Содержание
1. Кинематический и энергетический расчёт привода……………....……..2
2. Расчёт передач редуктора……………………………………………….…4
3. Расчёт цепной передачи…………………………………………………..12
4. Предварительный расчёт валов…………………………………...……...16
5. Определение конструктивных размеров зубчатых колёс и корпуса…..18
6. Эскизная компоновка редуктора…………………………………...…….20
7. Подбор подшипников……………………………………………..……...22
8. Проверка прочности шпоночных соединений………………...………...32
9. Проверочный расчёт валов редуктора…………………………...………33
10. Выбор муфты…………………………………………………...…………45
11. Смазка редуктора………………………………………………...……….46
12. Сборка редуктора……………………………………………………...….47
Библиографическийсписок ………………………………………….............…49
1. Кинематический и энергетический расчёт привода
Определяем требуемую мощность электродвигателя наосновании исходных данных.
/>
где N = 1,7 кВт – мощность на ведомом валу привода;
h- КПД привода, равный произведению частных КПД;
/>
где по [1, табл. 1.1]
hЦ.= 0,9 – КПД цепной передачи,
h1,2= 0,97 – КПД закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими колёсами,
hП.= 0,99 – КПД в подшипниках.
/>
При выборе электродвигателя учитываем возможность пускатранспортёра с полной загрузкой. Поэтому выбираем двигатель с повышеннымпусковым моментом. По требуемой мощности подходит двигатель АИР112МА8 Nдв.=2,2 кВт,n =750 об/мин.
Передаточное отношение
/>
где nдв. = 750 об/мин. – частота вращения выбранногоэлектродвигателя,
n = 30 об/мин. – частота вращения ведомого вала.
Намечаем, ориентируясь на [1, табл. 1.2] частныепередаточные числа: цепной передачи /> редуктора />.
Разбираем общее передаточное отношение редуктора i:принимаем для быстроходной ступени iБ =4 и для тихоходной iТ =2,5.
Определяем угловые скорости и частоты вращения валов:
Ведущий вал редуктора
/>;
/>
Промежуточный вал редуктора
/>
Ведомый вал редуктора
/>
Вал барабана
/>
Вращающие моменты на валах определим, исходя из требуемоймощности электродвигателя:
/>
2. Расчёт передач редуктора
Так как в задании нет особых требований в отношениигабаритов передачи, выбираем материалы со средними механическимихарактеристиками. По [1, табл. 3.3] принимаем для шестерен сталь 45 улучшеннуюс твёрдостью НВ 230; для колёс сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 200.
Рассчитываем допускаемые контактные напряжения
/>
где />=2НВ+70 – предел контактной выносливостипри базовом числе циклов по [1, табл. 3.2];
KHL =1 – коэффициент долговечности при длительнойэксплуатации редуктора;
[n]H =1,15 – коэффициент запаса прочности.
Принимаем по [1, табл. 3.1] значения коэффициентанагрузки для случая несимметричного расположения колёс />.
Коэффициенты ширины венцов по межосевому расстоянию длябыстроходной ступени ybaБ=0,25 и для тихоходной ybaТ=0,4.
Расчёт тихоходной ступени
Межосевое расстояние из условия контактной выносливостиактивных поверхностей зубьев
/>
где KНb=1,25 – коэффициент нагрузки для несимметричного расположения
колёс по [1, табл. 3.1];
ybaT=0,4 – коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию.
Принимаем по стандарту аwТ =140 мм.
Нормальный модуль
/>
По СТ СЭВ 310-76 принимаем />мм.
Принимаем предварительный угол наклона зубьев b=10° и определяем числа зубьев шестерни и колеса:
/>
Принимаем z3=28.
Тогда />.
Уточняем значения угла b:
/>; />.
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные
/>
проверка:
/>
Диаметры вершин зубьев:
/>
Ширина колеса
/>
Ширина шестерни
/>
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
/>
Окружная скорость колёс тихоходной ступени
/>
При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений
/>
где КНb=1,072 – по [1, табл. 3.5];
КНa=1,06 – по [1, табл. 3.4];
КНn=1 – по [1, табл. 3.6].
Проверяем контактные напряжения:
/>
Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:
Окружная
/>
Радиальная
/>
Осевая
/>
Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость понапряжениям изгиба:
/>
где /> - коэффициент нагрузки,
здесь KFb=1,12 по [1, табл. 3.7];
KFv =1,15 по [1, табл. 3.8];
YF =3,611 – коэффициент формы зуба;
/>
Допускаемое напряжение и отношения
/>
где /> — предел выносливости приотнулевом цикле
изгиба;
/> - коэффициент запаса прочности по[1, табл. 3.9];
/> — коэффициент, учитывающийповышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми;
KFa=0,75.
Проверяем зуб колеса />.
