Курсовая на тему Привод ленточного конвейера 3
Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2013-11-04Поможем написать учебную работу
Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
от 25%
Подписываем
договор
МОРФ
КП 1202.01.158.18.01. ИАТ
Привод ленточного конвейера.
Пояснительная записка.
Зав. Отделением: Преподаватель:
Пахомова А.Ф. Литовка Н.Н.
Подпись: Подпись:
Дата: Дата:
Зав. Циклом: Студент:
Миронов А.А. Протасов С.И.
Подпись: Подпись:
Дата: Дата:
2003
Содержание:
1 Задание на курсовое проектирование.
2 Описание привода ленточного конвейера.
3 Подбор электродвигателя.
4 Расчет передач.
5 Ориентировочный расчёт валов, подбор подшипников.
6 Первая эскизная компоновка редуктора.
7 Конструирование зубчатых колёс и валов.
8 Схема нагружения валов в пространстве.
9 Подбор и проверочный расчёт шпонок.
10 Подбор подшипников по динамической грузоподъёмности.
11 Проверочный расчёт валов.
12 Расчет и конструирование элементов корпуса редуктора.
13 Вторая эскизная компоновка редуктора.
14 Подбор и проверочный расчёт муфты.
15 Выбор смазки редуктора.
16 Подбор посадок сопряженных поверхностей.
17 Сборка и разборка редуктора.
18 Список используемой литературы.
1.Задание на курсовое проектирование
Р3 = 3,5 КВт n3 = 200 об/мин.
2.Описание привода ленточного конвейера
Назначение редуктора: понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению
с ведущим валом.
Достоинство редуктора:
1. Высокая надёжность работы в широком диапазоне нагрузок и скоростей;
2. Малые габариты;
3. Большая долговечность;
4. Высокий КПД;
5. Постоянное передаточное число;
6. Сравнительно не большие нагрузки на валы и подшипники;
7. Простота обслуживания.
Недостатки редуктора:
1. Высокие требования к точности изготовления и монтажа.
2. Шум при работе.
В данном приводе применяется двухступенчатый редуктор с прямозубой передачей.
3.Подбор электродвигателя
3.1 Определить общий КПД (табл.1.1,стр.6[u1] )
h1– зубчатой передачи.
h2– муфты.
h1= 0.98 h2= 0.98
h = h 12 × h2 = 0.982 × 0.98 =0,94
3.2 Определение требуемой мощности электродвигателя
R1- мощность на входе привода.
P3- мощность на выходе из привода.
R1=R3 / h = 3,5 / 0,94 = 3,723 К Вт
3.3 Подбор двигателя по мощности (табл.19.27,стр.384)
3.4 Предварительное определение передаточных чисел.
U-общее передаточное число.
n дв - частота вращения двигателя .
n3 – частота вращения выходного вала.
U= nдв/n3 =2880 / 200 =14,4
U= nдв/n3 =1430 / 200 =7,1
U= nдв/n3 = 950 / 200 = 4,7
U= nдв/n3 = 720 / 200 = 3,6
3.5 Окончательный подбор типа двигателя
Марка100S2
Частота вращения 2880 об/мин
3.6 Произвести разбивку передаточного числа (табл.1,3 стр.9)
U1 – передаточное число быстроходной ступени.
U2 – передаточное число тихоходной ступени.
U2 = 0,88Ö U = 0.88Ö 14,4 = 3,3
U1 = U / U2 = 14,4 / 3,3 = 4,3
3.6 Определение частоты вращения каждого вала
n1 = nдв = 2880 об/мин
n2 = n1 / U1 = 2880 / 4,3 = 669,7 об/мин
n3 = n2 / U2 = 669,7 / 3,3 =202,9 об/мин
3.7 Определение отклонения частоты вращения выходного вала
по заданию n3½ = 200 об/мин
по расчетам n3= 202,9 об/мин
n3½ – n3 / n3½ × 100% = 200 – 202,9 / 200 × 100% = -1,45% < 4%
(в пределах нормы).
3.8 Определениеугловой скорости каждого вала
w = П × n / 30
w1 = П × n1 / 30 = 3,14 × 2880 / 30 =301,44 рад/с
w2 = П × n2 / 30 = 3,14 × 669,7 / 30 = 70,1 рад/с
w3 = П × n3 / 30 = 3,14 × 202,9 / 30 = 21,2 рад/с
3.9 Определение мощности на каждом валу
Р1 = Р1½ × h муфты = 3,72 × 0,98 = 3,65 К Вт
Р2 = Р1 × h зубчатой передачи = 3,65 × 0,98 = 3,57 К Вт
Р3 = Р2 × h зубчатой передачи = 3,57 × 0,98 = 3,5 К Вт
3.10 Определение вращающего момента на валах
Т = Р / w
Т1 = Р1 / w1 = 3,65 / 301,4 = 12,1 Hм
Т2 = Р2 / w2 = 3,57 / 70,1 = 50,9 Hм
Т3 = Р3 / w2 = 3,5 / 21,2 = 165,2 Hм
4.Расчёт передач
4.1 Первая передача
4.1.1 Исходные данные
Прямозубая закрытая
Вход в передачу Т1 = 12,1 Нм; w1 =301,4 рад/с
Выход Т2 =50,9 Нм
Передаточное число U1 = 4,3
4.1.2 Подбор материала
Выбор материала: Сталь 45 (табл. 6,4 стр.92)
улучшение паковкой
Твёрдость: шестерни НВ 194 –222
колеса НВ 180 –192
HBср = 222 + 194 / 2 = 208 (шестерни)
HBср = 180 + 192 / 2 = 186 (колеса)
4.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений (табл.6,13 стр. 94)
[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 208 + 70 / 1,1) × 1 = 534,6 (шестерни)
[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 186 + 70 /1,1 ) × 1 = 401,8 (колеса)
4.1.4Определение допускаемых напряжений изгиба
[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 208 / 1,8 ) × 1 =208 (шестерни)
[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 186 / 1,8 ) × 1 =186 (колеса)
4.1.5 Определение межосевого расстояния передачи
aw =49,5 (U +1 )× 3Ö KHB T1 / Yа × U1 ×[s н ]2
aw= 49,5 ×( 4,3 + 1 ) × 3Ö 1 ×12,1 × 103 / 0,4 × 4,3 × (401,8)3 = 88 мм.
Принять расстояние aw = 90 мм.
