|
Место
установки
|
L
|
L
|
t
|
L ,ч
|
Характер
нагрузки
|
Режим
работы
|
|
столовая
|
3
|
1
|
12
|
12·10
|
С
малыми колебаниями
|
нереверсивный
|
2.
Выбор двигателя. Кинематический расчёт привода
2.1
Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя
КПД механических передач (без учёта потерь в
подшипниках)
Передача ременная: клиновым ŋ
=0,96…0,98
Передача зубчата цилиндрическая: ŋ
=0,96…0,97
Общий коэффициент полезного действия:
ŋ = ŋŋŋ
ŋ
ŋ
ŋ=0,96·0,96·0,98·0,99·0,98=0,87
Определяем мощность двигателя:
P
=Tω=0,15·6=0,9
Вт
ω=2π·n=2·3,14·1=6
рад/с
n=60 об/мин=1 об/с
P
=
=
=1
кВт
2.2
Определение передаточного числа привода
Ременная передача, число передаточных чисел:
n=60
об/мин- частота вращения
u=
=
=15-находим
передаточное число привода u
Производим разбивку передаточного числа привода u,
принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным.
u=2
(второй способ)
u=
=
=7
Определяем максимально допускаемое отклонение
частоты вращения приводного вала мешалки
Δn=
=
=3
об/мин
Определяем допускаемою частоту вращения
приводного вала мешалки, приняв Δn=1,5
об/мин
[n]=
n=60+1,5=61,5 об/мин
Отсюда фактическое число привода:
u
=
=
=14
Передаточное число зубчатой передачи:
u=
=
=7
2.3
Определение силовых и кинематических параметров привода
Таким образом выбираем двигатель 4АМ80А6У3 (Р
=1,1
кВт); n=920
об/мин; передаточное число: привода n=15;
редуктора u=7,1;
ременной передачи u=2
Определяем мощность на валах:
Р
=Рŋŋ=1,1·0,96·0,99=1,04
кВт
Р
= Рŋŋ=1,04·0,96·0,99=0,98
кВт
Р= Рŋŋ=0,98·0,98·0,98=0,9
кВт
Определяем частоту вращения на валах:
n=
=
=460
об/мин
n=n=
=
=64,78
об/мин
Определяем угловую скорость на валах:
ω=
=
=96,2
с
ω=
=
=48,1
с
ω=ω=
=
=6,77
с
Определяем вращающий момент на валах:
Т=
=11,4
Н·м
Т=Тuŋŋ=11,4·2·0,96·0,99=21,6
Н·м
Т=Тuŋŋ=21,6·7,1·0,96·0,99=145,7
Н·м
Т= Тŋŋ=145,7·0,98·0,98=139,9
Н·м
Таблица 2. Силовые и кинематические параметры
привода
|
Параметр
|
Передача
|
Параметр
|
Вал
|
|
Закрытая
(цилиндрическая)
|
Открытая
(ременная)
|
|
Двигателя
|
Редуктора
|
Приводной
рабочий машины
|
|
|
|
|
|
Быстроходный
|
Тихоходный
|
|
|
Передаточное
число u
|
7,1
|
2
|
Расчётная
мощность P, кВт
|
1,1
|
1,04
|
0,98
|
0,9
|
|
|
|
Угловая
скорость ω,
1/с
|
96,2
|
48,1
|
6,77
|
6,77
|
|
КПД
ŋ
|
0,96
|
0,96
|
Частота
вращения n, об/мин
|
920
|
460
|
54,78
|
54,78
|
|
|
|
Вращающий
момент Т, Н·м
|
11,4
|
21,6
|
145,7
|
139,9
|
3.
Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений
3.1
Выбор твердости, термообработки и материала колес
По таблице 3.2[10] выбираем для шестерни и
колеса - сталь 40х, термообработка - улучшение. Средняя твердость шестерни: НВ
285,
средняя твердость колеса: НВ
248.
3.2
Определить допускаемое контактное напряжение
а) Определяем коэффициент долговечности для
зубьев шестерни К
и колеса K
К=
=
=
=0,95
где N
-
число циклов (табл.3.3[10])
Так как N>
N, то К=1
K
=
=
=0,83
Так как N>N
,
то K=1
б) Определяем допускаемое контактное напряжение
шестерни и колеса
[σ]=1,8·НВ+67=1,8·285+67=580
н/мм
[σ]=1,8·НВ+67=1,8·248+67=513,4
н/мм
в) Определяем допускаемое контактное напряжение
шестерни и колеса
[σ]
=
К[σ]=1·580=580
н/мм
[σ]
=
K[σ]=1·513,4=513,4
н/мм
3.3
Определить допускаемое напряжение изгиба
а) Определяем коэффициент долговечности для
зубьев шестерни К
и колеса K
К=
=
=
=0,48
где N
=4·10
-
число циклов перемены напряжения для всех сталей
Так как N>
N
, то К=1
K=
=
=0,66
Так как N>
N
, то K=1
б) Определяем допускаемое напряжение изгиба
шестерни и колеса
[σ]=1,03·НВ=1,03·285=293,6
Н/мм
[σ]=1,03·НВ=1,03·248=255,4
Н/мм
в) Определяем допускаемое напряжение изгиба
шестерни и колеса
[σ]
=
К[σ]=1·293,6=293,6
Н/мм
[σ]
=
K[σ]=1·255,4=255,4
Н/мм
Таблица 3. Механические характеристики
материалов зубчатой передачи
|
Элемент
передачи
|
Марка
материала
|
D S
|
Термо-обработка
|
НВ
|
 σ
|
σ
|
σ
|
[σ]
|
[σ]
|
|
|
|
|
|
н/мм
|
|
Шестерня
|
40х
|
125мм
|
Улучшение
|
285
|
900
|
750
|
410
|
580
|
293,6
|
|
Колесо
|
|
125мм
|
|
248
|
790
|
640
|
375
|
513,4
|
255,4
|
4.
