Проектирование конического редуктора

Введение

Цель курсовогопроектирования– систематизировать,закрепить,расширитьтеоретическиезнания, а такжеразвитьрасчетно-графическиенавыки студентов.Основные требования,предъявляемыек создаваемоймашине: высокаяпроизводительность,надежность,технологичность,минимальныегабариты имасса, удобствов эксплуатациии экономичность.В проектируемыхредукторахиспользуютсяразличныепередачи. Передачиклассифицируются:

По принципудействия:

а) с использованиемсил трения (фрикционные,ременные).

б) работающиев результатевозникновениядавления междузубьями и кулачками.

Проектируемыйпривод состоит(Рисунок иззадание) изэлектродвигателя(1), клиноременнойпередачи (2),коническогозубатого редуктора(3), кулачково-дисковоймуфты.

Шнековыйпресс непрерывногодействия производитвыдавливаниесока из предварительноизмельченныхи обработаннымиферментнымипрепаратамиплодов и ягод.Через загрузочнуюворонку в корпусесырье попадаетк винтовомушнеку (5) с полымрабочим валом,помещеннымвнутри цилиндра(6). При вращениишнека происходитперемещениямассы внутрицилиндра сотжатием сока.Степень отжатиярегулируетсяконусом (7). Полученныйсок отводитсячерез отверстияв цилиндре (6)и в полом валу.

1. 
   Выборэлектродвигателя.Кинематическийи
   силовой расчетпривода

1. Выборэлектродвигателя

Исходныеданные:

1. Мощностьна валу барабана– Р₃=2,6кВт.

2. Частотавращения барабана– n₃=50об/мин.

3. Синхроннаячастота вращениявала двигателя– n_С=750об/мин.

Принимаютсяследующиезначения КПДпо таблице 1.1[1, с 5]:

• ₁=0,95– КПД клиноременнойпередачи;

• ₂=0,96– КПД закрытойзубчатой передачис коническимиколесами;

• ₃=0,99– КПД парыподшипников.

ОбщийКПД определяетсяпо формуле [1,с 4, ф (1.2)]:

_ОБЩ=₁₂₃²(1.1)

_ОБЩ=0,950,960,99²=0,894

Определяетсятребуемаямощностьэлектродвигателяпо формуле
[1,с 4, ф (1.1)]:

(1.2)

кВт.

По ГОСТ 19523-81принимаетсяисходя из синхроннойчастоты вращенияэлектродвигательмарки 4АМ112МВ8У3,характеристикикоторого:

• Мощностьдвигателя –Р_ДВ=3кВт.

• Номинальнаячастота вращения– n_НОМ=700об/мин.

Рисунок 1 –Кинематическаясхема привода

Угловаяскорость

(1.3)

рад/с.

2. Кинематическийрасчет привода

Определяемобщее передаточноечисло приводапо формуле [1,с 8]:

(1.4)

В соответствиис рекомендацией[1, с 7] производитсяразбивка общегопередаточногочисла на частныесоставляющие:

• для клиноременнойпередачи U=24;

• для зубчатойU=26.

Предварительнопринимаетсяпо ГОСТ дляU₂=5тогда определяетсячисло дляклиноременнойпередачи поформуле [1, с 8]:

(1.5)

Определяютсячастоты вращениявалов привода:

I вал:

об/мин,

II вал:

об/мин,

IIIвал: об/мин.

Определяютсяугловые скоростивалов:

I вал:

рад/с,

II вал:

рад/с,

III вал:

рад/с.

3. Силовойрасчет

Определяютсямощность навалах привода:

I вал:Р₁=Р_ДВ=2,9кВт,

II вал:Р₂=Р₁₁₃=2,90,950,99=2,7кВт,

III вал:Р₃=Р₂₂₃=2,70,960,99=2,6кВт.

Определяютсявращающиемоменты навалах привода:

I вал:

Нм,

II вал:

Нм,

III вал:

Нм.

Кинематическиеи силовые зависимостисводятся втаблицу 1

Таблица 1 –Параметрыпривода

№ вала	Частота вращения,об/мин	Угловая скорость,рад/с	Вращающиймомент, Нм	Передаваемаямощность, кВт	Передаточноечисло
I	700	73,3	39,56	2,9	2,8
II	250	26,2	103,5	2,7		5
III	50	5,2	500	2,6

2. 
   
   Расчетклиноременнойпередачи

Исходныеданные:

1. Передаваемаямощность – Р=2,9 кВт.

2. Вращающиймомент на ведущемвалу – Т₁=39,56 Нм.

3. Частотавращения ведущегошкива – n₁=700об/мин.

