення).

Z H = 1,76.

Z M = (Коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів пов'язаних коліс, МПа ).

(Приведений модуль пружності).

E 1 = E 2 = 2,1 · 10 5 МПа.

E пр = 2,1 · 10 5 МПа.

m = 0,3 (коефіцієнт Пуассона).

Z M = 271,1 МПа .

Z e = (Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній).

(Коефіцієнт торцевого перекриття).

e a = 1,7.

Z e = 0,9.

(Окружна сила).

F t = = 1300 Н.

K H = K H b · K HV (коефіцієнт навантаження).

K H b - коефіцієнт концентрації навантаження.

K - Коефіцієнт початковій концентрації навантаження, вибирається в залежності від .

Þ K = 1,26.

При непостійної навантаженні K H b = (1 - х) ∙ K + Х

х = 10 -4 ∙ 2,2 +0,4 ∙ січня +0,4 ∙ 0,6 +0,2 ∙ 0,3 = 0,7

K H b = (1-0,7) ∙ 1,26 +0,7 = 1,08.

Визначаємо K HV (коефіцієнт динамічності) залежно від V (окружної швидкості).

V = 2,8 м / с.

Приймаються 8-ю ступінь точності за рекомендацією [2, с. 259] (тихохідні передачі машин низької точності). Знаходимо

K HV = 1,22.

K H = 1,08 · 1,22 = 1,3.

s H = 318 МПа.

s H = 706,8 <[s H] min = 828,3 МПа.

Недовантаження передачі становить

Ds H = 39%> [Ds H] = (12 ... 15)%, що вказує на можливість зменшення габаритів передачі. Зменшити міжосьова відстань не можна з конструктивних міркувань. Змінимо ширину зубчастих коліс. Приймаються y ba = 0,25. Тоді b 2 = 40 мм, b 1 = 50, K = 1,14, K H b = (1-0,7) 1,14 +0,7 = 1,042

K H = 1,042 · 1,22 = 1,27.

s H = 370 МПа.

Ds H = 28%> [Ds H] = (12 ... 15)%

Однак подальше зменшення ширини коліс може призвести до зростання віброактивності коліс. У зв'язку з цим подальша зміна розмірів передачі недоцільно незважаючи на її значну недовантаження.

      1. Перевірка передачі на згинальну витривалість

(Умова працездатності на вигин для прямозубих коліс).

З достатнім ступенем точності можна вважати, що K F b = K H b, а K FV = K HV.

Y F (коефіцієнт форми зуба) знаходимо в залежності від числа зубів розраховується колеса z і коефіцієнта зсуву ріжучого інструменту x (x 1 = x 2 = 0)

Y F 1 = 4,07; Y F 2 = 3,61.

На згинальну витривалість перевіряються зуби того колеса, для якого відношення мінімально.

Отже, на згинальну міцність перевіряємо зуби колеса.

s F 2 = 26 МПа.

s F 2 = 26 МПа <[s F] 1 = 260 МПа.

Перевіряємо передачу на міцність зубів при пікових (короткочасних) перевантаженнях.

.

s H = 370 МПа, , = 1540 МПа

s H max = 550 МПа <[s H] max = 1540 МПа.

Отже, контактна пластична деформація зубів (бринелювання) буде відсутній.

s F max = 816 <[s F] max = 900 МПа.

Отже, об'ємна пластична деформація буде відсутній.

    1. Геометричні характеристики зачеплення

Визначаються тільки ті геометричні характеристики, які необхідні при кресленні зубчастого зачеплення передачі і робочих креслень зубчастих коліс.

Розрахунок геометричних розмірів передачі зовнішнього зачеплення здійснюється згідно з ГОСТ 16532-70.

Деякі розміри і параметри передачі вже визначені.

m n = 4 мм; a w = 160 мм; b 1 = 60 мм; b 2 = 55 мм; d 1 = 72 мм; d 2 = 252 мм; u = 3,5.

Діаметри кіл виступів

d a 1 = d 1 +2 · (h + X 1) · m n; d a 2 = d 2 +2 · (h + X 2) · m n.

h = 1 (коефіцієнт висоти головки зуба вихідного контуру).

x 1 = x 2 = 0 (коефіцієнти зміщення різального інструмента).

d a 1 = 72 +2 · (1 +0) · 2 = 76 мм;

d a 1 = 252 +2 · (1 +0) · 2 = 256 мм.

