Расчет редуктора

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет клиноременной передачи

3. Выбор материала передачи. Определение допускаемых напряжений

4. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

5. Расчет цепной передачи

6. Нагрузка валов редуктора

7. Проектировочный расчет валов. Эскизная компоновка

8. Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр моментов

9. Подбор подшипников

10. Расчет шпонок

11. Проверочный расчет валов

12. Выбор и назначение посадок

13. Выбор смазки

14. Сборка редуктора Список использованных источников

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.

В шевронной цилиндрической передачи, шевронные зубья имеют наклон контактной линии к основанию зуба, утолщение зуба в опасном сечении, большее значение коэффициента перекрытия и большую суммарную длину контактных линий, поэтому такие передачи прочнее прямозубых, имеют плавный ход вследствие постепенного входа зубьев в зацеплении и работают относительно бесшумно даже при высоких скоростях.

Шевронные колеса работают плавно, их зубья обладают большей прочностью. Эти колеса могут передавать большие мощности при высоких окружных скоростях (до 60…70м/с).

Зубья шевронных колес, как и прямозубых могут быть нарезаны методом копирования (на фрезерных станках) или обкатки.

Шевронные колеса обычно нарезают с Я? 25…40°.

Шевронные колеса не рекомендуется применять в тихоходных передачах, так как более простые и сравнительно дешевые прямозубые цилиндрические передачи достаточно хорошо работают при низких окружных скоростях.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт Исходные данные:

N варианта-12

Число оборотов на ведомой звездочке N4=120

Мощность на ведомой звездочке Р4=4,2

Определяем КПД всего привода

(1.1)

где — КПД ременной передачи;

— КПД зубчатой передачи;

— КПД пар подшипников;

— КПД цепной передачи;

=0,96; =0,96; =0,99; =0,91 /1, с.5/

Определяем мощность электродвигателя

(1.2)

где — мощность на ведомой звёздочке, кВт;

— КПД всего привода;

;

Определяем общее передаточное число u_общ

(1.3)

где —передаточное число ременной передачи;

— передаточное число зубчатой передачи;

— передаточное число цепной передачи;

=2,5; =3; =2; /2, с.43/

Определяем частоту вращения двигателя n_{дв, об/мин}

(1.4)

где — общее передаточное число;

n₄— число оборотов на ведомой звёздочке, об/мин;

Определяем номинальную частоту вращения двигателя n

(1.5)

где — частота вращения двигателя, об/мин;

S=4.7-скольжение Из существующих типов двигателей выбираем 4АМ112М4У3-асинхронный электродвигатель 4-ой серии, с высотой оси вращения ротора 112 мм, четырех полюсный, работает в зонах с умеренным климатом, станина и щиты чугунные или стальные. /1, с.390/:

Определяем угловую скорость валов редуктора и электродвигателя по формуле 1.6

(1.6)

Определяем мощность на валах редуктора Р, кВт где — мощность электродвигателя, кВт;

— КПД передачи;

Определяем вращающие моменты на валах редуктора и момент электродвигателя М, Нм

(1.8)

где — мощность, Вт;

— угловая скорость, рад/с

2. Расчёт клиноременной передачи Выбираем сечение ремня Выбор сечения ремня производим по номограмме /2, с.82/ в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом, Р₁ кВт (номинальная мощность двигателя Р_ном), и его частоты вращения n₁ об/ мин (номинальная частота вращения двигателя n_ном).

Выбираем клиновой ремень нормального сечения A.

Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d_1min мм, /2, с. 84, табл.5.4/ в зависимости от вращающего момента на валу двигателя М_дв, НЧм, и выбранного сечения ремня.

d_1min =63 мм;

Задаёмся расчетным диаметром ведущего шкива d₁. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром d₁ на 1…2 порядка выше d_1min из стандартного ряда /табл.К40/

d₁=71 мм;

Определяем диаметр ведомого шкива d₂, мм

(2.1)

где — передаточное число открытой передачи;

— коэффициент скольжения;

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного 180 мм, /табл.К40/.