4. Угловаяскорость ведущегошкива – ₁=73,3рад/с.

5. Передаточноечисло – U₁=2,8.

6. Режим работысредний числосмен – 2.

2.1 Определениегеометрическихпараметров

По номограмме[1, с 134] по частотевращения ведущегошкива и передаваемоймощности принимаетсясечение клиновогоремня «Б».

Определяемдиаметр ведущегошкива по формуле:

(2.1)

мм,

По ГОСТ 20898-75принимаетсядиаметр шкиваd₁=125мм.

Диаметрведомого шкиваопределяетсяпо формуле [1,с 130, ф (7.25)]:

d₂=d₁U(1-)(2.2)

где– коэффициентскольжения, =0,02 [1, с 20].

d₂=1252,8(1-0,02)=343мм,

Принимаемпо ГОСТ d₂=355мм.

Уточняемпередаточноечисло передачипо формуле:

(2.3)

Определяютсямежосевыерасстояния,по формулам[1, с 130, ф (7.26)]

минимальное:

a_min=0,55(d₁+d₂)+T₀,(2.4)

гдеТ₀– высота сеченияремня, для типа«Б» Т₀=10,5мм,

a_min=0,55(125+355)+10,5275мм.

максимальное:

a_max=d₁+d₂(2.5)

a_max=125+355=480мм.

расчетное:

(2.6)

мм.

применяемa=380мм.

Определяетсярасчетная длинаремня по формуле[1, с 121, ф (7.7)]:

(2.7)

мм,

По ГОСТ 12841-80принимаетсядлина ремняL_P=1600мм.

Уточняеммежосевоерасстояниепо формуле [1,с 137, ф (7.27)]:

(2.8)

где

w=0,5(d₁+d₂)(2.9)

y=(d₁-d₂)²(2.10)

w=0,53,14(125+355)=754мм,

y=(125-355)²=52900мм,

мм.

Определяетсяугол обхватаведущего шкивапо формуле [1,с 137, ф (7.28)]:

(2.11)

,

т. к. =147є43^/>[]=120є– угол обхватадостаточный.

Определяемчисло ремнейпо формуле:

(2.12)

гдеС_Р– коэффициентучитывающийрежим и условияработы передачи,принимаетсяпо таблице 7,10[1, с 136], С_Р=1,2;

С_L– коэффициентучитывающийрежим и условия,принимаетсяпо таблице 7,9[1, с 135], С_L=0,92;

С_z– коэффициентучитывающийчисло ремней,в передачепредполагаяz=23 [1, с 135], С_z=0,95;

С_– коэффициентучитывающийугол обхватаведущего шкива,при =147є38’С_=0,90;

Р₀– мощностьпередаваемаяодним клиновымремнем типа«Б», по таблице7,8 [1, с 132] Р₀=2кВт.

Принимаемz=3.

Определяемширину ободашкива по формуле[1, с 138]:

B=(z-1)l+2f(2.13)

гдеl=19мм, f=12,5мм –параметрыканавок шкиваиз таблицы 7,12[1, с 138].

B=(3-1)19+212,5=63мм.

2.2 Определениенатяженияветвей

Натяжениеветвей определяетсяпо формуле [1,с 136, ф (7.30)]:

(2.13)

гдеV– окружнаяскорость ремня,м/с;

– коэффициент,учитывающийцентробежнуюсилу, при сечении«Б» =0,18[1, с 136].

(2.14)

м/с.

Н.

2.3 Определениесилы действующейна вал

По формуле[1,с 136, ф (7.31)]:

(2.15)

Н.

3. 
   Расчетзубчатых колесредуктора

Исходныеданные:

1. Передаваемаямощность – Р=2,7 кВт.

2. Вращающиймомент на ведущемвалу – Т₂=103,5 Нм.

3. Вращающиймомент на ведомомвалу – Т₃=500 Нм.

4. Частотавращения ведущеговала – n₂=250об/мин.

5. Частотавращения ведомоговала – n₃=50об/мин.

6. Угловаяскорость ведущеговала – ₂=26,2рад/с.

7. Передаточноечисло – U₂=5.

3.1 Выбор материалаколес

Дляшестерни примемсталь 40Х улучшеннуюс твердостьюНВ 270; для колесасталь 40Х улучшеннойтвердостьюНВ 245.

Допускаемоеконтактныенапряженияпо формуле [1,с 33, ф (3.9)]:

(3.1)

где_Hlimb– предел контактнойвыносливостипри базовомцикле, значенияпо таблице 3.2[1, с 34];

К_HL– коэффициентдолговечности,при длительнойэксплуатацииК_HL=1;

[S_H]– коэффициентбезопасности,[S_H]=1,15;

_Hlimb=2HB+70=2·245+70=560MПа.

