• RU
  • icon На проверке: 13
Меню

Редуктор конический для привода подвесного конвейера

  • Добавлен: 01.11.2022
  • Размер: 1 MB
  • Закачек: 2
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Курсовая работа по дисциплине - Детали машин и основы конструирования

Состав проекта

icon Колесо.cdw
icon Записка.doc
icon Редуктор конический1.cdw
icon Редуктор конический 2.pdf
icon Редуктор конический.spw
icon Редуктор конический 2.cdw
icon Редуктор конический.pdf

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Колесо.cdw

Колесо.cdw
Коэффициент смещения
Обозначение чертежа
Сталь 45 ГОСТ 1050-06
улучшение НВ 180 205
Острые кромки притупить R=0
Неуказанные отклонения размеров H14

icon Записка.doc

Выбор электродвигателя 4
Кинематический расчёт7
Расчёт открытой цилиндрической передачи8
Расчёт закрытой круглозубой конической передачи13
Расчёт элементов корпуса18
Предварительный расчёт диаметров валов19
Конструктивные размеры шестерни и колеса20
Выбор и расчёт подшипников 21
Проверочный расчёт валов на прочность28
Расчёт шпоночного соединения31
Привод подвесного конвейера
Рисунок 1 - Кинематическая схема привода к подвесного конвейера:
—двигатель; 2— упругая муфта со звёздочкой; 3— цилиндрическая зубчатая передача; 4—конический редуктор; 5— грузовая цепь; 6— звёздочка цепи.
I II III IV — валы соответственно — двигателя быстроходный и тихоходный редуктора рабочей машины.
Окружная сила F кН 4
Скорость перемещения груза v мс 05
Допускаемое отклонение
скорости звёздочки % 6
Срок службы привода L лет 8
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
1 Условия эксплуатации машинного агрегата.
Проектируемый машинный агрегат служит приводом подвесного
конвейера. Привод состоит из электродвигателя соединенного через
муфту с ведущим валом вертикального конического редуктора. Расположение ведущего вала – горизонтальное ведомого - вертикальное. Ведомый вал редуктора через цилиндрическую передачу соединен с приводным валом конвейера.
Проектируемый привод работает в 1 смены в реверсивном режиме. Характер
нагрузки - с малыми колебаниями.
2 Срок службы приводного устройства
Срок службы привода определяется по формуле
где L = 8 лет – срок службы привода;
Кг – коэффициент годового использования;
где 300 – число рабочих дней в году;
tс = 8 часов – продолжительность смены
Lс = 1 – число смен
Кс = 1 – коэффициент сменного использования.
Lh = 365·8·082·8·1·1 = 19155 часа
С учетом времени затрачиваемого на ремонт профилактику и т.п.
принимаем ресурс привода 19 ·104 часов.
Эксплуатационные характеристики машинного агрегата
С малыми колебаниями
1 Определение требуемой мощности.
Требуемая мощность рабочей машины
Ррм = Fv = 4· 05 = 2 кВт
Находим частоту вращения грузовой звёздочки мин-1
где D – делительный диаметр звёздочки мм
где : t – шаг цепи 100 мм
z – число зубьев звёздочки 8
Общий коэффициент полезного действия
где м = 098 – КПД муфты [1c.40]
к = 095 – КПД закрытой конической передачи
pп = 095 – КПД открытой цилиндрической передачи
пк = 0995 – КПД пары подшипников качения
пс = 099 – КПД пары подшипников скольжения
= 095·095·09952·098·099 = 086.
Требуемая мощность двигателя
Ртр = Ррм = 2086 = 232 кВт.
Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях в открытых помещениях и т. п.
Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 3 кВт
Определение передаточного числа привода и его ступеней
Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750 1000 1500 и 3000 обмин.
Выбор типа электродвигателя
Синхронная частота вращения обмин
Номинальная частота вращения
Рекомендуемые значения передаточных чисел [1c.43]:
- для конической передачи 2÷ 4
- для открытой цилиндрической 2÷4.
