Расчет зубчатых колес редуктора

,

В зависимости от U=3  находим межосевое расстояние а= 1,2 , тогда длинна ленты

Уточняем передаточное число

Уточняем межосевое расстояние

Угол обхвата ремнем малого шкива

3. Скорость ремня

4. Мощность Po , которую может передать один ремень при U=1 определяем по рис. 2.2[3] Po=0.8

Мощность Рр , которую может передать один ремень в заданных условиях определяем по формуле

5. Необходимое число ремней находим по формуле 2.5

6. Сила предварительного натяжения одного ремня вычисляется по формуле 2.6

7. Сила действующая на вал, по формуле 2.7

Н

8. Находим ресурс передачи(ч)

По формуле 2.8

9. Вычисляем ширину шкива по формуле 2.9

мм

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7. Первый этап компоновки редуктора

 

Принимаем зазор между торцом и внутренней стенкой корпуса:

А1=1,2d=1,2×8= 9,6мм »10мм.

Принимаем расстояние между наружным диаметром подшипника ведущего вала или вершиной зуба шестерни (колеса) и внутренней стенкой корпуса А=d=8мм.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников:

dП1 = 50мм, dП2 =65мм.

По табл. П8, [1], подбираем шарикоподшипники упорные серии № 8110 и № 8113 со следующими параметрами:

Подшипник 8110 – d=50мм – внутренний диаметр

D=70мм – наружный диаметр

В=14мм – ширина

Подшипник 8113 – d=65мм – внутренний диаметр

D=90мм – наружный диаметр

В=18мм – ширина

Смазка подшипников – пластичная. Для предотвращения вытекания смазки устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина принимается равной y=12мм.

Расстояние на ведущем валу между осями подшипника и шестерни по конструктивной компоновке принимаем l1 = 66мм, а на ведомом валу l1 = l2 = 66мм.

Глубину гнезда подшипника lГ = 1,5 В выбираем по наибольшему подшипнику 8111:

lГ = 1,5×16 =24мм, принимаем lГ = 24мм.

Толщину фланца D крышки подшипника принимаем: D = 12мм.

Высоту головки болта принимаем равной 0,7dv = 0,7×12 = 8,4мм. Диаметр отверстия под болт d0 =14мм. Зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца b принимаем равным 10мм. Длину пальца b принимаем по табл. 5.12 ,[1], по шагу цепи t. B = 25,4 + 5 = 30,4мм.

Определяем расстояние l3 от оси звездочки до оси подшипника (до оси опоры ведомого вала). Принимаем l3 = 52мм.

 

 

 

 

 

 

 

Рис.1. Предварительная компоновка редуктора

 

 

 

 

 

 

8.Проверка долговечности подшипников ведомого вала

 

           Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

Ft = 4030 Н, Fr = 1528 Н, Fа = 1048 Н.

Нагрузка на вал от ременной передачи - Fц = 845 Н. Cоставляющие этой нагрузки: Fцх = Fцу = Fц · sin γ = 845 · sin 45˚ = 597 H.

Из первого этапа компоновки l2 = 66 мм и l3 = 52 мм.

Расчетная схема ведомого вала приведена на рис. 3.

        Реакции опор в плоскости xz:

Проверка:  Rx3 + Rx4 - (Ft + Fцx) = 1780 +2847 - (4030+597) = 0

 

Реакции опор в плоскости yz:

 

Проверка: Ry3 + Fцy - (Fr + Ry4) = -327 +597 - (1528 -1258) = 0.

Суммарные реакции:

 

 

 

 

 

 

 

Рис.2. Расчетная схема ведомого вала

 

 

 

 

 

Выбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре 4.

 

d = 55 мм, D = 78 мм, В =16 мм, С = 30.7 кН, С0 =81.5 кН.

Отношение . Этому отношению соответствует

  е » 0,18.

Отношение , следовательно X = 1, Y = 0, и эквивалентная нагрузка: Pэ=(Fr4×V×X + Fa·Y)·Ks×Kт=(6693×1× 1 + 771·0)·1×1 = 6693 H.

Расчетная долговечность в млн. об.:  

 

Расчетная долговечность в часах:      

где n=138,4 мин-1 – частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников принимают от 36000 ч (таков ресурс самого редуктора) до 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведомого вала № 8111 имеют Ln = 10750 ч.

 

9.Проверка прочности шпоночных соединений

 

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по СТ СЭВ 189-75.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле, [1]:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [s]см=100¸120Н/мм2, при чугунной [s]см=50¸70 Н/мм2.

 

Ведущий вал.

d = 42 мм; b ´ h = 8´7 мм; t1 = 4 мм; длина шпонки l = 60мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 70мм); момент на ведущем валу Т1=133×103 Н×мм.

(полумуфты МУВП изготовляют  из чугуна марки СЧ 20).

 

Ведомый вал.

Из двух шпонок – под зубчатым колесом и под звездочкой – более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой:

d=56 мм; b´h=10´8мм; t1=5мм длина шпонки l=50мм (при длине ступицы звездочки 60 мм); момент Т2=665×103 Н×мм.

(обычно звездочки изготовляют  из термообработанных углеродистых или легированных сталей). Условие sсм< [s]см выполнено.

 

10.Уточненный расчет ведомого вала

 

Принимаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности "n" для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [n].

Прочность соблюдена при n³[n].

Расчет производится для предположительно опасных сечений  вала.