Діаметри кіл западин зубів

d f1 = d 1 -2 · (h + C *-x 1) · m n; d f2 = d 2 -2 · (h + C *-x 2) · m n.

c * = 0,25 (коефіцієнт радіального зазору вихідного контуру).

d f1 = 7 2-2 · (1 +0,25-0) · 2 = 67 мм;

d f2 = 252 -2 · (1 +0,25-0) · 2 = 247 мм.

    1. Орієнтовна оцінка ККД редуктора

Для одноступінчатого редуктора h ред = h пер = 1 - y з - (y n + y r).

y з = 2,3 · f · (Коефіцієнт, що враховує втрати в зачепленні; по даній залежності визначається при x 1 = x 2 = 0).

f = (0,06 ... 0,1) (коефіцієнт тертя в зубчастому зачепленні).

Приймаються f = 0,07.

y з = 2,3 · 0,07 · = 0,0115.

y n - коефіцієнт, що враховує втрати в підшипниках.

y r - Коефіцієнт, що враховує втрати на розбризкування і переміщення масла (гідравлічні втрати).

(Y n + y r) = 0,15 ... 0,03.

Так як передача має невисоку окружну швидкість (V = 2,8 м / с), приймаємо (y n + y r) = 0,03. H ред = 1-0,01-0,03 = 0,96.

Теоретичне визначення втрат вкрай утруднено, тому на практиці ККД редукторів визначають на натуральних об'єктах, користуючись спеціальними випробувальними установками.

    1. Визначення зусиль, що діють в зачепленні

    Окружна сила F t = 1 300 Н.

    Осьова сила F a = F t · tg b = 0, так як b = 0 °.

    Радіальна сила F r = 473 Н.

    1. Розрахунок пасової передачі

    1. Розмір перерізу вибираємо за рекомендацією [1, с. 152] в залежності від T ед і n ед.

    T ед = 26,7 Н · м.

    Приймаються клиновий ремінь нормального перерізу типу А.

    2. Призначаємо розрахунковий діаметр малого шківа d р1 min. За рекомендацією [1, с. 151] для ременя перерізу А маємо d р1 min = 90 мм.

    Слід застосовувати шківи з більшим, ніж d р min діаметром. За ГОСТ 20889-75 - ГОСТ 20897-75 приймаємо

    d р1 = 100 мм.

    3. Визначаємо розрахунковий діаметр більшого шківа

    d р2 = (1 - e) · d р1 · u рем.

    e = 0,02 (коефіцієнт ковзання).

    d р2 = (1-0,02) · 100.2 = 196 мм.

    Отриманий діаметр округляємо до стандартного найближчого значення по ГОСТ 20897-75

    d р2 = 200 мм.

    Уточнюємо передаточне число

    u рем = 2,04.

    4. Визначаємо міжосьова відстань.

    Мінімальна міжосьова відстань

    a min = 0,55 · (d р1 + d р2) + h.

    h = 8 мм (висота профілю ременя для перерізу А).

    a min = 0,55 · (100 +200) +8 = 173 мм.

    a max = 2 · (100 +200) = 600 мм.

    Для збільшення довговічності ременів приймають a> a min. Причому a призначається залежно від передаточного числа u рем і розрахункового діаметра d р2. За рекомендацією [1, с. 153] при u рем = 2 маємо 1,2.

    a = 1,2 · d р2 = 1,2 · 200 = 240 мм. Враховуючи компонування приводу, приймаємо остаточне міжосьова відстань a = 430 мм.

    5. Визначимо довжину ременя

    .

    V 1 - швидкість ременя, рівна окружної швидкості малого шківа.

    V 1 = 7,5 м / с.

    L min = (375 ... 250) мм.

    L = 2.200 +0,5 · 3,14 · (100 +200) + = 884 мм.

    L> L min, отже ремінь буде мати достатню довговічність.

    Отриману довжину L округлюють до стандартного найближчого значення по ГОСТ 1284.3-80.

    Приймаються L = 900 мм, що знаходиться в рекомендованому стандартному діапазоні для ременя типу А. З огляду на зміну міжосьової відстані (a = 430 мм), отримане при компонуванні загального виду приводу до горизонтального валу, отримаємо остаточну довжину ременя L = 1250 мм.

    6. Уточнюємо міжосьова відстань передачі

    a = 0,25 · [L - D 1 + ], Де

    D 1 = 0,5 · p · (d р1 + d h 2) = 0,5 · 3,14 · (100 +200) = 471 мм,

    D 2 = 0,25 · (d р1 - d р2) 2 = 0,25 · (200-100) 2 = 2500 мм 2.

    a = 0,25 · [1250-471 + ] = 390 мм.

    Округлюємо отримане значення до найближчого з стандартного ряду чисел a = 430 мм.