Принимаем для конической передачи u1 = 4 тогда для открытой передачи
Анализируя полученные значения передаточных чисел и учитывая то что двигатели с частотой 3000 и 1500 и 1000 обмин невозможно применить без особой необходимости делаем выбор в пользу варианта 4 так как только в этом случае передаточное число цилиндрической передачи попадает в рекомендуемые границы (2÷63). Таким образом выбираем электродвигатель 4A112МВ8
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ
Числа оборотов валов и угловые скорости:
n1 = nдв = 709 обмин w1 = 70930 = 742 радс
n2 = n1u1 = 7094= 17725 обмин w2= 1772530 = 1855 радс
n3 = n2u2 = 17725484= 3662 обмин w3= 366230 = 383 радс
Фактическое значение скорости вращения колонны
v = Dn36·104 = · 26131·36626·104 = 05 мс
Отклонение фактического значения от заданного
Мощности передаваемые валами:
P2 = P1рппк = 232·095·0995 = 2193 кВт
P3 = P2кпк = 2193 ·095·0995 = 207 Вт
Т1 = P1w1 = 2320742 = 3126 Н·м
Т2 = 21931855 = 11822 Н·м
Т3 = 2070383 = 54046 Н·м
Результаты расчетов сводим в таблицу
Вал электродвигателя и Ведущий вал редуктора
Ведомый вал редуктора
РАСЧЁТ ОТКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
Т2 – крутящий момент на колесе Нм – 54046;
u – передаточное число рассчитываемой пары – 484.
Смещение исходного контура отсутствует.
1. По табл. 3.1 [1] выбираем материалы для шестерни - сталь 40Х твёрдость ³45HRC улучшение и закалка ТВЧ
для колеса - сталь 40Х твёрдость ниже твёрдости шестерни 269 302 НВ термообработка – улучшение.
При таком выборе материалов и термообработки будет обеспечена приработка зубьев.
Средняя твёрдость зубьев шестерни и колеса
По графику рис. 3.1 находим НВср1=457.
Определяем допускаемые контактные напряжения
а) рассчитываем коэффициент долговечности KНL1
Наработка за весь срок службы в течение 9 лет
Для колеса N2 = 573w3Lh = 573 × 219 × 2155 ×103 = 2704 ×106 циклов
Для шестерни N1 = N2 uотк = 2704 ×106 × 847 = 22905 ×106 циклов
Число циклов перемены напряжений NН0 соответствующее пределу выносливости находим по табл. 3.3
NН01 = 699 ×106 циклов NН02 = 225 ×106 циклов
Так как N1 > NН01 N2 > NН02 то коэффициенты долговечности
По табл. 3.1 определяем контактные напряжения
[sн]01= 14HRC1cp +170= 14 × 475 +170 = 835 Нмм2
[sн]02= 18HВ2cp +67= 18 × 2855 +67 = 5809 Нмм2
Так как HВ1cp - HВ2cp = 457 – 2855 =1715 > 70 и HВ2cp = 2855350 НВ то передача рассчитывается на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению
Расчётное допускаемое контактное напряжение
[sн] =045([sн1]+[sн2]) = 045(835 +5809) = 6379 МПа
Требуемое условие [sн] 123 [sн2] выполнено.
Определяем допускаемые напряжения изгиба.
Наработка за весь срок службы: для шестерни N1=86362×106 циклов для колеса N2=2159×106 циклов.
Число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости NF0=4×106 для обоих колёс.
Так как N1>NF01 и N2>NF02 то коэффициенты долговечности KFL1=1 и KFL2=1.
По табл. 3.1 определяем допускаемое напряжение изгиба соответствующее числу циклов перемены напряжений NF0:
для шестерни [s]F01=310 Нмм2 в предположении что m3 мм
для колеса [s]F02=103НВ2ср=103×2855=294 Нмм2.