Материал вала – сталь 45 нормализованная, sв=570Н/мм2. Пределы выносливости:

s-1=0,43×570=245Н/мм2 и t-1=0,58×245=142Н/мм2 .

Проверку прочности вала проведем в  сечении под звездочкой ременной передачи, в этом сечении минимальный диаметр вала и концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: коэффициенты концентрации напряжений Кs=1,58; Кt=1,48; масштабные факторы es»et=80; коэффициенты ys»0,15 и yt»0,1. Крутящий момент Т2=31,2Н/мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости (см. рис.3):

М¢ = Fцх ·lст / 2 = 1731×25 = 43275 Н/мм.   Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

М¢´= Fцу ·lст / 2 = 1731×25 = 43275 Н/мм. Суммарный изгибающий момент в сечении:

.

Момент сопротивления кручению (d = 35мм; b=10мм; t1=5мм):

.

Момент сопротивления изгибу:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

                  ; среднее напряжение sm=0.

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

                                        ;

                                   

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения:

 

Проведем оценку прочности вала в сечении под подшипником, который установлен между зубчатым колесом и звездочкой. Концентрация напряжений,  в этом сечении, обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. В этом  сечении  изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях вала  являются максимальными (см. рис.2).

Коэффициенты концентрации и масштабные факторы:

;

                               ys=0,15; yt=0,1.

Изгибающий момент

М = Fц · l3 = 1731×52 » 90,012×103 Н×мм.

Осевой момент сопротивления

Амплитуда нормальных напряжений

sm=0.

Полярный момент сопротивления

Wp = 2W = 2×6,3×103 = 12,6×103мм3.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения:

.

 

Таким образом, во всех опасных сечениях вала коэффициент запаса прочности больше предельно допускаемого запаса прочности n > [n] = 1,5÷2,0.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

11. Выбор посадок для сопряжения основных деталей редуктора

   Посадки назначаем в соответствии  с указания, приведенными в литературе [1].

   Посадка зубчатого колеса  на вал Н7/р6 по ГОСТ 25347-82.

   Посадка шкива ременной передачи на вал редуктора  Н7/h6.

   Шейки валов под подшипники  выполняем с отклонением вала  k6.

   Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

 

12. Выбор смазочного материала и способа смазывания редуктора

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

    Объем масляной ванны  V определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

                                      V = 0,25 · 3 = 0,75 дм3.

По табл. 10.8, [1], устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σН = 328 МПа и скорости υ = 1,68 м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть, примерно, равна 30·10-6м2/с. По табл. 10.10, [1],  выбираем масло индустриальное И-30А.

Камеры подшипников заполняем пластичным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Заключение

 

Основная цель курсового проекта выполнена – разработан проект редуктора.

В расчетно-пояснительной записке представлены расчеты привода редуктора, список используемой литературы и приложение – спецификации на привод редуктора, сборочный чертеж редуктора, сборочный чертеж рамы привода.

В первом разделе, на основании кинематического расчета привода редуктора, определены параметры и выбран типоразмер электродвигателя серии 4А. На основании разбивки общего  передаточного числа привода по передачам, определены исходные параметры для расчетов передач привода: числа оборотов валов и крутящие моменты.

Во втором разделе представлен расчет зубчатой передачи редуктора – проектный, а затем  проверочный  расчет на контактную выносливость поверхности зубьев передачи.

В третьем разделе представлен проектный расчет валов редуктора и подбор подшипников качения.

В четвертом разделе определены конструктивные размеры шестерни и колеса зубчатой передачи, а в пятом конструктивные размеры корпуса редуктора.

В шестом разделе представлен расчет ременной передачи.

В седьмом разделе разрабатывается компоновка редуктора.

В восьмом разделе проверяется долговечность подшипников наиболее быстроходного вала редуктора.

В девятом разделе проверка прочности шпоночных соединений.

В десятом представлен уточненный расчет на усталостную прочность наиболее нагруженного вала редуктора – ведомого.

Заканчивается записка выбором посадок для сопряжения основных деталей редуктора и выбором смазочных материалов подшипников и зубчатой передачи редуктора.

Проект редуктора выполнен в соответствии с индивидуальным заданием и отражает все этапы проектирования.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Литература

 

1. Детали  машин и основы конструирования/Под ред. М.Н. Ерохина. – М.:

    КолосС, 2012. – 462 с.: ил.

2. Иванов М.Н., Финогенов В.А.: Детали машин: - М.: Высшая школа, 2010. –

    408 с.

3. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., Житков В.: Детали машин: - 7-е изд.- М.:

    Высшая школа, 2007.- 406 с.

4. Дунаев П.Ф. Конструирование  узлов и деталей машин: Учеб. пособ. Для

    студ. Технич. Спец. Вузов / П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов. – 8-е изд., перераб. и

    доп. – М.: Академия, 2003. – 496 с.

5. Чернилевский Д.В. Детали машин: Проектирование приводов и

    технологического  оборудования: Учеб.пособ. для студ. Вузов

    / Д.В.Чернилевский. – 3-е изд., испр. – М.: Машиностроение, 2004. – 560 с.:

     ил.

6. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х томах

  /Под ред. И.Н.Жестковой. – 9-е изд., перераб. и доп. – М.:

    Машиностроение.Т.1. – 2006. -928 с.; Т.2. –  2006. – 960 с.; Т.3. – 2006. –

    928 с.

7. Детали машин: Атлас/ Под ред. Д.Н. Решетова. М.: Машиностроение, 1992.

    352 с.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Приложение