Расчёт быстроходной ступени
Межосевое расстояние из условия контактной выносливостиактивных поверхностей зубьев
/>
где KНb=1,25 – коэффициент нагрузки для несимметричного расположения колёс по табл.3.1 [1];
ybaБ=0,25 – коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию.
Принимаем по стандарту аwБ =125 мм.
Нормальный модуль
/>
По СТ СЭВ 310-76 принимаем />мм.
Принимаем предварительный угол наклона зубьев b = 10° и определяем числа зубьевшестерни и колеса:
/>
Принимаем z1=22.
Тогда />.
Уточняем значения угла b:
/>;/>.
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные
/>
проверка: />
Диаметры вершин зубьев:
/>
Ширина колеса
/>
Ширина шестерни
/>
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
/>
Окружная скорость колёс быстроходной ступени
/>
При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений
/>
где КНb=1,07 – по [1, табл. 3.5];
КНa=1,09 – по [1, табл. 3.4];
КНn=1 – по [1, табл. 3.6].
Проверяем контактные напряжения:
/>
Силы, действующие в зацеплении быстроходной ступени:
Окружная
/>
Радиальная
/>
Осевая
/>
Проверка зубьев быстроходной ступени на выносливость понапряжениям изгиба:
/>
где /> - коэффициент нагрузки,
здесь KFb=1,07 по [1, табл. 3.7];
KFv =1,15 по [1, табл. 3.8];
YF =3,605 – коэффициент формы зуба;
/>
Допускаемое напряжение и отношения
/>
где /> — предел выносливости приотнулевом цикле
изгиба;
/> - коэффициент запаса прочности по[1, табл. 3.9];
/> — коэффициент, учитывающийповышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми;
KFa=0,75.
Проверяем зуб колеса />.
3. Расчёт цепной передачи
Выбираем приводную роликовую цепь по [1, табл. 5.12].
Вращающий момент на ведущей звёздочке
/>.
Передаточное число было принято />.
Числа зубьев: ведущей звёздочки
/>;
Ведомой звёздочки
/>.
Расчётный коэффициент нагрузки
/>;
где kД =1- динамический коэффициент при спокойнойнагрузке;
kа =1 – учитывает влияние межосевого расстояния;
kН =1 – учитывает влияние угла наклона линии центров;
kР =1,25 – при периодическом регулировании натяжениицепи;
kС = 1,4 – при периодической смазке;
kП =1,25 – при двухсменной работе.
Определяем шаг однорядной цепи:
/>,
где [p] =32,9 – допускаемое среднее давление по [1, табл.5.15].
Принимаем t =25,4 мм (ГОСТ 13568-75); Q =5670 кгс; q =2,6кг/м; F =179,7 мм2.
Определяем скорость цепи:
/>.
Окружное усилие
/>.
Проверяем давление в шарнире:
/>
Уточняем по табл. 5.15 допускаемое давление
/>.
Условие /> выполнено.
Усилия в цепи:
от провисания
/>,
где kf =1,5 – коэффициент, учитывающий влияниерасположения передачи по [1, табл. 5.12]; аЦ =1,106 – межосевое расстояние.
/>.
от центробежных сил
/>.
Расчётная нагрузка на валы
/>.
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи нарастяжение:
/>.
Основные размеры ведущей звёздочки:
/>
где d1 = 15,88 – диаметр ролика.
Толщина диска звёздочки:
/>,
где Ввн = 15,88 — расстояние между пластинкамивнутреннего звена по [1, табл. 5.12].
Основные размеры ведомой звёздочки:
/>
Число звеньев цепи:
/>
где at =40 – коэффициент по межосевому расстоянию;
zS=98 – суммарное число зубьев;
/>.
Уточняем межосевое расстояние:
/>
Для свободного провисания цепи уменьшаем расчётноемежосевое расстояние на 0,4%. Получаем a =1010 мм.
4. Предварительный расчёт валов
Определяем крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
/>
Диаметр выходного конца ведущего вала при допускаемомнапряжении />
/>
Так как вал редуктора соединён муфтой с валомэлектродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dДВ = 32мм и валаdВ1.
Примем />мм; диаметры шеек под подшипники />мм. Шестернювыполним за одно целое с валом.
У промежуточного вала определяем диаметр по пониженнымдопускаемым напряжениям />
/>
Шестерню выполним за одно целое с валом. Принимаемдиаметр под колесом />мм; под подшипниками />мм.
Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, ведомыйвал рассчитываем при />.
Диаметр выходного конца вала
/>
Принимаем />мм; диаметры под подшипниками />мм; под колесом/>мм.
5. Определение конструктивных размеров зубчатых колёс икорпуса
Рассчитываем конструктивные размеры зубчатых колёс последующим формулам и сводим результаты в табл. 1.
Диаметр ступицы стальных колёс:
/>,
где dВ – диаметр вала;
Длина ступицы:
/>.
Толщина обода цилиндрических колёс:
/>,
где mn – нормальный модуль.
Толщина диска:
/>,
где b – ширина венца.