    Приймаються кут обхвату на малому шківі

    .

    a 1 = 152 °> [a 1] = 120 °.

    Отже, кут обхвату на малому шківі має достатню величину.

    7. Допускається потужність, яку передає ремінь в заданих умовах експлуатації

    [P] = (P 0 · C a · C L +10 -4 · D T і · n 1) · C р.

    Визначимо P 0 - номінальну потужність, яку передає ремінь в певних умовах (a 1 = 180 °, u = 1, V = 10 м / с, довжина ременя L 0, спокійна навантаження)

    P 0 = 1,3.

    Значення коефіцієнтів C a, C L, D T і, C р, C z

    C a = 0,95 (коефіцієнт, що враховує вплив на тягову здатність кута обхвату).

    C L = 0,95 (коефіцієнт, що враховує реальну довжину ременя).

    D T і = 1,1 (поправка до моменту на швидкохідному валу).

    C р = 0,95 (коефіцієнт, що враховує режим роботи передачі, в даному випадки для однозмінній роботи).

    [P] = (1,3 · 0,95 · 0,95 +10 -4 · 1,1 · 1430) · 0,95 = 1,19 кВт.

    8. Необхідна кількість ременів з урахуванням нерівномірності навантаження на ремені

    .

    C z = 0,9 (коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між одночасно працюють ременями).

    z = 3,7.

    Приймаються z = 4, що менше z max = 6. Отже, передача буде мати допустиму кількість ременів.

    9. Сила попереднього натягу одного ременя

    .

    q m = 0,105 кг / м (маса одного метра довжини ременя).

    F 0 = 121 Н.

    10. Навантаження на вали передачі

    F рем = 940 Н.

    Кут між силою і лінією центрів передачі

    Q = 10 °.

    Якщо Q 20 °, то з достатнім ступенем точності можна приймати, що F рем спрямована по лінії центрів передачі.

    11. Перевіряємо частоту пробігів ременів на шківах

    n n = [N n] = 10 с -1.

    n n = = 8,3 с -1 <[n n].

    12. Розміри шківів кліноременних передач регламентовані ГОСТ 20889-80 - ГОСТ20897-80, розміри профілю канавок регламентовані ГОСТ 20898-80.

    5. Розрахунок муфт

    Для з'єднання окремих вузлів і механізмів в єдину кінематичний ланцюг використовуються муфти, різні типи яких можуть також забезпечити компенсацію зсувів з'єднуються валів (осьових, радіальних, кутових і комбінованих), поліпшення динамічних характеристик приводу, обмеження переданого моменту та інше.

    Найбільш поширені муфти стандартизовані чи нормалізовані. Вибір муфт проводиться в залежності від діаметра валу і переданого крутного моменту.

    1. Визначаємо розрахунковий момент муфти

    T рм = k · T м, де T м - номінальний момент на муфті (T м = T 2 = 163,6 Н · м), k - коефіцієнт режиму роботи.

    Приймаємо, що поломка муфти приводить до аварії машини без людських жертв.

    k = k 1 · k 2.

    k 1 = 1,2 (коефіцієнт безпеки; поломка муфти викликає аварію машини).

    k 2 = 1,3 (коефіцієнт, що враховує характер навантаження; навантаження з помірними поштовхами).

    k = 1,2 · 1,3 = 1,56.

    T рм = 1,56 · 163,6 = 255,2 Н · м.

    2. Муфта вибирається по каталогу таким чином, щоб виконувалася умова T рм T табл.

    З пружних компенсуючих муфт найбільше застосування мають такі: муфта пружна втулочно-пальцева типу МУВП за ГОСТ 21424-75 і муфта з гумовою зірочкою за ГОСТ 14084-76.

    За рекомендацією [5, с. 303, с. 304] приймаємо муфту пружну втулочно-пальцеву МУВП-40 по ГОСТ 21424-75, так як вона володіє великими компенсуючими можливостями і прийнята муфта має менші габарити (тип 2 - на короткі кінці валів).

    T рм T табл = 400 Н · м.

    3. Визначаємо силу F r м діє з боку муфти на вал, внаслідок неминучою неспіввісності з'єднуються валів.

    F r м = (0,2 ... 0,3) · F t м, де F t м - окружна сила на муфті, F t м = .

    Для МУВП d р = D 1 - діаметр окружності, на якій розташовані центри пальців.

    d р = D 1 = 242 мм.

    Окружна сила на муфті

    F t м = = 1350 Н.

    Отже, навантаження від муфти на вал

    F r м = (0,2 ... 0,3) · 1350 = (270 ... 405) М.

