Коническо-цилиндрический редуктор вариант № 8.7

Спецификация к коническо-цилиндрическому.dwg

Кольцо мазеудерживающее
Колесо зубчатое ведомое
Колесо зубчатое коническое
Вал-шестерня промежуточный
Пояснительная записка
Пробка сливная магнитная
Прокладка регулировочная
Подшипник ГОСТ 8338-75
Манжета ГОСТ 8752-79
Шпонка ГОСТ 23360-71

Корпус.dwg

Неуказанные пред. отклонения размеров: h14
Обработку по размерам в квадратных скобках
производить совместно с крышкой корпуса.
Неуказанные литейные радиусы R=3 мм

De200-3.15-aw1600-5_30_30_50_(5++) Коническо-цилиндрический.dwg

Номинальный крутящий момент на тихоходном валу Т=341 Hм.
Частота вращения ведущего вала редуктора n=953 обмин.
Передаточное отношение редуктора u=12.6.
ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
На виде сверху болты
соединяющие крышку редуктора
Допускается эксплуатация редуктора с отклонением от
с корпусом условно не показаны.
Размеры для справок.
горизонтальной оси ~5`.
В редуктор залить 0.75 литра масла И-30А
ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ

Схема к коническо-цилиндрическому.dwg

1, 2 и 3 валы к 30_30_50.dwg

Ведущий вал редуктора
Горизонтальная плоскость
Вертикальная плоскость
Промежуточный вал редуктора
Ведомый вал редуктора

Детали.dwg

Неуказанные предельные отклонения размеров: H14
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Неуказанные пред. отклонения размеров: H14
Коэффициент смещения
сопряженной шестерни