Допускаемые напряжения изгиба:
для шестерни [s]F1=KFL1[s]F01=1×310=310 Нмм2
для колеса [s]F2=KFL2[s]F02=1×294=294 Нмм2.
Так как передача реверсивная то [s]F уменьшаем на 25%:
[s]F1=310×075=2325 Нмм2 [s]F2=294×075=2205 Нмм2.
По табл. [1] выбираем коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния yba = 03.Коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра
ybd = 0315 yba = 0315 · 03 = 00945
Определяем коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца при расчёте на контактную выносливость по рис. [1] KHb = 11
2. Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости зубьев мм
где:Ка = 50 МПА13 для стальных косозубых колёс;
KHb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. При расчёте на контактную выносливость предварительно принимаем KHb =10 [1].
Принимаем а = 180 мм
Определяем ширину колеса
b = yba · a = 03 · 180 = 54 (мм) принимаем 54 мм
Округляем до целого числа. Ширину шестерни принимаем на 2 5 мм больше колеса принимаем 58 мм.
3. Определяем нормальный модуль
Где Кm – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Кm = 58
Во избежание больших осевых сил в зацеплении рекомендуется принимать b = 8 20 °.
Число зубьев шестерни
Округляем до целого числа. Должно быть ³ 17 принимаем 31 зуб
Определяем число зубьев колеса
z2 = z1 u = 3082 × 484 = 14917
Округляем до целого числа 149 зуба
Уточняем передаточное число
u = z2z1 = 14931= 48
4. Находим делительные диаметры шестерни и колеса мм
Рисунок 2 - Геометрические параметры зубчатого зацепления
Уточняем межосевое расстояние мм
Находим окружную скорость мс
По табл. Выбираем степень точности передачи – 9-В
5. Определяем окружную силу в зацеплении
Радиальная сила в зацеплении
Рисунок 3 - Схема сил в зацеплении цилиндрической передачи
6. Выполняем проверочный расчёт по контактным напряжениям
где: КНa - коэффициент учитывающий распределение нагрузки КНa =106 [1 рис. 4.2];
KHV – коэффициент динамической нагрузки KHV=108 [1 табл. 4.3].
7. Выполняем проверочный расчёт зубьев на выносливость по напряжениям изгиба МПа
где:yF – коэффициент формы зуба для колеса внешнего зацепления выбираем по табл. 4.6 [1]
где: КFa - коэффициент учитывающий распределение нагрузки КFa =092 [1 табл. 4.2];
где: КFb - коэффициент неравномерности нагрузки КFb =1;
KFV – коэффициент динамической нагрузки KFV=107 [1 табл. 4.3].
Для внешнего зацепления выбираем по табл. 1 YF1= 384 – для шестерни; YF2 =36 – для колеса.
Определяем величину [sF]yF для шестерни и колеса
Межосевое расстояние
Диаметр делительной окружности
Ширина зубчатого венца
Диаметр окружности впадин
Допускаемые значения
Контактные напряжения sн
РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ КРУГЛОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ
Для цилиндрических зубчатых колёс целесообразно принимать такие сочетания материалов и термической обработки для которых твёрдость зубьев шестерни была бы значительно выше твёрдости колеса
Выбираем для шестерни - сталь 40Х закалка твёрдость сердцевины 269 302 НВ твёрдость зубьев 48 53 HRCэ. Среднее значение твёрдости Н1пов=05(48+53)=505 HRCэ или 490 НВ. Предел текучести sт1 = 750 МП.
для колеса - сталь 45 улучшение твёрдость зубьев 269 302 НВ. Среднее значение твёрдости Н2пов=05(269+302)=2855 sт = 530 МПа.