4.1.6 Определение модуля зубьев
m = P1 /p = 3,65 / 3,14 = 1,12
Принять модуль m = 1
4.1.7 Определение числа зубьев
ZS = 2aw / m = 2 ×90 / 1 =180
Z1 = ZS / ( U + 1 ) = 180 / (4,3 + 1 ) =34 (шестерни)
Z2 = ZS - Z1 = 180 – 34 = 146 (колеса)
4.1.8 Определение передаточного числа редуктора
U = Z2 / Z1 = 146 / 34 = 4,3
4.1.9 Основные геометрические размеры передачи: Делительный диаметр d1 = Z1 × m = 34 × 1 = 34мм (шестерни)
d2 = Z2 ×m = 146 × 1 = 146мм (колеса)
Диаметр вершин зубьев.
dа1 = d1 + 2 × m = 34 + 2 × 1 = 36мм (шестерни)
dа2 = d2 + 2 × m = 146 + 2 ×1 =148мм (колеса)
Ширина колеса b2 =Ya ×aw = 0,4 × 90 = 36мм
Ширина шестерни b1 = b2 + 5 = 36 + 5 = 41мм
4.1.10 Окружная скорость зубчатых колёс
u = w1 × d1 / 2 = 301,4 × 34 / 2 = 5,1 м/с.
Принимаем u = 6 м/с.
4.1.11 Окружная сила
Ft1 = 2 × T1 / d1 = 2 × 12,1 × 103 / 34 = 712 H
4.1.12 Принять коэффициенты
KHu = 1,2 KHb = 1.2
KHu = 1,4 KFb = 1,52
Ybd = b2 / d1 = 36 / 34 = 1,05
4.1.13 Расчёт контактного напряжения
sН = 436 × Ö (Ft / d1 × b1) × (U + 1 / U) × KHb × KHu
sН= 436 Ö (712 / 34 ×36) × (4,3 +1 / 4,3) ×1,15 × 1,2 = 419 МПа
4.1.14 Коэффициент формы зуба. (табл. 6,8, стр.101)
для шестерни Z1 =34 YF1 = 3,76
для колеса Z2 =146 YF2 = 3,6
4.1.15Расчётное напряжение изгиба в основании ножки зуба колеса
sF2 = YF2 × (Ft / b2 ×m) × KFb ×KFu = 3,6 × (712 / 36 × 1) ×1,52 ×1,4 = 151
151 < [s]F2
sF1 = YF1 × (Ft / b2 ×m) × KFb ×KFu = 3,76 ×(712 / 36 ×1) ×1,52 ×1,4 = 158
158 < [s]F1
4.2 Вторая передача
4.2.1 Исходные данные
Прямозубая закрытая
Вход в передачу Т2 = 50,9 Нм
Выход Т3 = 165,2 Нм
Передаточное число U =3,3
4.2.2 Подбор материала
Выбираем материал: Сталь 45 (табл. 6,4 стр.92)
улучшение паковкой
Твёрдость: шестерни НВ 194 –222
колеса НВ 180 –192
HBср = 222 + 194 / 2 = 208 (шестерни)
HBср = 180 + 192 / 2 = 186 (колеса)
4.2.3 Определение допускаемых контактных напряжений (табл.6,13 стр. 94)
[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 208 + 70 / 1,1) × 1 = 534,6 (шестерни)
[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 186 + 70 /1,1 ) × 1 = 401,8 (колеса)
4.2.4 Определение допускаемых напряжений изгиба
[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 208 / 1,8 ) × 1 =208 (шестерни)
[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 186 / 1,8 ) × 1 =186 (колеса)
4.2.5 Определение межосевого расстояния передачи
aw = 49,5 ( U2 +1 )× 3Ö KHB T2 / Yа × U2 ×[s н ]2
aw = 49,5 ( 3,3 +1) × 3Ö 1 × 50,9 × 103 / 0,4 × 3,3 × (401,8)3 =132,9мм
Принять расстояние aw =134мм.
4.2.6 Определение модуля зубьев.
m = P1 /p = 3,8 / 3,14 = 1,5
Принять модуль m = 2
4.2.7 Определение числа зубьев
ZS = 2aw / m = 2 ×134 / 2 =134
Z1 = ZS / ( U + 1 ) = 134 / (3,3 + 1 ) =31 (шестерни)
Z2 = ZS - Z1 = 134 – 31 = 103 (колеса)
4.2.8 Определение передаточного числа редуктора
U = Z2 / Z1 = 103 / 31 = 3,3
4.2.9 Основные геометрические размеры передачи: Делительный диаметр d1 = Z1 × m = 31 × 2 = 62мм (шестерни)
d2 = Z2 ×m = 103 × 2 = 206мм (колеса)
Диаметр вершин зубьев.
dа1 = d1 + 2 × m = 31 + 2 × 2 = 66мм (шестерни)
dа2 = d2 + 2 × m = 206 + 2 ×2 =210мм (колеса)
Ширина колеса b2 =Ya ×aw = 0,4 × 134 = 54мм
Ширина шестерни b1 = b2 + 5 = 54 + 5 = 59мм
4.2.10 Окружная скорость зубчатых колёс
u = w2 × d2 / 2 = 70 × 62 / 2 = 2,17 м/с.
Принимаем u = 3 м/с.
4.2.11 Окружная сила
Ft2 = 2 × T2 / d1 = 2 × 50,9 × 103 / 62 = 1642 H
4.2.12 Принять коэффициенты
KHu = 1,2 KHb = 1.14
KHu = 1,4 KFb = 1,28
Ybd = b2 / d1 = 54 / 62 = 0.86
sН= 436 Ö (1642 / 62 ×54) × (3,3 +1 / 3,3) ×1,14 × 1,2 = 408 МПа
4.2.14 Коэффициент формы зуба . (табл. 6,8, стр.101)
для шестерни Z1 =31 YF1 = 3,78
для колеса Z2 =103 YF2 = 3,6
4.1.15Расчётное напряжение изгиба в основании ножки зуба колеса
sF2 = YF1 × (Ft / b2 ×m) × KFb ×KFu = 3,6 × (1642 / 54 × 2) ×1,14 ×1,4 = 88
88 < [s]F2
sF1 = YF2 × (Ft / b2 ×m) × KFb ×KFu = 3,76 ×(1642 / 54 ×1) ×1,14 ×1,4 = 92
92 < [s]F1
5.Орентировочный расчёт валов, подбор подшипников
5.1 Исходные данные
Первая ступень. Вторая ступень.
