5088

Расчет одноступенчатого редуктора, содержащего червячную цилиндрическую передачу

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Проведен расчет одноступенчатого редуктора, содержащего червячную цилиндрическую передачу, расчет ценой передачи, спроектирован привод конвейера. Выполнен кинематический, энергетический и проверочный расчеты, расчет валов, подшипников....

Русский

2012-12-02

1008 KB

60 чел.

Реферат

Проведен расчет одноступенчатого редуктора, содержащего червячную цилиндрическую передачу,  расчет ценой передачи, спроектирован привод конвейера. Выполнен кинематический, энергетический и проверочный расчеты, расчет валов, подшипников.

В результате спроектирован одноступенчатый редуктор  с выходной мощностью 7,5 кВт и частотой вращения 115 мин-1.

Графическая часть включает:

– сборочный чертеж конвейера – 1 лист А1;

– сборочный чертеж редуктора в двух проекциях  – 2 листа А1;

– рабочие чертежи четырех сопряженных деталей – 1 лист А1.


1 Описание работы привода

Кинематическая схема привода приведена на рисунке 1.1.

  1.  - рама;
  2.  -электродвигатель
  3.  - муфта упругая; 4- редуктор;

5 - цепная передача

Рисунок 1.1 – Кинематическая схема приводной станции к элеватору

Электродвигатель передает крутящий момент Т1 на муфту, затем крутящий момент Т2   передается на ведущий вал редуктора.  Посредством  червячной передачи крутящий момент Т3 передается на выходной вал редуктора, соединенный с ведущей звездочкой цепной передачи.  С помощью цепной передачи на выходной вал привода передается крутящий момент Т4.


2 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

2.1 Определение мощности на валах привода

2.1.1 Рассчитаем общий коэффициент полезного действия привода

                       (2.1)

где    Ч – коэффициент полезного действия червячной передачи, 0,70;

 Ц – коэффициент полезного действия цепной передачи, 0,92;

М – коэффициент полезного действия муфты, 0,98;

ПП – коэффициент полезного действия пары подшипников, 0,99.

2.1.2 Определяем необходимую расчетную мощность на валу электродвигателя

                                  (2.2)

где Рвых – мощность на ведомом валу привода, кВт;

о – коэффициент полезного действия привода.

2.1.3 Найдем значения мощностей на валах

                                                         (2.3)

                                                                              (2.5)

                                                                   (2.6)

где     P1, P2, P3, PВЫХ  – мощности на валах и выходная мощность, кВт;

М, ЗП, Р, ПП  – КПД муфты, закрытой прямозубой, открытой ременной передач и пары подшипников.

2.2 Кинематический расчет привода

2.2.1 Определим ориентировочное передаточное число привода

                             (2.7)

где    U1ор – ориентировочное передаточное число червячной передачи;

U2ор – ориентировочное передаточное число цепной передачи.

2.2.2 Ориентировочное значение частоты вращения вал электродвигателя

                                                         (2.8)

где    nT – частота вращения технологического вала, мин-1;

Uоробщ – ориентировочное передаточное число привода.

2.2.3 С учетом рассчитанных мощности и частоты вращения принимаем стандартный электродвигатель 4АМ132М2    с мощностью Р =11 кВт и частотой вращения  nДВ = 3000 мин-1.

2.2.4 Определим фактическое общее передаточное число привода

                                                     (2.7)

где    nT – частота вращения технологического вала, мин-1;

nДВ – частота вращения вала двигателя.

Принимаем передаточные числа червячной и цепной передач равными 8,7  и 3 соответственно.

2.2.5 Угловая скорость вала электродвигателя:

                                                               (2.8)

где nДВ – частота вращения вала двигателя.

2.2.6 Определим угловые скорости на валах:

        

                                                             (2.9)

                                            (2.10)

                                         (2.11)

2.3 Определение крутящих моментов на валах и их проверочный расчет

2.3.1 Определяем крутящие моменты на валах привода:

                             (2.12)

где    Pi – мощность на валу, Вт;

i – угловая скорость на валу, с-1.

2.3.2 Результаты расчетов сводим в таблицу 2.1.

Таблица 2.1 – Сводная таблица результатов расчетов

№ вала

Р, кВт

ω, с-1

n, мин-1

Т, Н∙м

1

7,50

314

3000

23,88

2

7,28

314

3000

23,18

3

4,99

36,09

345

138,27

4

4,54

12,03

115

377,39


    
3 Расчет червячной передачи

3.1 Выбор материала и допускаемых напряжений

3.1.1 Ориентировочная скорость скольжения

                                  (3.1)

где n2 – частота вращения вала червяка, мин-1;

Т3 – крутящий момент на валу червячного колеса, Н∙м.