De200-3.15-aw1600-5_30_30_50_(5++) Коническо-цилиндрический.doc

Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Расчет червячных зубчатых пар редуктора
Цилиндрическая передача
Расчет цепной передачи
Предварительный расчет валов редуктора
Конструктивные размеры колес и валов редуктора
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Проверочный расчет подшипников
Проверка прочности шпоночных соединений
Уточненный расчет валов
Расчет и проектирование редуктора коническо-цилиндрического двухступенчатого
Коническая передача прямозубая цилиндрическая - косозубая; режим работы - легкий;
F=1.8 кН - тяговое усилие конвейера;
V=1.5 мс - скорость ленты;
D=400 мм - диаметр барабана;
Срок службы привода L=5 лет; (t=24×30×0.4×12×0.4×5»6900 часов - время работы редуктора согласно зданию).
- 24 – часы в сутках;
- 30 - количество суток в месяце;
- 0.4 - коэффициент использования привода в течение суток;
- 12 - количество месяцев;
- 0.4 - коэффициент использования привода в течение года;
- 5 - срок службы привода.
Учитывая что согласно ГОСТ срок службы привода не должен быть менее 10000 часов принимаем t=10000 часов.
Синхронная частота вращения двигателя nдв=1000 обмин.
Редуктором называют механизм состоящий из зубчатых или черничных передач выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать помимо редуктора открытые зубчатые передачи цепные или ременные. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости выполненные в виде отдельных агрегатов называют ускорителями или мультипликаторами.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального) в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса валы подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов на которых организовано серийное производство редукторов.
Кинематические схемы и общие виды наиболее распространенных типов редукторов представлены на рис. 1 и рис. 2. На кинематических схемах буквой "Б" обозначен входной (быстроходный) вал редуктора буквой "Т" – выходной (тихоходный).
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические конические коническо-цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая соосная с раздвоенной ступенью и т. д.).
Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.
Одноступенчатые цилиндрические редукторы
Из редукторов рассматриваемого типа наиболее распространены горизонтальные (рис. 1.1).
Рис. 1.1. Одноступенчатый горизонтальный редуктор с цилиндрическими зубчатыми колесами:
Вертикальный одноступенчатый редуктор показан на рис. 1.2.
Рис. 1.2. Одноступенчатый вертикальный редуктор с цилиндрическими колесами:
Как горизонтальные гак и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными реже – сварными стальными. При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.
Максимальное передаточное число одноступенчатого цилиндрического редуктора по ГОСТ 2185 – 66 umax=125. Высота одноступенчатого редуктора с таким или близким к нему передаточным числом больше чем двухступенчатого с тем же значением u. Поэтому практически редукторы с передаточными числами близкими к максимальным применяют редко ограничиваясь u6.
Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вала приводимой в движение машины и т. д.).
Одноступенчатые конические редукторы
Конические редукторы применяют для передачи движения между валами оси которых пересекаются обычно под углом 90°. Передачи с углами отличными от 90° встречаются редко.
Наиболее распространенные типы конических редукторов показаны ниже.
Одноступенчатый конический редуктор с горизонтальными валами
Одноступенчатый конический редуктор с вертикальным ведомым валом
Передаточное число u одноступенчатых конических варьируется как правило от u=2 до u=5 (в виде исключения u = 6.3).
У редукторов с коническими прямозубыми колесами допускаемая окружная скорость (по делительной окружности среднего диаметра) v5 мс. При более высоких скоростях рекомендуют применять конические колеса с круговыми зубьями обеспечивающими более плавное зацепление и большую несущую способность.