d1 = 34мм d1 = 62мм
d2 = 146мм d2 = 206мм
b1 = 41мм b1 =58мм
b2 = 36 b2 =54мм
5.1.2 Определение минимального диаметра вала
Dmin 1 = 5 × 3Ö12,1 = 11мм
Dmin 2 = 5 × 3Ö51 = 18мм
Dmin 3 = 5 × 3Ö165 = 26мм
5.1.3 Определение диаметра вала под подшипник
dП1 = 20
dП2 = 25
dП3 = 30
5.2 Выбор подшипников
6.Первая эскизная компановка
7.Конструирование зубчатых колёс и валов
7.1 Конструирование зубчатых колёс
7.1.1 Колесо первой ступени
Делительный диаметр d = 146мм
Диаметр вершин зубьев da = d + 2×m = 146 +2×1 = 148мм
Диаметр впадин зубьев df = d – 2.5×m = 146 – 2.5×1 = 143,5мм
Диаметр ступицы dст = 1,55 × dв = 1,55 × 30 = 46мм
Толщина обода S = 2,2 × m + 0,05 × b = 2,2 × 1 + 0,05 × 36 = 4мм
Толщина диска С = 0,3 × b =0,3 × 36 = 11мм
7.1.2 Колесо второй ступени
Делительный диаметр d = 206мм
Диаметр вершин зубьев da = d + 2×m = 206 +2×2 = 210мм
Диаметр впадин зубьев df = d – 2.5×m = 206 – 2.5×2 = 201мм
Диаметр ступицы dст = 1,55 × dв = 1,55 × 36 = 55мм
Толщина обода S = 2,2 × m + 0,05 × b = 2,2 × 2 + 0,05 × 54 = 8мм
Толщина диска С = 0,3 × b =0,3 × 54 = 16мм
7.2 Определение реакций опор.
7.2.1. Исходные данные первого вала:
Ft1 = 712 Н; Fr1 = 259H.
Реакции опор изгибающего момента в вертикальной пл – ти.
Ma = Ft1 0,043 – y2 0,155 = 0
Mc = -Ft1 0,112 + y1 0,155= 0
Y2 = Ft1 0,043 / 0,155 = 712 0,043 / 0,155 = 197,5H
Y1 = -Ft1 0,112 / 0,155 = 712 0,112 / 0,155 = 514,5H
Ma = 0
Mb = y1 0,043 = 514,5 0,043 = 22,12Hм
Mc = y1 0,152 – Ft1 0,112 = 514,5 0,152 – 712 0,112 =0
Реакции опор изгибающего момента в горизонтальной пл – ти. Ma = -Fr1 0,043 – X4 0,155 = 0
Mc = Fr1 0,112 + X3 0,155 = 0
X2 = -Fr1 0,043 / 0,155 = 259 0,043 / 0,155 = 72H
X1 = Fr1 0,112 / 0,155 = 259 0,112 / 0,155 = 187H
Ma = 0
Mb = X1 0,043 = 187 0,043 = 8,041Hм
Mc = X1 0,155 – Fr1 0,112 = 187 0,155 – 259 0,112 =0
7.2.2. Исходные данные второго вала:
Ft1 = 712Н; Ft2 = 1642Н; Fr1 = 259H; Fr2 = 598H
Реакции опор изгибающего момента в вертикальной пл – ти.
Ma = -Ft1 0,043 – Fr2 0,103 +Y4 0,155= 0
Md = -Ft2 0,155 + Ft1 0,112 – Y3 0,155 = 0
Y4 = Ft1 0,043 + Ft1 0,103 / 0,155 = 30,6 +169,1 / 0,155 = 1288,4H
Y3 = Ft2 c + Ft1 (b + c) / a + b +c= 85,32 + 79,74 / 0,155 = 1065,3H
Ma = 0
Mb = -y3 a = 1065,3 0,043 = 45,8Hм
Mc = -y3 0,103 – Ft1 0,06 = - 1065 0,103 + 712 0,06 = -67Нм
Md = -y3 0,155 + Ft1 0,112 + Ft2 0,052= - 165,1 + 79,7 + 85,4 =0
Реакции опор изгибающего момента в горизонтальной пл – ти. Ma = Fr1 0,043 – X4 Fr2 0,103 + X4 0,155 = 0
Md = Fr2 0,052 - Fr1 0,112 - X3 0,155 = 0
X4 = Fr2 0,103 - Fr1 0,043 / 0,155 = 69,5 – 11,13 / 0,155 = 377,2H
X3 = Fr2 0,055 - Fr1 0,112 / 0,155 = 31,1 - 29 / 152 = 13,6H
Ma = 0
Mb = -X3 0,043 = 187 0,043 = -0,6Hм
Mc = -X3 0,103 – Fr1 0,06 = -1,4 – 15,5 = -1б,9Нм
Md = -X3 0,152 – Fr1 0,112 + Fr2 0,052 = -2,1 – 29 +31,1 = 0
7.2.3. Исходные данные тредтего вала:
Ft2 = 1642Н; Fr2 = 598H
Реакции опор изгибающего момента в вертикальной пл – ти.
Ma = Ft2 0,103 – y6 0,155 = 0
Mc = -Ft1 0,052 + y5 0б155 = 0
Y6 = Ft2 0,103 / 0,155 = 1642 0,103 / 0,155 = 1091H
Y5 = Ft2 0,052 / 0,155 =1642 0,052 / 0,155 = 550,9H
Ma = 0
Mb = y5 0,103 = 550,9 0,103 = 56,7Hм
Mc = y5 0,155 – Ft2 0,052 = 550,9 0,155 – 1642 0,052 =0
Реакции опор изгибающего момента в горизонтальной пл – ти. Ma = Fr2 0,103 – X6 0,155 = 0
Mc = -Fr2 0,052 + X5 0,155 = 0
X6 = -Fr2 0,103 / 0,155 = 598 0,103 / 0,155 = 397,4H
X5 = Fr2 0,052 / 0,155 = 598 0,112 / 0,155 = 200,6H КП 1202.01.158.18.01. ИАТ
Привод ленточного конвейера.
Пояснительная записка.
Зав. Отделением: Преподаватель:
Пахомова А.Ф. Литовка Н.Н.
Подпись: Подпись:
Дата: Дата:
Зав. Циклом: Студент:
Миронов А.А. Протасов С.И.
Подпись: Подпись:
Дата: Дата:
2003
Содержание:
1 Задание на курсовое проектирование.
2 Описание привода ленточного конвейера.
3 Подбор электродвигателя.
4 Расчет передач.
5 Ориентировочный расчёт валов, подбор подшипников.
6 Первая эскизная компоновка редуктора.
7 Конструирование зубчатых колёс и валов.
8 Схема нагружения валов в пространстве.
9 Подбор и проверочный расчёт шпонок.
10 Подбор подшипников по динамической грузоподъёмности.
11 Проверочный расчёт валов.
12 Расчет и конструирование элементов корпуса редуктора.