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного

(2.2)

(2.3)

Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм

(2.4)

где — высота сечения клинового ремня, мм

=8мм /табл.К40/

Определяем расчетную длину ремня

(2.5)

Значение округляем до ближайшего стандартного 800 мм /табл.К40/

Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине

(2.6)

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива

(2.7)

Угол должен быть? 120?

148??120?

Определяем скорость ремня

(2.8)

где — соответственно диаметр ведущего шкива, мм, и его частота вращения, об/мин;

[v]— допускаемая скорость, м/с;

[v]= 25м/с — для клиновых ремней;

13, 6?25

Определяем частоту пробегов ремня

(2.9)

где [U]=30 с^-1 — допускаемая частота пробегов;

3,22?30

Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем [Р_п ], кВт:

(2.10)

где [Р₀ ] — допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт, выбираем в зависимости от типа ремня, его сечения, скорости v, м/с, и диаметра ведущего шкива d₁, мм;

С — поправочные коэффициенты

[Р₀ ]=0,78 кВт; /2, с. 86/

=1 /2, с. 78/

=0,92 /2, с. 79/

=0,99 /2, с. 79/

=0,95 /2, с. 80/

Определяем количество клиновых ремней

(2.11)

где Р_иом — номинальная мощность двигателя, кВт;

[Р_п ] — допускаемая мощность, передаваемая ремнями, кВт В проектируемых передачах малой и средней мощности рекомендуется принять число клиновых ремней z? 5 из-за их неодинаковой длины и неравномерности нагружения Определяем силу предварительного натяжения

(2.12)

Определяем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней

(2.13)

Определить силы натяжения ведущей и ведомой ветвей, Н:

(2.14)

(2.15)

Определяем силу давления на вал

(2.16)

Проверочный расчет Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви, Н/мм²

(2.17)

где а) — напряжения растяжения, Н/мм²

(2.18)

А=0,56 /2, с.418/

Н/мм²

б) — напряжения изгиба, Н/мм²

(2.19)

где =80 Н/мм² — модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней; /2, с.418/

— высота сечения клинового ремня, мм

=10,5 мм /2, с.418/

Н/мм²

в) — напряжения от центробежных сил, Н/мм²

(2.20)

где — плотность материала ремня, кг/м³

=1250 кг/мм³ /2, с. 81/

г) — допускаемое напряжение растяжения, Н/мм²

=10 Н/мм² /2, с. 81/

=1,1+9,014+0,1=7,23 Н/мм²

10<10

Составляем табличный ответ Таблица 2.1 — Параметры клиноременной передачи

3. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений Выбираем материал зубчатой передачи Определяем марку стали: для шестерни — 40ХН, твёрдость ?45 HRC_Э1; для колеса — 40Х, твёрдость ?350 НВ₁. Разность средних твёрдостей НВ_1ср — НВ_2ср?70. /2, с.49/

Определяем механические характеристики стали 40ХН: для шестерни твёрдость 48…53 HRC_Э1; термообработка — улучшение и закалка ТВЧ, D_пред =200 мм; для стали 40Х: для колеса твёрдость 235…262 НВ₂, термообработка — улучшение, S_пред =200 мм. /2, с.50/

Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни и колеса:

По графику /2, с. 48/ находим НВ_1ср = 540.

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса

Рассчитываем коэффициент долговечности

(3.1)

где — число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

=25*10⁶

— число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка);

(3.2)

где — угловая скорость соответствующего вала, рад/с /пункт 1.6/

— срок службы привода (ресурс), ч

N=573*24,191*1500=207 921 645 млн. циклов

0,767;

Определяем допускаемое контактное напряжение, Н/мм²

для шестерни =14 HRC_Э1ср+170 (3.3)

для колеса =1,8 НВ_2ср+67 (3.4)

=14Ч50,5+170=877

=1,8Ч248,5+67=514,3

Определяем допускаемые контактные напряжения, Н/мм² :

для шестерни: (3.5)

для колеса: (3.6)

Так как НВ_1ср — НВ_2ср=540−248,5=291,5?70, и НВ_2ср=248,5<350 НВ, то шевронная передача рассчитывается на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению, Н/мм²:

(3.7)

При этом должно соблюдаться условие (3.8)

626,085 = 1,23Ч632,589

626,085? 632,589

Условие соблюдается.

Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса, Н/мм²

Рассчитываем коэффициент долговечности

(3.9)

где = 4Ч10⁶ — число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

— число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка); /пункт 3.2.1/

N=573*24,191*1500=207 921 645 млн. циклов

0,767;

1,

0,61

Определяем допускаемое напряжение изгиба, Н/мм² соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений

для шестерни, в предложении что m<3

для колеса

Определяем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни (3.10)

для колеса (3.11)

Так как передача реверсивная, то уменьшаем на 25%; Н/мм² :

Составляем табличный ответ Таблица 3.1 — Механические характеристики материалов зубчатой передач.

4. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи

Определяем главный параметр — межосевое расстояние

(4.1)

где — вспомогательный коэффициент;

— коэффициент ширины венца колеса;

— передаточное число редуктора или открытой передачи;

— вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Нм;

— допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм²;

— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

Для косозубых передач = 43;

= 0,28…0,36 — для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах;

=3 /пункт 1.3/

= 197,139 Н*м /пункт 1.8/

=514,3 Н/мм² /пункт 3.2.3/

Для прирабатывающихся зубьев =1;

Полученное значение межосевого расстояния для нестандартных передач округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров

Определяем модуль зацепления

(4.2)

где — вспомогательный коэффициент;

— делительный диаметр колеса, мм;

— ширина венца колеса, мм;

— допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм²;

=5,8

Полученное значение модуля округляем в ближайшую сторону до стандартного. =1,5

Определяем угол наклона зубьев

(4.3)

В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают= 8…16, но из-за роста осевых сил в зацеплении желательно получить ею меньшие значения, варьируя величиной модуля и шириной колеса.

где =9

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

(4.4)

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа.

=130.

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев

(4.5)

Определяем число зубьев шестерни

(4.6)

5

Значение округляем до ближайшего целого числа. =32

Определяем число зубьев колеса

Определяем фактическое передаточное число и про вверяем его отклонение от заданного

(4.7)

(4.8)

Определяем фактическое межосевое расстояние, мм

(4.9)

Определяем основные геометрические параметры передачи, мм

Диаметр делительный: (4.10)

Диаметр вершин зубьев: (4.11)

Диаметр впадин зубьев: (4.12)

Ширина венца: (4.13)

Проверочный расчёт

Проверяем межосевое расстояние, мм

(4.14)

Проверяем пригодность заготовок колес

D_заг ?D_пред

S_заг ?S_пред

Диаметр заготовки шестерни D_заг = (4.15)

D_заг =

63,176?125

Размер заготовки колеса закрытой передачи

S_заг= (4.16)

S_заг=

34,8?80

Проверяем контактные напряжения, Н/мм²

(4.17)

где К — вспомогательный коэффициент;

— окружная сила в зацеплении, Н;

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; определяется по графику /2, с.63/ в зависимости от окружной скорости колес, м/с, и степени точности передачи 8 /2, с.62/;

— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;

К=376;

=1,12;

=1,28;

=1,1

398,184?514,3

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса Н/мм²

(4.18)

(4.19)

где — модуль зацепления, мм;

— ширина зубчатого венца колеса, мм;

— окружная сила в зацеплении, Н;

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. =0,91

— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. =1

— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи. =1,06

и — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса, где — угол наклона зубьев.

— коэффициент, учитывающий наклон зуба.

и — допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм²

=3,78

=3,6

=255,955 Н/мм²

167,9?255,955

=370Н/мм² 176,295?370

Составляем табличный ответ

Таблица 4.1 — Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

5. Расчет цепной передачи

Определить шаг цепи Р, мм по формуле

(5.1)

где Т₁ — вращающий момент на ведущей звездочке,

К_э — коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов

(5.2)

К_д — динамичность нагрузки;

К_с — способ смазывания;

К_и — положение передачи (угол наклона к горизонтали);

К_рег -регулирование межосевого расстояния;

К_р — режим работы.

