• RU
  • icon На проверке: 3
Меню

Расчет коническо-цилиндрического редуктора

  • Добавлен: 25.10.2022
  • Размер: 3 MB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Расчет коническо-цилиндрического редуктора

Состав проекта

icon
icon Spetsifikatsia.doc
icon RKTs27s.dwg
icon RKT6s2s.bak
icon PZ_Shavel.doc
icon Sp2.doc
icon RKTs2s.bak
icon RKTs2s.dwg

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Spetsifikatsia.doc

Пояснительная записка
Манжета ГОСТ 8752-79
Подшипник ГОСТ 333-79
Подшипник ГОСТ 8338-75
Шпонка ГОСТ 23360-78

icon RKTs27s.dwg

*. Размеры для справок. 2. Поверхности соединения "корпус-крышка" перед сборкой покрыть уплотнительной пастой типа "Герметик" 3. После сборки валы редуктора должны проворачиваться свободно
без стуков и заедания 4. Редуктор обкатать согласно программе испытаний.
Техническая характеристика Передаваемая мощность Рном= 4.0 кВт Крутящий момент на ведомом валу Т= 371.6 Нм Частота вращения ведомого вала n= 75.6 мин-1 Передаточное число редуктора u=12.7 Объем масляной ванны V=3 литра
Регулировка подшипников осуществляется комплектом прокладок. 6. После обкатки масло из редуктора слить и залить масло индустриальное И-70А ГОСТ 20799-75. 7. Наружные поверхности корпуса редуктора поклыть коррозионностойкой эмалью
внутренние поверхности корпуса покрыть маслостойкой эмалью
Техническая характеристика
Передаваемая мощность Р=4.0 кВт. 2. Частота вращения выходного вала n=40 мин-1 3. Крутящий момент на выходном валу Т=644.6 Нм 4. Общее передаточное число привода U=24 5.Расчетный срок службы 26280 ч.
Схема расположения фундаментных болтов(1:10)
Привод обкатать без нагрузки в течение не менее 1 часа. Стук и резкий шум не допускаются. 4. Ограждения муфты и цепной передачи установить и окрасить.
*. Размеры для справок. 2. Угловая несоосность оси входного вала редуктора и оси вала электродвигателя не более 1° (1
Схема расположения болтов крепления элементов привода к раме (1:10)
Общие допуски по ГОСТ 30893.1-2002.
Неуказанные радиусы 2 4 мм.
Размеры обеспеч. инстр.
Точность зубчатого колеса в соответствии с ГОСТ 1643-81.
Штамповочные уклоны 6-8°
Коэффициент смещения
Направление линии зуба
Угол наклона линии зуба
Длина общей нормали
Межосевое расстояние
Общие допуски по ГОСТ