13 Вторая эскизная компоновка редуктора.
14 Подбор и проверочный расчёт муфты.
15 Выбор смазки редуктора.
16 Подбор посадок сопряженных поверхностей.
17 Сборка и разборка редуктора.
18 Список используемой литературы.
1.Задание на курсовое проектирование
М |
Р3 = 3,5 КВт n3 = 200 об/мин.
2.Описание привода ленточного конвейера
Привод состоит из электродвигателя, механической муфты, двух ступенчатого редуктора. В приводе применяется асинхронный двигатель. Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненных
в виде отдельного агрегата и служащих для передачи мощности
от двигателя к рабочей машине.Назначение редуктора: понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению
с ведущим валом.
Достоинство редуктора:
1. Высокая надёжность работы в широком диапазоне нагрузок и скоростей;
2. Малые габариты;
3. Большая долговечность;
4. Высокий КПД;
5. Постоянное передаточное число;
6. Сравнительно не большие нагрузки на валы и подшипники;
7. Простота обслуживания.
Недостатки редуктора:
1. Высокие требования к точности изготовления и монтажа.
2. Шум при работе.
В данном приводе применяется двухступенчатый редуктор с прямозубой передачей.
3.Подбор электродвигателя
3.1 Определить общий КПД (табл.1.1,стр.6[u1] )
h1– зубчатой передачи.
h2– муфты.
h1= 0.98 h2= 0.98
h = h 12 × h2 = 0.982 × 0.98 =0,94
3.2 Определение требуемой мощности электродвигателя
R1- мощность на входе привода.
P3- мощность на выходе из привода.
R1=R3 / h = 3,5 / 0,94 = 3,723 К Вт
3.3 Подбор двигателя по мощности (табл.19.27,стр.384)
| | 3000 | 1500 | 1000 | 750 |
| 4 | 100L/2880 | 100L/1430 | 112MB6/950 | 132S8/720 |
3.4 Предварительное определение передаточных чисел.
U-общее передаточное число.
n дв - частота вращения двигателя .
n3 – частота вращения выходного вала.
U= nдв/n3 =2880 / 200 =14,4
U= nдв/n3 =1430 / 200 =7,1
U= nдв/n3 = 950 / 200 = 4,7
U= nдв/n3 = 720 / 200 = 3,6
3.5 Окончательный подбор типа двигателя
Марка100S2
Частота вращения 2880 об/мин
3.6 Произвести разбивку передаточного числа (табл.1,3 стр.9)
U1 – передаточное число быстроходной ступени.
U2 – передаточное число тихоходной ступени.
U2 = 0,88Ö U = 0.88Ö 14,4 = 3,3
U1 = U / U2 = 14,4 / 3,3 = 4,3
3.6 Определение частоты вращения каждого вала
n1 = nдв = 2880 об/мин
n2 = n1 / U1 = 2880 / 4,3 = 669,7 об/мин
n3 = n2 / U2 = 669,7 / 3,3 =202,9 об/мин
3.7 Определение отклонения частоты вращения выходного вала
по заданию n3½ = 200 об/мин
по расчетам n3= 202,9 об/мин
n3½ – n3 / n3½ × 100% = 200 – 202,9 / 200 × 100% = -1,45% < 4%
(в пределах нормы).
3.8 Определениеугловой скорости каждого вала
w = П × n / 30
w1 = П × n1 / 30 = 3,14 × 2880 / 30 =301,44 рад/с
w2 = П × n2 / 30 = 3,14 × 669,7 / 30 = 70,1 рад/с
w3 = П × n3 / 30 = 3,14 × 202,9 / 30 = 21,2 рад/с
3.9 Определение мощности на каждом валу
Р1 = Р1½ × h муфты = 3,72 × 0,98 = 3,65 К Вт
Р2 = Р1 × h зубчатой передачи = 3,65 × 0,98 = 3,57 К Вт
Р3 = Р2 × h зубчатой передачи = 3,57 × 0,98 = 3,5 К Вт
3.10 Определение вращающего момента на валах
Т = Р / w
Т1 = Р1 / w1 = 3,65 / 301,4 = 12,1 Hм
Т2 = Р2 / w2 = 3,57 / 70,1 = 50,9 Hм
Т3 = Р3 / w2 = 3,5 / 21,2 = 165,2 Hм
4.Расчёт передач
4.1 Первая передача
4.1.1 Исходные данные
Прямозубая закрытая
Вход в передачу Т1 = 12,1 Нм; w1 =301,4 рад/с
Выход Т2 =50,9 Нм
Передаточное число U1 = 4,3
4.1.2 Подбор материала
Выбор материала: Сталь 45 (табл. 6,4 стр.92)
улучшение паковкой
Твёрдость: шестерни НВ 194 –222
колеса НВ 180 –192
HBср = 222 + 194 / 2 = 208 (шестерни)
HBср = 180 + 192 / 2 = 186 (колеса)
4.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений (табл.6,13 стр. 94)
[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 208 + 70 / 1,1) × 1 = 534,6 (шестерни)
[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 186 + 70 /1,1 ) × 1 = 401,8 (колеса)
4.1.4Определение допускаемых напряжений изгиба
[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 208 / 1,8 ) × 1 =208 (шестерни)
[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 186 / 1,8 ) × 1 =186 (колеса)
4.1.5 Определение межосевого расстояния передачи
aw =49,5 (U +1 )× 3Ö KHB T1 / Yа × U1 ×[s н ]2 aw= 49,5 ×( 4,3 + 1 ) × 3Ö 1 ×12,1 × 103 / 0,4 × 4,3 × (401,8)3 = 88 мм.
Принять расстояние aw = 90 мм.
4.1.6 Определение модуля зубьев
m = P1 /p = 3,65 / 3,14 = 1,12
Принять модуль m = 1
4.1.7 Определение числа зубьев
ZS = 2aw / m = 2 ×90 / 1 =180
Z1 = ZS / ( U + 1 ) = 180 / (4,3 + 1 ) =34 (шестерни)
Z2 = ZS - Z1 = 180 – 34 = 146 (колеса)
4.1.8 Определение передаточного числа редуктора
U = Z2 / Z1 = 146 / 34 = 4,3
4.1.9 Основные геометрические размеры передачи: Делительный диаметр d1 = Z1 × m = 34 × 1 = 34мм (шестерни)
d2 = Z2 ×m = 146 × 1 = 146мм (колеса)
Диаметр вершин зубьев.
dа1 = d1 + 2 × m = 34 + 2 × 1 = 36мм (шестерни)
dа2 = d2 + 2 × m = 146 + 2 ×1 =148мм (колеса)
Ширина колеса b2 =Ya ×aw = 0,4 × 90 = 36мм
Ширина шестерни b1 = b2 + 5 = 36 + 5 = 41мм
4.1.10 Окружная скорость зубчатых колёс
u = w1 × d1 / 2 = 301,4 × 34 / 2 = 5,1 м/с.