К_д=1 /2, с.90/

К_с=0,8

К_и=1,15

К_рег=0,8

К_р=1

Z₁ — число зубьев ведущей звездочки

Z₁ = 29 — 2u_ц = 29−2Ч3 = 23.

[Р_ц] - допускаемое давление в шарнирах цепи Н/мм,

[Р_ц] = 26Н/мм. /2, с.91/

н — число рядов цепи, н = 1.

Полученное значение шага «Р» округляем до ближайшего стандартного Р = 19,05 мм.

Определяем число зубьев ведомой звездочки

(5.3)

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного

(5.4)

(5.5)

Определяем оптимальное межосевое расстояние а, мм

(5.6)

где — стандартный шаг цепи

Определяем межосевое расстояние в шагах

(5.7)

= (30…50) Ч 19,05 = 30 Ч 19,05 = 571,5 мм.

= 571,5/19,05 = 30

Определяем число звеньев цепи ?_р по формуле

(5.8)

Полученное значение ?_р округляем до целого четного числа 110.

Уточняем межосевое расстояние в шагах

(5.9)

Полученное значение не округляем до целого числа.

Определяем фактическое межосевое расстояние, мм

(5.10)

(5.11)

Определяем длину цепи ?, мм по формуле

(5.12)

Определяем диаметры звездочек, мм

Диаметр делительной окружности: ведущей звездочки

(5.13)

ведомой звездочки

(5.14)

Определяем диаметры окружности выступов по формулам:

ведущей звездочки: D_?1 = р (К + К_Z1 — 0,31/л) (5.15)

ведомой звездочки: D_?2 = р (К + К_Z2 — 0,31/л) (5.16)

где К = 0,7 — коэффициент высоты зуба;

К_z — коэффициент числа зубьев:

(5.17)

(5.18)

л = р/d₁ — геометрическая характеристика зацепления

d₁ — диаметр ролика шарнира цепи, d₁ = 5,94 мм /2, 418/.

л = 19,05/5,94 = 3,2

D_?1 = 19,05(0,7 +6,8- 0,31/3,2) = 151,3 мм;

D_?2 = 31,75(0,7 + 16,1- 0,31/3,3) = 458,2 мм.

Определяем диаметры окружности впадин по формулам

ведущей звездочки — D_i1 = d_д1 — (d₁ — 0,175) (5.19)

ведомой звездочки — D_i2 = d_д2 — (d₁ — 0,175) (5.20)

D_i1 = 146,5 — (5,94 — 0,175) = 142,68 мм.

D_i2 = 423,3 — (5,94 — 0,175) = 416,1 мм.

Проверяем частоту вращения меньшей звездочки n₁, об/мин по формуле

n₁? [n],(5.21)

[n] = 15Ч10³/р — допускаемая частота вращения.

[n] = 15Ч10³/19,05 = 787,4 об/мин.

n₁ = 390 об/мин /пункт 1.5/.

390? 787,4

Проверяем число ударов цепи о зубья звездочек U

U? [U] (5.22)

где U = 4ЧZ₁Ч n₁/(60?_р) — расчетное число ударов цепи;

[U] = 508/р — допускаемое число ударов.

[U] = 508/19., 05 = 27

U = 4Ч23Ч 390/(60Ч110) = 5,4

5,4? 27

Определяем фактическую скорость цепи х, м/с.

х = Z₁ЧрЧ n₁/(60Ч10³) (5.23)

х = 23Ч19,05Ч 390/(60Ч10³) = 2,85м/с.

Определяем окружную силу, передаваемую цепью F_t, Н:

F_t = Р₁Ч10³/ х (5.24)

где Р₁ — мощность на ведущей звездочке, кВт

F_t = 3,2Ч10³/2,85 = 1122,81Н ,

Проверяем давление в шарнирах цепи, Р_ц, Н/мм²

Р_ц = F_tЧК_э/А? [Р_ц] (5.25)

где, А — площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм².

А = d₁Чb₃,

где d₁=5,94 — диаметр валика, мм;

b₃=12,70 — ширина внутреннего звена цепи, /2, с. 418/.