Допускаемые контактные напряжения при расчёте на сопротивление усталости
где sHR – базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев при базе испытаний МПа;
Для шестерни sHR1 = 18 HRCэ +150 = 18 ×505 + 150 =1059 МПа
Для колеса sHR2 = sHR1 = 2НВ2 + 70 = 2×2855 + 70 = 601 МПа
Коэффициент учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей выбираем по табл. 1.2 ZR=1
Коэффициент учитывающий влияние скорости выбираем из табл. 1.3 Zv= 1
Находим базу испытаний зависящую от твёрдости
NHG1=30HB24=30 × 490 24 = 858 × 107
NHG2=30HB24=30 × 285524 = 235 × 107
Оцениваем суммарный ресурс
Lh = L365Кгод24Ксут = 19155 ч
Определяем суммарное число циклов нагружений при числе зацеплений каждого зуба за один оборот с=1.
NH1=NS1=60cn1Lh = 60 × 1× 15313× 19155 = 386×109
NH2=NS2= NS1 u = 385×107 4 = 0965 ×109
Эквивалентное число циклов нагружений зубьев
NHE1=NSKHE= 386 ×109×051= 197 × 108
NHE2= NHE1u = 197 ×108 4 = 49 × 107
Так как NHE1 NHG1 и NHE2 NHG2 то коэффициенты долговечности
×106 > 197 × 109 6×106 > 49 × 108
SH – коэффициент безопасности рекомендуется SH = 11 при нормализации улучшении или объёмной закалке; SH = 12 при поверхностной закалке цементации азотировании.
- коэффициент долговечности для долго работающей передачи.
Допускаемые контактные напряжения используемые в расчёте находим по формуле
[sН]р=045([sН]1+[sН]2)=045(112639+68179)=81368 125[sН]2=125×68179=85224
Допустимые контактные напряжения для проверки статической прочности зубьев
Для шестерни sFR1 = 500 МПа
Для колеса sFR2=18НВ = 18 ×2855 = 514 МПа
NFE1=NSKFE= 386 ×108
NFE2= NFE1u = 386×108 4 = 41 × 107
Так как NFE1 > NFG2 > NFG =4 ×106 то коэффициенты YN1=YN2=1
SF – коэффициент безопасности рекомендуется SF = 175
Допустимые напряжения изгиба для проверки статической прочности зубьев
Для шестерни [sF]max1 = 1400 МПа
Для колеса [sF]max2 = 27HB = 27 × 2855 = 770 МПа
Определяем углы делительных конусов
d2 = arctg u = arctg 40 = 759638°
d1 = 90 - d2 = 90° – 759638° = 140362°
Выбираем коэффициент ширины шестерни относительно среднего диаметра
Определяем коэффициент неравномерности нагрузки при расчёте на контактную выносливость КНb = 117 (табл.2.3 [1]) предполагая что валы установлены в радиально-упорных подшипниках.
Средний делительный диаметр шестерни мм
b = dm1 · ybd = 3737 · 06 = 2242 b = 22 (мм)
Внешний делительный диаметр шестерни
de1 = dm1 + bsind1 = 3737 + 22sin 140362° = 427 (мм)
Внешнее конусное расстояние
при этом - условие не выполняется
Принимаем b = 29 (мм)
Внешний окружной модуль
Округляем до стандартного значения me = 3 мм.
Числа зубьев шестерни и колеса
Конструктивно принимаем 18 зубьев. Поскольку число зубьев должно быть не менее 17
z2 = z1 · u = 18 ·40 = 72 зуба
Уточняем передаточное число u=z2z1 = 7218 = 40
Уточняем внешние делительные диаметры мм
de1 = mez1 = 3 · 18 = 54 (мм)
de2 = mez2 = 3 · 72 = 216 (мм)
Уточняем внешнее конусное расстояние
Рисунок 2 - Основные размеры конической зубчатой передачи
Определяем средний окружной модуль мм
Средний делительный диаметр шестерни и колеса мм
dm1 = mmz1 = 26 · 18 = 468 (мм)
dm2 = mmz2 = 26 · 72 = 1872 (мм)
По справочным данным определяем степень точности передачи – 9.