Принимаем u = 6 м/с.
4.1.11 Окружная сила
Ft1 = 2 × T1 / d1 = 2 × 12,1 × 103 / 34 = 712 H
4.1.12 Принять коэффициенты
KHu = 1,2 KHb = 1.2
KHu = 1,4 KFb = 1,52
Ybd = b2 / d1 = 36 / 34 = 1,05
4.1.13 Расчёт контактного напряжения sН = 436 × Ö (Ft / d1 × b1) × (U + 1 / U) × KHb × KHu sН= 436 Ö (712 / 34 ×36) × (4,3 +1 / 4,3) ×1,15 × 1,2 = 419 МПа
4.1.14 Коэффициент формы зуба. (табл. 6,8, стр.101)
для шестерни Z1 =34 YF1 = 3,76
для колеса Z2 =146 YF2 = 3,6
4.1.15Расчётное напряжение изгиба в основании ножки зуба колеса
sF2 = YF2 × (Ft / b2 ×m) × KFb ×KFu = 3,6 × (712 / 36 × 1) ×1,52 ×1,4 = 151
151 < [s]F2
sF1 = YF1 × (Ft / b2 ×m) × KFb ×KFu = 3,76 ×(712 / 36 ×1) ×1,52 ×1,4 = 158
158 < [s]F1
4.2 Вторая передача
4.2.1 Исходные данные
Прямозубая закрытая
Вход в передачу Т2 = 50,9 Нм
Выход Т3 = 165,2 Нм
Передаточное число U =3,3
4.2.2 Подбор материала
Выбираем материал: Сталь 45 (табл. 6,4 стр.92)
улучшение паковкой
Твёрдость: шестерни НВ 194 –222
колеса НВ 180 –192
HBср = 222 + 194 / 2 = 208 (шестерни)
HBср = 180 + 192 / 2 = 186 (колеса)
4.2.3 Определение допускаемых контактных напряжений (табл.6,13 стр. 94)
[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 208 + 70 / 1,1) × 1 = 534,6 (шестерни)
[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 186 + 70 /1,1 ) × 1 = 401,8 (колеса)
4.2.4 Определение допускаемых напряжений изгиба
[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 208 / 1,8 ) × 1 =208 (шестерни)
[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 186 / 1,8 ) × 1 =186 (колеса)
4.2.5 Определение межосевого расстояния передачи aw = 49,5 ( U2 +1 )× 3Ö KHB T2 / Yа × U2 ×[s н ]2
aw = 49,5 ( 3,3 +1) × 3Ö 1 × 50,9 × 103 / 0,4 × 3,3 × (401,8)3 =132,9мм
Принять расстояние aw =134мм.
4.2.6 Определение модуля зубьев.
m = P1 /p = 3,8 / 3,14 = 1,5
Принять модуль m = 2
4.2.7 Определение числа зубьев
ZS = 2aw / m = 2 ×134 / 2 =134
Z1 = ZS / ( U + 1 ) = 134 / (3,3 + 1 ) =31 (шестерни)
Z2 = ZS - Z1 = 134 – 31 = 103 (колеса)
4.2.8 Определение передаточного числа редуктора
U = Z2 / Z1 = 103 / 31 = 3,3
4.2.9 Основные геометрические размеры передачи: Делительный диаметр d1 = Z1 × m = 31 × 2 = 62мм (шестерни)
d2 = Z2 ×m = 103 × 2 = 206мм (колеса)
Диаметр вершин зубьев.
dа1 = d1 + 2 × m = 31 + 2 × 2 = 66мм (шестерни)
dа2 = d2 + 2 × m = 206 + 2 ×2 =210мм (колеса)
Ширина колеса b2 =Ya ×aw = 0,4 × 134 = 54мм
Ширина шестерни b1 = b2 + 5 = 54 + 5 = 59мм
4.2.10 Окружная скорость зубчатых колёс
u = w2 × d2 / 2 = 70 × 62 / 2 = 2,17 м/с.
Принимаем u = 3 м/с.
4.2.11 Окружная сила
Ft2 = 2 × T2 / d1 = 2 × 50,9 × 103 / 62 = 1642 H
4.2.12 Принять коэффициенты
KHu = 1,2 KHb = 1.14
KHu = 1,4 KFb = 1,28
Ybd = b2 / d1 = 54 / 62 = 0.86
4.2.13 Расчёт контактного напряжения sН = 436 × Ö (Ft / d2 × b1) × (U + 1 / U) × KHb × KHu sН= 436 Ö (1642 / 62 ×54) × (3,3 +1 / 3,3) ×1,14 × 1,2 = 408 МПа
4.2.14 Коэффициент формы зуба . (табл. 6,8, стр.101)
для шестерни Z1 =31 YF1 = 3,78
для колеса Z2 =103 YF2 = 3,6
4.1.15Расчётное напряжение изгиба в основании ножки зуба колеса
sF2 = YF1 × (Ft / b2 ×m) × KFb ×KFu = 3,6 × (1642 / 54 × 2) ×1,14 ×1,4 = 88
88 < [s]F2
sF1 = YF2 × (Ft / b2 ×m) × KFb ×KFu = 3,76 ×(1642 / 54 ×1) ×1,14 ×1,4 = 92
92 < [s]F1
5.Орентировочный расчёт валов, подбор подшипников
5.1 Исходные данные
Первая ступень. Вторая ступень.