    Приймаються F r м = 338 Н.

    4. Перевіряємо можливість посадки муфти на вал редуктора. Визначаємо розрахунковий діаметр валу в місці посадки муфти

    У даному випадку M гір = 0; M верт = 0,5 · F r м · f 2.

    f 2 = 10 +110 = 120 мм. (Відстань від стінки редуктора до муфти або довжина напівмуфти).

    M верт = 0,5 · 338.0, 12 = 20,28 Н · м.

    Сумарний згинальний момент

    M = 20,28 Н · м.

    Еквівалентний момент

    M екв = 165 Н · м.

    Допустимі напруги [s] = 55 ... 65 МПа, приймаємо [s] = 55 МПа.

    Розрахунковий діаметр валу в місці посадки муфти

    d рм = 31,1 мм.

    З урахуванням ослаблення валу шпоночной канавкою маємо

    d рм = 1,1 · d рм = 1,1 · 31,1 = 34 мм.

    Остаточно приймаємо d рм = 35 мм.

    Таким чином, муфта проходить по посадковому діаметру валу і в подальших розрахунках діаметр валу під муфту приймається d м = 35 мм.

    6. Розрахунок валів

    Вихідні дані: крутний момент на швидкохідному (вхідному) валу редуктора T 1 = 48,19 Н ∙ м; крутний момент на тихохідному (вихідному) валу редуктора T 2 = 164 Н ∙ м; окружна сила в зубчастому зачепленні F t 1 = F t 2 = 1300 Н; радіальна сила в зубчастому зачепленні F r 1 = F r 2 = 473 Н; ширина шестерні b 1 = 60 мм, ширина колеса b 2 = 55 мм; ділильний діаметр шестірні d 1 = 72 мм; ділильний діаметр колеса d 2 = 252 мм; сила, що діє на вал, від натягу ременів F рем = 940 Н; додаткова сила, що діє з боку муфти, на вал F r м = 1350 Н.

    6.1. Орієнтовний розрахунок валів

    Визначимо середній діаметр валу з розрахунком лише на кручення при знижених допускаються напругах [2 стор 251]:

    ,

    де Т - крутний момент на валу, Н · мм; - Для редукторних та інших аналогічних валів, ;

    а) середній діаметр швидкохідного валу

    ;

    б) середній діаметр тихохідного валу

    .

    Попередньо оцінити діаметр проектованого валу можна, також орієнтуючись на діаметр вала, з яким він з'єднується (вали передають однаковий момент Т). Наприклад, якщо вал з'єднується з валом електродвигуна (або іншої машини), то діаметр його вхідного кінця можна прийняти рівним або близьким до діаметра вихідного кінця вала електродвигуна.

    6.2. Проектний розрахунок швидкохідного валу циліндричного редуктора

    Призначаємо довжини ділянок швидкохідного валу в залежності від моменту, що крутиться [4 стор 284]:

    f 1 = 60 мм; e = 104 мм.

    1. Визначаємо реакції опор в горизонтальній площині з умови рівноваги:

    ;

    звідси

    .

    Умова рівноваги:

    ;

    звідси

    .

    Виконаємо перевірку з умови рівноваги проекцій сил на вісь X:

    .

    Отже, реакції A X і B X знайдені вірно.

    2. Визначаємо реакції опор у вертикальній площині з умови рівноваги:

    ;

    звідки

    .

    Умова рівноваги:

    ;

    звідки

    .

    Виконаємо перевірку з умови рівноваги проекцій сил на вісь Y:

    .

    Реакції A Y і B Y знайдені вірно.

    3. Радіальне навантаження на опору А:

    .

    Радіальне навантаження на опору В:

    .

    4. Визначаємо згинальні моменти в характерних перерізах валу (використовуючи формули опору матеріалів).

    а) згинальний момент у горизонтальній площині під підшипником А, В: ;

    б) згинальний момент у вертикальній площині під підшипником А, В: ;

    в) згинальний момент під шестернею в горизонтальній і вертикальній площинах:

    горизонтальна: ; Вертикальна:

    г) згинальний момент під шківом ремінної передачі в обох площинах:

    5. Визначаємо діаметр валу в його характерних перерізах по залежності:

    ,

    де - Еквівалентний момент, Н · м, за III гіпотезі міцності (найбільших дотичних напружень)

    .

    Тут М - сумарний згинальний момент, , , - Згинальні моменти в перерізі в горизонтальній і вертикальній площинах, Н · м; Т - крутний момент в перерізі вала, Н · м; - Допустиме згинальної напруга, МПа.