По таблице 1.1 [1 с.5] примем:
КПД пары конических зубчатых колес h1=0.96 [1 табл. 1.1]; ]; КПД пары цилиндрических зубчатых колес h2=0.98 [1 табл. 1.1]; коэффициент учитывающий потери пары подшипников качения h3=0.99.
Общий КПД приводаh=h1h2h24=0.96×0.98×0.994»0.9.
Мощность на валу барабана Pвых=P4=F×V=1.8×1.5=2.7 кВт.
Требуемая мощность электродвигателя кВт.
В табл. П.1 [1 с.390] по требуемой мощности Ртр=3.0 кВт для привода состоящего из коническо-цилиндрического двухступенчатого редуктора выбираем согласно заданию электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1000 обмин 4А112МA6У3 с параметрами Рдв=3.0 кВт и скольжением 4.7% (ГОСТ 19523-81).
Номинальная частота вращения двигателя
nдв=1000-47=953 обмин а угловая скорость wдв= радс.
Возможные значения частных передаточных отношений: одноступенчатой косозубой передачи iкос=26 и для одноступенчатой конической передачи iкон=26.
iобщ= iкон×iкос=436.
Угловая скорость барабанаwвых=w3= радc.
Частота вращения барабанаnвых= n3= обмин.
Проверим общее передаточное отношение:.
Частные передаточные числа можно принять: для одноступенчатой косозубой передачи по ГОСТ 2185-66 [1 с.36] uкос=4.
Тогда для одноступенчатой конической передачи принимаем .
Принимаем - по ГОСТ 2185-66 [1 с.36].
Отклонение передаточного числа от расчетного составит
Другие передаточные числа из 1-го и 2-го рядов по ГОСТ 2185-66 (3.15; 4.0; 5.0; 2.8; 3.55; 4.5) дают большее отклонение от требуемого передаточного числа. Поэтому окончательно принимаем
Частоты вращения и угловые скорости валов привода
электродвигателя (1)
Мощность на валу электродвигателя
Мощность на промежуточном валу редуктора
Мощность на ведомом валу редуктора
на валу электродвигателя Н×мм;
на промежуточном валу редуктора
на ведомом валу редуктора
Расчет зубчатых колес редуктора
Выбираем материалы (табл. 3.3) [1 с.34]: для шестерни сталь 40Х термообработка – улучшение твердость HB 270; для колеса – сталь 40Х термообработка – улучшение твердость HB 245.
Допускаемые контактные напряжения
где sH lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
По табл. 3.2 [1 с.34] для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев менее HB 350 и термообработкой (улучшением)
KHL– коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимают KHL=1; [sН]=1.15 [1 с.33].
Для колес расчетное допускаемое контактное напряжение
[sH]=0.45([sH1]+ [sH2]);
Коэффициент КНb принимаем по табл. 3.1 [1 c.32] как в случае консольного расположения колес значение КНb=1.35.
Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию ybRe=0.285 (рекомендация ГОСТ 12289–76).
Внешний делительный диаметр колеса [1 c.49]
где Kd=99 – для прямозубых передач; u=uр=3.15;
Округляем полученное значение de2=200 мм [1 с. 49] (ГОСТ 12289-76).
Примем число зубьев шестерни z1=20.
Число зубьев колеса .
Внешний окружной модуль
Округлять me до стандартного значения для конических колес не обязательно.
Углы делительных конусов
Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b:
Внешний делительный диаметр шестерни
Средний делительный диаметр шестерни
Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)
Средний окружной модуль
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
Средняя окружная скорость колес
Назначаем 7-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки
Значения KHb даны в табл. 3.5 [1 c.39]; при ybd=0.53 твердости НВ350 и консольном расположении колес относительно опор KHb=1.2.
По табл. 3.4 [1 c.39] при V=2.7 мc и 7-й степени точности KHa»1.03.
По табл. 3.6 [1 c.40] для прямозубых колес при V5 мс имеем KHV=1.05.
Таким образом KH=1.2×1.03×1.05»1.3.
Проверка контактных напряжений по формуле Герца:
Расчет считается удовлетворительным если
% что менее допускаемой недогрузки в 15% [1 c.62].
Силы действующие в зацеплении:
радиальная для шестерни равная осевой для колеса
осевая для шестерни равная радиальной для колеса
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба [1 c.50]:
Здесь - коэффициент учитывающий понижение нагрузочной способности конической передачи.
KF= KFb KFV [1c.42].
