3-х ступенчатый редуктор с конической передачей

Монтажный.cdw

КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА
СХЕМА РАСПОЛОЖЕНИЯ БОЛТОВ КРЕПЛЕНИЯ
ЭЛЕМЕНТОВ ПРИВОДА К РАМЕ (1:20)
Ось входного вала редуктора
и ось электродвигателя
Ось выходного вала редуктора
и ось приводного вала
СХЕМА РАСПОЛОЖЕНИЯ БОЛТОВ КРЕПЛЕНИЯ
РАМЫ К ФУНДАМЕНТУ (1:20)
Технические характеристики
Передаваемая мощность P=4 кВт.
Частота вращения выходного вала n=19
Крутящий момент на выходном валу T=1722
Окружное усилие на тяговых звездочках F
Скорость движения тяговой цепи V=0
Общее передаточное отношение редуктора u=50.
Расчетный срок службы 29434 ч.
Технические требования
Угловая несоосность оси входного вала редуктора и электродвигателя не более 1
мм на длине 100 мм) Радиальная несоосность входного вала редуктора
электродвигателя не более 0
Угловая несоосность оси выходного вала редуктора и оси приводного вала не более
мм на длине 100 мм). Радиальная несоосность оси выходного вала редуктора и оси
приводного вала не более 1 мм. Осевое смещение валов не более 5 мм.
Привод обкатать без нагрузки в течение 1 часа. Стук и резкий шум не допускаются.
После обкатки масло из редуктора слить и залить масло индустриальное И-70А
ГОСТ 20799-75 в количестве 4
Ограждения условно не показаны. Ограждения муфт установить и окрасить в

Вал.cdw

Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Козффициент смещения
Степень точности по ГОСТ 1643-81
Обозначение чертежа
сопряженной шестерни
Сталь 40ХН ГОСТ 4543-71
Твердость зубьев 50-54 HRC.
Точность зубчатого колеса в соответствии с ГОСТ 1643-81.

Колесо.cdw

Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Степень точности по ГОСТ 1643-81
Обозначение чертежа
сопряженной шестерни
Сталь 40ХН ГОСТ 4543-71
Твердость зубьев 50-54 HRC.
Радиусы скруглений 5 8 мм.
Штамповочные уклоны 6-8
Точность зубчатого колеса в соответствии с ГОСТ 1643-81.

Курсовая работа по ДМ.doc

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ
БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра «Детали машин ПТМ и М»
Пояснительная записка
Руководитель Бондаренко А.Г.
Назначение устройство и область применения передач привода.5
Кинематические расчеты6
1. Выбор электродвигателя. Разбивка общего передаточного отношения по ступеням.6
2. Кинематический и силовой анализ7
Расчет зубчатых передач.8
1. Расчет конической передачи с круговым зубом быстроходной ступени редуктора8
1.1. Выбор материала зубчатых колес8
1.2. Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений8
1.3. Определение допускаемых контактных напряжений9
1.4. Определение допускаемых изгибных напряжений9
1.5. Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при изгибе10
1.6. Расчет геометрических параметров передачи10
1.7. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям11
1.8. Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба12
1.9. Проверочный расчет на выносливость при перегрузках14
2. Расчет цилиндрической косозубой передачи промежуточной ступени редуктора14
2.1. Выбор материала зубчатых колес14
2.2. Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений14
2.3. Определение допускаемых контактных напряжений15
2.4. Определение допускаемых изгибных напряжений16
2.5. Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при изгибе16
2.6. Расчет геометрических параметров передачи16
2.7. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям18
2.8. Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба19
2.9. Проверочный расчет на выносливость при перегрузках20
3. Расчет цилиндрической косозубой передачи тихоходной ступени редуктора20
3.1. Выбор материала зубчатых колес.20
3.2. Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений20
3.3. Определение допускаемых контактных напряжений21
3.4. Определение допускаемых изгибных напряжений22
3.5. Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при изгибе22
3.6. Расчет геометрических параметров передачи22
3.7. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям24
3.8. Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба25
3.9. Проверочный расчет на выносливость при перегрузках26
4. Уточненные данные кинематического и силового расчета26
5. Сравнительный анализ результатов полученных на ЭВМ и практических расчётов26
Проектный расчет валов27
Проверочный расчет валов на усталостную прочность28
1. Проверочный расчет первого вала28
1.1. Нахождение сил в зацеплении и составление расчетной схемы28
1.2. Определение реакций опор и построение эпюр.28
1.3. Нахождение коэффициента запаса прочности30