    Для забезпечення достатньої жорсткості валу рекомендується прийняти в залежності від матеріалу і діаметра = (55 ... 65) МПа [6 стор 324].

    Приймаються = 60 МПа.

    6. Визначаємо розрахунковий діаметр валу під шестернею. Для цього перерізу маємо згинальний момент

    М гір = 5,6 Н · м; М вер = 12,2; Т 1 = 48,2 Н · м;

    отже ;

    .

    Тоді

    .

    З урахуванням ослаблення валу шпоночной канавкою, збільшуємо діаметр валу на 10 ℅. Таким чином, .

    Отриманий діаметр вала округляємо до найближчого більшого за
    ГОСТ 6636-69: приймаємо = 30 мм.

    Перевіримо можливість застосування насадной шестерні. Шестерня робиться насадной за умови .

    У нашому випадку d m 1 = 72 мм> 2 · 30 = 60 мм, шестерню можна зробити насадной.

    7. Визначаємо розрахунковий діаметр валу під підшипником В. Для цього перерізу маємо:

    М гір = 56,4 Н · м; М вер = 0 Н · м; Т 1 = 48,2 Н · м;

    отже ;

    .

    Тоді

    .

    8. Визначаємо розрахунковий діаметр валу під підшипником А. Для цього перерізу маємо:

    М гір = 0; М вер = 0; Т 1 = 48,2 Н · м;

    отже ;

    .

    Тоді

    .

    За ГОСТ 6636-69 по підшипником В з умови складання приймаємо d В = 22 мм.

    З метою уніфікації, а також забезпечення технологічності корпусу редуктора застосовуємо однакові підшипники з посадковим діаметрів вала d В = d А = 25 мм.

    9. Визначаємо розрахунковий діаметр валу під шківом ремінної передачі. Для цього перерізу маємо:

    М гір = 0 Н · м; М вер = 0 Н · м; Т 2 = 48,2 Н · м;

    отже ;

    .

    Тоді

    .

    З урахуванням ослаблення валу шпоночной канавкою, збільшуємо діаметр валу на 10 ℅. Таким чином, .

    За ГОСТ 6636-69 приймаємо = 20 мм.

    Таким чином, для даного валу маємо діаметри: d В = d А = d п = 25 мм, d шк = 20 мм, d ш = 30 мм.

    6.3. Проектний розрахунок тихохідного валу

    Призначаємо довжини ділянок тихохідного вала в залежності від моменту, що крутиться [4 стор 284]:

    f 2 = 120 мм; e 2 = 101 мм;.

    1. Визначаємо реакції опор у вертикальній площині з умови рівноваги:

    ;

    звідки

    .

    Умови рівноваги:

    ;

    звідки

    .

    Виконаємо перевірку з умови рівноваги проекцій сил на вісь Y:

    .

    Реакції З Y і D Y знайдені вірно.

    2. Визначаємо реакції опор в горизонтальній площині з умови рівноваги:

    ;

    звідки

    Умови рівновагу

    ;

    звідки

    Виконаємо перевірку з умови рівноваги проекцій сил на вісь X:

    .

    Отже, реакції З X і D X знайдені вірно.

    3. Радіальне навантаження на опору З

    .

    Радіальне навантаження на опору D:

    .

    4. Визначаємо згинальні моменти в характерних перерізах валу

    (Використовуючи формули опору матеріалів).

    а) згинальний момент у горизонтальній площині під підшипником С, D: ;

    б) згинальний момент у вертикальній площині під підшипником С, D: ;

    в) згинальний момент під колесом в горизонтальній і вертикальній площинах:

    горизонтальна: ; Вертикальна:

    г) згинальний момент під муфтою в обох площинах:

    5. Визначаємо розрахунковий діаметр валу під підшипником С. Для цього перерізу маємо:

    М гір = 0 Н · м; М вер = 162 Н · м; Т 2 = 164 Н · м;

    отже ;

    .

    Тоді

    .

    За ГОСТ 6636-69 приймаємо d C = 40 мм.

    Під підшипником D сприймаємо такий же діаметр, тобто d C = d D = d п = 40 мм.

    6. Визначаємо розрахунковий діаметр валу під колесом. Для цього перерізу маємо:

    М гір = 33 Н · м; М вер = 69 Н · м; Т 2 = 164 Н · м;

    отже ;

    .

    Тоді

    .

    З урахуванням ослаблення валу шпоночной канавкою, збільшуємо діаметр валу на 10 ℅. Таким чином, .

    Отриманий діаметр округляємо за ГОСТ 6636-69 з таким розрахунком, щоб діаметр під колесом

    , Тобто 37 +2 39 мм,

    за ГОСТ 6636-69 приймаємо = 42 мм.