По табл. 3.7 [1 c.43] при ybd=0.64 твердости HB350 и консольном расположении зубчатых колес относительно опор KFb=1.62. По табл. 3.8 [1 c.43] KFV=1.35. Таким образом коэффициент KF=1.62×1.15»1.86; YF - коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев ZV:
При этом YF1=4.05 и YF2=3.6 [1 c.42].
Допускаемое напряжение .
По табл. 3.9 [1c.44] для стали 45 улучшенной при твердости HB350 =1.8 НB.
Для шестерни =1.8×270=490 MПа; для колеса =1.8×200=360 MПа.
[SF]= [SF] [SF]² – коэффициент безопасности где [SF] = 1.75 по табл. 3.9 [1c.44] [SF]²=1 (для поковок и штамповок). Следовательно [SF]= 1.75.
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:
Находим отношения : для шестерни МПа;
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса для которого найденное отношение меньше.
Проверяем прочность зуба колеса
Условие прочности выполнено.
Выбираем материалы со средними механическими характеристиками (табл. 3.3) [1 с.34]: для шестерни сталь 45 термообработка – улучшение твердость HB 230; для колеса – сталь 45 термообработка – улучшение но твердость на 30 единиц ниже – HB 200 [1 с.34].
KHL– коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимают KHL=1; [sН]=1.1 [1 с.33].
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение
[sН]=0.45(482+428)=410 МПа.
Требуемое условие [sН] 1.23[sН2] выполнено.
Коэффициент несмотря на симметричное расположение колес относительно опор примем выше рекомендуемого для этого случая так как со стороны цепной передачи действуют силы вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1 [1 c.32] как в случае несимметричного расположения колес значение КНb=1.25.
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию [1 с.36].
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
где для косозубых колес Ка=43 а передаточное число ступени редуктора u=up=4.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–66 aw=160 мм [1 c.36].
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
mn=(0.010.02)aw=(0.010.02)×160 =1.63.2 мм;
принимаем по ГОСТ 9563–60 mn=2.5 мм [1 с.36].
Примем предварительно угол наклона зубьев b=10° и определим числа зубьев шестерни и колеса:
Принимаем z3=25; тогда z4=z3u=25×4=100. Принимаем z4=100.
Уточненное значение угла наклона зубьев
b= arccos 0.97656 =12°2545.
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные: мм;
Диаметры вершин зубьев:
da3=d3+2mn=64.00+2×2.5=69.00 мм;
da4=d4+2mn=256.00+2×2.5=261.00 мм;
ширина колеса b4=ybaaw=0.4×160=64 мм; принимаем b4=65 мм;
ширина шестерни b3= b4+5 мм=70 мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности передачи
При такой скорости следует принять 8-ю степень точности [1 с.32].
Коэффициент нагрузкиKH=KHbKHa KHV.
Значения KHb даны в табл. 3.5 [1 c.39]; при ybd=1.1 твердости НВ350 и несимметричном расположении колес относительно опор принимаем KHb=1.13.
По табл. 3.4 [1 c.39] при V=1.0 мc и 8-й степени точности KHa»1.06. По табл. 3.6 [1 c.40] для косозубых колес при V5 мс имеем KHV= 1.
Таким образом KH=1.13×1.06×11.2.
sH Нмм2[sН]=410 МПа.
радиальная Fr 3-4= Н;
осевая Fa3-4=Ft3-4tg b=2750×tg12°2545»606 H.
Здесь a=20° - угол зацепления в нормальном сечении.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
Здесь коэффициент нагрузки KF= KFb KFV [1 с.42].
По табл. 3.7 [1 c.43] при ybd=1.1 твердости HB350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KFb=1.26. По табл. 3.8 [1 c.43] KFV=1.1. Таким образом коэффициент KF=1.26×1.1»1.4; YF – коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев ZV:
YF1=3.88 и YF2=3.6 [1 с.42].
По табл. 3.9 [1 с.44] для стали 45 улучшенной при твердости HB350 =1.8HB.
Для шестерни =1.8×230=415 MПа; для колеса =1.8×200=360 MПа.
[SF]= [SF] [SF]² – коэффициент безопасности где [SF] = 1.75 по табл. 3.9 [1 с.44] [SF]²=1 (для поковок и штамповок). Следовательно [SF]= 1.75. .
Допускаемые напряжения:для шестерни МПа;
Определяем коэффициенты Yb и KFa
для средних значений коэффициента торцового перекрытия ea=1.5 и 8-й степени точности KFa=0.92.
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал редуктора