Окружная сила в зацеплении Н
Радиальная сила для шестерни или осевая для колеса
Fr = Ft tga cos d1 = 126589 × tg20° × cos 140362° = 4469 H
Осевая сила для шестерни или радиальная для колеса
Fa = Ft tga sin d1 = 126589 × tg20° × sin 140362° = 11172 Н
Рисунок 10 – Силы действующие в коническом зацеплении
Коэффициент динамической нагрузки при расчёте на контактную выносливость KHV
wHV – удельная окружная динамическая сила
где: q0 - коэффициент учитывающий влияние разности шагов в зацеплении шестерни и колеса q0 = 82 табл. 6.4 [1];
dH – коэффициент учитывающий появление погрешностей зацепления шестерни и колеса dH = 0006 табл.6.5. [1];
v – окружная скорость;
a – межосевое расстояние. Для конических передач условно принимаем:
a = 05(dm1 + dm2) = 05(468 + 1872) = 117 (мм)
wtmax = 809 Нмм (табл. 6.12 [1])
Удельная расчётная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации равна
где: Ft – окружная сила в зацеплении;
KHb - коэффициент неравномерности нагрузки при расчёте на контактную выносливость.
Выполняем проверочный расчёт зубьев на контактную выносливость:
где:zH = 177 - коэффициент учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев;
zm = 275 МПа12 (для стальных колёс) – коэффициент учитывающий механические свойства материалов колёс;
ze = 1 – коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий;
wHt – удельная расчётная окружная сила при расчёте на контактную выносливость;
Находим коэффициент неравномерности нагрузки при расчёте на выносливость по напряжениям изгиба KFb = 133 (табл. 2.6. [1]).
Коэффициент динамической нагрузки при расчёте на выносливость по напряжениям изгиба KFV:
где wFV – удельная окружная динамическая сила;
dF – коэффициент учитывающий влияние погрешностей зацепления на динамическую нагрузку dF =0016 (табл. 7.2 [1]).
wFtp – удельная расчётная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации;
Выполняем проверочный расчёт зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
где:yF – коэффициент формы зуба выбираем по табл. 2.8 [1] в соответствии с приведенным числом зубьев zv1 и zv2:
тогда: yF1 = 42 yF2 = 363
В формулу для определения напряжений изгиба подставляем величины [sF]2 и yF2 так как отношение [sF]2yF2 меньшее.
Определяем удельную окружную силу при расчёте на выносливость по напряжением изгиба wFt :
РАСЧЁТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА
1. Чтобы поверхности вращающихся колёс не задевали за внутренние поверхности стенок редуктора между ними оставляют зазор «а» который определяют по формуле
где L – наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач. Принимаем а = 10 мм.
2. Расстояние «в» между дном корпуса и поверхностью колёс принимаем в ³ 4а в = 4·10 = 40 мм
3. Толщину стенки отвечающую требованиям технологии литья и необходимой жесткости корпуса редуктора рекомендуется определять по формуле
Толщину внешних рёбер жесткости принимаем 6 мм.
Толщина стенки крышки корпуса d1 = 09d.
4. Размеры фланцев корпуса и крышки принимаем 32мм +d = 40 мм.
Опорную поверхность корпуса следует выполнять в виде двух длинных параллельно расположенных или нескольких небольших платиков расположенных в местах установки болтов. Такое расположение снижает расход металла и уменьшает время обработки корпуса. Число болтов принимаем 4 диаметры болтов М12.
5. Точность фиксирования крышки редуктора относительно корпуса достигается штифтами которые располагаются на возможно большем расстоянии друг от друга. Диаметры штифтов принимаем 10 мм.
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ
диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [к] = 20 МПа (ведущий вал испытывает напряжения изгиб от натяжения ременной передачи)
Принимаем: = 32 мм ( с.161162 [1] ) равным диаметру электродвигателя
Диаметр вала под подшипником
где t – высота буртика. Принимаем t = 25 мм.
dп = 32 + 2× 25 = 37 мм
По конструктивным соображениям принимаем 40 мм.