Расчёт зубчатых передач редукторов
4.1
Расчёт закрытой цилиндрической передачи
Проектный расчёт:
.Определяем межосевое расстояние:
a
≥K
(u+1)
K
=43·(7,1+1)·
·1=129
мм
где K=43-вспомогательный
коэффициент (для косозубых передач)
=0,28…0,36-коэффициент
ширины венца колеса (для симметрично расположенных опор)
K=1-коэффициент
неравномерности нагрузки по длине зуба.
Полученное значение округляем до ближайшего
числа (табл. 12.15.[10]): a=130мм
.Определяем модуль зацепления:
m≥
мм
где K
=5,8-вспомогательный
коэффициент (для косозубых передач)
d=
мм
-делительный диаметр кольца
b=
=0,32·130=41мм
-ширина венца колеса
Полученное значение округляем в большую сторону
до стандартного ряда m=1мм
.Определяем угол наклона зубьев β
для косозубых передач:
β=arcsin
=arcsin
4.Определяем суммарное число зубьев:
z
=z+z=
.Уточняем действующие величины угла наклона
зубьев для косозубых передач:
β=arccos
arccos
.Уточняем число зубьев шестерни:
z=
.Определяем число зубьев колеса:
z=
z-z=259-32=227
.Определяем фактическое передаточное число u
и
проверяем его отклонение Δu
от заданного u:
u=
z/ z=227/32=7,1
Δu=
Δu=
.Определяем фактическое межосевое расстояние для
косозубых передач:
a
=
.Определяем фактические основные геометрические
параметры передачи, мм
|
Параметр
|
Шестерня
косозубая
|
Колесо
косозубое
|
|
Диаметр
|
Делительный
|
31,87
|
226,13
|
|
Вершин
зубьев
|
34
|
228,13
|
|
Впадин
зубьев
|
29,47
|
223,73
|
|
Ширина
венца
|
44
|
41
|
d=mzcosβ=1·32·cos5,02678=31,87мм
d=mzcosβ=1·227·
cos5,02678=226,13мм
d
=
d+2m=31,87+2·1=34мм
d
=
d+2m=226,13+2·1=228,13мм
d
=
d-2,4m=31,87-2,4·1=29б47мм
d
=
d-2,4m=226,13-2,4·1=223,73мм
b=b+(2…4)=41+3=44мм
b=ψa=0,32·130=41мм
Проверочный расчёт
.Проверяем межосевое расстояние:
a=(d+
d)/2=(31,87+226,13)/2=129
мм
.Проверяем пригодность заготовок колес:
D
≤D;
C(S)≤S
Диаметр заготовки шестерни:
D=
d+6=34+6=40мм≤D=125
мм
Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи
S=
b+4=41+4=45мм≤S=125мм
.Проверяем контактное напряжение:
σ=K·
≤[σ]
σ=376·
=429
Н/мм
где K=376-вспомогательный
коэффициент (для косозубых передач)
F=
H-окружная сила в
зацеплении
K
-коэффициент
учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых K
определяется по графику в зависимости от окружной скорости колес: 
=ω2
d/2·10
=6,77·226,18/2·10=0,76м/с
K
-коэффициент
динамической нагрузки зависящей от окружной скорости колес и степени точности
передач (табл.4.3[10])
Недогрузка σ<[σ]
составляет 9%Б10%. Условие прочности выполняется
.Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни σ
и колеса σ,
Н/мм
σ=YY
≤[σ]
σ=3,66·0,96·
·1·1·1,04=114,74Н/мм≤[σ]=255,4
Н/мм
σ=
σY/
Y≤[σ]
σ=114,74·3,66/3,63=115,7Н/мм≤[σ]=293,6
Н/мм
Y;
Y-коэффициент формы
зуба шестерни и колеса определяется по таблице 4.4[10]. Для косозубых -в
зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни
z
=
и колеса z
=
:
z=
z=
K
-коэффициент
учитывающий распределение нагрузки между зубьями (стр.66[10])
K
-коэффициент
динамической нагрузки (табл.4.3[10])
K
-коэффициент
неравномерной нагрузки по длине зуба
Y=1-(βº/140º)=1-(5º/140º)=0,96-коэффициент
учитывающий наклон зуба
Таблица 4. Параметры зубчатой цилиндрической
передачи, мм
|
Проектный
расчёт
|
|
параметр
|
значение
|
параметр
|
Значение
|
|
Межосевое
расстояние, a
|
130
|
Угол
наклона зубьев, β
|
5º
|
|
Модуль
зацепления, m
|
1
|
Диаметр
делительной окружности: шестерни d колеса d
|
31,87 226,18
|
|
Ширина
зубчатого венца: шестерни b колеса b
|
44
41
|
|
|
|
Число
зубьев: шестерни z колеса z
|
32
227
|
Диаметр
окружности вершин: шестерни d колеса d
|
33,87
228,18
|
|
Вид
зубьев
|
косозубые
|
Диаметр
окружности впадин: шестерни d колеса d
|
29,47
223,73
|
|
Проверочный
расчёт
|
|
Параметр
|
Допускаемое
значение
|
Расчётное
значение
|
Примечание
|
|
Контактное
напряжение σ, Н/мм
|
513,4
|
429
|
-9%
|
|
Напряжение
изгиба, Н/мм
|
σ
|
293,6
|
115,7
|
-60%
|
|
σ
|
255,4
|
114,74
|
-55%
|
5.