Принимаем [tк]=20 МПа.
Приняли dв1=25 мм - диаметр вала под муфту.
Тогда dп1=30 мм – диаметр вала под подшипниками.
Шестерню выполним за одно целое с валом.
Для соединения концов валов редуктора и двигателя примем муфту МУВП по ГОСТ 21424 - 75 с расточкой под dдв=32 мм и крутящим моментом Тmax =250 Н×м [1 c.278].
Промежуточный вал редуктора
Учитывая влияние изгиба вала от несимметричного расположения колес и большую длину вала диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [tк]=15 МПа.
Приняли dп2=35 мм – диаметр вала под подшипниками.
dк2=40 мм – диаметр вала под коническим колесом.
Ведомый вал редуктора
Учитывая влияние изгиба вала от воздействия несимметричной нагрузки диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [tк]=20 МПа.
Приняли dв3=45 мм - диаметр вала под посадку полумуфты соединяющей привод с барабаном механизма.
dп3=50 мм – диаметр вала под подшипниками.
dк3=55 мм – диаметр вала под колесом.
Колесо кованое dае2=201.98 мм; b2=35 мм.
Диаметр ступицы dст=1.6dк2=1.6×40=64 мм; длина ступицы lст=(1.21.5)dк2=(1.21.5)×40=4860 мм принимаем lст=50 мм.
Толщина обода dо=(34)m=(34)×2.8=8.411.2 мм принимаем dо=10 мм.
Толщина диска C=0.3×b2=0.3×35=10.5 мм. Принимаем С=10 мм.
Цилиндрические колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше: d3=64.00 мм; da3=69.00 мм; b3=70 мм.
Колесо кованое d4=256.00 мм; da4=261.00 мм; b4=65 мм.
Диаметр ступицы dст=1.6dк3=1.6×55=88 мм; длина ступицы lст=(1.21.5)dк3=(1.21.5)×55=6682.5 мм принимаем lст=65 мм - по ширине колеса.
Толщина обода dо=(2.54)mn=(2.54)×2.5=6.2510 мм принимаем dо=8 мм.
Толщина диска C=0.3×b2=0.3×65=19.5 мм принимаем С=20 мм.
Толщина стенок корпуса и крышки:
d=0.025aw+1=0.025×160+1=5 мм принимаем d=8 мм (минимально возможноый по технологии литья корпусной детали).
d1=0.02aw+1=0.02×160+1=4.2 мм принимаем d1=8 мм (минимально возможноый по технологии литья корпусной детали).
Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b=1.5d=1.5×8=12 мм; b1=1.5d1=1.5×8=12 мм;
нижнего пояса корпуса
p=2.35d=2.35×8=18.8 мм; принимаем p=20 мм.
фундаментных d1=(0.030.036)aw+12=(0.030.036)×160+12=16.817.76 мм;
принимаем фундаментные болты с резьбой М16;
крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2=(0.70.075)d1=(0.70.75)16=11.212 мм;
принимаем болты с резьбой М12;
соединяющих крышку с корпусом d3=(0.50.6)d1=(0.50.6)×16=99.6 принимаем болты с резьбой М10.
Из предыдущих расчетов имеем
Ft1=1100 H; Fa1=125 H; Fr1=380 H; d1=54.53 мм из компоновки f1=47 мм; c1=70 мм.
Определение реакций в опорах подшипников.
а) Вертикальная плоскость
- относительно опоры 1;
б) Горизонтальная плоскость
- относительно опоры 2;
Проверка: RУ1-RУ2 +Fr1 =206-586+380=0.
Строим эпюры по характерным точкам.
Горизонтальная плоскость. M2=RY1×с1=206×0.07=14.42 Н×м;
Вертикальная плоскость. M2=RX1×с1=739×0.07=51.73 Н×м.
Определяем суммарные радиальные реакции
Намечаем конические однорядные роликовые подшипники легкой серии 7506 ГОСТ 333-79 [1 c.393]: d=30 мм; D=62 мм; В=20.5 мм; С=36.0 кН и С0=27.0 кН.
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по [1 с.216]
здесь для подшипников 7506 параметр осевого нагружения е=0.36.
Наиболее нагруженный подшипник 2. Для него Pa2=S1+Fa1=229+125=354 Н.
X=1 и Y=0 [1 c.213].
Эквивалентная нагрузка Рэ=(XVPr +YPa)КбКт
V=1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности Кб=1; Кт=1 [1 c.214].
PЭ=1×1×1930×1×1=1930 Н.
Расчетная долговечность млн. об [1 c.211].
Расчетная долговечность чч
где n1=953 обмин – частота вращения ведущего вала.
Расчетная долговечность подшипников намного больше требуемой по заданию. Это произошло вследствие увеличения диаметра вала для его соединения с валом электродвигателя муфтой одного типоразмера и повышения его изгибной жесткости для противодействия консольным нагрузкам. Выбирать подшипники особолегких серий не рекомендуется из-за их малой распространенности. Ставить шариковые подшипники не рекомендуется из-за наличия на валу значительных осевых нагрузок.
Принимаем для ведущего вала рассчитанные выше подшипники.
