Редуктор цилиндрический трёхступенчатый

Вал тихоходный.dwg

Сталь 45 ГОСТ 1050-74
Термообработка - нормализация 260 270 НВ.
Неуказанные предельные отклонения размеров:
отверстия - по Н14; валы - по остальные по

Приводной вал.dwg

Техническая характеристика
Частота вращения барабана 24
Тяговое усилие ленты конвейера 5400 н
Технические требования
Допускается перекос вала до 3 градусов
В подшипники заложить смазку Литол-24 ТУ2-053-1747-85

Спецификация редуктор1.dwg

Крышка смотрового окна
Маслоуказатель жезловый
Вал-шестерня быстроходный
Вал-шестерня промежуточный

Спецификация прив. вал1.dwg

Крышка подшипника.dwg

Общий вид.dwg

Привод ленточного конвейера.
Техническая характеристика
Электродвигатель 90L2:
Крутящий момент на выходном валу
Передаточное число редуктора 79
Коэффициент использования в году 0
Коэффициент использования в сутки 0
Технические требования
Предельно допустимые смещения валов электродвигателя и редуктора:
Испытать под нагрузкой. При этом предельно допустимый шум 91 дБА
течь масла по стыкам не допукается
нагрев редуктора не более 45 С
Покрытие - эмаль ХВ-124 синяя У1.71 - Т2.
* Размеры для справок.
Сварка ГОСТ 15878-79-Кш-6

Спецификация общий вид.dwg

конвейера. Общий вид
Болт М16х376 ГОСТ 24379.1-80
Болт М20х85 ГОСТ 7805-70
Болт М10х46 ГОСТ 7805-70
Гайка М8 ГОСТ 10650-94
Шайба М16 ГОСТ 10906-78
Шайба М20 ГОСТ 10906-78
Шайба М8 ГОСТ 10906-78
Шайба 16 Н ГОСТ 6204-70
Муфта 1-160-22.1-28.2
Электродвигатель 90L22850
Гайка М20 ГОСТ 10650-94

Колесо.dwg

Сталь 45 ГОСТ1050-74
Термообработка - улучшение 269..302 НВ.
Неуказанные предельные отклонения размеров:
отверстия - по Н14; валы - по остальные по
Коэффициент смещения

Вал промежуточный.dwg

Сталь 45 ГОСТ 1050-74
Термообработка - нормализация 260 270 НВ.
Неуказанные предельные отклонения размеров:
отверстия - по Н14; валы - по остальные по
сопряжённого зубч. колеса
КП ДМиОК 07.05.01.00.012

Спецификация прив. вал2.dwg

Гайка М6 ГОСТ 2524-70
Гайка М8 ГОСТ 2524-70
Шайба 8 ГОСТ 11371-78
Смазка Литол-24 ТУ2-053-1747-85

Редуктор.dwg

цилиндрический трёхступенчатый.
Техническая характеристика
Крутящий момент на выходном валу
Частота вращения входного вала
Частота вращения выходного вала
Передаточное число редуктора 79
Технические требования
В собранном редукторе проверить боковой зазор в зубчатых
зацеплениях и величину пятна контакта
соотвествовать степени 9-В по ГОСТ 1643-81.
Предельные допускаемые смещения валов электродвигателя и редуктора:
В рекдуктор залить масло марки И-30А ГОСТ 20799-75 в объёме10 л.
В подшипники заложить смазку Литол-24 ТУ2-053-1747-85
*. Размеры для справок

Спецификация редуктор2.dwg

Винт М14х89 ГОСТ 11738-84
Болт М8х28 ГОСТ 15589-70
Штифт 6х25 ГОСТ 3128-70
Шайба 8 Н ГОСТ 6402-70
Шайба 14 Н ГОСТ 6402-70
Шпонка 10х8х28 ГОСТ 23368-78
Шпонка 18х11х36 ГОСТ 23368-78
Шпонка 5х6х14 ГОСТ 23368-78
Шпонка 22х14х72 ГОСТ 23368-78
Шпонка 18х11х63 ГОСТ 23368-78
Манжета 20х35 ГОСТ 8752-79
Манжета 65х90 ГОСТ 8752-79
Прокладка 37х3 ГОСТ 16744-75
Подшипник 213 ГОСТ 8338-75
Подшипник 36204 ГОСТ 831-75
Подшипник 36206 ГОСТ 831-75
Подшипник 210 ГОСТ 8338-75
Масло индустриальное И-30А ГОСТ 20799-75
Смазка Литол-24 ТУ2-053-1747-85