2. Проверочный расчет второго вала33
2.1. Нахождение сил в зацеплении и составление расчетной схемы33
2.2. Определение реакций опор и построение эпюр.33
2.3. Нахождение коэффициента запаса прочности35
3. Проверочный расчет третьего вала38
3.1. Нахождение сил в зацеплении и составление расчетной схемы38
3.2. Определение реакций опор и построение эпюр.38
3.3. Нахождение коэффициента запаса прочности40
4. Проверочный расчет четвертого вала.43
4.1. Нахождение сил в зацеплении и составление расчетной схемы43
4.2. Определение реакций опор и построение эпюр.43
4.3. Нахождение коэффициента запаса прочности45
Расчет подшипников на динамическую грузоподъемность и долговечность.48
1. Расчет подшипников первого вала.48
2. Расчет подшипников второго вала.49
3. Расчет подшипников третьего вала.50
4. Расчет подшипников четвертого вала.51
Расчет соединений вал-ступица52
1. Методика расчета52
2.Шпонка удерживающая упругую втулочно-пальцевую муфту.52
3.Шпонка удерживающая колесо конической передачи.52
4.Шпонка удерживающая колесо промежуточной ступени.53
5. Шлицевое соединение тихоходного вала и колеса.53
6. Шлицевое соединение тихоходного вала и зубчатой муфты.53
1 Муфта упругая втулочно-пальцевая.54
2. Зубчатая муфта.54
Назначение посадок отклонений форм и размеров56
Описание сборки смазки и регулировки редуктора57
1. Смазка редуктора.57
2. Сборка редуктора.57
3. Регулировка редуктора.58
Список использованной литературы.59
Назначение устройство и область применения передач привода.
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 1500 и 3000 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 горизонтальны редуктор выполненный по развернутой схеме.
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 дано приводе используются роликовые конические подшипники которые воспринимают осевую нагрузку в конических и косозубых цилиндрических передачах.
Муфты – устройства для соединения валов передачи крутящего момента с одного вала на другой и для компенсации несносности валов. Валы двигателя и входной вал редуктора соединены упругой втулочно-пальцевая муфтой (МУВП) выходной вал редуктора и приводной вал конвейера – жесткой компенсирующей зубчатой муфтой обладающей компактностью и хорошими компенсирующими свойствами.
Кинематические расчеты
1. Выбор электродвигателя. Разбивка общего передаточного отношения по ступеням.
Рис. 1 Кинематическая схема привода
Частота вращения выходного вала и необходимую мощность на этом валу:
Общий КПД привода (5 табл. 5.4.):
- КПД зубчатой конической передачи
- КПД зубчатой цилиндрической передачи
- КПД подшипника качения.
Требуемая мощность электродвигателя:
Возможные передаточные числа приводов по рекомендации (4 табл. 5.6):
Требуемая частота вращения электродвигателя:
Выбираем электродвигатель из условия . Принимаем электродвигатель 4А112МВ6У3 (мощность Рэд=4 кВт частота вращения ротора nэд=950 мин-1) (9 табл. 1.31).
Фактическое передаточное число:
Отклонение фактического передаточного числа от номинального:
Отклонение передаточного числа равно 292% что меньше предельно допустимых 4%.
Окончательно принимаем:
2. Кинематический и силовой анализ
Табл. 1. Результаты кинематического и силового анализа.
Расчет зубчатых передач.
1. Расчет конической передачи с круговым зубом быстроходной ступени редуктора
Для повышения плавности работы передачи принимаем конические колеса с круговым зубом с углом наклона линии зуба .
1.1. Выбор материала зубчатых колес
Выбираем для шестерни и колеса материал сталь 40Х. Механические характеристики сердцевины – В=950МПа Т=750МПа (3 табл.8.8). Термообработка шестерни – улучшение твердость примерно 310НВ термообработка колеса – улучшение твердость примерно 290НВ.
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 при Т1 и Т2
m2=3 – показатель степени (3 табл. 8.9).
Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе:
q=6 – показатель степени при HB350.
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
Предел изгибной выносливости:
SF=175 – коэффициент безопасности (3 табл. 8.9).
KFC=1 – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.
q=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 изгибе
Контактные (при нормализации):
Изгибные (при твердости зубьев менее 350НВ):
1.6. Расчет геометрических параметров передачи
Ориентировочное значение делительного диаметра шестерни:
По рекомендациям (3 с.155) принимаем коэффициент ширины зубчатого венца Kbe=0285. Тогда в зависимости от отношения
принимаем коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (1 рис. 6.19).