icon PZ_Shavel.doc

Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода6
1 Расчет конической передачи с прямым зубом8
1.1 Выбор материала зубчатых колес8
1.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений8
1.3 Определение допускаемых контактных напряжений8
1.4 Определение допускаемых изгибных напряжений9
1.5 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках10
1.6 Расчет геометрических параметров передачи10
1.7 Силы в зацеплении12
1.8 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям12
1.9 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба14
1.10 Проверочный расчет на выносливость при перегрузках15
2 Расчет цилиндрической косозубой передачи тихоходной ступени редуктора15
2.1 Выбор материала зубчатых колес15
2.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений16
2.3 Определение допускаемых контактных напряжений16
2.4 Определение допускаемых изгибных напряжений17
2.5 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках17
2.6 Расчет геометрических параметров передачи18
2.7 Силы в зацеплении19
2.8 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям20
2.9 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба21
2.10 Проверочный расчет на выносливость при перегрузках22
3 Расчет цилиндрической косозубой передачи промежуточной ступени редуктора22
3.1 Выбор материала зубчатых колес22
3.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений23
3.3 Определение допускаемых контактных напряжений23
3.4 Определение допускаемых изгибных напряжений24
3.5 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках24
3.6 Расчет геометрических параметров передачи25
3.7 Силы в зацеплении26
3.8 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям27
3.9 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба28
3.10 Проверочный расчет на выносливость при перегрузках29
4 Расчет цепной передачи29
1 Проверочный расчет первого вала33
1.1 Cоставление расчетной схемы33
1.2 Определение реакций опор и построение эпюр.33
1.3 Нахождение коэффициента запаса прочности34
2 Проверочный расчет второго вала36
2.1 Cоставление расчетной схемы36
2.2 Определение реакций опор и построение эпюр36
2.3 Нахождение коэффициента запаса прочности37
3 Проверочный расчет третьего вала39
3.1 Cоставление расчетной схемы39
3.2 Определение реакций опор и построение эпюр39
3.3 Нахождение коэффициента запаса прочности41
4 Проверочный расчет четвертого вала42
4.1 Нахождение сил в зацеплении и составление расчетной схемы42
4.2 Определение реакций опор и построение эпюр.42
4.3 Нахождение коэффициента запаса прочности44
Подбор подшипников по динамической грузоподъемности46
1 Расчет подшипников первого вала46
2 Расчет подшипников второго вала46
3 Расчет подшипников третьего вала47
4 Расчет подшипников четвертого вала48
Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений49
1 Методика расчета49
2 Шпонка под муфтой49
3 Шпонка под колесом быстроходной передачи49
4 Шпонка под колесом промежуточной передачи50
5 Шпонка под колесом тихоходной передачи50
6 Шпонка под звездочкой50
Расчет размеров корпуса редуктора51
Сборка редуктора регулировка и смазка52
Редуктором называется механизм состоящий из зубчатых или червячных передач выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Применение редукторов обусловлено экономическими соображениями.и стоимость двигателя при одинаковой мощности понижаются с увеличением его быстроходности. Оказывается экономически целесообразным применение быстроходных двигателей с понижающей передачей вместо тихоходного двигателя без передачи. Наиболее широко используются асинхронные двигатели с частотой 750 и 1500 оборотов в минуту.
Редуктор состоит из корпуса в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса валы подшипники и т.д.
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 и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая соосная с раздвоенной ступенью и т.д.). В данном проекте разрабатывается трехступенчатый коническо-цилиндрический соосный редуктор.
Зубчатые передачи являются основными видом передач в машиностроении. Их основные преимущества: высокая нагрузочная способность и как следствие малые габариты; большая долговечность и надежность работы; высокий КПД; постоянство передаточного отношения; возможность применения в широком диапазоне мощностей скоростей передаточных отношений. Недостатки: шум при работе невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа незащищенность при перегрузках возможность возникновения значительных динамических нагрузок из-за вибрации.
Подшипники служат опорами для валов Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки приложенные к валу и сохраняют заданное положение оси вращения вала. В данном приводе используются шариковые радиально-упорные и роликовые радиально-упорные подшипники которые воспринимают радиальную и осевую нагрузки в зубчатых передачах.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
Кинематическая схема привода представлена на рисунке 1.
Рисунок 1 – Кинематическая схема привода
Частота вращения приводного вала
Частота вращения ведущего вала
Мощность на приводном валу .
где - КПД цепной передачи
- КПД зубчатой цилиндрической закрытой передачи
- КПД пары подшипников качения.
- КПД конической закрытой передачи.
Требуемая мощность электродвигателя