МПа.

3.2Определениегеометрическихпараметровконическойпередачи

Внешнийделительныйдиаметр колеса,по формуле [1,с 49, ф (3.29)]:

(3.2)

гдеТ₃– вращающиймомент IIIвала, Т₃=500Нм;

K_Hβ– коэффициентпри консольномрасположениишестерни 1,35;

U –передаточноечисло, U=5;

ψ_bRe– коэффициентширины венцапо отношениюк внешнемуконусномурасстоянию,ψ_bRe=0,285;

К_d–для прямозубыхпередач К_d= 99

мм,

Принимаемпо ГОСТ 1289-76 ближайшеестандартноезначение d_e2=400мм.

Примем числозубьев шестерниz₁=25,

Тогда, поформуле

(3.3)

Внешнийокружной модуль,по формуле:

(3.4)

мм.

Углы делительныхконусов:

(3.5)

(3.6)

Внешнееконусное расстояниеR_e:

(3.7)

мм.

Дина зубаb

(3.8)

мм,

Принимаемb=60мм.

Внешнийделительныйдиаметр шестерни,по формуле:

d_e1=m_ez₁(3.9)

d_e1=m_ez₁=3,225=80мм.

Среднийделительныйдиаметр шестерни

d₁=2(R_e-0,5b)sin(3.10)

d₁=2(203,96-0,560)sin11є19’=68,3мм.

Внешниедиаметры шестернии колеса (повершинам зубьев):

d_aei=d_ei+2m_ecos_i(3.11)

d_ae1=80+23,2cos11є19’=86,3мм

d_ae2=400+23,2cos78є41’=401,3мм.

Среднийокружной модуль

(3.12)

мм.

Коэффициентширины шестернипо среднемудиаметру

(3.13)

Средняяокружная скоростьколес:

(3.14)

м/с.

Для коническихколес назначаем9-ю степень точности.

3.3 Проверкапо контактнымнапряжениям

Дляпроверки контактныхнапряженийопределяемкоэффициентнагрузки:

K_H=K_HβK_HαK_HV(3.15)

гдеK_H– коэффициент,учитывающийраспределениенагрузки подлине зуба, при Ψ_bd=0,6при консольномрасположенииколес и твердостиHBK_H=0,56;

K_H– коэффициент,учитывающийраспределениенагрузки междупрямыми зубьями,К_Нα=1,05;

K_HV– коэффициентучитывающийдинамическуюнагрузку взацеплении,для прямозубыхколес при V5м/с,К_HV=1,05.

К_Н=1,23·1,0·1,05=1,3

Проверяемконтактноенапряжение,по формуле [1,с 47, ф (3.27)]:

(3.16)

МПа_Н]=485МПа.

3.4 Силы в зацеплении

Окружная

(3.17)

Н.

радиальнаядля шестерни,равная осевойдля колеса,

F_r1=F_a2=F_t·tgα·cosδ₁(3.18)

F_r1=F_a2=3030·tg20є·cos11є19’=1081Н.

осеваядля шестерни,равная радиальнойдля колеса,

F_a1=F_r2=F_t·tgα·sinδ₁(3.19)

F_a1=F_r2=3030·tg20є·sin11є19’=216Н.

3.5Проверка зубьевна выносливостьпо напряжениямизгиба

Определяемпо формуле [1,с 50, ф (3.31)]:

(3.20)

гдеК_F– коэффициентнагрузки;

Y_F– коэффициентформы зуба,выбираем взависимостиот эквивалентногочисла зубьев;

_F– опытныйкоэффициент,учитывающийпонижениенагрузочнойспособностиконическойпрямозубойпередачи посравнению сцилиндрической,
_F=0,85.

K_F=K_FK_F(3.21)

гдепри Ψ_bd=0,65,консольномрасположенииколес, валахна рожковыхподшипникахи твердостиНВ350значения К_Fβ=1,38;

при твердостиНВ350,скорости V5м/с и девятойстепени точностиК_F=1,45.

K_F=1,38·1,45= 2

Эквивалентныечисла зубьевопределяютсякак:

(3.22)

Для шестерни

Для колеса

При этомY_F1=2,33;Y_F2=1,82

Допускаемоенапряжениепри проверкезубьев навыносливостьпо напряжениямизгиба.

(3.23)

где

– пределвыносливостипри эквивалентомчисле циклов;

– коэффициентзапаса прочности.