Расчёт открытых передач
5.1
Расчёт клиноременной и поликлиноременной передачи
Проектный расчёт
.Выбираем сечение ремня:
По рис. 5.2[10], принимаем клиновый ремень
нормального сечения z
.Определяем минимальный диаметр ведущего шкива:
По таблице 5.4[10], принимаем d
=63
мм
.Из стандартного ряда таблицы К40[10] выбираем
стандартный размер ведущего шкива: d=90
мм
.Определяем диаметр ведомого шкива d,
мм:
d=d·u(1-E)=90·2·(1-0,02)=176
мм
где E=0,01…0,02-коэффициент
скольжения
Округляем до стандартного значения по таблице
К40[10]: d=180
мм
.Определяем фактическое передаточное число u
и проверяем его отклонение Δu
от заданного u:
u=
Δu=
Δu=
6.Определяем ориентировочное межосевое
расстояние а; мм
а≥0,55(d+
d)+h(H)=0,55(90+180)+6=145,5
мм
где h(H)-высота
сечения клинового ремня табл. К31[10]: h=6
мм
.Определяем расчетную длину ремня l,
мм
L=2a+
мм
Округляем до стандартного значения по таблице
К31[10]: l=710 мм
.Уточняем значение межосевого расстояния:
a=
=
мм
9.Определяем угол обхвата ведущего шкива а,
град:
а=180º-57º
180º-57º
условия выполняются
.Определяем скорость ремня υ,
м/с:
υ =
υ=
условия выполняются
11.Определяем частоту пробегов ремня u,
с:
u= υ/l=4/0,7=5,7c≤30
c
условия выполняются
[P
]=[P
]C
CC
C
=0,58·0,9·0,9·0,87·0,95=0,4
кВт
где [P]=0,58кВт-допускаемая
проведенная мощность по таблице 5.5[10]
C=0,9-коэффициент
динамической нагрузки длительности работы
C=0,9-коэффициент
угла обхвата а на меньшим шкиве
C=0,87-коэффициент
влияния отношения расчетной длины ремня l
к базовой l
C=0,95-коэффициент
числа ремней в комплекте клиноременной передачи
.Определяем количество клиновых ремней:
z=
округляем до целого значения z=3
.Определяем силу предварительного натяжения:
F=
H
.Определяем окружную силу передаваемую
комплектом клиновых ремней:
F
=
H
.Определяем силу натяжения ведущей F
и ведомой F
ветвей:
F= F+
H
F=
F-
Н
.Определяем силу давления ремней на вал:
F=2Fz·sin
H
Проверочный расчёт
.Проверка прочности одного клинового ремня по
максимальным напряжениям в сечении ведущий ветви:
σ
=σ+σ
+σ
=2,75+6+0,52=8,95
Н/мм≤[σ]=10
Н/мм
где σ=
Н/мм-напряжение
растяжения
A=47мм-площадь
поперечного сечения ремня по таблице К41[10]
σ=E
Н/мм-напряжение
изгиба
E=80…100
Н/мм-модуль
продольной упругости при изгибе
σ=ρυ·10
=1300·4·10=0,52
Н/мм-напряжение
от центробежных сил
ρ=1250…1400 кг/м-плотность
материала ремня для клиновых ремней
Таблица 5. Параметры клиноременной передачи.
|
Параметры
|
значение
|
Параметры
|
значение
|
|
Тип
ремня
|
клиновой
|
Частота
пробега ремня u, c
|
5,7
|
|
Сечение
ремня
|
z
|
Диаметр
ведущего шкива d, мм
|
90
|
|
Количество
ремней
|
3
|
Диаметр
ведомого шкива d, мм
|
180
|
|
Межосевое
расстояние а, мм
|
135,8
|
Максимальное
напряжение σ, Н/мм
|
8,95
|
|
Длина
ремня, мм
|
710
|
Предварительное
натяжение ремня F,Н
|
83,7
|
|
Угол
обхвата малого шкива а
|
142º
|
Сила
давления ремня на вал F, Н
|
474,5
|
6.