Принимаем электродвигатель 4А112МВ6У3 (мощность Рэд=40 кВт частота вращения ротора nэд=960 мин-1) [4 табл. 1.31].
Фактическое передаточное число:
Передаточные числа по ступеням:
Передаточное число цепной передачи:
Крутящий момент на первом валу
Мощность на втором валу
Крутящий момент на втором валу
Мощность на третьем валу редуктора
Частота вращения третьего вала
Крутящий момент на третьем валу
Мощность на четвертом валу редуктора
Частота вращения четвертого вала
Крутящий момент на четвертом валу
Мощность на пятом валу редуктора
Частота вращения пятого вала
Крутящий момент на пятом валу
Мощность на шестом валу редуктора
Частота вращения шестого вала
Крутящий момент на шестом валу
Таблица 1 – Результаты кинематического расчета
Диаграмма распределения момента Т мощности Р частоты n и угловой скорости w по валам привода
1 Расчет конической передачи с прямым зубом
1.1 Выбор материала зубчатых колес
Выбираем для шестерни и колеса материал сталь 45ХН. Механические характеристики сердцевины – В=950МПа Т=750МПа (3 табл.8.8). Термообработка шестерни – улучшение твердость примерно 240 НВ термообработка колеса – улучшение твердость примерно 200 НВ.
1.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений
Срок службы передачи:
Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:
с=1 – число колес находящихся в зацеплении с рассчитываемым
частоты вращения шестерни и колеса
m2=3 – показатель степени (3 табл. 8.9).
Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе:
q=9 – показатель степени при HB>350.
1.3 Определение допускаемых контактных напряжений
Предел контактной выносливости:
SH=11 – коэффициент безопасности (3 табл. 8.9).
Коэффициент долговечности:
Базовое число циклов NHO:
Таким образом допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:
Расчетные допускаемые контактное напряжение:
1.4 Определение допускаемых изгибных напряжений
где - предел изгибной выносливости (3 табл. 8.9):
SF=175 – коэффициент безопасности (3 табл. 8.9).
Ya – коэффициент учитывающий реверсивность нагрузки (для нереверсивной передачи Ya=1).
qF=6 – показатель степени при твердости шестерни и колеса меньше 350НВ
– базовое число циклов для всех сталей:
Таким образом допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:
1.5 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках
Контактные (при улучшении):
1.6 Расчет геометрических параметров передачи
Ориентировочное значение делительного диаметра шестерни:
где для косозубых передач.
- коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Определяется по рис.4.2.2 [5 стр.50].
- коэффициент внешней динамической нагрузки. Определяется по
табл. 4.2.9 [5 стр.51]:
- передаточное число .
- крутящий момент на шестерне .
Ширина зубчатого венца:
Углы делительных конусов
Внешнее конусное расстояние
Внешний делительный диаметр
По рекомендациям [5 с.51] принимаем
По ГОСТ 9563-60 принимаем .
Число зубьев шестерни
Внешний делительный диаметр:
Внешние диаметры вершин зубьев
Диаметры впадин зубьев
Действительное внешнее конусное расстояние
Средний модуль зацепления
Средние делительные диаметры
1.7 Силы в зацеплении
Силы в зацеплении для шестерни:
Силы в зацеплении для колеса
1.8 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям
Проверка контактных напряжений для прямозубых конических колес производится по формуле:
- коэффициент учитывающий механические свойства материала для стальных колес.
Коэффициент учитывающих форму сопрягаемых поверхностей:
Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий:
где - коэффициент торцевого перекрытия зубьев
Окружная сила в зацеплении
Из табл. 4.2.8 [5 стр.50] в зависимости от окружной скорости выбираем степень точности колес 8.
Удельная окружная динамическая сила
где - коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку. Выбирается в зависимости от твердости и угла наклона зубьев по таблице 4.2.10 [5 стр.51]:
- коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Выбирается по таблице 4.2.12 [5 стр.51] в зависимости от модуля
- условное межосевое расстояние.
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации
где - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузке по ширине зуба
Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении
Удельная расчетная окружная сила
Тогда расчетные контактные напряжения:
Недогрузка составляет
1.9 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба
Проверка изгибной прочности для прямозубых конических колес производится по формуле:
Определяем менее прочное зубчатое колесо.
Число зубьев биэквивалентного колеса:
Тогда коэффициент учитывающий форму зубьев [3 рис. 8.20]:
Так как то расчет ведем по шестерне ( .
- коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий.
- коэффициент учитывающий наклон зубьев.
Удельная расчетная окружная сила:
Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями:
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца определяется по рис. 4.2.2в [5 стр. 50].
Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении:
Удельная окружная динамическая сила:
- коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи определяется по табл. 4.2.11 [5 стр.51]
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:
Таким образом удельная расчетная окружная сила:
Проверочный расчет выполняется т.к. .