ПЗ.doc

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА 4
РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 8
1 Расчёт быстроходной ступени 8
2 Расчёт промежуточной ступени 17
3 Расчёт тихоходной ступени ..27
КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА ..36
ПОДБОР И ПРОВЕРКА ПОДШИПНИКОВ 40
1 Быстроходного вала 40
2 1-го промежуточного вала 41
3 2-го промежуточного вала 41
4 Тихоходного вала ..41
РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ ..43
СМАЗКА РЕДУКТОРА .45
1 Смазка зубчатых колёс .45
2 Смазка подшипников 45
Список литературы 46
Электрический привод представляет собой сложный комплексный механизм содержащий значительную долю сложных и ответственных деталей поэтому проектирование любого привода должно сопровождаться тщательным анализом и проработкой на всех этапах: от формулирования технического задания до разработки технологии его изготовления и сборки.
Целью курсового проектирования является создание конструкции привода ленточного конвейера содержащего в своем составе трехступенчатый редуктор с раздвоенной промежуточной ступенью. Эффективная конструкция узлов деталей и в целом привода сущность и методы решения поставленной перед конструктором оказывают наиболее весомое влияние на технологические эксплуатационные эргономические эстетические и конечно функциональные характеристики изделия а следовательно на его себестоимость.
Сегодня когда конкурентный рынок вынуждает производителей переходить к наиболее качественным и дешевым продуктам особенно важно оценить все аспекты проектирования чтобы еще на стадии его разработки избежать неэффективного использования ресурсов.
Цель - проектирование надежной качественной и технологичной конструкции привода ленточного конвейера чтобы на конкретном примере применить полученные знания и навыки в ходе изучения общенаучных и технических дисциплин а также понять как конкретные элементы конструкции деталей машин влияет на весь жизненный цикл изделия его качество и конкурентоспособность.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1 Определяем необходимую мощность привода (кВт) по формуле (1.18) [1]:
2 Определяем мощность привода с учетом потерь в кинематической цепи по формуле (1.19) [1]:
где - общий КПД привода.
где - КПД муфты принимаем из таблицы 1.2 [1] 098;
- КПД подшипников качения (пары) принимаем из таблицы 1.2 [1] 099;
- КПД закрытой цилиндрической зубчатой передачи принимаем из таблицы 1.2 [1] 098;
3 Определяем частоты вращения приводного вала электродвигателя по формуле (1.22) [1]:
4 Принимаем ориентировочно передаточное число привода:
где - передаточное число редуктора принимаем 60.
5 Определяем ориентировочно необходимую частоту вращения вала электродвигателя по формуле (1.21) [1]:
6 Из таблицы 1.3 [1] по P и n выбираем электродвигатель 90L22850 ГОСТ 28330-89 у которого Pэл=3 кВт nэл=2850 мин-1.
7 Уточняем фактическое передаточное число привода:
8 Разбиваем передаточное число редуктора по ступеням. По формуле (1.8) [1] определяем передаточное число быстроходной ступени:
что удовлетворяет требованиям изложенным в таблице 1.1 [1].
По формуле (1.9) [1] определяем передаточное число промежуточной ступени:
По формуле (1.10) [1] определяем передаточное число тихоходной ступени:
По формуле (1.11) [1] определяем потребное отношение межосевых расстояний:
округляем до ближайшего значения из ряда 125.
По формулам (1.12 1.13) [1] определяем параметры зазора между тихоходной шестерней и быстроходным колесом для трехступенчатого редуктора:
9 Определяем крутящие моменты на валах.
Определим крутящий момент на выходном валу по формуле (1.28) [1]:
Определим крутящий момент на предыдущем валу по формуле (1.29) [1]:
где - передаточное число между выходным (n) и предыдущим (n-1) валом;
Определим частоты вращения валов по формуле (1.30) [1]:
где -частота вращения предыдущего вала;
передаточное число между предыдущим (n) и предыдущим (n+1) валом;
Результаты расчетов сведем в таблицу 1.