Нагрузки валов редуктора
6.1
Определение сил в зацеплении закрытых передач
На колесе (таблица 6.1[10])
Окружная: F
=
H
Радиальная: F
=
H
Осевая: F=
Ftgβ=1289·tg5,02678º=113
Н
На шестерни:
F
=F=1289
H
F
=F=471
H
F=F=113
Н
6.2
Определение консольных сил (таблица 6.2[10])
Радиальная (от клиноременной передачи):
F=2Fz·sin
=2·83,7·3·sin
=474
H
Радиальная (от муфты):
F
=125
=125·
=1508
H
Таблица 6. Силы в зацеплении и действующие на
валы в закрытой передачи, Н
|
параметр
|
значение
|
параметр
|
значение
|
|
Окружная
сила в шестерни, F
|
1289
|
Окружная
сила в колесе, F
|
1289
|
|
Радиальная
сила в шестерни, F
|
471
|
Радиальная
сила в колесе, F
|
471
|
|
Осевая
сила в шестерни, F
|
113
|
Осевая
сила в колесе, F
|
113
|
|
Радиальная
сила от открытой передачи, F
|
474
|
Радиальная
сила от муфты, F
|
1508
|
7.
Разработка чертежа общего вида редуктора
7.1
Определение геометрических параметров ступеней вал-шестерни
1.Размеры под шкив ременной передачи:
d=
22
мм
где М
=Т=21,6
Н·м
[σ]
=10…20
H/мм
Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15
[10]): d=22 мм
l=(1,2…1,5)d=(1,2…1,5)·226,4…33
мм
Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15
[10]): l=32 мм
.Размеры под уплотнение крышки с отверстием и
подшипником:
d=
d+2t=22+2·2=26
мм
Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15
[10]): d=25
мм
l≈1,5d=1,5·25≈38
мм
.Размер под шестерню:
d
= d+3,2r=25+3,2·2=28
мм
.Размер под подшипник:
d
=
d=25 мм
l=B+C=15+1,5=16,5
мм
Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15
[10]): l=17
мм
.2 Определение геометрических параметров ступицей
вал колеса.
.Размеры под полумуфту:
d=
33,03
мм
где М
=Т=145,7
Н·м
Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15
[10]): d=34 мм
l=(1,03…1,5)d=(1,03…1,5)·34=34…51
мм
Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15
[10]): l=50 мм
.Размеры под уплотнение крышки с отверстием и
подшипником:
d=
d+2t=34+2·2,5=39
мм
Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15
[10]): d=40
мм
l≈1,25d=1,25·40≈50
мм
Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15
[10]): l=50
мм
.Размеры под колесо:
d= d+3,2r=40+3,2·2,5=48
мм
Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15
[10]): d=48 мм
4.Размеры под подшипник:
d=
d=40 мм
l=B+C=18+2=20
мм
Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15
[10]): l=20
мм
7.3
Предварительный выбор подшипников качения
По таблице 7.2[10] и К27[10] выбираем для
быстроходного вала шариковые радиальные однорядные подшипники, серия легкая,
обозначение 205 ГОСТ 8338-75 (d=25,
D=52, B=15,
r=1,5)
По таблице 7.2[10] и К27[10] выбираем для
тихоходного вала шариковые радиальные однорядные подшипники, серия легкая,
обозначение 208 ГОСТ 8338-75 (d=40,
D=80, B=18,
r=2)
.Определяем диаметр и длину ступицы колеса:
d
=(1,55…1,6)d=(1,55…1,6)48=74,4…76,8
мм
Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15
[10]): d=75
мм
l=(1,1…1,5)d=(1,1…1,5)48=52,8…72
мм
Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15
[10]): l=63
мм
.Определяем зазор между степенями редуктора и
колеса:
X=
+3=
=8
мм
.Определяем расстояние от оси шестерни до
внутренней поверхности корпуса:
F=
=
=26 мм
.Определяем расстояние между дном корпуса и
поверхностью колеса:
y≥4x=4·8=32
мм
Таблица 7. Параметры закрытой передачи, мм
|
Параметры
быстроходного вала
|
значение
|
Параметры
тихоходного вала
|
значение
|
|
Диаметр
под шкив ременной передачи d
|
22
|
Диаметр
под шкив ременной передачи d
|
34
|
|
Длина
под шкив ременной передачи l
|
32
|
Длина
под шкив ременной передачи l
|
50
|
|
Диаметр
под утопление крышки d
|
25
|
Диаметр
под утопление крышки d
|
40
|
|
Длина
под утопление крышки l
|
38
|
Длина
под утопление крышки l
|
50
|
|
Диаметр
под шестерню d
|
28
|
Диаметр
под шестерню d
|
48
|
|
Диаметр
под подшипник d
|
25
|
Диаметр
под подшипник d
|
40
|
|
Длина
под подшипник l
|
17
|
Длина
под подшипник l
|
20
|
|
Зазор
между стенками редуктора
|
8
|
Диаметр
ступицы колеса d
|
75
|
|
Расстояние
между дном корпуса и поверхностью колеса y
|
32
|
Длина
ступицы колеса l
|
63
|
8.