1.10 Проверочный расчет на выносливость при перегрузках
Максимальные контактные напряжения при перегрузках:
Проверочный расчет выполняется т.к.
Максимальные напряжения изгиба при перегрузках:
2 Расчет цилиндрической косозубой передачи тихоходной ступени редуктора
2.1 Выбор материала зубчатых колес
С целью понижения габаритов передачи получения высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 40ХН. Механические характеристики сердцевины – В=1600МПа Т=1400МПа (3 табл.8.8). Термообработка шестерни – улучшение до твердости 280 НВ термообработка колеса - улучшение до твердости 240 НВ.
2.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений
Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную прочность:
2.3 Определение допускаемых контактных напряжений
SH=11 – коэффициент безопасности [3 табл. 8.9].
m – показатель степени.
Расчетные допускаемые контактные напряжения:
2.4 Определение допускаемых изгибных напряжений
Предел изгибной выносливости
SF=175 – коэффициент безопасности [3 табл. 8.9].
q=6 – показатель степени при твердости шестерни и колеса меньше 350НВ
- базовое число циклов для всех сталей:
- коэффициент учитывающий реверсивность нагрузки.
Для нереверсивной нагрузки
- коэффициент учитывающий шероховатость поверхности
2.5 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках
Изгибные (при твердости зубьев менее 350НВ):
2.6 Расчет геометрических параметров передачи
Межосевое расстояние:
- числовой коэффициент для косозубых колес.
- крутящий момент на шестерне.
- коэффициент внешней динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.2.9 [5 стр.51]:
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Зависит от расположения колёс относительно опор. [3 рис. 8.15].
Принимаем коэффициент ширины колеса относительно диаметра по таблице 4.2.6 [5 стр.50] .
Тогда коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния:
Принимаем по табл. 4.2.7 [5 стр.51]
Принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [5 табл. 4.2.3].
Ширина зубчатого венца колеса:
что согласуется с таблицей нормальных линейных размеров [6 табл. 18.1].
Ширина венца шестерни:
Принимаем предварительно .
Принимаем согласно ГОСТ 9563-60 [5 табл. 4.2.1].
Суммарное число зубьев передачи:
Действительный угол наклона зуба:
Погрешность передаточного числа:
Делительные диаметры:
Коэффициент торцевого перекрытия:
Средняя окружная скорость колес:
Принимаем 8 степень точности [1 табл. 6.7].
2.7 Силы в зацеплении
2.8 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям
Проверка контактных напряжений для цилиндрических косозубых колес производится по формуле:
Недогрузка составляет:
2.9 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба
Проверка изгибной прочности для косозубых цилиндрических колес производится по формуле:
Коэффициент учитывающий форму зубьев [3 рис. 8.20]:
2.10 Проверочный расчет на выносливость при перегрузках
3 Расчет цилиндрической косозубой передачи промежуточной ступени редуктора
3.1 Выбор материала зубчатых колес
С целью понижения габаритов передачи получения высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 40ХН. Механические характеристики сердцевины – В=1600МПа Т=1400МПа (3 табл.8.8). Термообработка шестерни – закалка с нагревом ТВЧ до твердости 40 43HRC (расчетное значение 42HRC) термообработка колеса - закалка с нагревом ТВЧ до твердости 38 42HRC (расчетное значение 40HRC).
3.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений
3.3 Определение допускаемых контактных напряжений
SH=12 – коэффициент безопасности [3 табл. 8.9].
3.4 Определение допускаемых изгибных напряжений
q=9 – показатель степени при твердости шестерни и колеса больше 350НВ
3.5 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках
Контактные (при закалке ТВЧ):
Изгибные (при твердости зубьев более 350НВ):
3.6 Расчет геометрических параметров передачи
Принимаем предварительно и .
Принимаем 9-ю степень точности [1 табл. 6.7].
3.7 Силы в зацеплении
3.8 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям
Удельная окружная динамическая сила
где - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузке по ширине зуба
3.9 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба
Удельная расчетная окружная сила .
- коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи определяется по табл. 4.2.11 [5 стр.51] .
3.10 Проверочный расчет на выносливость при перегрузках
4 Расчет цепной передачи
Исходные данные для расчета цепной передачи:
-мощность на ведущей звездочке
-передаточное число цепной передачи
Передача нерегулируемая работает при спокойной нагрузке с периодической смазкой расположена горизонтально.
Рекомендуемое число зубьев меньшей звездочки: принимаем (табл. 4.5[1]).
Определение числа зубьев ведомой звездочки принимаем .
Определение требуемого шага цепной передачи
где К- коэффициент эксплуатации
где - коэффициент динамичности нагрузки принимаем равным 1;
- коэффициент учитывающий межосевое расстояние при a = (30 50)t равен 1;
- коэффициент учитывающий наклон передачи к горизонту при угле =0 равен 1;
- коэффициент зависящий от способа регулирования натяжения цепи для нерегулируемых передач равен 125;
- коэффициент учитывающий характер смазки при периодической смазке равен 1;
- коэффициент периодичности работы при односменной работе равен 1. (все значения коэффициентов взяты из [5] стр. 35)