К_э = 0,74- коэффициент эксплуатации /пункт 5.1/

[Р_ц] =26 кВт;

А = 5,94Ч12,70 = 75,44 мм²,

Р_ц = 1122,81Ч0,74/75,44= 11,02 Н/мм²

11,02?26

Проверяем прочность цепи

S? [S],

где S — расчетный коэффициент запаса прочности

F_р

S = ——————— ,

F_tЧК_д + F_o + F_х

где F_р — разрушающая нагрузка цепи, F_р = 31,8кН /табл.К32/;

F_t — окружная сила, передаваемая цепью, F_t = 1122,81 Н /пункт 5.15/;

К_д — коэффициент, учитывающий характер нагрузки К_д = 1;

F_o — предварительное натяжение цепи;

F_o = К_fЧqЧaЧg,

где К_f — коэффициент провисания; К_f = 3 — для передач, наклонных к горизонту до 40°;

q — масса 1 м цепи, q = 1,9кг/м /табл.К32/;

а — межосевое расстояние, м;

g — 9,81 м/с² — ускорение свободного падения;

F_o =3Ч1,9Ч 0,592 Ч9,81 = 55,9Н,

F_х — натяжение цепи от центробежных сил, Н

F_х = qЧх²; .

F_х = 1,9Ч2,85² = 15,4 Н

[S] = 8,4 /табл. К32/.

25? 8,4

Определяем силу давления цепи на вал F_оп, Н.

F_оп = k_вF_t + 2F_о,

где k_в — коэффициент нагрузки вала, k_в = 1,05 /2,с.90/

F_оп = 1,05Ч1122,81+ 2Ч55,9 = 1290,7505Н

Таблица 5.1 — Параметры цепной передачи, мм

6. Нагрузки валов редуктора

Определяем силы в зацеплении закрытой передачи

В проектируемых приводах конструируются цилиндрические косозубые редукторы с углом наклона зуба в=8…16°. Угол зацепления принят =20°

Таблица 6.1 — Силы в зацеплении закрытой передачи

Определяем консольные силы

Таблица 6.2 — Консольные силы

Схема нагружения валов шевронного одноступенчатого редуктора

7. Проектный расчёт валов

Выбираем материал валов.

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х. Выбираю сталь 45.

Таблица 7.1 — Механические характеристики стали 45

Выбираем допускаемые напряжения на кручение.

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения. Поэтому допускаемое напряжение: [ф]к = 10 … 20 Н/ммІ.

Выполняем проектный расчёт валов на чистое кручение

Таблица 7.2 — Определение размеров ступеней валов, мм

где t — значение высоты буртика, мм;

r — координаты фаски подшипника, мм

f — ориентировочные величины фаски ступицы, мм

Для быстроходного вала:

l₁=1,2?26=31,2 мм;

t=2,2 /2, с.109/

d₂= d₁+2t=26+2?2,2=30,4 мм;

l₂?1,5 d₂?1,5?30,4=45,6 мм;

r = 2/2,с.109/

d₃= d₂+3,2r=30,4+3,2?2=36,8 мм;

d₄ = d₂=30,4 мм;

l₄=В= 17 мм; /2,с.411/

Для тихоходного вала:

;

l₁=1,2?36,7 =44,04 мм;

t = 2,5 /2, с.109/

d₂= d₁+2t=36,7+2?2,5=41,7 мм;

l₂?1,25 d₂?1,25?41,7=52,125 мм;

r = 2,5 /2, с.109/

d₃= d₂+3,2r =41,7+3,2?2,5=49,7 мм;

d₄ = d₂=41,7 мм;

l₄=В= 19 мм; /2, с.411/

Диаметры и длины ступеней (кроме d₂ и d₄) округляем до ближайшего стандартного значения /2, с.313/

Размеры ступеней валов сводим в таблицу 7.3

Таблица 7.3 —Размеры ступеней валов, мм

Выбираем предварительно тип подшипника.