Ft1=1100 H; Fa2=380 H; Fr2=125 H; d2=166.14 мм; Ft3-4=2750 H; Fr3-4=1025 Н;
Fa3-4=606 H; d3=64.00 мм; из компоновки с2=68 мм; с3=58 мм; с4=68 мм.
- относительно опоры 3;
- относительно опоры 4;
Проверка: -Rx3-Rx4+Ft1+Ft3-4=-1678-2342+1100+2750=0.
Проверка: -RY3-RY4 -Fr2+Fr3-4 =-215-785-125+1025=0.
Горизонтальная плоскость. Mс=-RY3×с2=-215×0.068»-14.6 Н×м;
M’c=-RY3×с2-=-215×0.068-»-46.2 Н×м.
Md=-RY4×с4=-785×0.068»-53.4 Н×м;
M’4=-RY4×с4-=-785×0.068-»-72.8 Н×м.
Вертикальная плоскость. Mc=-RX3×с2=-1678×0.068»-114.1 Н×м.
Md=-RX4×с4=-2342×0.068»-159.3 Н×м.
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Намечаем радиальные однорядные шариковые подшипники средней серии 206 ГОСТ 8338-75 [2 c.427]: d=30 мм; D=72 мм; В=19 мм; С=28.1 кН и С0=14.6 кН.
Эквивалентная нагрузка
в которой радиальная нагрузка Pr4=2470 Н; осевая нагрузка Ра= Fa=+=380+606=986 Н; V=1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности Кб=1; Кт=1 [1 c.214].
Отношение для этой величины подбираем е»0.27 [1 c.212].
Отношение ; X=0.56 и Y=1.64.
PЭ=(0.56×1×2470+1.64×986)»3000 Н.
Расчетная долговечность млн. об.
Расчетная долговечность ч
где n2=303 обмин – частота вращения ведущего вала.
Ft3-4=2750 H; Fr3-4=1025 Н; Fa3-4=606 H; d4=256.00 мм; из компоновки l1=125 мм l2=65 мм.
Определение реакций в опорах подшипников
а) Вертикальная плоскость Н.
– относительно опоры 5;
– относительно опоры 6;
Горизонтальная плоскость. Mc=-RY5×l1=-58×0.125=-7.25 Н×м.
Mc’=RY5×l1+=-58×0.125+»70.3 Н×м.
Вертикальная плоскость. Mc=RX5×l1=941×0.125»117.6 Н×м.
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 6. Намечаем радиальные шариковые подшипники легкой серии 210 ГОСТ 8338-75 [1 c.395]: d=50 мм; D=90 мм; В=20 мм; С=35.1 кН и С0=19.8 кН.
Отношение для этой величины подбираем е»0.23 [1 c.212].
Отношение ; X=0.56 и Y=2.08.
PЭ=(0.56×1×2108+2.08×606)»2441 Н.
где n3=76 обмин – частота вращения ведомого вала редуктора.
Полученная долговечность больше установленной по ГОСТ 16162–85 и требуемой по заданию (10000 ч).
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия определим по формуле
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [sсм]=100120 МПа.
Проверяем шпонку под муфтой d=25 мм; b×h=87 мм; t1=4 мм; длина шпонки момент на валу T1=30×103 Н×мм;
Проверяем шпонку под коническим колесом d=40 мм; b×h=128 мм; t1=5 мм; длина шпонки момент на валу T2=88×103 Н×мм;
Проверяем шпонку под полумуфтой: d=45 мм; b×h=149 мм; t1=5.5 мм; длина шпонки момент на валу T3=341×103 Н×мм;
Проверяем шпонку под колесом: d=55 мм; b×h=1610 мм; t1=6.0 мм; длина шпонки момент на валу T3=341×103 Н×мм;
Условие sсм [sсм]=100 120 МПа выполнено.
Материал вала – сталь 40Х улучшение. По табл. 3.3 [1 c.34] при диаметре заготовки до 90 мм (daе1=69.5 мм) среднее значение sв=930 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
s–1»0.43sв=0.43×930=400 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
t –1»0.58s–1=0.58×400=232 МПа.
У ведущего вала проверять запас прочности во всех сечениях нецелесообразно так как диаметр вала был конструктивно увеличен.
Достаточно проверить только самое опасное сечение. Опасным сечением будет сечение А–А под подшипником на опоре 2.
Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом [1 c.166] dп=30 мм; и ; принимаем ys=0.2 и yt=0.1.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
изгибающий момент в вертикальной плоскости
суммарный изгибающий момент в сечении В–В
Осевой момент сопротивления
Полярный момент сопротивления
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
МПа; среднее напряжение .
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А–А
Проводить проверку вала во всех сечениях нет необходимости. Наиболее опасным будет сечение вала под посадкой колеса там где при небольшом диаметре вала изгибающие моменты наибольшие.
Материал вала – сталь 45 нормализованная sв=780 МПа [1 c.35].
Предел выносливости s –1 =0.43×570=246 МПа и t –1=0.58×246=142 МПа.