Расчётная схема валов редуктора
8.1
Определение радиальных реакций в сторонах подшипников быстроходного вала
1.Вертикальная плоскость:
∑М=0; R
L
-F·0,5L+F·0,5d+F·L=0
R=(
F·0,5L-F·0,5d-F·L)/
L=(471·0,5·0,108-113·0,5·0,03387-474·0,046)/
0,108=15,9 H
∑М=0;
F·0,5L+F·0,5d-
R
L+F·(L+
L)=0=(F·0,5L+F·0,5d+F·(L+L))/
L=(471·0,5·0,108+113·0,5·0,3187+474·
(0,046+1,108))/0,108=1078,1 Н
Поверка: ∑Y=0;
R-F+R-F=922,9-471+22,1-474=0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно
оси Х в характерных сечениях: 1,2,3,4: М
=0;
М
=R·0,5·L=15,9·0,5·0,108=0,8
Н·м; М
=0;
М
=-F·L=-474·0,046=-21,8
Н·м; М=
F(L+0,5·L)+R·0,5L=-474·
(0,046+0,5·0,108)+1078,1·0,5·0,108=105,6 Н·м
.Горизонтальная плоскость:
∑М=0; -F-0,5L+R
L=0
R=F·0,5L
/L=1289·0,5·0,108/0,108=644,5
Н
∑М=0; R
L-F·0,5L=0
R=F·0,5L/L=1289·0,5·0,108/0,108=644,5
Н
Проверка: ∑X=0;
R-F+R=644,5-1289+644,5=0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно
оси Y в характерных
сечениях: 1,2,3: М
=0; М
=-R-0,5L=-644,5-0,5·0,108=-644Н·м;
М
=0
.Строим эпюру крутящих моментов:
М
=М
=
F·0,5d=1289·0,5·0,03387=21,8
Н·м
.Определяем суммарное радиальные реакции:
R
=
Н
R=
Н
.Определяем суммарные изгибающие моменты в
наиболее нагруженных сечениях:
М=
Н·м
М=М
=21,8
Н·м
8.2
Определение радиальных реакций в опорах подшипников тихоходного вала
1.Вертикальная плоскость:
∑М=0;
R
L·F·0,5d·F·0,5L=0
R=(F·0,5L-F·0,5d)/L=(471·0,5·0,114-113·0,5·0,22618)/0,114=123,4
H
∑M=0;
F·0,5L+F·0,5d-R
L=(F·0,5L+F·0,5d)/L=(471·0,5·0,114+113·0,5·0,22618)/0,114=347,6
H. Проверка: ∑Y=0;
R-F+R=123,5-471+347,6=0
Стоим эпюры изгибающих моментов относительно оси
X в характерных
сечениях: 1,2,3,4: М
=0; M=R·0,5L=123,4·0,5·0,114=7
Нм; M
=0;
M=R·0,5L=347,6·0,5·0,114=19,8
Нм
.Горизонтальная плоскость:
∑М=0;
-F(L+L)+R
L+F·0,5L=0
R=(F(L+L)-
F·0,5L)/L=(1508·(0,091+0,114)1289·0,5·0,114)/0,114=2067,3Н
∑M=0;
-F·L-
F·0,5L+R
L=0=(F·L+
F·0,5L)/L=(1508·0,091+1289·0,5·0,114)/0,114=1848,2
H Проверка:
∑X; F-R-F+
R=1508-2067,3-1289+1848,2=0
Строим эпюры изгибающих моментов относительно
оси Y в характерных
сечениях: 1,2,3,4: M=0;
M
=0; M=-FL=1508·0,091=-137,2
Нм. M=
F(L+0,5L)+R·0,5L=
·(0,091+0,5·0,114)+2067,3·0,5·0,114=105,3Нм
.Строим эпюру крутящих моментов:
M=M=
F·0,5d=1289·0,5·0,22618=145,7
Нм
.Определяем суммарные радиальные реакции:
R
=
Н
R
=
Н
.Определяем суммарные изгибающие моменты:
M=M=137,2;
M=
Нм
Таблица 8.Радиальные реакции и изгибающие
моменты в опорах подшипников
|
параметр
|
значение
|
параметр
|
значение
|
|
Радиальная
реакция в опоре А подшипника быстрого вала R,Н
|
644,7
|
Радиальная
реакция в опоре С подшипника тихоходного вала R,H
|
2070
|
|
Радиальная
реакция в опоре В подшипника быстрого вала R,Н
|
1256
|
Радиальная
реакция в опоре D подшипника тихоходного вала R,H
|
1880,6
|
|
Крутящий
момент быстрого вала М,Нм
|
21,8
|
Крутящий
момент тихоходного вала М,Нм
|
145,7
|
|
Суммарный
изгибающий момент на шестерни М,Нм
|
652
|
Суммарный
изгибающий момент на колесе М,Нм
|
105,5
|
|
Суммарный
изгибающий момент в опоре В подшипника быстроходного вала М,Нм
|
21,8
|
Суммарный
изгибающий момент в опоре С подшипника тихоходного вала М,Нм
|
137,2
|
9.