    7. Діаметр валу під муфту визначено [см. п. 5] d м = 35 мм.

    Таким чином, для даного валу маємо діаметри: d C = d D = d п = 40 мм, d K = 42 мм, d М = 35 мм.

    6.4. Розрахунок вала на витривалість

    Приймемо, що нормальні напруження осей вигину змінюється по симетричному циклу, а дотичні осей крутіння - по пульсуючому циклу. Визначимо коефіцієнт запасу міцності для небезпечногоперетину валу і порівняємо з допускаються значенням запасу. Міцність дотримується при
    S> [S] = 1,5 ... 2,0.

    Коефіцієнти запасу визначаються за формулами:

    ,

    де - Коефіцієнти запасу відповідно по нормальних і дотичних напруженнях. Вони визначаються за формулами:

    ; ,

    де - Межі витривалості матеріалу вала; - Амплітуда і середня напруга циклів нормальних і дотичних напружень. Для симетричного циклу нормальних напружень = 0; - Ефективні коефіцієнти концентрації напружень; - Масштабні чинники; - Коефіцієнти якості поверхні, приймаємо рівним одиниці; - Коефіцієнти, що враховують вплив асиметрії циклу.

    Перевіримо на витривалість ведений (тихохідний) вал, так як крутний момент цього валу найбільший.

    Матеріал валу - сталь 45, нормалізація = 570 МПа; = 246 МПа;
    = 142 МПа.

    Розглянемо розтин під підшипників на нього діють згинальні і крутний моменти. Концентрація напружень викликана напресування підшипника.

    Сумарний згинальний момент:

    .

    Моменти опору вигину і крученню:

    ;

    .

    Коефіцієнти зниження меж витривалості:

    = 1 (шліфування); .

    Амплітуда нормальних напруг:

    .

    Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напруг:

    .

    Визначаємо коефіцієнти запасу міцності:

    ;

    ;

    .

    У розглянутому випадку умова S> [S] = 1,5 ... 2,0 виконується.

    7. Вибір і розрахунок підшипників

    7.1. Вибір підшипників швидкохідного валу

    Вихідні дані: радіальні навантаження на підшипники F rA = 260 Н, F rB = 2145 Н; зовнішня осьова навантаження F a 1 = 0 H; частота обертання валу п 1 = 735 об / хв; діаметр валу під підшипниками d n = 25 мм; відстань між підшипниками l = 104 мм; необхідний ресурс підшипників [L h] = 15000 год; режим роботи - помірні поштовхи; температура підшипникового вузла t <100 ˚ С.

    1. На підшипники діють радіальні зусилля, тому призначаємо радіальні однорядні шарикопідшипники за ГОСТ 8338-75 як найбільш поширений тип підшипників для передачі з циліндричними зубчастими колесами.

    2. Вибираємо схему установки підшипників.

    Схема установки радіально підшипників (в розпір, в розтяжку, із здвоєною опорою) призначається залежно від виду підшипників (кулькові або роликові), його внутрішнього діаметра d n і відстані між підшипниками l.

    У нашому випадку при d n = 25 мм і l = 104 мм приймаємо схему установки підшипників «в розпірку», для шарикопідшипників

    .

    3. Призначаємо типорозмір підшипника. Виходячи з того, що діаметр валу під підшипник дорівнює d n = 25 мм, призначаємо шарикопідшипник легкої серії: типорозмір 205, що має d n = 25 мм, D = 52 мм, динамічну вантажопідйомність З = 14 кН, статичну вантажопідйомність С 0 = 7 кН .

    4. Визначаємо основні складові радіальних навантажень на підшипники.

    Для шарикопідшипників

    ,

    де визначається за таблицею (у нашому випадку, для підшипника 205 маємо е = 0,19); - Радіальне навантаження на підшипник.

    У нашому випадку

    ;

    .

    Знаходимо значення осьових навантажень.

    У нашому випадку

    ,

    отже,

    ;

    .

    5. Визначаємо еквівалентну динамічне навантаження F Е. При змінному режимі навантаження, заданому графіком (див. завдання), для підшипників редуктора маємо

    ,

    де коефіцієнт довговічності

    .

    У нашому випадку коефіцієнт довговічності

    .

    Номінальна еквівалентна навантаження визначається по залежності

    .

    Тут - Кінематичний коефіцієнт, що враховує зниження довговічності при нерухомому внутрішньому кільці підшипника = 1.