Для стали40Х улучшеннойпри твердости НВ

=1,8НВ(3.24)

Для шестерни

=1,8·270=490МПа,

для колеса

=1,8·245=440МПа.

Коэффициентзапаса прочности

[S_F]=[S_F]^|[S_F]^||(3.25)

где [S_F]^|= 1,75

для поковоки штамповок[S_F]^||= 1.

Отсюда

[S_F]=1,75·1=1,75.

Допускаемыенапряженияпри расчетезубьев навыносливость:

для шестерни

МПа,

для колеса

МПа.

Дляшестерни отношение

МПа,

для колеса

МПа,

Дальнейшийрасчет ведемдля зубьевшестерни, таккак полученноеотношение длянего меньше.

Проверяемзуб колеса, поформуле (3.20):

МПа_F]=280МПа.

4.Предварительныйрасчет валовредуктора

Расчет редукторавыполним накручение попониженнымдопускаемымнапряжениям.

Крутящиемоменты в поперечныхсечениях валов:

ведущегоТ_К1=Т₂=103,5Нм;

ведомогоТ_К2=Т₃=500Нм;

Определяемпо формуле:

(4.1)

4.1 Ведущийвал

Диаметрвыходного концапри допускаемомнапряжении[_К]=25МПа
(Рис.2)

мм,

принимаемd_В1=28мм.

Диаметр подподшипникпринимаемd_П1=35мм; т.к.диаметр впадинмал, то шестернювыполняемзаодно с валом.

4.2 Ведомыйвал

Диаметрвыходного концавала d_В2определяемпри [_К]=25МПа
(Рис.3)

мм,

Чтобыведомый валредуктора можнобыло соединитьс помощью цепной муфты, принимаемd_В2=50мм.

Диаметр подподшипникпринимаемd_П2=55мм;диаметр подзубчатым колесом d_К2=60мм.

Рисунок 2 –Ведущий вал

Рисунок 3 –Ведомый вал

5.Конструктивныеразмеры шестернии колеса

Шестернювыполняем заодно с валом.

Колесо.

Коническоезубчатое колесокованное.

Его размеры:d_ae2=401,3 мм.

Диаметрступицы d_cm≈ 1,6·d_k2=1,6·60≈96 мм;

Длинна ступицыl_cm=(1,2ч1,5)·d_k2=(1,2ч1,5)·60=72ч90 мм;

принимаемl_cm=72мм.

Толщина ободаδ_о=(3ч4)·m=(3ч4)·2,73=8ч11;принимаем δ_о=12 мм.

Толщина дискаС =(0,1ч0,17)·R_e=(0,1ч0,17)·203,96=20,4ч34,7 мм,принимаем
С=22 мм.

6.Конструктивныеразмеры корпусаредуктора

Рассчитываемпо соотношениям[1, с 241, табл. 10.2].

Толщинастенок корпусаи крышки.

δ=0,05·R_e+1=0,05·203,96+1=11,2 мм,

принимаемδ=12мм.

δ=0,04·R_e+1=0,04·203,96+1=9,2 мм,

принимаемδ=12мм.

Толщинафланцев (поясов)корпуса и крышки:

верхнегопояса корпусаи пояса крышки:

b=1,5·δ=1,5·12=18мм,

b₁=1,5·δ₁=1,5·10=15мм,

нижнего поясакорпуса:

p₁=2,35·δ₁=2,35·12=28мм.

Диаметрыболтов:

фундаментных,

d₁=0,055R_e+12=0,055203,96+1223мм,

принимаемфундаментныеболты с резьбойМ24.

болтов, крепящихкрышку к корпусуу подшипника,

d₂=(0,70,75)d₁=(0,70,75)24=16,818мм,

принимаемболты с резьбойМ16.

болтов, соединяющихкрышку с корпусом,

d₃=(0,50,6)d₁=(0,50,6)24=1214,4мм,

принимаемболты с резьбойМ14.

7.Первый этапкомпоновкиредуктора

Выбираемспособ смазывания;зацеплениезубчатой пары– окунаниезубчатогоколеса в масло;для подшипниковпластичныйсмазочныйматериал. Раздельноесмазываниепринято потому,что один изподшипниковведущего валаудален, и этозатрудняетпопаданиемасляных брызг.

Камеры подшипниковотделяем отвнутреннейполости корпусамазеудерживающимикольцами.

Намечаемдля валовроликоподшипникиконическиеоднорядныелегкой серии:

Таблица 2 –Параметрыподшипников

Условноеобозначениеподшипника	d	D	T	C	B	r	r1	c	c0	е
	мм							кН
7207	35	72	18,25	15	17	2	0,8	38,5	26	0,37
7211	55	100	23	18	21	2,5	0,8	65	46	0,37

Наносимгабариты подшипниковведущего вала(миллиметровка),наметив предварительновнутреннююстенку корпусана расстоянииx=10мм отторца шестернии отложив зазормежду стенкойкорпуса и торцомподшипника
y₁=10мм.