Значения частот вращения и крутящих моментов на валах редуктора
РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
1 Расчет быстроходной ступени
Производим расчет косозубой цилиндрической передачи со следующими исходными данными (см. таблицу 1): крутящий момент на колесе Т2= 1681 Н·м; частота вращения колеса n2=711 мин-1; передаточное число U=401; нагрузка умеренная с кратковременными перегрузками.
1.1 Из таблицы 3.1 [1] выбираем материал зубчатых колес сталь 40ХН ГОСТ 4543-71 с сочетанием термообработки: шестерня – закалка 45 50 колесо – улучшение 269 302 HB т=750 МПа.
1.2 Допускаемые напряжения определяем по таблице 3.2 [1]:
1.3 Определяем срок службы передачи (ч) при 10 годах работы привода:
1.4 Определяем число циклов нагружения по формуле (3.3) [1]:
1.5 Определяем эквивалентный крутящий момент на колесе по формуле (3.2) [1]:
где Т2 – наибольший из длительно действующих на колесе крутящих моментов по циклограмме;
Nк – общее число циклов напряжений соответствующее заданному сроку службы.
1.6 Определим параметр bd по формуле (3.4) [1]:
где bа – относительная ширина колеса – параметр зависящий от расположения зубчатых колес относительно опор при симметричном расположении принимаем относительную ширину колеса bа=04 [1 с. 32].
1.7 Для быстроходной передачи в редукторе выполненном по развернутой схеме твердости колеса НВ350 и bd=1002 по таблице (3.3) [1] [1] принимаем коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий КН=1155.
1.8 Определяем значение допускаемого контактного напряжения для косозубой передачи: согласно формуле (3.5) [1] принимаем нр==617 Мпа.
1.9 Определяем ориентировочное межосевое расстояние по формуле (3.1) [1]:
где Ка – вспомогательный коэффициент для косозубых передач принимаем Ка=430.
Принимаем стандартное значение .
1.10 Определяем ширину зубчатых колес по формуле (3.7) [1].
Уточняем полученное значение в соответствии с рядом номинальных линейных размеров до =28 мм.
Округляем полученное значение в соответствии с рядом номинальных линейных размеров до =32 мм.
1.11 Определяем модуль передачи [1 с.42]:
Принимаем стандартный m=125 мм.
1.12 По формуле (3.9) .
Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.10) [1]:
1.13 По формуле (3.11) [1] .
Определяем число зубьев зубчатых колес по формуле (3.12) [1]:
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
1.14 Определяем фактическое передаточное число зубчатой передачи по формуле (3.12) [1]:
Проверяем соблюдение условия:
- условие выполняется.
1.15 Определяем основные размеры зубчатых колес по формулам (3.13 3.16)[1]:
Делительные диаметры зубчатых колес – формула (3.13) [1]:
Диаметры окружностей вершин зубьев – формула (3.15) [1]:
Диаметры окружностей впадин зубьев – формула (3.16) [1]:
1.16 Определяем силы действующие в зацеплении по формуле (3.17) [1]:
где при отсутствии угловой коррекции α принимается равным 20о.
1.17 Определяем окружную скорость на колесе [1 с.43]:
1.18 По таблице 3.4 [1] назначаем 8-ю степень точности передачи.
1.19 Выполняем проверочный расчет на выносливость при изгибе.
Определяем эквивалентную окружную силу по формуле (3.19) [1]:
где qF – показатель степени кривой усталости при расчете на изгибную выносливость для закаленных и улучшенных колес принимается qF=6.
Устанавливаем коэффициенты:
Кfα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями Кfα=1 для косозубых колес;
Кf – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий Кf=108 (рис. 3.3.) [1];
КА – коэффициент учитывающий внешнюю динамическую нагрузку КА=Тma КА=141=14.
Определяем удельную окружную силу по формуле (3.23) [1]:
где F =0 06 для косых колес;
g0 – коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев для косых зубьев при НВ≤350 - g0=002.
Определяем динамическую добавку по формуле (3.22) [1]:
Определяем коэффициент КF по формуле (3.21) [1]:
Определяем коэффициент нагрузки по формуле (3.20) [1]:
Определяем коэффициенты формы зуба в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zv: Yfs1 =394 Yfs2 =36.