[p] – ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах. Определяется по данным табл. 4.6 [1] в зависимости от частоты вращения меньшей звездочки :
m – число рядов цепи m = 1;
По полученному значению t выбираем цепь ПР-254-6000 со следующими параметрами:
ширина цепи b = 1588мм;
высота цепи h = 242мм;
масса 1 метра цепи q = 26кгм;
разрушающая нагрузка Q = 60000H;
диаметр валика d = 792мм;
диаметр ролика D = 1588мм; (табл. 4.1 [1])
проекция опорной поверхности шарнира (табл. 4.8 [1]).
окружную силу действующую на цепь:
давление в шарнирах цепи:
Анализируя полученный результат видим что необходимое условие прочности цепи выполняется т.к.
где [p]’- уточненное значение допускаемого давления для данной цепи (табл. 4.6 [1]).
Определение числа звеньев в цепи (длина цепи выраженная в шагах):
приняв межосевое расстояние получим:
Определение делительных диаметров звездочек:
Определение диаметров окружностей выступов:
Определение центробежной силы действующей на цепь:
Определение силы натяжения от провисания цепи:
где - коэффициент зависящий от стрелы провисания f и расположения передачи. Для вертикальных передач принимают ([1] стр.69).
Определение расчетного коэффициента запаса прочности:
Условие прочности выполняется: где [S] – допускаемый коэффициент запаса прочности (табл. 4.10 [1]).
Уточнение межосевого расстояния:
При проектном расчете определяется диаметр выходного конца вала или диаметр под колесом для промежуточных валов. Расчет ведется на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям:
где Т – крутящий момент на валу Нмм;
- допускаемое напряжение на кручение.
Для определения диаметра выходных концов валов принимаем .
Диаметр выходного конца быстроходного вала:
Диаметр второго вала под колесом:
Диаметр третьего вала под колесом:
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
Диаметры остальных участков валов назначаем конструктивно соблюдая правила технологичности обработки и сборки.
Из указанного выше расчета определяем диаметры шеек валов под подшипники качения.
1 Проверочный расчет первого вала
1.1 Cоставление расчетной схемы
Силы в зацеплении (8 c264):
Радиальная нагрузка на вал от муфты:
Момент при переносе силы Fa:
Расчетная схема приведена на рисунке 2.
1.2 Определение реакций опор и построение эпюр.
По полученным данным строим эпюры.
Рисунок 2 – Схема нагружения первого вала
Суммарные реакции на опорах:
1.3 Нахождение коэффициента запаса прочности
-Для опасного сечения (канавка для выхода шлифовального круга):
где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2 табл.3.5];
sа – амплитуде значения нормальных напряжений .
где - изгибающий момент в сечении .
W – момент сопротивления сечения вала
sm=0 – средние значения нормальных напряжений;
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для выточки при соотношении . [2 табл. 3.6];
es=083 - масштабный фактор т.е. коэффициент учитывающий влияние поперечных размеров вала [2 табл. 3.7].
em=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).
ys=01 - коэффициенты характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3 табл. 3.5];
tа tm - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;
где - крутящий момент на валу
Wρ – полярный момент сопротивления сечения вала
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для выточки при соотношении .[2 табл. 3.6];
et=089 - масштабный фактор [2 табл. 3.7].
yt=005 - коэффициенты характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3 табл. 3.5];
Тогда коэффициент запаса прочности равен:
. что больше предельно допускаемых
2 Проверочный расчет второго вала
2.1 Cоставление расчетной схемы
Моменты при переносе осевых сил:
Расчетная схема приведена на рисунке 3.
2.2 Определение реакций опор и построение эпюр
Рисунок 3 – Схема нагружения второго вала
2.3 Нахождение коэффициента запаса прочности
sа – амплитуде значения нормальных напряжений:
где - изгибающий момент в сечении:
W – момент сопротивления сечения вала:
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для галтели при соотношении . [2 табл. 3.6];
Wρ – полярный момент сопротивления сечения вала:
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для галтели при соотношении . [2 табл. 3.6];
et=08 - масштабный фактор [3 табл. 3.7].
yt=005 - коэффициенты характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3 табл. 3.5);
что больше предельно допускаемых .
3 Проверочный расчет третьего вала
3.1 Cоставление расчетной схемы
Момент при переносе осевой силы:
Расчетная схема приведена на рисунке 4.
3.2 Определение реакций опор и построение эпюр
Рисунок 4 – Схема нагружения третьего вала
3.3 Нахождение коэффициента запаса прочности
4 Проверочный расчет четвертого вала
4.1 Нахождение сил в зацеплении и составление расчетной схемы
Расчетная схема приведена на рисунке 5.
4.2 Определение реакций опор и построение эпюр.
Рисунок 5 – Схема нагружения четвертого вала
4.3 Нахождение коэффициента запаса прочности
Подбор подшипников по динамической грузоподъемности
1 Расчет подшипников первого вала
Эквивалентная динамическая нагрузка:
где X – коэффициент радиальной нагрузки V – коэффициент вращения кольца(V=1 при вращении относительно нагрузки внутреннего колеса) Fr – радиальная нагрузка на подшипник Y – коэффициент осевой нагрузки Fa – осевая нагрузка на подшипник =13 - коэффициент безопасности - коэффициент влияния температуры ( при ).