Рисунок 6 – Быстроходный вал
Диаметр выходного конца вала = 3888 мм.
Принимаем ближайшее из стандартного ряда размеров dв2 = 40 мм.
dп = 40 + 2× 25 = 45 мм dп = 45 мм
диаметр вала под колесом dк = 55 мм.
Рисунок 7 – Тихоходный вал
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА
Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выполнять ступицу поэтому конструктивно принимаем вал-шестерню.
Цилиндрическое колесо выполняем кованым.
Диаметр ступицы dст = 16dк = 15 × 55 = 82 мм принимаем 80 мм
Толщина обода d = (3 4)m = 4 × 491 = 193 мм принимаем 20 мм.
Lст = b = 29 мм конструктивно принимаем 40 мм.
Рисунок 8 – Конструкция конического зубчатого колеса
РАСЧЁТ РЕАКЦИЙ ОПОР И ИЗГИБАЮЩИХ МОМЕНТОВ
1.Расчёт реакций опор и изгибающих моментов быстроходного вала
На вал действуют силы в вертикальной плоскости:
Fr – радиальная сила на конической шестерне;
Fa – осевая сила на конической шестерне;
В горизонтальной плоскости:
Ft – окружная сила на конической шестерне.
d = 46 мм l1 = 0050 м l2 = 0065 м l3 = 007 м
Fr = 11172 Н Fa = 4469 Н Ft = 126589 Н
Рисунок 9 – Схема нагружения валов
Реакции опор в вертикальной плоскости
Сумма моментов в точке А равняется 0:
Сумма моментов в точке В равняется 0:
Проверка: SУ = 0 -RAy + Fr - RBy = 0;
52 + 11172 - 7219 =0
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:
Му1 = -05 Fad = -05 × 4469 ×0046 = - 1027 Нм
Му2 = RByl2 = 7219 × 0065 = 469 Нм
Реакции опор в горизонтальной плоскости
SМАх = 0 - Ftl1 + RB
SМВх = 0 - Ft (l1 + l2 ) + RA
3965 – 126589 - 97376 = 0
Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:
Мх2 = - Ftl1 = - 126589 × 005 = - 6229 Нм
Суммарные реакции опор в подшипниках:
Опасное сечение находится под подшипником
Концентратор напряжений – посадка с натягом.
Суммарный изгибающий момент в опасном сечении
Рисунок 10 - Эпюры изгибающих и крутящего моментов быстроходного вала
Подбираем подшипники 7208 Сr = 465 кН; Сr 0= 325 кН
по табл. 9.18 [1] У = 181 e = 038
Осевые составляющие от радиальных нагрузок
S1 = 083 × 038 × 224999 = 70964 H
S2 = 083 × 038 × 97643 = 30796 H
S1>S2 Fa S1 - S2 Pa1 = S1 = 70964 H
Pa2 = S1 +Fa = 70964 + 4469 = 115654 H
Эквивалентные радиальные динамические нагрузки
Рэ1= (VXFr +YFa)КбКт = (1· 224999)1 · 1 = 224999 Н
Рэ2= (VXFr +YFa)КбКт = (04· 97643+181×115654)1 · 1 = 24839 Н
где V – коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V = 1;
Fr – радиальная нагрузка на подшипник;
Fa – осевая нагрузка на подшипники;
Кб – коэффициент безопасности. Кб = 1;
Кт – температурный коэффициент. Кт = 1.
Базовая долговечность предварительно выбранного подшипника
Требуемая долговечность подшипников
Поскольку расчётная долговечность выбранных подшипников больше требуемой то выбранные подшипники подходят.