3.1.2 При средних скоростях скольжения >5 м/с зубчатые венцы червячных колес изготавливают из безоловянистой бронзы марки БрО10Н1Ф1 с пределом прочности σВ = 285 МПа и пределом текучести σТ = 165 МПа.

Червяки изготавливают из стали марки 45 с твердостью 250HВ, пределом прочности σВ = 780 МПа и пределом текучести σТ = 540 МПа.

3.1.3 Допускаемые контактные напряжения для зубьев червячного колеса

                                  (3.2)

 –  коэффициент, учитывающий износ материала колеса, 0,83;

–  коэффициент  долговечности.

,

где NH lim = 107 – базовое число циклов.

        – коэффициент приведения переменного режима к постоянному, 1;

         с – число зацеплений зуба за один оборот колеса, 1;

п3 – частота вращения вала червячного колеса, мин-1.

3.1.4 Эквивалентное число циклов перемены напряжений

                                   (3.3)

где    LH – требуемая долговечность передачи, ч;

       – коэффициент приведения переменного режима к постоянному, 1;

         с – число зацеплений зуба за один оборот колеса, 1;

п3 – частота вращения вала червячного колеса, мин-1.

3.1.5 Коэффициент долговечности

                                  (3.4)

где NF lim = 106 – базовое число циклов.

3.1.6 Допускаемые изгибные напряжения

                                  (3.5)

3.2 Проектировочный расчет червячной передачи

3.2.1 При передаточном числе U < 14 (U = 8,7) число заходов червяка Z1 = 4. Определим число зубьев червячного колеса

                                  (3.6)

3.2.2 Расчетное межосевое расстояние

                                  (3.7)

где = 10 – предварительно принимаем коэффициент диаметра червяка;

    КН = 1,1 – коэффициент динамической нагрузки.

3.2.3 Осевой модуль

                                     (3.8)

Принимаем стандартное значение m = 6,30. Коэффициент относительной толщины – q = 6,3.

3.2.4 Диаметр делительной окружности червяка

                                  (3.9)

3.2.5 Диаметр делительной окружности червячного колеса

                                  (3.10)

3.2.6  Уточняем межосевое расстояние

                                  (3.11)

3.2.7 Угол наклона винтовой линии

                                  (3.12)

3.2.8  Уточняем скорость скольжения

                                  (3.13)

Принимаем 9-ю степень точности.

3.2.9 Скорость червячного колеса

                                  (3.14)

3.2.10 Ширина венца червячного колеса

                                   (3.15)

3.2.11 Условный угол обхвата червяка венцом

                                  (3.16)

Выполняется условие .

3.3 Проверочный расчет

3.3.1 Коэффициент нагрузки

                                  (3.17)

где КНβ = 1 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца колеса;

КHV = 1,4 – коэффициент динамической нагрузки.

3.3.2 Контактное напряжение

                                      (3.18)

Должно выполняться условие

3.3.3 Окружная сила в зацеплении

                                  (3.19)

3.3.4 Эквивалентное число зубьев червячного колеса

                                       (3.20)

3.3.5 Удельная окружная динамическая сила

                                  (3.21)

3.3.6 Напряжение изгиба зубьев червячного колеса

                                  (3.22)

где YF = 1,4 – коэффициент формы зуба при Z2E = 58.

3.4 Определение параметров червячной передачи

3.4.1 Определим усилия в зацеплении червячной передачи в соответствии с рисунком 3.1.

Рисунок 3.1 – Силы в червячной передаче

3.4.2 Осевое усилие на червяке равно осевому усилию на червячном колесе

                                  (3.23)

3.4.3 Окружное усилие на червячном колесе

                                  (3.24)

3.4.4 Радиальное усилие на червяке равно радиальному усилию на червячном колесе

                                  (3.25)

где α= 200угол профиля.

3.4.5 Расстояние между опорами червяка

                                  (3.26)

3.4.6 Момент инерции сечения червяка

                                  (3.27)

3.4.7 Значение прогиба в среднем сечении червяка

,                                    (3.28)

где

где Е = 2∙105 МПа – модуль упругости материала червяка.