При установкерадиально-упорныхподшипниковнеобходимоучитывать,чторадиальныереакции считаютприложеннымик валу в точкахпересечениячнормалей, проведенныхк серединамконтактныхплощадок [1, с 217, табл. 9.21].

Для однородныхконическихроликоподшипников,по формуле
[1,с 218, ф (9.11)]:

(7.1)

мм.

Размерот среднегодиаметра шестернидо реакцииподшипника

f₁=53+16=69мм.

Принимаемразмер междуреакциямиподшипниковведущего вала

C₁≈(1,4ч2,3)·f₁=(1,4ч2,3)·69=96,6ч158,7 мм,

принимаемС₁=120мм.

Намечаемположение шкиваременной передачии замеряемрасстояниеот линии реакцииближнего к нейподшипника:

мм.

Размещаемподшипникиведомого вала,наметив предварительновнутреннююстенку корпусана расстояниих=10 ммот торца ступицыколеса и отложивзазор междустенкой корпусаи торцом подшипникаy₂=10мм.

Для подшипников7211 размеры

мм.

Определяемзамером размерА – отлинии реакцииподшипникадо оси ведущеговала. Корпусредукторавыполним симметричнымотносительнооси ведущеговала и применимразмер А^/=А=106мм.

Замеромопределяемрасстояниеf₂=72мм и

С₂=(1,4ч2,3)·72=100,8ч165,6мм,

принимаемС₂=140мм.

8. Проверкадолговечностиподшипников

8.1 Ведущийвал (рисунок4)

Силы, действующиев зацеплении:

F_t=3030H,F_r1=F_a2=1081H,F_a1=F_r2=216H.

Нагрузкана вал от ременнойпередачи F_в=1291H.

Первый этапкомпоновкидал: f₁=69мм, С₁=120мм, l₃=100мм.

8.1.1 Определениенагрузок наопоры валов

Реакция опор.

В плоскостиXZ

-R_x1·C₁+F_вl₃+F_t·(f₁+С₁)=0

Н,

-R_x2·C₁+F_в(l₃+С₁)+F_t·f₁=0

Н,

Проверка:

R_x2–R_x1+F_t-F_в=4109,1-5848,1+3030-1291=0.

В плоскостиYZ

Н,

Рисунок4 – Расчетнаясхема ведущеговала (Нмм)

Н,

Проверка:

R_y2–R_y1+F_r=560,1-1641,1+1081=0.

Суммарныереакции:

Н,

Н.

Осевые составляющиерадиальныхреакций коническихподшипников,по формуле [1,с 216, ф (9.9)]:

S=0,83·eP_r(8.1)

S₂=0,83·eP_r2=0,83·0,37·4147,1=1273,6 H,

S₁=0,83·eP_r1=0,83·0,37·6074=1865,3 H.

здесь дляподшипников7207 и 7211 параметросевого нагруженияe=0,37(табл. 2).

Осевые нагрузкиподшипников.

В этом случаеS₁>S₂,F_a>0,[1, с 217, табл. 9.21] тогда

P_a1=S₁=1865,3 H,

P_a2=S₁+F_a=1865,3+216=2081,3H.

8.1.2Определениедолговечностиопоры валов

Рассмотримлевый подшипник.

Отношение

,поэтому следуетучитыватьосевую нагрузку.

Эквивалентнаянагрузка поформуле, [1, с 212, ф(9.3)]:

P_э2=(X·V·P_r2+Y·P_a2)·K_·К_Т(8.2)

гдеV– коэффициент,при вращениивнутреннегокольца V=1;

для заданныхусловий X=0,4;Y=1,565;K_=К_Т=1 [1, с 212, табл. 9.18-9.20];

Эквивалентнаянагрузка

Р_э2=(0,4·14147,1+1,565·2081,3)11=4916,1Н.

Расчетнаядолговечность(млн.об), по формуле[1, с 211, ф (9.1)]:

(8.3)

гдеР– показательстепени, дляроликоподшипниковР=10/3.

млн. об.

Расчетнаядолговечность(ч.)

(8.4)

гдеn– частота вращенияведущего вала,n=250об/мин (пункт1.2).

часов.

Рассмотримправый подшипник.

Отношение

,поэтому приподсчетеэквивалентной нагрузкиосевые силыне учитываются

Эквивалентнаянагрузка поформуле:

P_э1=V·P_r1·K_·К_Т(8.5)

Р_э2=6074·111=6074Н.