Углы делительных конусов колеса и шестерни:
Коэффициент ширины шестерни относительно среднего диаметра.
По рекомендациям (1 с.128) принимаем тогда
Средний нормальный модуль:
По ГОСТ 9563-60 принимаем .
Внешний окружной модуль.
Внешний делительный диаметр:
Средний делительный диаметр
Ширина зубчатого венца:
Принимаем (4 табл. 9.5).
Коэффициент торцевого перекрытия:
Средняя окружная скорость колес:
Принимаем 8 степень точности (1 табл. 6.7).
Внешнее конусное расстояние:
Среднее конусное расстояние:
1.7. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям
Проверка контактных напряжений для непрямозубых конических колес производится по формуле:
- коэффициент учитывающий механические свойства материала для стальных колес.
Коэффициент учитывающих форму сопрягаемых поверхностей:
Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий:
Удельная расчетная окружная сила:
Расчетная окружная сила:
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями (1 рис. 6.13).
Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении:
- удельная окружная динамическая сила; (1 табл. 6.10) (1табл. 6.11).
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:
Таким образом удельная расчетная окружная сила:
Тогда расчетные контактные напряжения:
Проверочный расчет выполняется т.к. .
1.8. Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба
Проверка изгибной прочности для непрямозубых конических колес производится по формуле:
Определяем менее прочное зубчатое колесо.
Число зубьев биэквивалентного колеса:
Тогда коэффициент учитывающих форму зубьев (3 рис. 8.20):
Так как то расчет ведем по колесу ( .
- коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий.
- коэффициент учитывающий наклон зубьев.
Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями:
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (1 рис. 6.19).
Удельная окружная динамическая сила:
; (1 табл. 6.10) (1табл. 6.11).
1.9. 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 промежуточной 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 – закалка с нагревом ТВЧ до твердости 50..54HRC (расчетное значение 53HRC) термообработка колеса - закалка с нагревом ТВЧ до твердости 48..52HRC (расчетное значение 51HRC).
2.2. Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений
Срок службы передачи (п. 3.1.2).
m2=3 – показатель степени (3 табл. 8.9);
q=9 – показатель степени при HB>350;
2.3. Определение допускаемых контактных напряжений
SH=12 – коэффициент безопасности (3 табл. 8.9).
2.4. Определение допускаемых изгибных напряжений
Предел изгибной выносливости (1 табл. 616).
q=9 – показатель степени при твердости шестерни и колеса больше 350НВ
- базовое число циклов для всех сталей:
2.5. Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при изгибе
Контактные (при закалке ТВЧ):
Изгибные (при твердости зубьев более 350НВ):
2.6. Расчет геометрических параметров передачи
Межосевое расстояние:
- числовой коэффициент для косозубых колес.
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (3 рис. 8.15).
Принимаем ширины колеса относительно межосевого расстояния .
Тогда коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра:
Принимаем согласно ГОСТ 2185-66 (5 табл. 4.2.3).
Ширина зубчатого венца колеса:
По таблице нормальных линейных размеров принимаем (6 табл. 18.1).
Ширина венца шестерни:
Принимаем предварительно и .
Принимаем согласно ГОСТ 9563-60 (5 табл. 4.2.1).
Суммарное число зубьев передачи:
Действительный угол наклона зуба:
Погрешность передаточного числа:
что меньше предельно допустимых 4%.
Уточнение кинематического и силового расчета:
Делительные диаметры:
Принимаем 9 степень точности (1 табл. 6.7).
2.7. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца (1 рис. 6.11);
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (3 табл. 8.3)
2.8. Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба
Так как то расчет ведем по шестерне ( .
где n - степень точности.
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении (3 табл. 8.3).
2.9. Проверочный расчет на выносливость при перегрузках
3. Расчет цилиндрической косозубой передачи тихоходной 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 50..54HRC (расчетное значение 50HRC) термообработка колеса - закалка с нагревом ТВЧ до твердости 48..52HRC (расчетное значение 48HRC).
3.2. Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений
3.3. Определение допускаемых контактных напряжений
3.4. Определение допускаемых изгибных напряжений
3.5. Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при изгибе
3.6. Расчет геометрических параметров передачи
что согласуется с таблицей нормальных линейных размеров (6 табл. 18.1).