3.5 Определение параметров червяка и червячного колеса

3.5.1 Определим геометрические параметры червяка с нарезанной резьбой на токарном станке в соответствии с рисунком 3.2.

Рисунок 3.2 – Геометрические параметры червяка

- диаметр делительной окружности d1 = 36,7 мм;

-диаметр окружности выступов                                      (3.29)

- диаметр окружности впадин                                   (3.30)

- длина нарезной части при Z1 = 4:       (3.31)

3.5.2 Определим геометрические параметры червячного колеса в соответствии с рисунком 3.3.

Рисунок 3.3 – Конструкция червячного колеса

- диаметр делительной окружности d2 = 220,5 мм;

-диаметр окружности выступов                                   (3.32)

- диаметр окружности впадин                               (3.33)

- ширина венца колеса при Z1 = 4                                         (3.34)

- наружный диаметр при Z1 = 4                                       (3.35)

- толщина обода                                                                                     (3.36)

-толщина диска                                                                                 (3.37)

- диаметр ступицы                                                                        (3.38)

- длина ступицы                                                                             (3.39)

- диаметр отверстий в диске                (3.40)


         
4 Цепная передача

4.1 Проектный расчет открытой цепной передачи с втулочной и роликовой цепями

4.1.1 Количество зубьев на ведущей (меньшей) и ведомой звездочках

                                  

                                                                     (4.1)

Ведущая звездочка                          

Ведомая звездочка                      

4.1.2 Определим коэффициент эксплуатации

                              (4.2)

где Кд – коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки, 1,2;

Ка – коэффициент, учитывающий мехосевое расстояние, 1;

Крег – коэффициент, учитывающий способ регулировки передачи, 1;

Ксм – коэффициент, учитывающий характер смазки, 1;

Креж – коэффициент, учитывающий режим работы передачи, 1,1;

КН – коэффициент, учитывающий угол наклона центров звездочек к горизонту, 1;

.

4.1.3 Рассчитаем требуемый шаг

                                                       (4.3)

где Т4 – крутящий момент на валу, Н∙м;

КЭ – коэффициент эксплуатации;

Z1rоличество зубьев на ведущей звездочке;

[q0] – допускаемое давление в шарнирах цепи, 46 МПа;

mp – коэффициент количества рядов цепи, для 1-рядной – 1.

Примем стандартное значение для цепей 1-рядного типа ПР t = 15,875 мм.

4.2 Проверочные расчеты цепной передачи

4.2.1 Диаметр делительной окружности звездочек

                                                                      (4.4)

ведущей                                            

ведомой                                            


4.2.2 Проекция опорной поверхности шарнира

                                                                  (4.5)

где d2 и b1 – размеры элементов цепей, мм.

Примем цепь ПР-15,875-23 с размерами d2 = 5,08 мм, b1 = 9,65 мм.

4.2.3 Определим окружную силу

                                                    (4.6)

где Т3 – крутящий момент на валу, Н∙м;

  диаметр делительной окружности ведущей звездочки, мм.

4.2.4 Удельное давление в шарнирах

                                                           (4.7)

где КЭ – коэффициент эксплуатации;

  коэффициент количества рядов цепи, для 1-рядной – 1.

4.2.5 Предварительно примем оптимальное межосевое расстояние

                                             (4.8)

4.2.6 Рассчитаем число звеньев цепи

                                          (4.9)

4.2.7 Определим частоту вращения

                                                            (4.10)

где пТ – частота вращения технологического вала, мин-1;

  КПД цепной передачи и пары подшипников соответственно.

4.2.8 Число ударов цепи при набегании на зубья звездочек и сбегании с них

                                                            (4.11)

где [υ] – допускаемое число ударов цепи (при t = 15,875 мм  [υ] = 8,2).

4.2.9 Уточним межосевое расстояние

                      (4.12)

Для нормальной работы передачи необходимо провисание холостой ветви цепи, поэтому примем монтажное расстояние равным .

4.2.10 Определим среднюю скорость цепи

                                                            (4.13)

4.2.11 Определим нагрузку на валы звездочек

                                                            (4.13)

где КВ – коэффициент нагрузки (при спокойной нагрузке и углу наклона < 400 КВ = 1,15);

Ftокружная сила, Н.

4.3 Определение основных параметров звездочек

Основные параметры звездочек роликовых и втулочных цепей приведены на рисунке 4.1.