Проверочный расчёт подшипников
9.1
Проверочный расчёт для подшипников быстроходного вала
Ранее были выбраны подшипники 205 ГОСТ 8338-75,
характеристика подшипников (по таблице К27 [10]): C=1400H;
C
=6950H;
x=0,56; V=1;
K=1,3; K=1;
a=1; a
=0,8
Требуемая долговечность подшипников L=15000ч
Подшипники установлены по схеме в распор.
.Определяем отношение:
R/VR=113/1·644,7=0,17
R/VR=113/1·1256=0,09
Где R=F
.Определяем отношение:
R/С=113/6950=0,16
По таблице 9.1 [10] интерполирование находим:
e=0,19; Y=2,30
.Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
По соотношениям
и 
выбираем формулу для определения R
наиболее нагруженного подшипника:
R
=V·R·K·K=1·644,7·1,3·1=838,11
H
=V·R·K·K=1·1256·1,3·1=1632,8
H
4.Определяем динамическую грузоподъемность по
большому значению эквивалентной нагрузки:
С
=R
9954,8 H<C
Где m=3-для
шариковых подшипников
Подшипник пригоден.
.Определяем долговечность подшипника:
L
=aa
9.1
Проверочный расчёт для подшипников тихоходного вала
Ранее были выбраны подшипники: 208 ГОСТ8338-75,
характеристика подшипников (по таблице К27[10]): C=3200H;
C=17800H;
x=0,56; V=1;
K=1,3; K=1;
a=1; a=0,8
Требуемая долговечность подшипников L=15000
ч
Подшипники установлены по схеме в распор.
.Определяем отношение:
R/VR=113/1·2070=0,05
R/VR=113/1·1880,6=0,06
Где R=F
.Определяем отношение:
R/С=113/17800=0,006
По таблице 9.1 [10] интерполирование находим:
e=0,19; Y=2,30
.Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
По соотношениям и
выбираем
формулу для определения R
наиболее нагруженного подшипника:
R
=V·R·K·K=1·2070·1,3·1=2691
H
=V·R·K·K=1·1880,6·1,3·1=2444
H
4.Определяем динамическую грузоподъемность по
большому значению эквивалентной нагрузки:
С=R
10414,17 H<C
.Определяем долговечность подшипника:
L=aa
Таблица 9.
|
Вал
|
Подшипники
|
Размеры
dxDxT, мм
|
Динамическая
грузоподъемность, Н
|
Долговечность,
ч
|
|
|
|
C
|
C
|
L
|
L
|
|
Б
|
205
|
25x52x15
|
9954,8
|
14000
|
18270
|
12000
|
|
Т
|
208
|
40x80x18
|
10414,17
|
32000
|
244725
|
12000
|
10.
Разработка чертежа общего вида привода
10.1
Конструирование зубчатых колес
1.Зубчатое колесо:
Способ получения заготовки: ковка
Обод: d=100…500
мм
S=2,2m+0,05b=2,2·1+0,05·41=5
мм
b=41
мм
Ступица: d=d=48
мм
d=1,55d=1,55·48=75
мм
δ≈0,3d=0,3·48=14,4
мм
l=(1,0…1,5)d=(1,0…1,5) ·48=63
мм
Диск: С=0,5(S+δ)≥0,25b=0,5(4,25+14,4)=10
мм≥9,25 мм
R>6; Y≥7º
=45º; f=2
.Установка колес на валах:
а) Сопряжение колес с валом шпоночным
соединением. Принимаем Н7/r6
посадку.
10.2
Конструирование валов
Переходные участки: Галтели
Вал колеса: d=34=>
r=2; f=2,5
мм
d=40=>
r=2; f=2,5
мм
d=48=> r=2,5;
f=3 мм
d=40=>
r=2; f=2,5
мм
Вал шестерни: d=22=>
r=1,6; f=2
мм
d=25=>
r=1,6; f=2
мм
d=28=> r=1,6;
f=2 мм
d=25=>
r=1,6; f=2
мм
Первая ступень:
r=2 мм с=1,6 мм
Быстроходный: d=22
мм
r=1,6 мм c=1
мм
10.3
Выбор соединений
Шпоночное соединение:
Используем призматические шпонки, изготовленные
из чистотянутой стали с σ≥600
Н/мм
Длину шпонки выбираем из стандартного ряда R40
(таблица 13.15[10]), так чтобы она была меньше длины ступицы (l=63мм)
насаживаемой детали на 5…10мм=> l
=50
мм
Тихоходный вал:
Для d=48
мм: сечение шпонки b=14 мм; h=9
мм (14x9),фаска 0,5 мм;
глубина паза: вала t=5,5 мм,
ступицы t=3,8 мм, l=50
мм
Для d=34
мм: сечение шпонки b=10 мм, h=8
мм (10x8), фаска 0,5 мм;
глубина паза: вала t=5 мм,
ступицы t=3,3 мм, l=22
мм
Быстроходный вал:
Для d=22
мм: сечение шпонки b=8 мм; h=7
мм (8x7),фаска 0,5 мм;
глубина паза: вала t=4 мм,
ступицы t=3,3 мм, l=20
мм
10.4
Конструирование подшипниковых узлов
1.Схема установки подшипников:
По схеме 1
Плавающая опора и фиксирующая опора
.Крепление колец подшипников на валу и корпусе
Внутренние кольца на обоих валах устанавливаем
пружинным упорным кольцом, которые закладываются в разведенном состояние.