Тип подшипника: радиальные шариковые однорядные

Серия: Легкая

Схема установки: 1 (с одной фиксирующей опорой) /2, c.111/

Типоразмер:

d=30 мм

D=62 мм

B=16 мм

r =1,5 мм

Cr =19,5 мм

Cor = 10 мм /2, с. 411/

для тихоходного вала выбираем:

Тип подшипника: радиальные шариковые однорядные

Серия: лёгкая

Схема установки: 3 (враспор) /2, c.111/

Типоразмер:

d=40 мм

D=80мм

B=18 мм

r =2 мм

Cr =32 мм

Cor = 17,8 мм /2, с. 411/

8. Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр моментов

Быстроходный вал:

Дано: Ft1 = 4146,05H, Fr1 = 1534,04H, Foп =3755,98H, Fа1=656,66Н;

Loп = 55 мм, lb = 88 мм; d1=54мм;

Определение реакции в подшипниках в вертикальной плоскости:

а). Определяем реакции опор, Н

?М3= 0, Rау*lb-Fr1*Lb/2+Fa1*d½+Foп*loп=0

Raу = (Fr1*lb/2-Fa1*d½-Foп*loп)/lb

Raу = (1534,04*88/2−656,66*54/2−3755,98*55)/88=-1781,943

?М1=0, Fr1*lb/2+Fa1*d12-Rbу*lb+Foп (lb+loп)=0

Rbу = (Fr1*lb/2+Fa1*d12+Foп (lb+loп))/lb

Rbу = 1534,04*88/2+656,66−54/2+3755,98(88+55)=7071,963

Проверка: ?У = 0, R_АyFr1+ R_bу -Fоп=0

— 1781,943−1534,04+7071,963−3755,98 =0

0=0

б). Строим эпюры изгибающих моментов, Нм

Мх1 =0, Мх2= Rау*lb/2, Мх4=0, Мх3=-Foп*loп,

Мх2 = -Foп (lb/2+loп)+ Rbу*lb/2

Мх2 =1781,943*88/2=78 405,49

Мх3 = -3755,98*55=-206 578,9

Мх2 = -3755,98(55+88/2)+ 7071,963*88/2=-60 675,648

Определение реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости:

а). Определяем опорные реакции,

Н Rax = Rbx =Ft½=2073,025

б). Строим эпюры изгибающих моментов, Нм

Му1=0, Му2= -Rax*lb/2, Му3 =0

Му2= -2073,025*88/2 = -91 213,1

Строим эпюры крутящих моментов; Нм:

Мк = М2 = Ft1*d½ = 4146,05*54/2 =111 943,35

Определяем суммарные радиальные реакции; Н:

R_А = = 2733,634

R_Б = =7369,538

Определяем суммарные изгибающие моменты; Нм.

М3=Мх3

М2 = =120 279,884

Тихоходный вал:

Дано: Ft1 = 1146,05 H, Fr2 = 1534,04H; Foп =1290,75 Н; Fа2=656,66Н;

L_оп = 65 мм, L_Т= 93 мм; d2=165,9 мм;Fу=3755,98 *sin30=1887,99Н

Fx =1290,75 *cos30=1110,045Н

а).Определение реакции в подшипниках в вертикальной плоскости:

?М4 = 0

F_y*(L_оп+L_т)-R_cy *L_Т -F_r2*L_Т/2+F_а2*d₂/2=0;

Проверка:

1887,99−3026,231−1534,04+2672,281=0

0=0

б).Строем эпюру изгибающих моментов

Мх1=0, Мх2=Fу*Loп, Мх3=Fу*(Loп+Lt/2)-Rcу*Lt/2,

Мх3=Rdу*Lt/2=2672,281*93/2=124 261,067

Мх2=1887,99 *65=122 719,35

Мх3=1887,99(65+93/2)-3026,231*93/2=69 791.144

2.Горизонтальная плоскость.