    Коефіцієнт безпеки , Визначаємо за рекомендацією [4 стор 339] в залежності від характеру роботи. При навантаженні з помірними поштовхами приймаємо = 1,4.

    Температурний коефіцієнт , Що вводиться при температурі підшипникового вузла t <100 ˚ C, температурний коефіцієнт = 1 при t <100 ˚ C.

    і - Радіальна та осьова навантаження на підшипники, що виникають при дії номінального моменту T ном.

    X, Y - коефіцієнти радіальної і осьової навантаження, призначувані для конічних роликопідшипників за ГОСТ 18855-82 в залежності від ставлення .

    У нашому випадку для підшипника I (підшипник А) маємо

    .

    Тоді X I = 1; Y I = 0 (був прийнятий раніше за каталогом).

    Для підшипника II (підшипник В) аналогічно

    Таким чином,

    .

    .

    Тому що найбільш навантаженим виявився підшипник II (опора В), то всі подальші розрахунки будимо виробляти для цього підшипника.

    6. Розрахуємо довговічність призначеного підшипника 208 В

    .

    Для шарикопідшипників приймають р = 3.

    Коефіцієнт, що враховує спільне вплив якості металу та умова експлуатації (мастило, перекіс підшипника), а 23 = 0,75 залежить від типу підшипника і розрахункових зусиль.

    Коефіцієнт а 1 = 1, залежить від рівня надійності Р (імовірності безвідмовної роботи).

    7.2. Вибір підшипників тихохідного валу

    Вихідні дані: радіальні навантаження на підшипники F r С = 3255 Н, F rD = 1514 Н; частота обертання валу п 2 = 215 об / хв; діаметр валу під підшипниками d n = 40 мм; відстань між підшипниками l = 101 мм; потрібний ресурс підшипників [L h] = 15000 год; режим роботи - помірні поштовхи; температура підшипникового вузла t <100 ˚ С.

    1. На підшипники діють радіальні зусилля, тому призначаємо однорядні радіальні шарикопідшипники за ГОСТ 8338-75 як найбільш поширений тип підшипників для передачі з циліндричними зубчастими колесами.

    2. Вибираємо схему установки підшипників.

    Схема установки радіальних підшипників (в розпір, в розтяжку, із здвоєною опорою) призначається залежно від виду підшипників (кулькові або роликові), його внутрішнього діаметра d n і відстані між підшипниками l.

    У нашому випадку при d n = 40 мм і l = 101 мм приймаємо схему установки підшипників «в розпір», для шарикопідшипників

    .

    3. Призначаємо типорозмір підшипника. Виходячи з того, що діаметр валу під підшипник дорівнює d n = 40 мм, призначаємо шарикопідшипник легкої серії: типорозмір 208, що має d n = 40 мм, D = 80 мм, динамічну вантажопідйомність С = 25,2 кН, статичну вантажопідйомність С 0 = 17,8 кН.

    4. Визначаємо основні складові радіальних навантажень на підшипники.

    Для шарикопідшипників

    ,

    де визначається за таблицею (у нашому випадку, для підшипника 208 маємо е = 0,19); - Радіальне навантаження на підшипник.

    У нашому випадку

    ;

    .

    Знаходимо значення осьових навантажень.

    У нашому випадку

    ,

    отже,

    ;

    .

    5. Визначаємо еквівалентну динамічне навантаження F Е. При змінному режимі навантаження, заданому графіком (див. завдання), для підшипників редуктора маємо

    ,

    Де вибір номінальної еквівалентної навантаження і де коефіцієнта довговічності був описаний раніше

    Таким чином,

    .

    .

    Тому що найбільш навантаженим виявився підшипник I (опора С), то всі подальші розрахунки будимо виробляти для цього підшипника.

    6. Розрахуємо довговічність призначеного підшипника 208 З

    .

    Для шарикопідшипників приймають р = 3.

    Коефіцієнт, що враховує спільне вплив якості металу та умова експлуатації (мастило, перекіс підшипника), а 23 залежить від типу підшипника і розрахункових зусиль.

    Коефіцієнт а 1 залежить від рівня надійності Р (імовірності безвідмовної роботи).

    8. Вибір шпонок

    Шпонки призматичні з округленими торцями. Розміри перерізів шпонок, пазів і довжини шпонок визначаємо за ГОСТ 23360-78. матеріал шпонок - сталь 45 нормалізація.

    Визначимо напругу зминання і умова міцності за формулою:

    ,

    де Т - обертаючий момент, що передається шпонкою; d - діаметр валу на якому встановлена ​​шпонка; b, h, l - відповідно ширина, висота і довжина шпонки; t 1 - глибина паза валу під шпонку.