d1 = 34мм d1 = 62мм
d2 = 146мм d2 = 206мм
b1 = 41мм b1 =58мм
b2 = 36 b2 =54мм
5.1.2 Определение минимального диаметра вала
Dmin 1 = 5 × 3Ö12,1 = 11мм
Dmin 2 = 5 × 3Ö51 = 18мм
Dmin 3 = 5 × 3Ö165 = 26мм
5.1.3 Определение диаметра вала под подшипник
dП1 = 20
dП2 = 25
dП3 = 30
5.2 Выбор подшипников
| | d | D | B | r | Cr | Cor | Dw | S |
| №304 | 20 | 52 | 15 | 2 | 15,9 | 7,8 | 10,24 | 4,8 |
| №305 | 25 | 62 | 17 | 2 | 22,5 | 11,4 | 11,8 | 5,5 |
| №206 | 30 | 62 | 16 | 1,5 | 19,5 | 10 | 10,24 | 4,8 |
6.Первая эскизная компановка
7.Конструирование зубчатых колёс и валов
7.1 Конструирование зубчатых колёс
7.1.1 Колесо первой ступени
Делительный диаметр d = 146мм
Диаметр вершин зубьев da = d + 2×m = 146 +2×1 = 148мм
Диаметр впадин зубьев df = d – 2.5×m = 146 – 2.5×1 = 143,5мм
Диаметр ступицы dст = 1,55 × dв = 1,55 × 30 = 46мм
Толщина обода S = 2,2 × m + 0,05 × b = 2,2 × 1 + 0,05 × 36 = 4мм
Толщина диска С = 0,3 × b =0,3 × 36 = 11мм
7.1.2 Колесо второй ступени
Делительный диаметр d = 206мм
Диаметр вершин зубьев da = d + 2×m = 206 +2×2 = 210мм
Диаметр впадин зубьев df = d – 2.5×m = 206 – 2.5×2 = 201мм
Диаметр ступицы dст = 1,55 × dв = 1,55 × 36 = 55мм
Толщина обода S = 2,2 × m + 0,05 × b = 2,2 × 2 + 0,05 × 54 = 8мм
Толщина диска С = 0,3 × b =0,3 × 54 = 16мм
7.2 Определение реакций опор.
7.2.1. Исходные данные первого вала:
Ft1 = 712 Н; Fr1 = 259H.
Реакции опор изгибающего момента в вертикальной пл – ти.
Ma = Ft1 0,043 – y2 0,155 = 0
Mc = -Ft1 0,112 + y1 0,155= 0
Y2 = Ft1 0,043 / 0,155 = 712 0,043 / 0,155 = 197,5H
Y1 = -Ft1 0,112 / 0,155 = 712 0,112 / 0,155 = 514,5H
Ma = 0
Mb = y1 0,043 = 514,5 0,043 = 22,12Hм
Mc = y1 0,152 – Ft1 0,112 = 514,5 0,152 – 712 0,112 =0
Реакции опор изгибающего момента в горизонтальной пл – ти. Ma = -Fr1 0,043 – X4 0,155 = 0
Mc = Fr1 0,112 + X3 0,155 = 0
X2 = -Fr1 0,043 / 0,155 = 259 0,043 / 0,155 = 72H
X1 = Fr1 0,112 / 0,155 = 259 0,112 / 0,155 = 187H
Ma = 0
Mb = X1 0,043 = 187 0,043 = 8,041Hм
Mc = X1 0,155 – Fr1 0,112 = 187 0,155 – 259 0,112 =0
7.2.2. Исходные данные второго вала:
Ft1 = 712Н; Ft2 = 1642Н; Fr1 = 259H; Fr2 = 598H
Реакции опор изгибающего момента в вертикальной пл – ти.
Ma = -Ft1 0,043 – Fr2 0,103 +Y4 0,155= 0
Md = -Ft2 0,155 + Ft1 0,112 – Y3 0,155 = 0
Y4 = Ft1 0,043 + Ft1 0,103 / 0,155 = 30,6 +169,1 / 0,155 = 1288,4H
Y3 = Ft2 c + Ft1 (b + c) / a + b +c= 85,32 + 79,74 / 0,155 = 1065,3H
Ma = 0
Mb = -y3 a = 1065,3 0,043 = 45,8Hм
Mc = -y3 0,103 – Ft1 0,06 = - 1065 0,103 + 712 0,06 = -67Нм
Md = -y3 0,155 + Ft1 0,112 + Ft2 0,052= - 165,1 + 79,7 + 85,4 =0
Реакции опор изгибающего момента в горизонтальной пл – ти. Ma = Fr1 0,043 – X4 Fr2 0,103 + X4 0,155 = 0
Md = Fr2 0,052 - Fr1 0,112 - X3 0,155 = 0
X4 = Fr2 0,103 - Fr1 0,043 / 0,155 = 69,5 – 11,13 / 0,155 = 377,2H
X3 = Fr2 0,055 - Fr1 0,112 / 0,155 = 31,1 - 29 / 152 = 13,6H
Ma = 0
Mb = -X3 0,043 = 187 0,043 = -0,6Hм
Mc = -X3 0,103 – Fr1 0,06 = -1,4 – 15,5 = -1б,9Нм
Md = -X3 0,152 – Fr1 0,112 + Fr2 0,052 = -2,1 – 29 +31,1 = 0
7.2.3. Исходные данные тредтего вала:
Ft2 = 1642Н; Fr2 = 598H
Реакции опор изгибающего момента в вертикальной пл – ти.
Ma = Ft2 0,103 – y6 0,155 = 0
Mc = -Ft1 0,052 + y5 0б155 = 0
Y6 = Ft2 0,103 / 0,155 = 1642 0,103 / 0,155 = 1091H
Y5 = Ft2 0,052 / 0,155 =1642 0,052 / 0,155 = 550,9H
Ma = 0
Mb = y5 0,103 = 550,9 0,103 = 56,7Hм
Mc = y5 0,155 – Ft2 0,052 = 550,9 0,155 – 1642 0,052 =0
Реакции опор изгибающего момента в горизонтальной пл – ти. Ma = Fr2 0,103 – X6 0,155 = 0
Mc = -Fr2 0,052 + X5 0,155 = 0
X6 = -Fr2 0,103 / 0,155 = 598 0,103 / 0,155 = 397,4H
Ma = 0
Mb = X6 0,103 = 397,4 0,103 = 20,6Hм
Mc = X5 0,155 – Fr2 0,052 = 200,6 0,155 – 598 0,052 =0
8.Схема нагружения валов в пространстве
8.1 Схема нагружения
 |
9.Подбор и проверочный расчет шпонок
9.1 Первый вал
Исходные данные.
d = 18мм ; Т2 = 50,9
Размеры шпонки.
b = 6мм; h = 6мм;t1 =3,5мм;t2 = 2,8мм;l = 20мм.
9.2 Второй вал
Исходные данные.
d = 30мм ; Т2 = 50,9
Размеры первой шпонки.
b = 10мм; h = 8мм;t1 =5мм;t2 = 3,3мм;l = 20мм.
Размеры второй шпонки.
b = 10мм; h = 8мм;t1 =5мм;t2 = 3,3мм;l = 50мм
9.3 Третий вал.
Исходные данные.
d1 = 36мм ;d2 =26; Т2 = 50,9
Размеры первой шпонки.
b = 10мм; h = 8мм;t1 =5мм;t2 = 3,3мм;l = 40мм.
b = 10мм; h = 8мм;t1 =5мм;t2 = 3,3мм;l = 46мм.