4.3.1 Принимаем однорядную цепь типа ПР-15,875-23 со следующими параметрами:

- шаг цепи t = 15,875 мм,

- диаметр ролика d1 = 10,16 мм,

- ширина пластины цепи h = 14,8 мм,

- расстояние между внутренними пластинами b1 = 9,65 мм,   

Рисунок 4.1 – Параметры звездочек

4.3.2 Количество зубьев звездочек

ведущей                                                               Z1 = 25,

ведомой                                                               Z2 = 75.

4.3.3 Делительный диаметр звездочек

ведущей                                                               dd1 = 126,7 мм,

ведомой                                                               dd2 = 379,1 мм.

4.3.4 Диаметр окружности выступов звездочки

                                          (4.14)

ведущей                        

ведомой                        

4.3.5 Радиус впадин

               (4.15)

4.3.6 Диаметр окружности впадин звездочки

                                                   (4.16)

ведущей                                        

ведомой                                        

4.3.7 Радиус закругления зуба

                                     (4.17)

4.3.8 Расстояние от вершины зубьев до линии центров дуг закругления

                                    (4.18)

4.3.9 Ширина зуба звездочек

                                                (4.19)

4.3.10 Размер фаски

                                     (4.20)

4.3.11 Наибольший диаметр обода

                                              (4.21)

ведущей                         

ведомой                         

4.3.12 Диаметр ступицы

                                                      (4.22)

где dВ – диаметр вала (d1 = 52 мм).

ведущей                                           

4.3.13 Длина ступицы

                                                       (4.23)

ведущей                                           


5 Расчет основных элементов редуктора

5.1 Проектный расчет валов

5.1.1 Диаметр вала в опасном сечении

                                                               (5.1)

где Т – крутящий момент на рассматриваемом валу, Нмм;

[кр] – пониженные допускаемые напряжения кручения, Н/мм2.

Полученное значение диаметра должно быть округлено по ГОСТ 8639-69 до ближайшего из ряда диаметров: 10: 10,5: 11: 11,5: 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30;  32; 34; 36; 38; 40; 42; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 100; 105; 110; 120 и т. д.

В проектировании используем ступенчатые валы в соответствии с рисунком 5.1.

Рисунок 5.1  – Конструкция ступенчатого вала

5.1.2 Рассчитаем диаметры ведущего вала редуктора:

5.1.3 Рассчитаем диаметры ведомого вала редуктора:

5.2 Выбор подшипников

Выбираем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники, основные размеры которых изображены на рисунке 5.2:

Рисунок 5.2 – Габаритные размеры подшипников

- для ведущего вала – 36208: α = 120, d = 40 мм, D = 80 мм, B = 18 мм, R = 2,0 мм, R1 = 1,0 мм, СО = 23,2 кН;

- для ведомого вала – 36212: α = 120, d = 60 мм, D = 110 мм, B = 22 мм, R = 2,5 мм, R1 = 1,2 мм,  СО = 39,3 кН.

5.3 Расчет основных элементов корпуса редуктора

5.3.1 Толщина стенок редуктора

                           (5.2)

где awт – межосевое расстояние тихоходной ступени, мм.

5.3.2 Глубина корпуса редуктора

                           (5.3)

5.3.3 Размеры сопряжений при толщине стенки 7 мм:

- расстояние от стенки Х = 3мм

- расстояние от фланца У = 15мм

- радиус закругления R = 5мм

- высота просвета h = 4мм

5.3.4 Диаметры болтов:

- фундаментальных                                         (5.4)

ближайший по стандартам М20.

- соединяющих крышку корпуса с основанием у подшипников:

                                                        (5.5)

ближайший по стандартам М16.

- прочих                                                                                              (5.6)

ближайший по стандартам М12.

- крепящих крышку подшипников с корпусом:

                                                                                                (5.7)

- крепящих смотровую крышку:                                                       (5.8)

Размеры элементов фланцев сведены в таблице 5.1.

Таблица 5.1 – Размеры элементов фланцев

М8

М10

М12

М16

М20

Ширина фланца Кi, мм

24

28

33

39

48

Расстояние от оси болта до стенки Сi

13

15

18

21

25

Диаметр отверстия под болт  d0

9

11

13

17

22

Диаметр планировки D0

17

20

26

32

38

Радиус закругления R

3

3

4

5

5

5.4 Расчет муфт

5.4.1 Расчетный крутящий момент

                                                              (5.9)

где     К – коэффициент режима работы привода (для подъемников К = 3);

ТН – номинальный момент на валу ( Н∙м).