2. Расчёт реакций опор и изгибающих моментов тихоходного
Fr – радиальная сила на шестерне (колесе);
Fa – осевая сила на шестерне (колесе);
Ft – окружная сила на шестерне (колесе);
d = 0187 м l1 = 002 м l2 = 012 м l3 = 012 м
Fr2 = 4469 Н Fa2 = 11172 Н Ft2 = 126589 Н
Fr1 = 36695 Н Ft1 = 100838 Н
Проверка: SУ = 0 -RAy - Fr2 +RBy – Fr1 = 0;
- 608 – 4469 + 81993 – 36695 = 0
Му2слева = - RAyl1 = - 608 · 002 = - 012 Нм
Му2справа=-Fr1(l2+l3)+RByl2=-36696·024+81993·012 = - 1032 Нм
Му3 = - Fr1l3 = - 36695 · 012 = - 44034 Нм
SМВх = 0 -Ft2l2 - RA
8734 – 126589 + 98692 – 100838 = 0
Мх2 = -RAхl1 = - 128734 · 002 = -2574 Нм
Мх3 =- Ft1l3 =- 100838 · 012 = - 12100 Нм
Концентратор напряжений – посадка с натягом
Рисунок 11 - Эпюры изгибающих и крутящего моментов тихоходного вала
Выполняем расчёт подшипников на долговечность. Предварительно выбираем подшипники 7209 Сr = 465 кН; Сr 0= 32 кН
Rа = 128755 Н Rb = 128308 Н; Fа = 11172 Н w = 1855 с-1
Осевые составляющие от радиальных нагрузок
S1 = 083 · 024 · 128755 = 25647 H
S2 = 083 · 024 · 128308 = 25558 H
S1 > S2 Fа = 11172 > S2 – S1
Осевая сила действует на опору В
Fa1 = S2-S1 = 25647 - 25558 = 089 H Fa2 = S2 + Fa1 = 25558 +11172 = 3733 H
Отношение Х =1 У = 0
Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка
Рэ1= (VXFr +YFa)КбКт = (1· 128755)1 · 1 = 128755 Н
Рэ2= (VXFr +YFa)КбКт = (04· 128308 +181× 3733)1 · 1 = 11889 Н
Поскольку базовая долговечность предварительно выбранных подшипников больше требуемой то данные подшипники подходят.
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ
Для каждого из установленных предположительно опасных сечений определяем расчётный коэффициент запаса прочности S и сравниваем его с допускаемым [S]=13 21 [1]:
где: Ss и St - коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям
где: (s-1)D (t-1)D – пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении;
sa ta – амплитуды напряжений цикла;
sm tm – средние напряжения цикла;
ys yt - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений.
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении
где:s-1 t-1 – пределы выносливости материала вала для гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения;
(Ks)D (Kt)D – коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала.
Коэффициенты (Ks)D и (Kt)D вычисляются по формулам:
где: Кs Кt - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
Kd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала;
KF - коэффициент влияния шероховатости;
Kv – коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
При симметричном цикле напряжений изгиба и отнулевом цикле касательных напряжений
где:Wн и Wк – осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала.
1. Проверочный расчёт быстроходного вала
Выбираем материал вала-шестерни – сталь 40 термообработка – улучшение закалка ТВЧ; s-1 = 410 МПа t-1 = 240 МПа табл. 10.2 [1]
Кs = 145 для переходной посаадки табл. 11.2 [1];
Кt = 143 для переходной посадки табл. 11.2 [1];
Kd = 088 при диаметре вала d = 40 мм табл. 11.3 [1];
KF =105 при Ra = 08 32 мкм табл. 11.4 [1];
Kv = 15 при данной термообработке табл. 11.5 [1].
Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала
Осевой момент сопротивления сечения вала
Полярный момент сопротивления сечения вала
Амплитуды напряжений цикла
Коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям
Расчётный коэффициент запаса прочности в опасном сечении
Вал имеет достаточный запас прочности
2. Проверочный расчёт тихоходного вала
Опасное сечение под подшипником более нагружено.