10.Подбор подшипников по динамической грузоподъёмности
10.1Подбор подшипников на первый вал
10.1.1Исходные данные:
w = 301; Кт = 1; Кδ = 1,2; υ = 1; Сr = 15,9.
10.1.2Реакции опор
R1 = √ X12 +Y12 = √ 1872 + 1542 = 547
R2 = √ X22 +Y22 = √ 722 + 1972 = 210
R1
R2
10.1.3Определение эквивалентной нагрузки
Rэ = υ ∙ R1 ∙ Кδ ∙ Kт = 1 ∙ 547 ∙1,2 ∙ 1 = 656
10.1.4Определение срока службы подшипников
L = 106 / 572,4∙w ∙(Сr / Rэ)3 = 106 / 572,4 ∙ 301 ∙ (15900 / 656) = =82133 часов
10.2.1Исходные данные:
w = 70,1; Кт = 1; Кδ = 1,2; υ = 1; Сr = 22,5.
10.2.2Реакции опор.
R3 = √ X32 +Y32 = √ 13,62 + 1065,52 = 1065
R4 = √ X42 +Y42 = √ 377,22 + 1288,42 = 1342
R4
R3
10.2.3Определение эквивалентной нагрузки
Rэ = υ ∙ R4 ∙ Кδ ∙ Kт = 1 ∙ 1342 ∙1,2 ∙ 1 = 1610
10.2.4Определение срока службы подшипников
L = 106 / 572,4∙w ∙(Сr / Rэ)3 = 106 / 572,4 ∙ 70,1 ∙ (22500 / 1610) = =67937 часов
10.3.1Исходные данные:
w = 21,2; Кт = 1; Кδ = 1,2; υ = 1; Сr = 19,5.
10.3.2Реакции опор
R5 = √ X52 +Y52 = √ 2002 + 5512 = 554,6
R6 = √ X62 +Y62 = √ 397,42 + 10912 = 1393
R6
R5
10.3.3Определение эквивалентной нагрузки
Rэ = υ ∙ R6 ∙ Кδ ∙ Kт = 1 ∙ 1393 ∙1,2 ∙ 1 = 1671
10.3.4Определение срока службы подшипников
L = 106 / 572,4∙w ∙(Сr / Rэ)3 = 106 / 572,4 ∙ 21,2 ∙ (19,500 / 1671) = =96078 часов
11.Проверочный расчёт валов.
11.1 Вал № 1
11.1.1Сечение 1 -1 d = 18мм. Сталь 40Х.
Мх = 0
Му = 0
Мz = Т1 = 12,1 Нм.
b = 6мм – ширина шпонки.
h = 6мм – высота шпонки.
Механические характеристики:
δв =800 МПа; δ-1 = 360 МПа; τ-1 = 210 МПа таб.12.7 стр.208
Кd = 0,77– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения таб.12.12 стр.213
Kf = 1,12 - коэффициент влияния шероховатости таб.12,13 стр. 213
Кσ = 2,025 Н/мм2 – эффективный коэффициент концентрации напряжения таб. 12,16 стр. 214
КV =1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения таб.12,14 стр,214
ψτ = 0,05
11.1.2 Коэффициент концентрации напряжения:
(Кδ)D = ((Кσ / Кd) + Kf – 1)∙1 / КV = 2,7
11.1.3 Предел выносливости вала:
(δ-1)D = τ-1 / (Кδ)D = 133.3 Н/мм2.
11.1.4 Полярный момент сопротивления:
Wk = (П / 16)∙d3 – (b∙h (2 ∙ b – h)2) / 16 ∙ d = 1032,03мм2
11.1.5 Среднее напряжение цикла:
τа = τm = Mz / 2 ∙ Wk = 8,6 МПа. 11.1.6 Коэффициент запаса прочности:
S = Sτ =(τ-1)D / τа + ψτ ∙ τm = 8,5
11.2 Вал № 2
11.2.1Сечение 1 -1 d = 30мм. Сталь 40Х.
Мх = 0
Му = 0
Мz = Т1 = 50,9 Нм.
b = 10мм – ширина шпонки.
h = 8мм – высота шпонки.
Механические характеристики:
δв =800 МПа; δ-1 = 360 МПа; τ-1 = 210 МПа таб.12.7 стр.208
Кd = 0,77– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения таб.12.12 стр.213
Kf = 1,12 - коэффициент влияния шероховатости таб.12,13 стр. 213
Кσ = 2,025 Н/мм2 – эффективный коэффициент концентрации напряжения таб. 12,16 стр. 214
КV =1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения таб.12,14 стр,214
ψτ = 0,05
11.2.2 Коэффициент концентрации напряжения:
(Кδ)D = ((Кσ / Кd) + Kf – 1)∙1 / КV = 2,7
11..3 Предел выносливости вала:
(δ-1)D = τ-1 / (Кδ)D = 133.3 Н/мм2.
11.2.4 Полярный момент сопротивления:
Wk = (П / 16)∙d3 – (b∙h (2 ∙ b – h)2) / 16 ∙ d = 4970мм2
11.2.5 Среднее напряжение цикла:
τа = τm = Mz / 2 ∙ Wk = 5,1 МПа.
11.2.6 Коэффициент запаса прочности:
S = Sτ =(τ-1)D / τа + ψτ ∙ τm = 5
11.3 Вал № 3
11.3.1Сечение 1 -1 d = 36мм. Сталь 40Х.
Мх = 0
Му = 0
Мz = Т1 = 165 Нм.
b = 10мм – ширина шпонки.
h = 8мм – высота шпонки.
Механические характеристики:
δв =800 МПа; δ-1 = 360 МПа; τ-1 = 210 МПа таб.12.7 стр.208
Кd = 0,77– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения таб.12.12 стр.213
Kf = 1,12 - коэффициент влияния шероховатости таб.12,13 стр. 213
Кσ = 2,025 Н/мм2 – эффективный коэффициент концентрации напряжения таб. 12,16 стр. 214
КV =1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения таб.12,14 стр,214
ψτ = 0,05
11.3.2 Коэффициент концентрации напряжения:
(Кδ)D = ((Кσ / Кd) + Kf – 1)∙1 / КV = 2,7
11.3.3 Предел выносливости вала:
(δ-1)D = τ-1 / (Кδ)D = 133.3 Н/мм2.
11.3.4 Полярный момент сопротивления:
Wk = (П / 16)∙d3 – (b∙h (2 ∙ b – h)2) / 16 ∙ d = 5940мм2
11.3.5 Среднее напряжение цикла:
τа = τm = Mz / 2 ∙ Wk = 3,7 МПа.