а). Определяем опорные реакции ;Н

?М4 =0, -Fx (Loп+Lt)+Rcx*Lt+Ft2*Lt/2=0

Rcx = (Fx (Loп+Lt)-Ft2*Lt/2)/93

Rcx =(1110,045(65+93)-4146,05*93/2)93= -187,142

?М2=0, -Fx*Loп-Ft2*Lt/2+Rgx*Lt=0

Rgx=(Fx*Loп+Ft2*Lt/2)Lt

Rgx=(1110,045*65+4146,05*93/2)93=2848,863

Проверка:

?Х = 0, Fx-Rcx-Ft2+Rgx=0

?Х = 1110,045+187,142−4146,05+2848,863=0

0=0

б). Строим эпюры изгибающих моментов; Нм

Му1=0, Му2= -Fx*Loп, Му3= -Fx (Loп+Lt/2)+Rcx*Lt/2, My4=0

Mу2= -1110,045*65= -72 152,925

Му3= -1110,045(65+93/2)+ (-187,142)*93/2= -132 472,121

3.Строем эпюру крутящих моментов; Нм

Мк = Мz = Ft2? d2/2 = 1146,05*165,9/2 =95 064,848

Определяем суммарные радиальные реакции; Н

Rс = = 3032,012

Rд = = =3901,661

Определяем суммарные изгибающие моменты; Нм

М2 = = 142 358,995

М3 = = 18 163,149

9. Подбор подшипников

Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.

Предварительный выбор подшипников для каждого из валов редуктора проводиться в следующем порядке.

1.В соответствии с таблицей 7.2 определить тип, серию и схему установки подшипников.

2.Выбрать из таблицы К27… К30 типоразмер подшипников по величине диаметра d внутреннего кольца, равного диаметру второй d2 и четвертой d4 ступеней вала под подшипники.

3.Выписать основные параметры подшипников: геометрические размеры — d, D, B; динамические Cr и статические Cоr грузоподъемности. Здесь D — диаметр наружного кольца подшипника; B — ширина шарикоподшипников.

Таблица 5.1 Подшипники

10. Расчёт шпонок

Призматические шпонки проверяют на смятие, проверки подлежат две шпонки тихоходного вала — под колесом и элементом открытой передачи и одна шпонка на быстроходном валу — под элементом открытой передачи.

Условие прочности

у_см = Ft / Aсм? [у]см (10.1)

где Ft — окружная сила на шестерне или колесе, Н

Aсм — площадь смятия, ммІ

Aсм = (0,94 h — t₁)?Lp (10.2)

Lp = L — b — рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм

[у]см — допускаемое напряжение на смятие, Н/ммІ

[у]см = 110 Н/ммІ /1, с.252/

10.2 Проверяем шпонку на первой ступени тихоходного вала:

d₁=36;L = 40; b=10; h=8; t₁=5; t₂=3,3 /2, с.428/

Lp = 40 — 10 = 30 мм.

Aсм = (0,94?8 — 5)?30 = 75,6 ммІ

у см = 4146,05/ 75,6 = 54,84Н/ммІ

54,84?110 Н/ммІ - условие прочности выполнено, шпонка пригодна.

Проверяем шпонку на третей ступени тихоходного вала:

d₃=50; L = 43; b=14; h=9; t₁=5; t₂=3,3

Lp =43- 14= 29 мм.

Aсм = (0,94?9 — 5)?29 = 100,3ммІ

= 4146,05/100,3= 41,34Н/ммІ

41,34?110 Н/ммІ - условие прочности выполнено, шпонка пригодна.

Проверяем шпонку на первой ступени быстроходного вала:

d₁=25;L = 28; b=8; h=7; t₁=4;t₂=3,3

Lp = 28- 8=20 мм.

Aсм = (0,94?7 — 4)?20 = 51,6 ммІ

= 4146,05/ 51,6= 80,35 Н/ммІ

80,35?110 Н/ммІ - условие прочности выполнено, шпонка пригодна.

11. Проверочный расчёт валов

Определяем расчетные эквивалентные напряжения у_А. Для быстроходного вала:

у_А = (11.1)

где: Wнетто = 0,1d- = 1280,26 ммосевой момент сопротивления опасного сечения вала.

d = 25 — диаметр вала в опасном сечении.