5.4.2 Примем муфту упругую втулочно-пальцевую. Определим давление между пальцами и резиновыми втулками по напряжению смятия

                                                               (5.10)

где    Z – число пальцев;

D1  – диаметр окружности расположения центров пальцев, мм;

l  – рабочая длинна втулки, мм;

dn – диаметр пальцев под резиной, мм;

[σсм] = 2 Н/мм2 – допускаемое напряжение смятия.

5.4.3 Напряжение изгиба

                                                              (5.11)

где l1  – длина втулки, мм;

[σсм] = 3 Н/мм2 – допускаемое напряжение изгиба.

  1.  Проектирование крышек подшипниковых узлов

5.5.1 При наружном диаметре подшипника 80 мм размеры крышки будут равны:

- ширина кольца l = 8 мм;

- высота кольца с = 0,5l = 0,5 ∙ 8 = 4 мм;

- диаметр болтов d3 = М8;

- количество болтов Z = 4;

- толщина фланца крышки h1 = 8 мм;

- толщина крышки δ2 = 6 мм;

- диаметр оси установки болтов D1 = D+2,5d3 = 80+2,5∙8 = 100 мм;

- наружный диаметр фланца D2 = D1+2,0d3 = 100+2,0∙8= 116 мм;

- размеры подточек: D3 = 79,5 мм, b = 3 мм, R3 = 1 мм;

- длина цилиндрической части В = 5 мм.

5.5.2  При наружном диаметре подшипника 110 мм размеры крышки будут равны:

- ширина кольца l = 8 мм;

- высота кольца с = 0,5l = 0,5 ∙ 8 = 4 мм;

- диаметр болтов d3 = М10;

- количество болтов Z = 6;

- толщина фланца крышки h1 = 10 мм;

- толщина крышки δ2 = 7 мм;

- диаметр оси установки болтов D1 = D+2,5d3 = 110+2,5∙10 = 135 мм;

- наружный диаметр фланца D2 = D1+2,0d3 = 135+2,0∙10 = 155 мм;

- размеры подточек: D3 = 109 мм, b = 4 мм, R3 = 1,6 мм;

- длина цилиндрической части В = 8 мм.

6 Проверочные расчеты

       6.1 Расчет валов на изгиб и кручение

Для определения реакций в опорах вначале необходимо построить схему нагружения валов редуктора в соответствии с рисунком 9.1.

Вращение электродвигателя выбираем в соответствии с направлением вращения приводного вала рабочего органа привода. Окружную силу на шестерне Ft1 направляем противоположно направлению вращения вала, а на колесе – по направлению.

Определим реакции опор и построим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Вал №1:

Реакции опор по осям (горизонтальная плоскость):

Fмг =285,763 Н

Ft1 =855 Н

L1 =45 мм

L2 =150 мм

Ra1 = -684,76 Н

Реакции опор по осям (вертикальная плоскость):

Fм =395 Н

Fr1 =1106 Н

Fr2 =1106 Н

L1 =45 мм

L2 =40 мм

L3 =130 мм

L4 =40 мм

Ra2 = -1585.6 Н

Эпюра крутящего момента:

Ссумарные значения сил:

МΣ = 96 Нм

Вал №2:

Реакции опор по осям (горизонтальная плоскость):

Fзг1 = 1894,2 Н

Ft2 =1799,2 Н

Fмг3 =350 Н

L1 =45 мм

L2 =105 мм

L3 =105 мм

L4 =45 мм

Ra1 = -327,5 Н

Rb1 = -3507.8 Н

Реакции опор по осям (вертикальная плоскость):

Fзв1 = 2935 Н

Fr2 =5279 Н

Fмв3 =420 Н

L1 =45 мм

L2 =105 мм

L3 =105 мм

L4 =45 мм

Ra2 = -138,7 Н

Rb2 = -824,6 Н

Эпюра крутящего момента:

Ссумарные значения сил:

6.2 Проверочный расчет подшипников на долговечность

Существует два вида расчетов подшипников качения:

  1.  по статической грузоподъемности для предотвращения пластических деформаций тел и дорожек качения. Расчет выполняют при частоте вращения n<1 мин-1;
  2.  по динамической грузоподъемности для предотвращения усталостного контактного выкрашивания тел и дорожек качения. Расчет выполняется при n>1 мин-1.

Радиально-упорные шариковые подшипники:

Находим силы действующие на подшипник:

Fa=567.4 H

Н                                         (6.1)

Н                                         (6.2)

По каталогу [1] находим коэффициент е:

е=0.19

Вычисляем осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта .

Рисунок 6.1 – Схема расположения подшипников

S1=eRA=0.192.438=0.46                                               (6.3)

S2=eRB=0.191.136=0.22                         (6.4)

S1> S2

Следовательно ([1] стр. 86):

Fa1=S1=463.22 H                (6.5)

Fa2=S1+Fa=463.22+567.4=1030.62 H               (6.6)

Определяем соотношение  и сравниваем его с е. При этом, если соблюдается условие , то Х=1, Y=0; если , то Х=0.4, а Y находят по каталогу [1] стр 92.

следовательно Х=0.56, Y=2.30.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

    (6.7)

где R – радиальная нагрузка, действующая на подшипник, кН;

V – коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца V=1);

K - коэффициент безопасности (при нагрузке с малыми толчками K = 1.1);

KT – температурный коэффициент (KТ = 1 при температуре подшипника менее 1000С).

Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника

     (6.8)

=3.91

Радиально-упорные шариковые подшипники промежуточного вала:

Находим силы действующие на подшипник:

Fa=567.4 H

Н                                         (6.9)

Н                                          (6.10)

По каталогу [1] находим коэффициент е:

е=0.30

Вычисляем осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта .

S1=eRA=0.306.1545=1.85                                       (6.11)

S2=eRB=0.305.17224=1.55                         (6.12)

S1> S2

Следовательно ([1] стр. 86):

Fa1=S1=6154.5 H                (6.13)

Fa2=S1+Fa=6154.5+567.4=6730.9 H               (6.14)

Определяем соотношение  и сравниваем его с е. При этом, если соблюдается условие , то Х=1, Y=0; если , то Х=0.4, а Y находят по каталогу [1] стр 92.

следовательно Х=1, Y=0.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

                   (6.15)

где    R – радиальная нагрузка, действующая на подшипник

V – коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V=1.

K - коэффициент безопасности. K = 1.1 (стр. 85 [1])

KT – температурный коэффициент. KТ = 1 при температуре подшипника менее 1000С.

Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника

     (6.16)

=3.91

Для колеса роликовые конические подшипники:

Находим силы действующие на подшипник:

Fa=1441.4 H

Н                                         (6.17)

Н                                            (6.18)

Находим коэффициент е для подшипника

е=0.322

Вычисляем осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта .

S1=0.83eRA=0.830.33212203=3261              (6.19)

S2=0.83eRB=0.830.33210233=2734              (6.20)

S1> S2

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

    (6.21)

где    R – радиальная нагрузка, действующая на подшипник

V – коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V=1.

K - коэффициент безопасности. K = 1.1 (стр. 85 [1])

KT – температурный коэффициент. KТ = 1 при температуре подшипника менее 1000С.

Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника

     (6.22)

=2.47

6.3 Проверочный расчет шпонок

6.3.1 Зубчатые колеса, шкивы, звездочки и другие детали крепятся на валах с помощью шпоночных соединений. Шпоночные соединения с призматическими шпонками изображены на рисунке 6.2.

Рисунок 6.2  – Шпоночные соединения с призматическими шпонками

6.3.2 Сечение шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала. Для прямозубой передачи при dB = 36 мм сечение шпонки  b = 10 мм, h = 8 мм; глубина паза t1 = 5 мм,  t2 = 3,3 мм.

Длину шпонки принимают по длине ступицы с округлением в меньшую сторону до стандартной.

                                                    (6.23)

6.3.3 Шпонки под косозубую и цепную передачи

При dB = 50 мм сечение шпонки  b = 14 мм, h = 9 мм; глубина паза t1 = 5,5 мм,  t2 = 3,8 мм.

6.3.4 Проверочный расчет соединения по напряжениям смятия

      (6.24)

где  = 110-190 МПа – допускаемое напряжение смятия при стальной ступице;

- крутящий момент на валу, Н∙мм;

- диаметр вала вместе посадки шпонки, мм;

l, b, h, t1 – параметры шпонки, мм;

Z – количество шпонок.

Шпонка под прямозубое колесо

Шпонки под косозубое колесо и ведущую звездочку:

6.4 Проверочный расчет валов на усталостную прочность

6.4.1 Проверочный расчет валов выполняют на совместное действие изгиба и кручения путем определения коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнения их с допускаемым значением . Рекомендуется принимать =1,1 –2,5.