3.7. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям
3.8. Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба
3.9. Проверочный расчет на выносливость при перегрузках
4. Уточненные данные кинематического и силового расчета
Таблица 2. Уточненные данные кинематического и силового расчета
5. Сравнительный анализ результатов полученных на ЭВМ и практических расчётов
В результате сравнивания полученных значении на ЭВМ и расчетов полученных практическим путём можно заметить что значения основных параметров таких как делительный диаметр ширина зуба коэффициент ширины зуба и т.д. практически не отличаются. Это подтверждает правильность расчётов на данном этапе.
Проектный расчет валов
При проектном расчете определяется диаметр выходного конца вала или диаметр под шестерней для промежуточных валов. Расчет ведется на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям:
где Т – крутящий момент на валу Нмм;
- допускаемое напряжение на кручение.
Для определение диаметра выходных концов валов принимаем для промежуточных валов при расчете диаметров под шестерней принимаем
Диаметр выходного конца быстроходного вала:
Согласуем диаметр вала с диаметром электродвигателя и окончательно принимаем .
Диаметр первого промежуточного вала под шестерней:
Диаметр второго промежуточного вала под шестерней:
Проверочный расчет валов на усталостную прочность
1. Проверочный расчет первого вала
1.1. Нахождение сил в зацеплении и составление расчетной схемы
Силы в зацеплении (8 c264):
Радиальная нагрузка на вал от муфты (2 с. 189):
где - окружная сила на муфте; Т - крутящий момент; - диаметр расположения центров пальцев; (5 табл. 13.3.1).
Момент при переносе силы Fa:
Расчетная схема приведена на рисунке 2.
1.2. Определение реакций опор и построение эпюр.
Рис. 2. Схема нагружения первого вала
По полученным данным строим эпюры.
Суммарные реакции на опорах:
Суммарные изгибающие моменты на опорах:
1.3. Нахождение коэффициента запаса прочности
-Для 1-го 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 галтели при соотношении . (2 табл. 3.6);
es=073 - 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 галтели при соотношении . (2 табл. 3.6);
et=078 - 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
-Для 2-го опасного сечение:
где изгибающий момент в сечении:
es=073 - масштабный фактор (3 табл. 3.7).
et=078 - масштабный фактор(3 табл. 3.7).
2. Проверочный расчет второго вала
2.1. Нахождение сил в зацеплении и составление расчетной схемы
Моменты при переносе осевых сил:
Расчетная схема приведена на рисунке 3.
2.2. Определение реакций опор и построение эпюр.
Рис. 3. Схема нагружения второго вала
2.3. Нахождение коэффициента запаса прочности
-Для 1-го опасного сечения (галтель):
где – предел выносливости материала вала (сталь 40ХН) при симметричных циклах изгиба (2 табл.3.5);
et=078 - масштабный фактор (3 табл. 3.7).
что больше предельно допускаемых .
-Для 2-го опасного сечения (шестерня):
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для вала-шестерни (2 табл. 3.6);
es=070 - масштабный фактор (3 табл. 3.7).
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для вала-шестерни. (2 табл. 3.6);
et=076 - масштабный фактор(3 табл. 3.7).
3. Проверочный расчет третьего вала
3.1. Нахождение сил в зацеплении и составление расчетной схемы
Расчетная схема приведена на рисунке 4.
3.2. Определение реакций опор и построение эпюр.
Рис. 4. Схема нагружения третьего вала
3.3. Нахождение коэффициента запаса прочности
-Для 1-го опасного сечения (шестерня):
es=066 - масштабный фактор (3 табл. 3.7).
et=073 - масштабный фактор(3 табл. 3.7).
-Для 2-го опасного сечения (галтель):
es=068 - масштабный фактор т.е. коэффициент учитывающий влияние поперечных размеров вала (2 табл. 3.7).
et=075 - масштабный фактор (3 табл. 3.7).
4. Проверочный расчет четвертого вала.
4.1. Нахождение сил в зацеплении и составление расчетной схемы
Изгибающий момент на валу от муфты:
Расчетная схема приведена на рисунке 5.
4.2. Определение реакций опор и построение эпюр.
Рис. 5. Схема нагружения четвертого вала
4.3. Нахождение коэффициента запаса прочности
-Для 1-го опасного сечения (шлицы прямобочные):
где - коэффициент запаса прочности по нормальным и напряжениям;
- коэффициент запаса прочности по нормальным и напряжениям.