Выбираем из таблице K27[10]:
Тихоходный вал: А40 ГОСТ 1342-80; А34 ГОСТ
1342-80
В быстроходный вал ставим шайбы: ГОСТ 113-78
.Наружные кольца на обоих валах устанавливаем
такие же как и внутренние.
.Крышки подшипниковых узлов:
Врезные крышки (см.таблица K18[10]):
Глухая крышка
Для тихоходного:
D=80 мм; D
=85
мм; D=72 мм; h=16
мм; h=5 мм; l=10
мм
Для быстроходного:
D=52 мм; D=56
мм; D=44 мм; h=14
мм; h=4 мм; l=8
мм
Под манжетные уплотнения
Для тихоходного:
D=80 мм; D=85
мм; D=72 мм; h=16
мм; h=5 мм; l=10
мм; l=2 мм
Для быстроходного:
D=52 мм; D=56
мм; D=44 мм; h=14
мм; h=4 мм; l=8
мм; l=2 мм
Уплотнительные устройства:
Выбираем наружное уплотнение
Резиновое армированные манжеты (таблица К20[10])
Тихоходный вал Манжет 1.1-40x60-1
ГОСТ 8752-79
d=40 мм; D=60
мм; h=10 мм
Быстроходный вал Манжет 1.1-25x42-1
ГОСТ 8752-79
d=25 мм; D=42
мм; h=10 мм
10.5
Конструирование корпуса редуктора
1.Форма корпуса
Выбираем цилиндрический горизонтальный.
Толщина стенок корпуса и ребер жесткости:
δ=1,8
6мм
δ=1,8
6мм
.Фланцевое соединение:
Выбираем диаметр d
винтов (болтов) фланцев, мм:
d=M14;
d=M12;
d=M10;
d
=М6 (по таблице
10.17[10])
Конструктивные элементы фланцев, мм:
d=M14
(болт) d=M12
(винт) d=M10
(винт) d=М6 (винт)
K=34
K=26
K=22
K=13=17
C=13
C=11
C=6
=24
D
=20 D
=18
D
=11
b=1
b=16 b=13
b=8
d=16
d=14 d=11
d=7
а) Фундаментальный фланец основания корпуса:
L=L+b=270+40=310
мм-длина на опорной поверхности платиков
b=2,4d+δ=2,4·14+6=40
мм-ширина
h=1,5d=1,5·14=21
мм-высота
h=2,5(d+δ)=2,5(14+6)=50
мм-высота ниш
б) Фланец подшипниковой бобышки крышки и
основания корпуса:
n=3-количество
подшипников на одну сторону корпуса
в) Фланец для крышки подшипников узла (по
таблице 10.20[10]):
d
=M8
d
=M6
n=4
n=4
f=5 f=4
Внутренний диаметр: D
=52мм;
D=80 мм
Наружный диаметр: D
=D+(4…5)=52+5=57
мм
D
=D+(4…5)=80+5=85
мм
Диаметр центровой окружности винтов:
D
=66
мм
D=100
мм
Высота: h=3…5
мм
г) Фланец для крышки смотрового окна:
h=3…5 мм
.Подшипниковые бобышки:
D
=D+3δ=52+3·6=70
мм
D
=D+3δ=80+3·6=98
мм
l=h+B+(10…12)=5+15+(10…12)=30
мм
l=h+B+(10…12)=6+18+(10…12)=34
мм
.Детали и элементы корпуса редуктора:
а) Смотровой люк. Люк закрываем крышкой,
совмещенной с отдушиной
Н≤0,1L
L-длина крышки
б) Отжимные винты используем диаметра равным d
в) Проушины используем в виде ребра с отверстием
10.6
Конструирование элементов открытых передач
1.Конструирование шкивов ременных передач
Шкивы изготавливаем из чугуна СЧ15
Обод:
Диаметр шкива конструктивный:
d=d+2t=171+2·2,5=176
мм
Ширина шкива передач:
B=(z-1)·p+2f=(3-1)·12+2·8=40
мм
Толщина для чугунных шкивов передач:
δ
=(1,1…1,3)·h=(1,1…1,3)·7=8
мм
Диск:
Толщина: С=(1,2…1,3)·δ=(1,2…1,3)·7=9
мм
Отверстия: n=4
Ступица:
Диаметр внутренний: d=
22 мм
Диаметр наружный для шкивов:
d=1,6d=1,6·22=35
мм
Длина: l=(1,2…1,5)·d=(1,2…1,5)·22=33
мм
.Установка элементов открытых передач на вал:
Выбираем посадку на цилиндрический конец вала.