Осевая составляющая радиальной нагрузки:
Определяем значения X и Y:
Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:
Т.к. то расчет долговечности ведем по второму подшипнику.
где – частота вращения вала;
С=38500Н - динамическая грузоподъемность (4 табл. 16.9);
p – показатель степени (p=333 для роликовых подшипников).
2 Расчет подшипников второго вала
тогда X=1 Y=0 (4 табл. 16.9).
- динамическая грузоподъемность (4 табл. 16.9);
3 Расчет подшипников третьего вала
p – показатель степени (p=3 для шариковых подшипников).
4 Расчет подшипников четвертого вала
Суммарные реакции на опорах
Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений
Для закрепления на валах зубчатых колес и муфты применены призматические шпонки выполненные по ГОСТ 23360-78.
Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине [2. с.73]:
где T - крутящий момент на валу;
d - диаметр вала мм;
h - высота шпонки мм;
t1 - заглубление шпонки в валу мм;
b - ширина шпонки мм.
Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки (5 табл. 9.1.2) . Принимаем длину шпонки Тогда:
что меньше предельно допустимых
Принимаем шпонку 8732 ГОСТ 23360-78.
3 Шпонка под колесом быстроходной передачи
Принимаем шпонку 12832 ГОСТ 23360-78.
4 Шпонка под колесом промежуточной передачи
Принимаем шпонку 161063 ГОСТ 23360-78.
5 Шпонка под колесом тихоходной передачи
Принимаем шпонку 201280 ГОСТ 23360-78.
6 Шпонка под звездочкой
Принимаем шпонку 181190 ГОСТ 23360-78.
Расчет размеров корпуса редуктора
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи защиты их от загрязнения организации системы смазки а также восприятия сил возникающих в зацеплении редукторной пары подшипниках открытой передачи. Наиболее распространённый способ изготовления корпусов - литьё из серого чугуна (например СЧ15).
Габаритные размеры корпуса.
Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора. При этом вертикальные стенки редуктора перпендикулярны основанию верхняя плоскость крышки корпуса параллельна основанию редукторная пара вписывается в параллелепипед.
Толщина стенок корпуса и рёбер жёсткости
В проектируемых редукторах с улучшенными передачами толщины стенок крышки и основания принимаются одинаковыми:
Здесь - крутящий момент на тихоходном валу.
Фланцевые соединения
а) Фундаментальный фланец основания корпуса. Предназначен для закрепления редуктора к фундаментальной раме (плите).
б) Соединительный фланец крышки и основания корпуса. Через большие окна выполненные в корпусе вводят при сборке комплекты вала с колесом. Соединение крышек с корпусом уплотняют резиновыми кольцами.
Детали и элементы корпуса редуктора
Смотровой люк служит для контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации. Люк закрывают крышкой. Широко применяют стальные крышки из листов толщиной Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль под крышку ставят уплотняющие прокладки из картона (толщиной 1 1.15 мм) или полосы из резины (толщиной 2 3 мм).
Рисунок 7.1 – Корпус редуктора
Сборка редуктора регулировка и смазка
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов валов:
- на быстроходный вал насаживают подшипники предварительно нагретые в масле до 80-100°С зажимают гайкой шлицевой затем устанавливают муфту;
- на второй вал редуктора устанавливаем коническое колесо втулку запрессовываем подшипники;
- на третий вал устанавливаем цилиндрическое колесо промежуточной ступени редуктора ставим дистанционную втулку и запрессовываем подшипники;
- в тихоходный вал закладывают шпонку и устанавливают зубчатое колесо подшипники нагретые предварительно в масле а затем устанавливают звездочку.
Собранные валы укладывают в корпус редуктора и надевают крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для базирования крышки относительно корпуса используют конические штифты. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку ставят крышки подшипников. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
Регулировка подшипников и зубчатых зацеплений осуществляется набором регулировочных прокладок установленных вместе с фланцами подшипниковых узлов.
Так как окружные скорости редуктора не превышают 12 мс то смазывание зубчатых колес может осуществляться картерным способом т.е. окунанием зубчатых колес в масло заливаемое внутрь корпуса.
Из конструктивных соображений принимаем количество масла заливаемого в редуктор 3 литра. Это количество масла удовлетворяет условию 05 – 08 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности. Контроль уровня масла ведется с помощью маслоуказателя.
Рекомендуемое значение вязкости масла при и окружной скорости до 2 мс составляет (10 табл. 10.8). Исходя из этого выбираем для смазки масло И-70А ГОСТ 20799-75.
Смазка подшипников осуществляется разбрызгиванием картерного масла с образованием масляного тумана.
Курсовое проектирование деталей машин часть 1; А.В.Кузьмин Н.Н.Макейчик В.Ф. Калачёв и др. – Мн.: Высшая школа 1982г.
Курсовое проектирование деталей машин часть 2; А.В.Кузьмин Н.Н.Макейчик В.Ф. Калачёв и др. – Мн.: Высшая школа 1982г.
Детали машин; М.Н.Иванов – 5-е изд. - М.: Высшая школа. 1991г.
Расчёты Деталей Машин; А.В.Кузьмин И.М.Чернин Б.С.Козинцов.-Мн.:Вышая.школа.1986г.