у_А = = = 93,95 Н

Определяем касательные напряжения

(11.4)

где — крутящий момент, Нм

— полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³

= 2842,76 — полярный момент инерции сопротивления сечения вала;

Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчётного сечения вала:

(11.5)

(11.6)

где и — эффективные коэффициенты концентрации напряжений

=500 /2, с.257/

=700

— коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

=0,7 /2, с.258/

— коэффициент влияния шероховатости;

=1,0 /2, с. 258/

— коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

=1,7 /2, с. 258/

Определяем пределы выносливости в расчётном сечении вала, Н/мм²

(11.7)

(11.8)

где и — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм²

=0,58*335=194,3

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

(11.9)

(11.10)

Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

(11.11)

=1,3…1,5

?1,4

Вывод: прочность валов обеспечена.

12. Выбор и назначение посадок

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл.10.13 /1, с.263/

Посадка зубчатого колеса на вал Н7/р6.

Посадка звёздочки цепной передачи на вал редуктора Н7/h6.

Посадка шкива ременной передачи на вал редуктора Н7/js6.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

13. Выбор смазки Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточны способом (окунанием). Этот способ применяется для зубчатых передач с окружными скоростями от 0,3 до 12,5 м/сек.

Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях дн и фактической окружной скорости колес х. Сорт масла выбирается по таблице /10.29, стр.241/. В данном редукторе при х =2, дн =514,3 Применяется масло сорта И-Г-А-46 ГОСТ 17 479.4−87

Определяем Уровень масла. В цилиндрических редукторах: при окунании в масляную ванну колеса где м — модуль зацепления;

1,5?0,25*165,9=41,475

Hm =41,475

Контрольуровня масла. Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями.

Для контроля уровня масла выбираем жезловой аслоуказатель.

Слив масла. При работе передач масло постепенно загрезняется продукта износа детали передач. С течением времени оно стареет, свойство его ухудшается. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняет. Для этой цели в корпусе предусматривают сливные отверстия, закрываемое конической пробкой в данном редукторе.

Смазывание подшипников:

В проектируемых редукторах для смазывания подшипников качения применяют жидкий и пластичные смазочные материалы. Выбираем смазывание пластичными материалами. Смазочные материалы набивают в подшипник вручную при снятой крышки подшипникового узла. Наиболее распространенной для подшипников каченияпластичной смазки типа консталин жировой УТ-1(ГОСТ1957;75)

14. Сборка редуктора Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида.

Начинают сборку с того, что на быстроходный вал надевают шариковые подшипники, предварительно набив их пластинчатой смазкой. Собранный быстроходный вал вставляют в корпус, предварительно установив в нем крышки В начале сборки вала зубчатого колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо затем устанавливают шариковые подшипники, набив их пластинчатой смазкой, потом надевают распорную втулку.

Собранный вал укладывают в основании корпуса и вставляют крышку корпуса. Закладывают в подшипниковые сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливают крышки с прокладками. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью конического штифта и затягивают болты.

Для регулировки зубчатого зацепления необходимо весь комплект шестерни с колесом смещать в осевом направлении до совпадения средней плоскости колеса с шестерней. Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатсль.

Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной.

Собранный редуктор обкатываем и подвергаем испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Рассчитываем объем редуктора: V=B*H*L=125*255*290=9 243 750мм³

Определяем массу редуктора: m=ц*с*V*10⁹=0,44*7,4** 9 243 750*= 30 кг Определяем критерий: ж=m/T₂=30/197,139=0.15Н^-1

Список использованных источников

Анурьев В. И. Справочник конструктора машиностроителя в трёх томах. — М.: Машиностроение. 1979

Дунаев П.Ф., Детали машин, Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990. Стр. 20 — 24.

Дунаев П.Ф., Леликов О. П., Варламова Л. П. Допуски и посадки. Обоснование выбора. М., 1984

Куклин Н.Г., Куклина Г. С. Детали машин. — М.: Высшая школа. 1987

Чернавский С.А., Боков К. Н., Чернин И. М. Курсовое проектирование деталей машин. — М.: Машиностроение.1987

Шенблинт А. Е. Курсовое проектирование деталей машин М.:Высш.шк. 1991; 432 с.:ил.ISBN 506−0015−9.