Расчетнаядолговечность(млн.об):

млн. об.

Расчетнаядолговечность(ч.)

часов.

8.2 Ведомыйвал (рисунок5)

Из предыдущихрасчетов F_t=3030H;F_r=216H;F_a=1081H.

Первый этапкомпоновкидал f₂=72мм; С₂=14040нок 6ал.эквивалентнойнагрузки осевыесилы не учитываютсяь, чторадиальныереакции считаютприложеннымик валу в точкахпер мм.

8.2.1 Определениенагрузок наопоры валов

Реакция опор.

В плоскостиXZ

-R_x3·(C₂+f₂)+F_t·f₂=0

Н,

R_x4·(C₁+f₂)-F_t·C₂=0

Н,

Проверка:

R_x3+R_x4-F_t=1029,1+2000,9-3030=0.

В плоскостиYZ

Рисунок5 – Расчетнаясхема ведомоговала (Нмм)

Н,

Н,

Проверка:

R_y3–R_y4+F_r=946,5-1162,5+216=0.

Суммарныереакции:

Н,

Н.

Осевые составляющиерадиальныхреакций коническихподшипников,по формуле(8.1):

S₃=0,83·0,37·1398,2=429,4H,

S₄=0,83·0,37·2314,1=710,7H.

Осевые нагрузкиподшипников.

В этом случае

S₃4,

S₄-S₃=710,7-429,4=281,3Н

[1, с 217, табл. 9.21]тогда

P_a3=S₃=429,4 H,

P_a4=S₃+F_a=429,4+1081=1510,4H.

8.2.2Определениедолговечностиопоры валов

Так как вкачестве опорведомого валапримененыодинаковыеподшипникилегкой серии7211, то долговечностьопределим дляболее нагруженногоправого подшипника.

Отношение

,поэтому следуетучитыватьосевую нагрузку.

Эквивалентнаянагрузка:

Р_э4=(0,4·12314,1+1,565·1510,4)11=3289,4Н.

Расчетнаядолговечность(млн.об):

млн. об.

Расчетнаядолговечность(ч.)

часов.

Полученныедолговечностиболее требуемой.Подшипникиприемлемы.

9.Второйэтап компоновкиредуктора

Взаимноерасположениеподшипниковфиксируемраспорнойвтулкой иустановочнойгайкой М33Ч1,5 спредохранительнойшайбой. Толщинустенки втулкиназначают

(0,1ч0,15)d_П(9.1)

принимаемее равной 0,15·35=5мм.

Подшипникиразмещаем встакане, толщинастенки которого

(9.2)

где, D– наружныйдиаметр подшипника,D=72мм.

мм

Очеркиваемвсю внутреннююстенку корпуса,сохраняя величинызазоров, принятыхв первом этапекомпоновких=10 мм,y₂=10мм.

Для фиксациизубчатое колесоупирается содной стороныв утолщениевала

 66 мм,а с другой – вмазеудерживающеекольцо; участоквала 60 ммделаем корочеступицы колеса,чтобы мазеудерживающееколесо 55 ммупиралось вторец колеса,а не в буртиквала; переходвала от 60 мм к55 ммсмещен на

2–3 ммвнутрь зубчатогоколеса.

Наносимтолщину стенкикорпуса δ_к=12мм иопределяемразмеры основныхэлементовкорпуса [1, с 240,§10.2].

Определяемглубину гнездапод подшипник

L_Г≈ 1,5·Т₂(9.3)

гдеТ₂– ширина подшипника7211, Т₂=23мм.

L_Г=1,5·23=34,5 мм.

10.Проверка прочностишпоночныхсоединений

Шпонкипризматическиесо скругленнымиторцами.

Размерысечений шпоноки пазов и длинышпонок по СТСЭВ 189–75 [1, с 169, табл.8.9].

Материалшпонок – сталь45 нормализованная.Напряжениясмятия и условиепрочности поформуле [1, с 170, ф(8.22)]:

(10.1)

гдеТ– передаваемыйвращающиймомент, Нмм;

d– диаметр валав месте установкишпонки;

h– высота шпонки;

t₁t– глубинапаза;

b– ширина шпонки.

Допускаемыенапряжениясмятия пристальной ступице[]_см=100120Н/мм²,при чугуннойступице []_см=5070Н/мм².

10.1 Ведущийвал

Проверяемшпонку подшкивом:

d=28мм, bh=87мм, t₁=4мм, длинашпонки l=56мм; моментна ведущем валу, Т=Т_II=103,510³Нмм².