icon RKTs2s.dwg

RKTs2s.dwg
*. Размеры для справок. 2. Поверхности соединения "корпус-крышка" перед сборкой покрыть уплотнительной пастой типа "Герметик" 3. После сборки валы редуктора должны проворачиваться свободно
без стуков и заедания 4. Редуктор обкатать согласно программе испытаний.
Техническая характеристика Передаваемая мощность Рном= 4.0 кВт Крутящий момент на ведомом валу Т= 371.6 Нм Частота вращения ведомого вала n= 75.6 мин-1 Передаточное число редуктора u=12.7 Объем масляной ванны V=3 литра
Регулировка подшипников осуществляется комплектом прокладок. 6. После обкатки масло из редуктора слить и залить масло индустриальное И-70А ГОСТ 20799-75. 7. Наружные поверхности корпуса редуктора поклыть коррозионностойкой эмалью
внутренние поверхности корпуса покрыть маслостойкой эмалью
Техническая характеристика
Передаваемая мощность Р=4.0 кВт. 2. Частота вращения выходного вала n=40 мин-1 3. Крутящий момент на выходном валу Т=644.6 Нм 4. Общее передаточное число привода U=24 5.Расчетный срок службы 26280 ч.
Схема расположения фундаментных болтов(1:10)
Привод обкатать без нагрузки в течение не менее 1 часа. Стук и резкий шум не допускаются. 4. Ограждения муфты и цепной передачи установить и окрасить.
*. Размеры для справок. 2. Угловая несоосность оси входного вала редуктора и оси вала электродвигателя не более 1° (1
Схема расположения болтов крепления элементов привода к раме (1:10)

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 15 часов 34 минуты
up Наверх