где - числовой коэффициент для легкой серии шлицев.
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для прямобочных шлицев (2 табл. 3.6);
es=068 - масштабный фактор т.е. коэффициент учитывающий влияние поперечных размеров вала (3 табл. 3.7).
et=074 - масштабный фактор (3 табл. 3.7).
-Для 2-го опасного сечения (шлицы прямобочные):
где - числовой коэффициент для средней серии шлицев.
es=07 - масштабный фактор т.е. коэффициент учитывающий влияние поперечных размеров вала (3 табл. 3.7).
Расчет подшипников на динамическую грузоподъемность и долговечность.
1. Расчет подшипников первого вала.
Выбираем роликовый конический однорядный подшипник 7208 ГОСТ 333-79 (4 табл. 16.9).
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 ).
Суммарные реакции на опорах
Осевая сила на валу:
Осевая составляющая радиальной нагрузки:
Определяем значения X и Y:
тогда X=04 Y=156 (4 табл. 16.9).
Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:
Т.к. то расчет долговечности ведем по первому подшипнику.
где – частота вращения вала;
- динамическая грузоподъемность (4 табл. 16.9);
p – показатель степени (p=333 для роликовых подшипников).
Долговечность подшипника что больше расчетного срока службы редуктора .
2. Расчет подшипников второго вала.
Выбираем роликовый конический однорядный подшипник 7207 ГОСТ 333-79 (4 табл. 16.9).
тогда X=04 Y=162 (4 табл. 16.9)..
Т.к. то расчет долговечности ведем по второму подшипнику.
3. Расчет подшипников третьего вала.
Выбираем роликовый конический однорядный подшипник 7210 ГОСТ 333-79 (4 табл. 16.9).
тогда X=04 Y=16 (4 табл. 16.9)..
4. Расчет подшипников четвертого вала.
Выбираем роликовый конический однорядный подшипник 7212 ГОСТ 333-79 (4 табл. 16.9).
тогда X=04 Y=171 (4 табл. 16.9).
Расчет соединений вал-ступица
Для закрепления на валах зубчатых колес и муфт применены призматические шпонки выполненные по ГОСТ 23360-78 и шлицы прямобочные по ГОСТ 1139-80.
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.
Шлицы прямобочные выбираем исходя из диаметра вала (5 табл. 9.2.1). Длину определяем конструктивно исходя из длины ступицы колеса или муфты. Проверку шлицевого соединения производим по напряжениям смятия рабочих поверхностей зубьев:
где Т – номинальный крутящий момент;
КЭ=07 – коэффициент неравномерности нагрузки по зубьям;
- рабочая высота зубьев;
- средний диаметр соединения;
l – рабочая длина зубьев.
2.Шпонка удерживающая упругую втулочно-пальцевую муфту.
Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки (5 табл. 9.1.2) . Принимаем длину шпонки Тогда:
что меньше предельно допустимых
Принимаем шпонку 10850 ГОСТ 23360-78.
3.Шпонка удерживающая колесо конической передачи.
Принимаем шпонку 10836 ГОСТ 23360-78.
4.Шпонка удерживающая колесо промежуточной ступени.
Принимаем шпонку 161050 ГОСТ 23360-78.
5. Шлицевое соединение тихоходного вала и колеса.
Для заданного диаметра вала () выбираем шлицы легкой серии шлицев f=05. [5 табл.9.1.2]
Принимаем длину шлицев Т.к. ступица изготовлена из стали принимаем допускаемое напряжение при смятии шпонки (3 табл. 6.1). Проверим рабочие поверхности зубьев шлица на смятие:
6. Шлицевое соединение тихоходного вала и зубчатой муфты.
Для заданного диаметра вала () выбираем шлицы средней серии шлицев f=05. [5 табл.9.1.2]
В данном редукторе предусмотрена установка двух муфт: одна упругая втулочно-пальцевая для соединения входного вала редуктора с валом электродвигателя; вторая компенсирующая зубчатая для соединения выходного вала редуктора с приводным валом конвейера.
1 Муфта упругая втулочно-пальцевая.
Исходя из диаметров входного вала редуктора и вала электродвигателя выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-93.(5 талбю13.3.1).
Условие прочности пальца на изгиб:
где - номинальный крутящий момент на валу электродвигателя;
- коэффициент режима работы;
- диаметр окружности расположения пальцев;
Z=6 – число пальцев;
- длина пальца (5 табл. 13.3.2) .