    см] = 100 ... 120 МПа - напруга, що допускається зминання при сталевий маточині. см] = 50 ... 70 МПа - напруга, що допускається зминання при чавунної маточині.

    Ведучий (швидкохідний) вал

    З двох шпонок - під шестернею і під шківом.

    • шпонка під шестернею:

    d = 25 мм; b x h = 8 x 7; t 1 = 4мм; l = 56 мм (при довжині маточини
    шестерні 60 мм):

    .

    • шпонка під шківом:

    d = 20 мм; b x h = 6 x 6; t 1 = 3, 5 мм; l = 56 мм

    .

    Підпорядкованому (тихохідний) вал.

    З двох шпонок - під зубчастому колесом і під муфтою - більш навантажена друга (менше діаметр валу і тому менше розміри поперечного перерізу шпонки). Повіримо шпонку під муфтою: d = 35 мм;

    b x h = 10 x 8; t 1 = 5 мм; l = 90 мм (при довжині маточини муфти 96 мм); момент Т 2 = 164 Н · м: .

    Умова σ см <[σ см] виконується у всіх розглянутих випадках.

    9. Вибір мастила, зачеплення підшипників

    Економічність і довговічність машини у великій мірі залежить від правильності вибору мастильного матеріалу. Звичайно значення коефіцієнтів тертя в парах тертя знижується із зростанням в'язкості мастильного матеріалу, але разом з тим підвищуються гідромеханічні втрати на перемішування мастильного матеріалу.

    Для змащування зубчастих передач зі сталевими зубами орієнтовне значення в'язкості масла визначається за рис. 19.1 (заштрихована зона) залежно від фактора [2 стор 346]:

    ,

    де - Твердість по Віккерсу активних поверхонь зубів ( = 286); - Контактні напруги, МПа ( = 476 МПа); - Окружна швидкість в зачепленні, м / с ( = 2,8 м / с).

    Отже:

    З рекомендованого діапазону значень в'язкості вибирають величину, найбільш відповідну конкретних умов. Верхня межа рекомендується призначати при зубчастих колесах зі сталі однієї марки або, якщо хоча б одне з них виконано з нікелевої або хромоникельовой сталі.

    При = 231, в'язкість масла . По таблиці 19.1

    [2 стор 345] визначаємо марку масла: при в'язкості відповідає індустріальному маслу (ГОСТ 20799-75) І-100А.

    Обсяг даного масла необхідного для нормальної роботи дорівнює

    V = 2 л.

    При змащення зануренням конічних зубчастих коліс рівень масла у ванні повинен забезпечувати змочування зубів одного з коліс по всій довжині зуба.

    Підшипники змащуємо пластичним мастильним матеріалом, закладаємо в підшипникові пари при монтажі. Сорт мастила вибираємо за таблицею 19.2 [2 стор 345] - солідол жировий УС-2 ГОСТ 1033-79.

    Список використаної літератури

    1. Іванов М.М. Деталі машин. - М.: Вищ. шк., 1984. - 336 с.

    2. Курсове проектування деталей машин / В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державіц, І.К. Ареф'єв та ін - К.: Вища, 1984. - 400 с.

    3. Дунаєв П.Ф. Конструювання вузлів і деталей машин: Учеб. посібник для вузів. - 3-е изд., Перераб. і доп. - М.: Вищ. школа, 1978. - 352 с.

    4. Чернін І.М., Кузьмін А.В., Іцкович Г.М. Розрахунки деталей машин. - Мінськ: Вишейшая школа, 1978. - 472 с.

    5. Деталі машин. Атлас конструкцій. Кол. Авторів за ред. д-ра техн. Наук Д.М. Решетова. Вид. Третій переробці. і доп. М., изд-во «Машинобудування», 1970, 360 стор

    6. Решетов Д.Н. Деталі машин. - М.: Машинобудування, 1989. - 496 с.

    Додати в блог або на сайт

    Цей текст може містити помилки.

    Виробництво і технології | Курсова
    210.8кб. | скачати


    Схожі роботи:
    Редуктор циліндричний двоступінчастий
    Редуктор триступеневий циліндричний
    Редуктор конічний-циліндричний Розробка і
    Одноступінчатий циліндричний редуктор з ланцюговою передачею
    Одноступінчатий горизонтальний циліндричний редуктор з шевронами зубом і клиноремінною передачею
    Сталевий вертикальний циліндричний резервуар ємністю 5000 м3
    Двоступінчастий редуктор
    Черв`ячний редуктор
    Редуктор зубчастий прямозубих
    © Усі права захищені
    написати до нас