Деталь фиксируем винтом с цилиндрической головкой ГОСТ 11738-84 (по таблице
К5[10])
10.7
Выбор муфт
1.Определение расчетного момента и выбор муфты:
Т=КТ≤Т
Т=1,30·145,7=189≤200
К-коэффициент режима
нагрузки (по таблице 10.26[10])
Т-номинальный момент (по таблице К25[10])
.Муфта упругая с торообразной оболочкой:
Материал-сталь Сm3
ГОСТ 380-88
d=34 мм, l
=60
мм, L=200
мм, D=200 мм, B=50
мм, С=53 мм, D=100 мм, D=150
мм, D=120
мм, d=53
мм
Смещение осей валов, не более:
Δr=2;
Δy=1º, Δα=2,5
-1-34-1-У2 ГОСТ 20884-93
.Установка муфт на валах:
Болты и винты М10
Ставим шайбу 7019-0635
10.8
Смазывание. Смазочные устройства
1.Смазываение зубчатого зацепления:
а) Способ смазывание: проточное (окунание)
б) Выбираем масла (таблица 10.29[10]):
Индустриальное И-Г-А-68
Кинематическая вязкость при 40ºС,
мм/с:
61…75
в) Определяем количество масла:
,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности,
берем 0,8л масла.
г) Определяем уровень масла:
m≤h≤0,25d
h=57мм
д) Контроль уровня масла:
Выбираем крановый маслоуказатель.
е) Слив масла:
Для слива масла в корпусе предусматривают
сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой
d=K1/2”
труб, D=20,9мм, L=15мм,
b=7,5мм, а=4мм, S=8мм
.Смазываение подшипников:
Смазываем жидким материалом, при смазывании
зубчатых колес окунанием подшипники качения обычно смазываются из картера в
результате разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и
растекания масла по валам.
11.
Проверочный расчёты
11.1
Проверочный расчёт шпонок
Условие прочности:
.На вал шестерню под колесо открытых передач:
σ
=
σ=
Н/мм
А=(0,94h-t)l=(0,94·7-4)·10=26мм-площадь
смятия
l=l-b=18-8=10
мм
[σ]=110…190Н/мм-допуск
напряжения на смятие
. На тихоходный вал под зубчатое колесо:
σ=
σ=
Н/мм
А=(0,94h-t)l=(0,94·9-5,5)·22=65
мм-площадь
смятия
l=l-b=36-14=22
мм
.На тихоходный вал под полумуфту:
σ=
σ=
Н/мм
А=(0,94h-t)l=(0,94·8-5)·12=30
мм-площадь
смятия
l=l-b=22-10=12
мм
11.2
Проверочный расчёт стяжных винтов подшипниковых узлов
σ
=1,3F/A≤[σ]
σ=1,3·85/78,5=1,5
Н/мм<[σ]
а) F=[K(1-x)+x]F=[1,5·(1-0,25)+0,25]·62=85
H
F=0,5R
=0,5·123,4=62
H
K=1,5-постоянная
нагрузка
x=0,25
б) А=πd/4=3,14·10/4=78,5
мм
d≈d-0,94p=12-0,94·1,75=10
мм
в) [σ]=(0,2…0,25)σ=0,25·300=75
Н/мм
12.
Расчёт технического уровня редуктора
12.1
Определение массы редуктора
m=φV·10
=0,42·7400·15104130·10=46
кг
φ=0,42-коэфициент
заполнения (по рис. 12.1[10])
p=7,4·10
кг/м-плотность
чугуна
V=L·B·H=327·149·310=15104130
мм-условный
объем редуктора
.2 Определение критерия технического уровня
редуктора
Y=m/T=46/145,7=0,3>0,2-критерий
технического уровня редуктора
Таблица 10.
|
Тип
редуктора
|
Масса
m, кг
|
Момент
T, Н·м
|
Критерий
Y
|
|
Одноступенчатый
цилиндрический
|
46
|
145,7
|
0,3
|
Вывод:
Технический уровень редуктора низкий. Морально
устарел(Y=0,3<0,2), так
как масса редуктора слишком велика (46 кг) и вращающий момент тихоходного вала
слишком мал.
Причина этому большое передаточное число
редуктора равное 7,1. Что бы редуктор удовлетворял ГОСТ 16162-93 «Редукторы
общего назначения. Общие технические условия». Нужно уменьшить передаточное
число редуктора но в тоже время увеличить передаточное число клиноременной
передачи.
электродвигатель привод передача редуктор
Приложение
Список
литературы
1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П.
Конструирование узлов и деталей машин., М, Высшая школа. 2001. 447с
. Дунаев П.Ф., Леликов О.П.
Конструирование узлов и деталей машин., М, Высшая школа. 1990. 370с
. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали
машин. Курсовое проектирование., М.: Высшая школа, 1975. 294с
. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали
машин. 3-е издание. М. Высшая школа, 1984. 310с
. Перель Л.Я. Подшипники качения.
М.: Машиностроение, 1983. 588с
. Поляков В.С., Бардаш И.Д. Муфты
Л.: Машиностроение, 1973. 366с
. Проектирование механических
передач. Под ред. С.А. Чернавского, 5-е издание., М: Машиностроение, 1984. 358с
. Подшипники качения: Справочный
каталог. Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина, М: Машиностроение,
1984. 280с
. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. К93
Детали машин. Проектирование., М.: «Технопринт», 2001. 290с
. Шейнблит А.Е. Курсовое
проектирование деталей машин. Калининград: Янтар. Сказ, 2003. 454с