6.4.2 Определим эффективные коэффициенты концентрации напряжений

                   (6.25)

             (6.26)

где    Кσ,  Кτ – коэфициенты формы детали ( при σВ = 700 МПа Кτ = 1,7 и Кσ = 1,9);

КF – коэфициент шероховатости (при 8 классе шероховатости КF = 1,1).

6.4.3 Определим коэффициенты запаса по изгибу и крутящим напряжениям при допущении, что напряжения изменяются по симметричному циклу

                 (6.27)

               (6.28)

где  и – пределы выносливости для материала вала при симметричном цикле изгиба (для стали45 );

Кd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (для углеродистых сталей 0,88);

КV – коэффициент поверхностного упрочнения (без поверхностного упрочнения 1);

– амплитудные напряжения изгиба ().

6.4.4 Коэффициент запаса прочности

    (6.29)


7
Смазка редуктора

Смазка, зубчатых и червячных зацеплении и подшипников уменьшает потери на трение, износ и нагрев деталей. По способу подачи смазки к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазки.

Картерная смазка осуществляется окунанием венцов зубчатых и червячных колес (или червяков) в масло, заливаемое внутрь корпуса. Эту смазку применяют при окружным скоростях в зацеплении передач V < 12-15 м/с, в зацеплении червячных передач при скорости скольжения V < 10 м/с. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой. При смазывании окунанием объем масла заливаемого в картер определяет из расчета (0,4-0,8)л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

При окружной скорости V = 5-12 м/с и приделе прочности σв < 1000 МПа кинематическая вязкость масла для смазывания зубчатых передач составляет 59∙106 м2/с при температуре 500С. Данной вязкости соответствует масло Турбинное57 по ГОСТ 9972.

Для контролирования уровня масла, находящегося в корпусе редуктора, будем использовать жезловый маслоуказатель.

Для слива масла из корпуса редуктора используем маслосливочное отверстие, размещаемое в нижней части корпуса и закрываемое резьбовой пробкой с цилиндрической резьбой.

Во время работы редукторов повышается давление внутри корпуса в связи с нагревом масла и воздуха. Это приводит к выбрасыванию масла из корпуса через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса соединим с внешней средой путем установки ручки-отдушины.


Список литературы

  1.  Курсовое проектирование. Учебно-методическое пособие по дисциплинам «Прикладная механика», «Детали машин и основы конструирования», «Детали машин, основы конструирования и ПТМ отрасли» для студентов очной и заочной форм обучения.

А.Ф. Дулевич и др.. Минск 1997.

  1.  Курсовое проектирование деталей машин. С.А. Чернавский и др.. Москва «Машиностроение» 1979.
  2.  Курсовое проектирование деталей машин. Г.М. Ицкович и др. Москва «Машиностроение» 1964.
  3.  Детали машин. Проф. М.Н. Иванов. Москва «Высшая школа» 1964.
  4.  Детали машин. Д.Н. Решетов. Москва «Машиностроение» 1964.
  5.  Детали машин в примерах и задачах. С.Н. Ничипорчик. Минск «Высшая школа» 1981.
  6.  Детали машин. М.Н. Иванов, В.Н. Иванов. Москва «Высшая школа» 1975.
  7.  Краткий справочник конструктора-машиностроителя. О.П. Мамет. Москва «Машиностроение» 1968.
  8.  Справочник по деталям машин. Том 2. В.З. Васильев и др. Москва «Машиностроение» 1966.
  9.  Допуски и посадки. Справочник. 1-я часть под редакцией Мягкова В.Д. Ленинград «Машиностроение» 1978.
  10.  Атлас деталей машин.
  11.  Справочник по машиностроительному черчению. В.А. Федоренко, А.И. Шошен. Ленинград «Машиностроение» 1976.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