По формуле (3.24) эквивалентное число зубьев:
По формуле (3.25) [1]:
По формуле (3.26) [1]:
По формуле (3.27) [1]:
Определим коэффициент торцового перекрытия по формуле (3.28) [1]:
Определяем расчетное местное напряжение при изгибе колеса по формуле (3.18) [1]:
Определяем расчетное местное напряжение при изгибе шестерни по формуле (3.29) [1]:
Определяем выполнение условий выносливости зубьев колес при изгибе по формуле (3.30) [1]:
- условия выполняются.
Таким образом условия изгибной выносливости выполняются.
1.20 Выполняем проверочный расчет на контактную выносливость.
При коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления ZH=234.
Определяем коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий по формуле (3.34) [1]:
Определяем контактное напряжение в полюсе зацепления по формуле (3.33) [1]:
По таблице 3.6 [1] для 8-й степени точности твердости зубьев НВ≤350 и окружной скорости V=424 мс устанавливаем значение коэффициента учитывающего динамическую нагрузку возникающую в зацеплении КH=105.
Определяем коэффициент нагрузки KH по формуле (3.35) [1]:
где КНα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями для косых зубьев КНα=11.
Определяем величину действительного контактного напряжения по формуле (3.32) [1]:
Определяем выполнение условия контактной выносливости по формуле (3.31) [1]:
Производим проверку эффективности использования материала зубчатых колес [1 с. 44]:
- оставляем это значение так как при подстановке других не находится arccos.
1.21 Выполняем проверочные расчеты при действии кратковременной максимальной нагрузки по формулам (3.36) и (3.37) [1]:
- условие выполняется;
- условие выполняется
Условия прочности при кратковременной перегрузке выполняются.
2 Расчет промежуточной ступени
Производим расчет раздвоенной косозубой цилиндрической передачи со следующими исходными данными (см. таблицу 1): крутящий момент на колесах Т3= 9028 Н·м; частота вращения колес n3=130 мин-1; передаточное число U=548; нагрузка умеренная с кратковременными перегрузками.
2.1 Из таблицы 3.1 [1] выбираем материал зубчатых колес сталь 45ХН ГОСТ 4543-71 с сочетанием термообработки: шестерня – закалка 45 50 колесо – улучшение 269 302 HB т=750 МПа.
2.2 Допускаемые напряжения определяем по таблице 3.2 [1] (см. п. 2.1.2):
2.3 Определяем срок службы передачи (ч) при 5 годах работы привода (см. п. 2.1.3):
2.4 Определяем число циклов нагружения по формуле (3.3) [1]:
2.5 Определяем эквивалентный крутящий момент на колесе по формуле (3.2) [1]:
2.6 Определим параметр bd по формуле (3.4) [1]:
где bа – относительная ширина колеса – параметр зависящий от расположения зубчатых колес относительно опор при шевронных зубчатых колесах принимаем относительную ширину колеса bа=0515 [1 с. 32].
2.7 Для быстроходной передачи в редукторе выполненном по развернутой схеме твердости колеса НВ350 и bd=162 по таблице (3.3) [1] принимаем коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий КН=107.
2.8 Определяем значение допускаемого контактного напряжения по формуле (3.5) [1]:
2.9 Определяем ориентировочное межосевое расстояние по формуле (3.1) [1]:
где Ка – вспомогательный коэффициент для косозубых и шевронных передач принимаем Ка=430.
Принимаем стандартное значение =90 мм.
2.10 Определяем ширину зубчатых колес по формуле (3.7) [1].
2.11 Определяем модуль передачи [1 с.42]:
Принимаем стандартный mn=125 мм.
2.12 Определяем минимальный угол наклона зубьев по формуле (3.9) [1]:
Так как редуктор с раздвоенной первой парой (разнесённый шеврон) то принимаем .
2.13 Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.10) [1]:
2.14 Уточняем угол наклона зубьев по формуле (3.11) [1]:
2.15 Определяем число зубьев зубчатых колес по формуле (3.12) [1]:
2.16 Определяем фактическое передаточное число зубчатой передачи по формуле (3.12) [1]:
2.17 Определяем основные размеры зубчатых колес по формулам (3.13 3.16)[1]:
2.18 Определяем силы действующие в зацеплении по формуле (3.17) [1]:
Осевые силы в разнесенном шевроне взаимно компенсируются.
2.19 Определяем окружную скорость на колесе [1 с.43]:
2.20 По таблице 3.4 [1] назначаем 9-ю степень точности передачи.
2.21 Выполняем проверочный расчет на выносливость при изгибе.
Кfα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями Кfα=1 для шевронных колес [1 с.37];
Кf – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий Кf=11 (рис. 3.3.) [1];
где F =006 для косозубых и шевронных колес;
Определяем эквивалентное число зубьев Yfs1 и Yfs2 по формуле (3.24) [1]:
Для числа зубьев Zv эквивалентные числа будут: Yfs1 =386 Yfs2 =36
Определяем коэффициент Y по формуле (3.25) [1]:
Определяем коэффициент осевого перекрытия по формуле (3.27) [1]:
Определяем коэффициент Y по формуле (3.26) [1]:
2.22 Выполняем проверочный расчет на контактную выносливость.
При =3133о коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления ZH=216.
По таблице 3.6 [1] для 9-й степени точности твердости зубьев НВ≤350 и окружной скорости V=104 мс устанавливаем значение коэффициента учитывающего динамическую нагрузку возникающую в зацеплении КH=105.
где КНα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями для косых и шевронных зубьев КНα=11.
- оставляем это значение так как иначе колёса цепляются друг за друга.
2.23 Выполняем проверочные расчеты при действии кратковременной максимальной нагрузки по формулам (3.36) и (3.37) [1]:
3 Расчет тихоходной ступени
Производим расчет косозубой цилиндрической передачи со следующими исходными данными (см. таблицу 1): крутящий момент на колесе Т4= 5733 Н·м; частота вращения колеса n4=36 мин-1; передаточное число U=36; нагрузка умеренная с кратковременными перегрузками.
1.7 Для быстроходной передачи в редукторе выполненном по развернутой схеме твердости колеса НВ350 и bd=092 по таблице (3.3) [1] [1] принимаем коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий КН=103.
Уточняем полученное значение в соответствии с рядом номинальных линейных размеров до =50 мм.
Округляем полученное значение в соответствии с рядом номинальных линейных размеров до =56 мм.
Принимаем стандартный m=2 мм.
1.18 По таблице 3.4 [1] назначаем 9-ю степень точности передачи.
Кf – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий Кf=105 (рис. 3.3.) [1];
Определяем коэффициенты формы зуба в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zv: Yfs1 =382 Yfs2 =36.
По таблице 3.6 [1] для 9-й степени точности твердости зубьев НВ≤350 и окружной скорости V=037 мс устанавливаем значение коэффициента учитывающего динамическую нагрузку возникающую в зацеплении КH=105.
КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
Для проведения дальнейших расчетов валов и подшипников редуктора производим первый вариант его компоновки. По мере расчета деталей и выбора их конструктивных форм первоначальная компоновка может уточняться.
Компоновку редуктора производим согласно рекомендациям изложенным в [1 с. 8081].
Принимаем величину зазора а между внутренними поверхностями корпуса редуктора и вращающимися зубчатыми колесами в соответствии с рекомендациями [1 с.80] а=10 мм.
Рекомендуемое расстояние между дном корпуса редуктора и поверхностью зубчатых колес bo>4a. Принимаем bo=41 мм.
Рекомендуемый зазор между торцом шестерни и внутренней поверхностью корпуса е1=(1 12)а. Принимаем е1=11 мм.
Рекомендуемое расстояние от торца подшипника до внутренний поверхности корпуса редуктора при условии отсутствия маслозащитного и маслоудерживающего колец е=3 5 мм. Принимаем е1=4 мм.
Компоновочный чертеж выполняем в масштабе 1:2 согласно образцу представленному на рис. 3.17 [1].
1 Расчет быстроходного вала
1.1 Из таблицы 4.2 выбираем материал для создания вала: Сталь 45Х ГОСТ 4543-71
1.2 Составляем расчетную схему нагружения вала. В соответствии со схемой 1 [1 с.89]:
Определяем составляющие опорных реакций RA и RB действующие в плоскости х по формулам (4.6 4.7) [1]:
Определяем опорные реакции RA и RB действующие в плоскости по формуле (4.10) [1]:
4.5 Определяем изгибающий момент в опасном сечении вала (на расстоянии 117 мм от опоры А) по формуле (4.11) [1]:
4.6 Определяем коэффициент КL по формуле (4.42) [1]:
где No – базовое число циклов нагружения для небольших и средних валов принимаем No=5·106;
Nе – эквивалентное число циклов нагружения;
m – показатель наклона кривой усталости принимаем m=9.
Определяем коэффициент эквивалентное число циклов нагружения по формуле (4.42) [1]:
где Ti Ni – крутящий момент и соответствующее ему количество циклов нагружения на каждой ступени графика нагрузки Т – наибольший момент из длительно действующих.
Поскольку Nе> No то КLпринимаем равным 1.
С учетом определенных ранее (при расчете соответствующей зубчатой передачи) количества циклов нагружения на каждой ступени графика нагрузки:
N1=686·106; N2=686·106
4.7 Определяем коэффициенты входящие в формулу (4.44):
) Для шпоночного паза и В=900 МПа из таблицы 4.3 [1] принимаем: К=1; К=1;
) Из таблицы 4.5 [1] принимаем: =08; =077;
) Поверхностное упрочнение не применяем тогда КП=КП=2.
По формуле (4.44) [1]:
где К и К – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
и – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала.
4.8 Определяем осевой и полярный моменты сопротивления вала d= 80 мм с учетом ослабления шпоночным пазом по формуле (4.46) [1]:
где b и t – ширина и глубина шпоночного паза м;
d – диаметр вала м.
4.9 Определяем напряжения по формуле (4.45) [1]:
4.10 Для симметричного знакопеременного цикла изменения нормальных напряжений и от нулевого – для касательных напряжений определяем коэффициенты запаса по усталостной прочности по формулам (4.37 и 4.38) [1]:
4.11 Определяем коэффициент запаса выносливости в опасном сечении вала по формуле (4.37) [1]:
Подбор и проверка подшипников
1 Быстроходного вала
Выбираем радиально-упорный шариковый однорядный подшипник лёгкой серии 36204 ГОСТ 831-75 т.к. частота вращения вала более . Параметры и характеристики: d=25 мм; D=52 мм; В=15 мм; r=25; t=16.
21-го промежуточного вала
Выбираем радиально-упорный шариковый однорядный подшипник лёгкой серии 36206 ГОСТ 831-75. Параметры и характеристики: d=20 мм; D=47 мм; В= 14 мм; r=15; t=2.
3 2-го промежуточного вала
Выбираем радиальный шариковый однорядный подшипник лёгкой серии 210 ГОСТ 8338-75 . Параметры и характеристики: d=25 мм; D=52 мм; В=15 мм; r=25; t=16.
Выбираем радиальный шариковый однорядный подшипник лёгкой серии 213 ГОСТ 8338-75. Параметры и характеристики: d=65 мм; D=120 мм; В=23 мм; r=25; t=5.
Произведем проверку правильности подбора радиальных шариковых однорядных подшипников качения при следующих данных: радиальная нагрузка на подшипник I (левая опора А) Fr1= 554873 Н; радиальная нагрузка на подшипник II (правая опора В) Fr2= 8966 Н; осевая нагрузка – отсутствует частота вращения вала – 36 мин-1; внутренний диаметр подшипника d=65 мм; изменчивость нагрузки за весь срок работы подшипника представлена на графике (см. п. 2.1).
Нагрузка подшипников с умеренными толчками до 150% от номинальных рабочая температура не превышает 100оС.
На основании рекомендаций [1 с. 132] выбираем подшипники легкой серии № 213 по ГОСТ 8338-75 у которого динамическая грузоподъемность Cr=69400 Н статическая радиальная грузоподъемность Cоr=45900 Н.
4.1 Коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца подшипника V=1 [1 с. 135]; коэффициент безопасности определяем по таблице 5.8 [1] для умеренных толчков с кратковременными перегрузками до 150% Кб= 14; температурный коэффициент Кт =1 при tраб≤100oC.
4.2 Для наиболее нагруженного подшипника II Fr2= 8966Н находим соотношение FrCоr:
Fr2Cоr =896669400=0129.
4.3 По таблице 5.7 определяем параметры X и Y; т.к. осевая нагрузка на подшипники отсутствует то FаVFr всегда меньше е тогда со гласно примечанием к табл. 5.7 принимаем X=1 и Y=0.
4.4 Определяем эквивалентную динамическую нагрузку на радиальном шариковом подшипнике по формуле из таблицы 5.9 [1]:
4.5 Определяем срок службы подшипника при 5 годах работы привода по формуле:
4.6 Определяем долговечность подшипника по формуле (5.11) [1]:
Определяем долговечность на каждой ступени графика нагрузки:
4.7 Определяем приведенную динамическую нагрузку с учетом графика нагрузки по формуле (5.10) [1]:
4.8 Вычисляем расчетную динамическую грузоподъемность по формуле (5.2) [1]:
где p – показатель степени для шарикоподшипников p=3 [1 с.134].
4.9 Сравниваем расчетную динамическую грузоподъемность подшипника с допустимой величиной из ГОСТа:
.РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Проверяем выбранную шпонку по напряжениям смятия. Расчет ведем по формуле (4.47) [1]:
где d – диаметр вала в месте установки шпонки;
h – высота шпонки мм;
Запишем условие проверки выбранной шпонки по напряжениям смятия [1 с.108]:
где [см] – допустимые напряжения смятия (МПа); для шпонок работающих на стальных валах и стальных зубчатых колесах [см]=120 МПа.
Произведем проверочный расчет призматической шпонки 8х10х22 исполнения 1 по ГОСТ 23368-78 установленной на полумуфте быстроходного вала редуктора передающей крутящий момент Т=1681 Н·м.
Произведем проверочный расчет призматической шпонки 8х10х22 исполнения 1 по ГОСТ 23368-78 установленной на первом промежуточном валу редуктора передающего крутящий момент Т=4514 Н·м.
Произведем проверочный расчет призматической шпонки 7х7х16 исполнения 1 по ГОСТ 23368-78 установленной на втором промежуточном валу редуктора передающего крутящий момент Т=4514Н ·м.
Произведем проверочный расчет призматической шпонки 12х20х56 исполнения 1 по ГОСТ 23368-78 установленной на тихоходном валу редуктора передающего крутящий момент Т=5733 Н·м.
- условие выполняется.
Для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора подбираем втулочно-пальцевую муфту МУВП со следующими параметрами: d=25 мм D=120 мм; полумуфта 1-ого исполнения: L=125 мм l=60 мм В=4мм.
Для соединения приводного вала с тихоходным валом редуктора подбираем втулочно-пальцевую муфту МУВП со следующими параметрами: d=60мм D=220мм; полумуфта 2-ого исполнения: L=226мм l=140мм В=6мм.
1 Смазка зубчатых колес
Смазка зубчатых колес и подшипников редуктора существенно уменьшает потери на трение предотвращает повышенный износ и нагрев деталей предохраняет их от коррозии а также несколько уменьшает шум при работе. Снижение потерь на трение повышает КПД редуктора.
Применяем для зубчатых колес редуктора картерное смазывание при котором зубчатые колеса окунаются в масляную ванну залитую внутрь корпуса. Это смазывание применимо при окружных скоростях в зацеплении до 12 мс.
Смазка зубчатых колес редуктора осуществляется с применением жидкого смазочного материала – индустриального масла.
Согласно рекомендациям изложенным в [1 с. 230] для контактных напряжений н до 600 МПа и окружных скоростях зубчатых колес до 5мс рекомендуемая кинематическая вязкость масла должна быть (28 33)·106 м2с при температуре t=50oC. Этим требованиям удовлетворяет индустриальное масло И-30А по ГОСТ 20799-88 для которого кинематическая вязкость составляет 28·106 м2с.
Контроль уровня масла находящегося в корпусе редуктора производится с помощью жезлового маслоуказателя.
2 Смазка подшипников
Смазка подшипников качения согласно рекомендациям изложенным в [1 с. 234] осуществляется с применением пластичного смазочного материала – Литол-24 ТУ2-053-1747-85. Пластичные смазочные материалы применяются с целью уменьшения расхода смазки повышения герметизации и облегчения обслуживания подшипниковых узлов.
Для защиты подшипников быстроходного вала от вымывания пластичной смазки струями и брызгами масла из картера редуктора применяем маслоотражающие кольца.
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие В.Д. Соловьев В.И. Фатеев. – Тула: Изд-во ТулГУ 2002. – 338с.
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие А.Е. Шейнблит – М.: Высш. шк. 1991. – 432 с.: ил.