что меньше допускаемых напряжений
Определим условие прочности втулки на смятие
где - длина втулки [7 табл. 17.9]
что меньше допускаемых напряжений на смятие резины .
Зубчатые муфты применяются для соединения валов нагруженных большими крутящими моментами при различной комбинации радиальных угловых и осевых смещений.
Зубчатую муфту выбираем по ГОСТ 5006-94 по крутящему моменту на выходном валу редуктора (5 табл. 13.2.1).
Проверку муфту производим по напряжениям смятия рабочих поверхностей зубьев (2 с.182).
где К =13 - коэффициент режима работы для неравномерно нагруженных механизмов (2 с. 181); - модуль зацепления; - число зубьев; - длина зуба(5 табл. 13.2.1).
что меньше предельно допустимых .
Назначение посадок отклонений форм и размеров
Посадки назначаем в соответствии с рекомендациями ([2] [4] [5] [6] [7]).
цилиндрического зубчатого колеса на вал Н7
конического зубчатого колеса на вал Н7
муфты на входной вал редуктора Н7к6;
маслоотражательных колец Н7
крышек с манжетным уплотнением
крышек без манжетного уплотнения H7d11 и
дистанционных колец Н7n6 и
по центрирующему диаметру шлицевого соединения H7k6 или
по боковым сторонам зубьев шлицевого соединения
по не центрирующему диаметру шлицевого соединения H11а16.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6 или n6 отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников Н7 или Js7.
Отклонения вала в месте соприкосновения с манжетой по h10.
Описание сборки смазки и регулировки редуктора
1. Смазка редуктора.
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. Колесо тихоходной ступени погружается в масло на одну треть радиуса. Для смазки колеса промежуточной ступени используется паразитная шестерня. Она же создает вследствие разбрызгивание масла масляный туман которым смазываются колеса конической передачи.
Из конструктивных соображений принимаем количество масла заливаемого в редуктор 41 литра. 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.
Для смазки подшипников применяем пластическую смазку Циатим-201 ГОСТ 6261-74
2. Сборка редуктора.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса 3 редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов валов:
- на быстроходный вал 5 насаживают мазеудерживающие кольца 18 и подшипники 52 предварительно нагретые в масле до 80-100°С устанавливают его в стакан 12;
- в промежуточные валы 67 закладывают шпонку 6062 и напрессовывают зубчатое колесо 910 а затем надевают мазеудерживающие кольца 1920 и устанавливают подшипники 5153 нагретые предварительно в масле.
- на шлицы тихоходного вала 8 устанавливают зубчатое колесо 11 дистанционное мазеудерживающие кольца 21 и устанавливают подшипники 54 нагретые предварительно в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса 8 редуктора и надевают крышку 4 корпуса покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Дли базирование крышки относительно корпуса используют конические штифты 63. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку ставят крышки 1314151617 подшипников. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Затем ввертывают пробку 35 маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой 2 с прокладкой из картона 37; закрепляют крышку болтами 38.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
3. Регулировка редуктора.
Регулировка зацепления конических колес осуществляется набором регулировочных прокладок позиции 22 Регулировка радиально-упорных подшипников быстроходного вала осуществляется шлицевой гайкой позиции 47. Регулировка радиально-упорных подшипников промежуточных и тихоходного валов осуществляется набором регулировочных прокладок позиций 23 24 25.
Список использованной литературы.
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.
Детали машин проектирование; Л.В.Курмаз А.Т.Скойбеда. – Мн.: УП «Технопринт» 2001г.
Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов; Дунаев П.Ф. Леликов О.П. – М.: Высшая школа 1984г.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.; Анурьев В.И. – 8-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 2001г.
Детали машин и основы конструирования ; А.Т. Скойбеда А.В. Кузьмин. – Мн.: Вышэйшая школа 2000г.
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа 1978г.
Курсовое проектирование деталей машин; С.А.Чернавский К.Н.Боков И.М.Чернин и др. – 2-е изд. – М.: Машиностроение 1988г.

Спецификация (монтажная).spw

Манжета 2.1-65х85-1 ГОСТ 8752-78
Муфта 1-2500-60-3 ГОСТ 5006-94
Муфта 250-32-1-32-2 ГОСТ 21424-93
Подшипник 813 ГОСТ 8335-81
Шайба ГОСТ 10906-78
Шайба 20.016 ГОСТ 11371-78
Электродвигатель 4А112МВ6У3