15235. І.Есенберлиннің Көшпенділер романындағы жылқы атауларының этнолингвистикалық мәні 324 KB
  Еліміз егемендік алып, тіліміз мемлекеттік мәртебеге ие болуына байланысты қоғамда тарихи сана мен ұлттық таным көкжиегі кеңейе бастады. Осыған байланысты ұлттық рухани-мәдени мұраның тарихи маңызын саралап, қайта бағалау мүмкіндігі туып отыр
15236. Етістіктің лексика-грамматикалық сипаты 69 KB
  Етістіктің лексикаграмматикалық сипаты Етістік қазақ тіліндегі сөз таптарының ішіндегі ең күр делілерінің бірі. Оның күрделілігі лексикасемантикалық сипатынан грамматикалық формалары мен категорияларының көптігінен синтаксистік қізметінен айқын көрінеді. Е...
15237. Әбілғазы баһадүр ханның «Түркі шежіресіндегі» араб-парсы сөздерінің қолданылу ерекшелігі 277 KB
  Әбілғазы шығармасының тіл ғылымы үшін, оның ішінде түркітану ғылымы үшін маңызы зор екендігін Г.С.Саблуков өзінің аудармасының кіріспесінде былайша көрсетеді: «Исправно изданный Родословной был бы при скудости литературы на восточно-джагатайском наречии
15238. Әлем тілдерінің топтастырылуы 171.5 KB
  Әлем тілдерінің топтастырылуы Мазмұны 1. Тілдердің генеологиялық туыстық классификациясы. 2. Тілдердің типологиялық классификациясы. 5.1. Тілдердің генеологиялық туыстық классификациясы. Тілдердің генеологиялық ту...
15239. Әлемнің тілдік көрінісінің тіл мәдениетіндегі бейнесі 73.88 KB
  ӘЛЕМНІҢ ТІЛДІК КӨРІНІСІНІҢ ТІЛ МӘДЕНИЕТІНДЕГІ БЕЙНЕСІ О.Сапашев ШҚМУ Түркітану оқытуғылымизерттеу орталығының директоры филология ғылымдарының кандидаты Тілдің табиғилығы мен оның даму мәдениеті қадым заманнан бері көтеріліп келе жатқан мәселе бұл ұлт...
15240. Әңгімелеу мәтінінің тілдік-стилистикалық сипаты 283.5 KB
  Мәтін лингвистикасында зерттеуді аса қажет ететін маңызды мәселелердің бірі – әңгімелеу мәтінінің тілдік және стилистикалық ерекшелігін таныту. Әңгімелеу – тұтасым, байласым және мағыналық аяқталғандық, ақпарат беру категорияларына ие композициялық-сөйлеу формаларының бірі
15241. ИССЛЕДОВАНИЕ РАСПРЕДЕЛЕНИЙ СКОРОСТИ ПОТОКА НА ВХОДЕ В АКТИВНУЮ ЗОНУ РЕАКТОРА ВВЭР-1000, В УСЛОВИЯХ РАЗЛИЧНЫХ РАСХОДОВ ТЕПЛОНОСИТЕЛЯ В ОТДЕЛЬНЫХ ПЕТЛЯХ 1.23 MB
  Лабораторная работа №1 ИССЛЕДОВАНИЕ РАСПРЕДЕЛЕНИЙ СКОРОСТИ ПОТОКА НА ВХОДЕ В АКТИВНУЮ ЗОНУ РЕАКТОРА ВВЭР1000 В УСЛОВИЯХ РАЗЛИЧНЫХ РАСХОДОВ ТЕПЛОНОСИТЕЛЯ В ОТДЕЛЬНЫХ ПЕТЛЯХ Объект исследования: течение теплоносителя в кольцевом опускном тракте в части напорно...
15242. ИССЛЕДОВАНИЕ РАСПРЕДЕЛЕНИЙ ТЕМПЕРАТУРЫ (ИМИТАТОРА БОРА) НА ВХОДЕ В АКТИВНУЮ ЗОНУ В УСЛОВИЯХ РАЗЛИЧНЫХ РАСХОДОВ ТЕПЛОНОСИТЕЛЯ В ОТДЕЛЬНЫХ ПЕТЛЯХ 454 KB
  Лабораторная работа №3 ИССЛЕДОВАНИЕ РАСПРЕДЕЛЕНИЙ ТЕМПЕРАТУРЫ ИМИТАТОРА БОРА НА ВХОДЕ В АКТИВНУЮ ЗОНУ В УСЛОВИЯХ РАЗЛИЧНЫХ РАСХОДОВ ТЕПЛОНОСИТЕЛЯ В ОТДЕЛЬНЫХ ПЕТЛЯХ Объект исследования: изучение динамики распределения температуры при подогреве воды подав
15243. Моделирование линейных динамических систем 84.75 KB
  Лабораторная работа №1 Моделирование линейных динамических систем Вариант 1 I.Исследование модели входвыход Исходные данные: a0=9 a1=6 a2=3 b0=12 b1=2 b2=0.1 Начальные условия: y0=1 0=0.50=0 Дифференциальное уравнение описания системы: Рисунок 1 –