11.3.6 Коэффициент запаса прочности:
S = Sτ =(τ-1)D / τа + ψτ ∙ τm = 3,5
11.4.1Сечение 1 -1 d = 25мм. Сталь 40Х.
Мх = 0
Му = 0
Мz = Т1 = 165 Нм.
b = 8мм – ширина шпонки.
h = 7мм – высота шпонки.
Механические характеристики:
δв =800 МПа; δ-1 = 360 МПа; τ-1 = 210 МПа таб.12.7 стр.208
Кd = 0,77– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения таб.12.12 стр.213
Kf = 1,12 - коэффициент влияния шероховатости таб.12,13 стр. 213
Кσ = 2,025 Н/мм2 – эффективный коэффициент концентрации напряжения таб. 12,16 стр. 214
КV =1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения таб.12,14 стр,214
ψτ = 0,05
11.4.2 Коэффициент концентрации напряжения:
(Кδ)D = ((Кσ / Кd) + Kf – 1)∙1 / КV = 2,7
11.4.3 Предел выносливости вала:
(δ-1)D = τ-1 / (Кδ)D = 133.3 Н/мм2.
11.4.4 Полярный момент сопротивления:
Wk = (П / 16)∙d3 – (b∙h (2 ∙ b – h)2) / 16 ∙ d = 2810мм2
11.4.5 Среднее напряжение цикла:
τа = τm = Mz / 2 ∙ Wk = 3,5 МПа.
11.4.6 Коэффициент запаса прочности:
S = Sτ =(τ-1)D / τа + ψτ ∙ τm = 3
12Расчет и конструирование элементов корпуса редуктора.
12.1 Определение толщины стенки корпуса редуктора.
δ = 1,8 ∙ 4√Т3 ≥ 6мм
δ = 1,8 ∙4√162,5 = 7 мм
12.2 Определение диаметра стяжных болтов.
d = 1,25 ∙ 3√Т3 ≥ 10мм
d = 1,25 ∙ 3√162,5 = 10мм
d – диаметр болта.
d2 – диаметр отв. под цилиндрическую головку.
t1 – глубина отв. под головку.
d0 – диаметр отв. стяжных болтов
t1 = 13мм d2 = 18мм d0 = 11мм
12.3 Определение диаметра фундаментных болтов.
dф = 1,25 ∙ d
dф = 1,25 ∙ 10 = 12,5мм округляем до 12мм.
12.4 Определение размера бобышки.
δ1 δ1 = (0,9…1) ∙ δ = 1 ∙ 7 = 7мм
b1 l b = 1,5 ∙ δ = 1,5 ∙ 7 = 10,5мм
b b1 = 1,5 ∙ δ1 = 1,5 ∙ 7 = 10,5мм
f f = 0,5 ∙ δ1 = 0,5 ∙ 7 = 3,5мм
δ l = (2...2,2) ∙ δ = 2∙ 7 ≈15мм
14.Подбор и проверочный расчёт муфты.
Lвт
D
d0
d1
D
D0
Lцил Lкон
L
Размеры: таб. 15.2 стр. 127
Муфта №1
При Т1 = 12,1 Нм, n1 = 2880 об/мин.
d = 16мм. d1 = 18мм. Lцил= 28мм. Lкон = 18мм. dп = 10мм. Lвт =15мм. Z = 4 d0 =20мм. L = 60мм. D = 90мм. D0 = 63мм.
Смещение осей валов. Δ = 0,2 γ = 1030’
Муфта №2
При Т3 = 165 Нм, n3 = 6700 об/мин
d = 32мм. d1 = 35мм. Lцил= 58мм. Lкон = 38мм. dп = 14мм. Lвт =25мм. Z = 6 d0 =28мм. L = 120мм. D = 140мм. D0 = 105мм.
Смещение осей валов. Δ = 0,3 γ = 10
δсм = 2 ∙ Т / Z ∙ D0 ∙ dп ∙ Lвт = 0.77 Н/м.
Т – вращающий момент; dп – диаметр пальца; Lвт – длинна упругого элемента; D0 –диаметр расположения пальцев; Z – число пальцев.
15.Выбор смазки редуктора
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности и изнашивания трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания , задирав, коррозии и для лучшего отвода теплоты трущихся поверхности должны иметь надежное смазывание.
Смазка зубчатых передач.
В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко используется картерная система смазывания. В корпус редуктора, коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены.При их вращении масло ухватывается зубьями, разбрызгивается попадает на внутренние стенки редуктора, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которыми покрываются поверхности расположенных внутри корпуса детали.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.
Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.
Смазывание подшипников.
Подшипники смазываются пластичными смазывающими материалами.
Например: ЛИТОЛ 24
Для подачи в подшипники пластического смазочного материала используют пресс – масленки. Смазочный материал подают под давлением специальным шприцем. Для удобства подвода шприца в некоторых случаях применяют переходные штуцера.
При смазывание колес погружением на подшипники попадают брызги масла. Подшипники защищают маслозащитными шайбами.
Табл. 8.1 стр. 135 выбираем масло марки И Г А 32
δn = 436 МПа υ = 6 м/с
И – индустриальное масло.
Г – для гидравлических систем.
А – масло без присадок.
32 – класс кинематической вязкости.
16 Подбор посадок сопряженных поверхностей.
16.1 Посадка подшипников
Внутренние кольца к валу – К6
Внешнее кольцо в корпусе – Н7
16.2 Установка колеса к валу производится с натягом
Для предотвращения смещения на валу предусмотрен буртик и установлена дистанционная втулка, посадка – D9/d9.
Для установления шпонки на колесо, выбирают переходную посадку – N10/n10.
16.3 Крышки подшипников:
Крышки подшипников закладные посадка – Н11/h11. наружный диаметр, посадка – H7/h8.
16.4 Муфта на валу.
Для обеспечения надежного закрепления выбор посадки – H7/p6.
16.5 Шплинты:
Шплинты устанавливаются в корпусе, посадка должна предотвращать смещение, посадка – H7/h7.
17. Сборка и разборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:
· на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 -100ºС;
· в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала;
· надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле;
· собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов;
· затягивают болты, крепящие крышку к корпусу;
· на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических пластинок;
· регулируют тепловой зазор, подсчитанный по формуле
· проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников;
· на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку;
· ввертывают пробку маслосливного отверстия с прокладкой;
· заливают в корпус масло и закрывают смотровое окно крышкой с прокладкой и закрепляют ее болтами
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
| Изм. |
Лист |
| №ддокум. |
Подпись |
Дата |
ЛистЛист |
| 2 |