Н/мм².

10.2Ведомый вал

Проверяемшпонку подзубчатым колесом:

d=60мм, bh=1811мм, t₁=7мм, длинашпонки l=56мм; моментна ведущем валу, Т=Т_III=50010³Нмм².

Н/мм².

Условиявыполняютсяв обоих случаях.

11.Уточняющийрасчет валов

Примем, чтонормальныенапряженияот изгиба изменяютсяпо симметричномуциклу, а касательныеот кручения- по отнулевому(пульсирующему).

Уточненныйрасчет состоитв определениикоэффициентовзапаса прочностип дляопасных сеченийи сравненииих с требуемыми(допускаемыми)значениями[п].Прочностьсоблюдена прип>[п].

Будем производитьрасчет дляпредположительноопасных сеченийкаждого извалов.

Материалвалов – сталь45 нормализованная;_в=570МПа.

Пределывыносливости_-1=0,43570=246МПаи _-1=0,58246=142МПа.

11.1 Ведущийвал

У ведущеговала определяемкоэффициентзапаса прочностисечения в местепосадки подшипника,ближайшегок колесу (Рис.4). В этом опасномсечении действуютмаксимальноизгибающиемоменты M_yи М_хи крутящиймомент Т_Z= Т_II.

Концентрациянапряженийвызвана напресовкойвнутреннегокольца подшипникана вал.

Изгибающиемоменты в двухвзаимно перпендикулярныхплоскостях,берм с эпюры:

М_y=209,1·10³H·мм,

M_x=67,2·10³H·мм.

Суммарныйизгибающиймомент:

Нмм.

Моментсопротивлениясечения:

(11.1)

Нмм³.

Амплитуданормальныхнапряжений:

(11.2)

МПа.

Коэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям:

(11.3)

где

по таблице 8.7[1, с 166].

Полярныймомент сопротивления:

(11.4)

мм³.

Амплитудаи среднее напряжениецикла касательныхнапряжений:

(11.5)

МПа.

Коэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям:

(11.6)

где по таблице8.7 [1,с 166]:

коэффициент_=0,1

Коэффициентзапаса прочности

(11.7)

11.2 Ведомыйвал

У ведомоговала определимкоэффициентзапаса прочностив сечении подколесом (Рис.5). В этом опасномсечении действуютмаксимальноизгибающиемоменты M_yи М_хи крутящиймомент Т_Z= Т_III.

Изгибающиемоменты в двухвзаимно перпендикулярныхплоскостях,берем с эпюры:

М_y=144,1·10³H·мм,

M_x=132,5·10³H·мм.

Суммарныйизгибающиймомент:

Нмм.

Моментсопротивлениясечения:

Нмм³.

Амплитуданормальныхнапряжений:

МПа.

Коэффициентзапаса прочностипо нормальнымнапряжениям:

по таблице8.7 [1, с 166].

Полярныймомент сопротивления:

мм³.

Амплитудаи среднее напряжениецикла касательныхнапряжений:

МПа.

Коэффициентзапаса прочностипо касательнымнапряжениям:

по таблице8.7 [1,с 166]:

коэффициент_=0,1

Коэффициентзапаса прочности

(11.7)

12. Подбормуфты

Исходныеданные:

1. Вращающиймомент на ведомомвалу редуктора– Т=500Нм;

2. Тип муфты– цепная;

3. Диаметр концаведомого валаредуктораd_В2=50мм.

В соответствиис кинематическойсхемой (Рис. 1)привода по
ГОСТ 20884–93 выбираетсямуфта цепнаяодноряднаятипа Iдля посадкицилиндрическихвалов, исполнения«2» на короткихконцах валов.Принимаетсявращающиймомент передаваемыймуфтой Т=500Нм,что равно вращающемумоменту наведомом валуредуктора

Т=500 Нм= Т₂.

Диаметрыпосадочныхотверстий вобоих полумуфтахпринимаютсяравными d=50мм.

Принимаем:

Муфта 500–I–50–2–УЗГОСТ 20884–93.

Длинапосадочнойчасти для полумуфтыl=82мм всоответствиис
ГОСТ 16162–93.

13.Выбор сортамасла

Смазка зубчатогозацепленияпроизводитсяокунаниемзубчатогоколеса в масло,заливаемоевнутрь корпусадо погруженияколеса на всюдлину зуба.

По табл. 10.8,[1, с 253] устанавливаемвязкость масла.

При скоростиV=0,9м/с, рекомендуемаявязкость 3410^-6м²/с.

По табл. 10.10,[1, с 253] принимаеммасло индустриальноеИ-40А по ГОСТ20799–75.