Выбираем материал вала– сталь 40Х термообработка – закалка ТВЧ; s-1 = 250 МПа t-1 = 150 МПа табл. 10.2 [1]
Кs = 19 для галтели табл. 11.2 [1];
Кt = 16 для галтели табл. 11.2 [1];
Kd = 085 при диаметре вала d = 45 мм табл. 11.3 [1];
KF =1 при Ra = 08 32 мкм табл. 11.3 [1];
РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
В индивидуальном и мелкосерийном производстве используют главным образом призматические шпонки. Длину шпонки выбирают из стандартного ряда так чтобы она была меньше длины ступицы насаживаемой детали на 5 10 мм. Сечение шпонки выбирается по диаметру вала.
Выбранную шпонку проверяют на смятие по формуле
где: Т – крутящий момент на валу Н ×мм;
d – диаметр вала мм;
h – высота шпонки мм;
t1 – глубина паза вала мм;
при скруглённых торцах шпонки
[sсм] – попускаемое напряжение смятия. При стальной ступице 100 120 МПа при чугунной 50 60 МПа.
Выбранные шпонки подходят.
Для соединения выходного вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту.
Муфта упругая втулочно-пальцевая
0 – 32 - I.1 – У3 ГОСТ 21424 – 75
Номинальный крутящий момент – 250 Нм;
диаметры соединяемых валов 32 мм;
исполнение полумуфт - цилиндрическое;
категория климатического исполнения – У3.
МУВП получили широкое распространение благодаря простоте конструкции и удобству замены упругих элементов. Однако они имеют небольшую компенсирующую способность и при соединении несоосных валов оказывают большое силовое воздействие на валы и опоры при этом резиновые втулки быстро выходя и из строя.
Радиальная сила вызванная радиальным смещением определяется по соотношению
где D r – радиальное смещение мм (табл. К21 [2])
CDr – радиальная жёсткость муфты Нмм (табл. 10.27 [2]) зависит от диаметра посадочного места муфты.
Fм = 03 · 800= 240 Н
Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии снижения коэффициента трения уменьшения износа отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей снижения шума и вибраций.
Для редуктора общего назначения применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным методом – окунанием. Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 03 до 125 мс.
Выбор сорта масла зависит от расчётного контактного напряжения sн и фактической окружной скорости.
Контактное напряжение sн = 54163 МПа. (мс)
По табл. 10.29 [2] выбираем масло И-Г-А- 68 ГОСТ 17479.4-87
индустриальное для гидравлических систем без присадок класса кинематической вязкости 61 75 сСт при 40 °С.
Объём заливаемого масла определяем из расчёта 05 10 литра на 1 кВт мощности. Vм = 10 л3.
Поскольку Vs ³ 1 мc то смазывание подшипников происходит за счёт масляного тумана. Для свободного проникновения масла полость подшипника должна быть открыта внутрь корпуса.
Для контроля уровня масла имеется маслоуказатель.
При работе зубчатой передачи масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей. Оно стареет его свойства ухудшаются. Поэтому масло налитое в корпус редуктора периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусмотрено сливное отверстие и сливная пробка.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.
Калининград: Янтарный сказ 2017. 456 с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа 2018. 416 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя в
-х томах. М.: Машиностроение 2009.
Иванов М.Н. Детали машин. М.: Высшая школа 2013 408 с.
Детали машин: Атлас конструкций. М.: Машиностроение 1992 352 с.

icon Редуктор конический1.cdw

Редуктор  конический1.cdw
Необработанные поверхности покрасить серой нитроэмалью.
Плоскости разъёма обработать герметиком
Редуктор залить маслом И-Г-А-68 ГОСТ 17479.4-87 в объёме 1
Крутящий момент на тихоходном валу - 118Нм

icon Редуктор конический.spw

Редуктор конический.spw
Гайка М12.5 ГОСТ 5915-70
Манжеты ГОСТ 8752-79
Подшипники ТУ 37.006.162-89
Шайба 33.21 ГОСТ 11872-80
Шпонки ГОСТ 23360-78
Штифт 8п6х25 ГОСТ 3129-70

icon Редуктор конический 2.cdw

Редуктор конический 2.cdw
up Наверх