Диаметр центровой окружности:
/>,
где
/>
— внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий:
/>.
Фаска: />.
Таблица№1 Конструктивные размеры зубчатых колёс, мм.
№
Колеса mn z b da d dВ dСТ lСТ d0 C D0 Dотв dотв n Z1 2,25 22 36 54,5 50 - 1 Z2 88 32 204,5 200 36 60 46 8 10 178 120 30 Z3 2,75 28 62 85,5 80 - 1,5 Z4 70 56 205,5 200 56 90 56 8 17 178 134 22
Конструктивные размеры корпуса редуктора.
Толщина стенок:
/>
Принимаем />мм.
Толщина фланцев
/>мм;
/>мм; принимаем />мм.
Толщина рёбер основания корпуса
/> мм.
Диаметр фундаментных болтов
/>мм; принимаем /> мм.
Диаметр болтов: у подшипников
/>мм; принимаем />мм.
соединяющих основания корпуса с крышкой
/>мм; принимаем />мм.
Размер, определяющий положение болтов d2
/>мм.
Размеры штифта:
диаметр
/>; принимаем />мм.
длина
/>мм; принимаем />мм.
6. Эскизная компоновка редуктора
Компоновку проводим в два этапа. Первый этап служит дляприближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительноопор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Выявляем расстояния между опорами и положение зубчатыхколёс относительно опор. Выполняем чертёж в масштабе 1: 1, рис.1.
Выбираем способ смазки: зубчатые зацепления – окунанием зубчатыхколёс в масляную ванну, подшипники – консистентной смазкой.
Последовательность выполнения компоновки такова:
Проводим две вертикальные осевые линии на расстоянии awБ = 125мм и слева от второйтретью на расстоянии awТ=140мм.
/>
Рис.1. Предварительная компоновка двухступенчатогоцилиндрического редуктора.
Ориентировочно намечаем для ведущего вала радиальныешарикоподшипники особо мелкой серии и конические роликовые лёгкой серии дляпромежуточного и ведомого валов, подбирая их по диаметрам посадочных мест.
Таблица№2 Подобранные подшипники по ГОСТ 8338-75 и ГОСТ 27365-87.№ вала Обозначение подшипника d, мм. D, мм. B, мм. C, кН. С0, кН. 1 7000106 30 55 9 11,2 5,85 2 7207А 35 72 18,25 48,4 32,5 3 7210А 50 90 20,75 51,9 39,8
Принимаем зазоры между торцами колёс и внутренней стенкойкорпуса 10мм.
Вычерчиваем зубчатые колёса в виде прямоугольников иочерчиваем внутреннюю стенку корпуса.
Размещаем подшипники в корпусе редуктора, углубив их отвнутренней стенки корпуса на 10мм.
Для предотвращения вытекания внутрь корпуса и вымыванияпластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаеммазеудерживающие кольца. Их ширина 12мм, остальные размеры определяемконструктивно.
Замером устанавливаем расстояния, определяющие положениязвёздочки, подшипников и зубчатых колёс.
7. Подбор подшипников
Ведущий вал.
Из предыдущих расчётов имеем:
/>
Реакции опор:
в плоскости XZ
/>
/>
Проверка:
/>.
в плоскости YZ
/>
/>
Рис. 2. Схема ведущего вала.
/>
Проверка:
/>.
Суммарные реакции:
/>
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 2.
Эквивалентная нагрузка:
/>,
где Fa =PaБ =154 Н – осевая нагрузка;
V =1 – коэффициент, учитывающий вращение колец;
Kб = 1,1 – коэффициент безопасности по [1, табл. 7.2];
KТ = 1 – температурный коэффициент по [1, табл. 7.1].
Отношение
/>;
этой величине по [1, табл. 7.3] соответствует />.
Отношение
/>; />.
/>.
Расчётная долговечность, млн. об.
/>
Расчётная долговечность, ч
/>
Промежуточный вал.
Из предыдущих расчётов имеем:
/>
Реакции опор:
в плоскости XZ
/>
/>
Проверка:
/>.
в плоскости YZ
/>
/>
Рис.3. Схема промежуточного вала.
/>
Проверка:
/>.
Суммарные реакции:
/>
Осевые составляющие радиальных реакций коническихрадиально-упорных подшипников:
/>
Осевые нагрузки подшипников в данном случае /> тогда
/>.
Рассмотрим левый подшипник:
/>;
поэтому осевую нагрузку учитываем />.
Эквивалентная нагрузка
/>.
Расчётная долговечность, млн. об.
/>
Расчётная долговечность, ч
/>
Рассмотрим правый подшипник:
/>;
осевую нагрузку не учитываем.
/>.
Расчётная долговечность, млн. об.
/>
Расчётная долговечность, ч
/>
Ведомый вал.
Из предыдущих расчётов имеем:
/>
Реакции опор:
в плоскости XZ
/>
/>
Проверка:
/>.
в плоскости YZ
/>
/>