Диаметр вала в этом сечении 40 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки [1 c.165]: ks= 1.78 и kt=1.7; масштабные факторы es=0.84 и et=0.71 [1 c.166]; коэффициенты ys»0.2 и yt»0.1 [1 с.163 c.166].
суммарный изгибающий момент в сечении А–А
Крутящий момент Т2=88×103 Н×мм.
Момент сопротивления кручению (d=40 мм; b=12 мм; t1=5 мм)
Момент сопротивления изгибу
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
Диаметр вала в этом сечении 45 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки [1 c.165]: ks=1.78 и kt=1.7; масштабные факторы es=0.84 и et=0.71 [1 c.166]; коэффициенты ys»0.2 и yt»0.1 [1 с.163 c.166].
Крутящий момент Т3=310×103 Н×мм.
Момент сопротивления кручению (d=45 мм; b=14 мм; t1=5.5 мм)
Концентрация напряжений обусловлена переходом от 45 мм к 50 мм: при и коэффициенты концентрации напряжений ks=2.6 и kt=1.65 [1 c.163]; масштабные факторы es=0.84 и et=0.71 [1 c.166].
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б–Б
Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом [1 c.166] dп=45 мм; и ; принимаем ys=0.2 и yt=0.1.
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В–В
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки [1 c.165]: ks=1.79 и kt=1.7; масштабные факторы es=0.81 и et=0.69; d=55 мм; b=16 мм; t1=6 мм; коэффициенты ys»0.2 и yt»0.1 [1 с.163 c.166].
суммарный изгибающий момент в сечении Г-Г
Момент сопротивления кручению (d=55 мм; b=16 мм; t1=6 мм)
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Г-Г
Сводим результаты проверки в таблицу:
Во всех сечениях S > [S].
Коэффициент запаса s
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=0.75 дм3.
По табл. 10.8 [1 c.253] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sH=406 МПа и скорости v=2.7 мс рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28×10–6 м2с. По табл. 10.10 [1 c.253] принимаем масло индустриальное И–30А (по ГОСТ 20799–75*).
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ–1 [c.203] периодически пополняем его закладкой во время текущих и плановых ремонтов.
Смазка открытой передачи – периодическая консистентными смазочными материалами (солидол литол).
Собираем узел ведущего вала.
а) вставляем вал в стакан предварительно надев на него мазеудерживающее кольцо;
б) напрессовываем на ведущий вал подшипник предварительно нагретый в масле до 700 С;
в) надеваем на вал втулку распорную;
г) напрессовываем на ведущий вал подшипник предварительно нагретый в масле до 700 С;
д) надеваем на вал кольцо распорное;
г) затягиваем гайку.
Собираем узел промежуточного вала.
а) вкладываем шпонку в паз промежуточного вала;
б) напрессовываем на промежуточный вал предварительно нагретое в масле до 700 С коническое зубчатое колесо;
в) надеваем втулку распорную;
г) надеваем на промежуточный вал мазеудерживающие кольца;
д) напрессовываем на промежуточный вал подшипники предварительно нагретые в масле до 700 С.
Собираем узел ведомого вала.
а) вкладываем шпонку в паз ведомого вала;
б) напрессовываем на ведомый вал предварительно нагретое в масле до 700 С зубчатое колесо;
в) надеваем на ведомый вал мазеудерживающие кольца;
г) напрессовываем на ведомый вал подшипники предварительно нагретые в масле до 700 С.
Кладем собранные узлы ведущего промежуточного и ведомого валов в корпус редуктора закрываем крышку забиваем штифты и обтягиваем разъем корпуса.
Закрываем крышки подшипниковых узлов предварительно установив наборы регулировочных прокладок и вложив мазь в камеры подшипниковых узлов.
Обтягиваем крышки подшипниковых узлов.
Устанавливаем шпонки смотровой лючок маслоуказатель пробку сливного отверстия.
Заливаем масло в редуктор.
После приработки редуктор готов к эксплуатации.
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов С.А. Чернавский и др. – 2-е изд. перераб. и доп. –М.: Машиностроение 1988. –416 с.: ил.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высш. шк. 1991. – 432 с.: ил.

Привод.dwg

Пояснительная записка
Передаваемая мощность
Момент на ведомом валу
Наименование параметров
ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
коническо-цилиндрический
Прокладка регулировочная