Подшипникисмазываемпластичнойсмазкой, которуюзакладываютв подшипниковыекамеры присборке. Периодическисмазку пополняютшприцем черезпрессмасленки.Сорт смазки– солидол маркиУС-2 (см.табл. 9.14,[1,с 203]).

14.Посадки зубчатогоколеса, шкиваи подшипников

Посадкиназначаем всоответствиис указаниями,данными в табл.10.13 [1,с 263].

Посадказубчатогоколеса на вал

по ГОСТ 25347–82.

Посадкашкива клиноременнойперадачи навал редуктора

.

Шейки валовпод подшипниквыполняем сотклонениемвала k6.отклоненияотверстий вкорпусе поднаружные кольцапо Н7.

Остальныепосадки назначаем,пользуясьданными табл.10.13 [1].

15.Сборк

аредуктора

Перед сборкойвнутреннююполость корпусаредукторатщательноочищают и покрываютмаслостойкойкраской.

Сборку производятв соответствиис чертежомобщего видаредуктора,начиная с узловвалов:

- на ведущийвал насаживаютмазеудерживающиекольца и подшипники,предварительнонагретые вмасле до80-100° С;

• в ведомыйвал закладываютшпонку161056и напрессовываютзубчатое колесодо упора в буртвала;

• затем надеваютраспорнуювтулку, мазеудерживающиекольца и устанавливаютподшипники,предварительнонагретые вмасле.

Собранныевалы укладываютв основаниекорпуса редуктораи надеваюткрышку корпуса,покрываяпредварительноповерхностистыка крышкии корпуса спиртовымлаком. Для центровкиустанавливаюткрышку на корпусс помощью двухконическихштифтов; затягиваютболты, крепящиекрышку к корпусу.

После этогона ведомый валнадевают распорноекольцо, в подшипниковыекамеры закладываютпластичнуюсмазку, ставяткрышки подшипниковс комплектомметаллическихпрокладок;

Регулируюттепловой зазор,подсчитанный.Передпостановкойсквозных крышекв проточкизакладываютвойлочныеуплотнения,пропитанныегорячим маслом.Проверяютпроворачиваниемвалов отсутствиезаклиниванияподшипников(валы должныпроворачиватьсяот руки) и закрепляюткрышки винтами.

Затем ввертываютпробку маслоспускногоотверстия спрокладкойи жезловыймаслоуказатель.Заливают вкорпус маслои закрываютсмотровоеотверстиекрышкой с прокладкой;закрепляюткрышку болтами.

Собранныйредуктор обкатываюти подвергаютиспытанию настенде по программе,устанавливаемойтехническимиусловиями.

Списокиспользуемойлитературы

1. Курсовоепроектированиедеталей машин:Учеб. Пособиедля техникумов/С.А.Чернавский,Г.М., Г.М. Ицкович,К.Н. Боков и др.– М.: Машиностроение,1979.

2. АнурьевВ.И. Справочникконстр

   
   уктора-машиностроителя.В 3-х т. – 5-е изд.,перераб. И доп.– М.: Машиностроение,1979.

Еслиесть желаниеполучить чертеж,или ознакомитьсяс другими редукторамимыльте на:

user@lada-s.udmnet.ru

СОДЕРЖАНИЕ

Задание Введение Выборэлектродвигателя.Кинематическийи силовой расчет привода Выборэлектродвигателя Кинематическийрасчет привода Силовойрасчет Расчет клиноременнойпередачи Определениегеометрическихпараметров Определениенатяженияветвей Определениесилы действующейна вал Расчетзубчатых колесредуктора Выборматериалаколес Определениегеометрическихпараметровконическойпередачи Проверкапо контактнымнапряжениям Силыв зацеплении Проверка зубьевна выносливостьпо напряжениямизгиба Предварительныйрасчет валовредуктора Ведущийвал Ведомыйвал Конструктивныеразмеры шестернии колеса Конструктивныеразмеры корпусаредуктора Первыйэтап компоновкиредуктора Проверкадолговечностиподшипников Ведущийвал Ведомыйвал Второйэтап компоновкиредуктора Проверкапрочностишпоночныхсоединений Ведущийвал Ведомыйвал Уточняющийрасчет валов Ведущийвал Ведомыйвал Подбор муфты Выборсорта масла Посадкизубчатогоколеса, шкиваи подшипников Сборка редуктора Списокиспользованнойлитературы

3 4 5 5 6 7 9 9 12 12 13 13 14 16 17 17 20 20 20 22 23 24 26 26 30 34 35 35 36 37 37 39 41 42 43 44 45