Механический привод: электродвигатель, ременная передача и цилиндрический соосной редуктор

Реферат

Ременная передача, редуктор, зубчатое колесо, подшипник, муфта, шпонка.

Объектом проектирования является механический привод, состоящий из электродвигателя, ременной передачи и цилиндрического соосного редуктора.

Цель работы - закрепление теоретических знаний в области прочностных расчетов деталей машин и приобретение опыта конструирования.

Выполненные расчеты позволили определить геометрические и конструктивные размеры деталей, проверить их на прочность, выполнить эскизную компоновочную схему, сборочный чертёж редуктора, рабочие чертежи деталей.

Содержание

Введение 5

1. Задание на дипломное проектирование 6

1.1.Схема привода 6

1.2 Исходные данные 7

2. Кинематический расчёт и выбор электродвигателя 8

2.1. Определение потребной мощности и выбор электродвигателя 8

2.2. Определение передаточного числа и распределение его между типами и ступенями передач 9

2.3. Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора 9

2.4. Мощности и вращающие моменты на валах редуктора 10

3. Расчет ременной передачи 12

4. Расчёт и конструирование редуктора 16

4.1. Материалы зубчатых колес 16

4.2. Определение геометрических и кинематических параметров тихоходной ступени редуктора (колеса прямозубые) 17

4.2.1. Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность 20

4.2.2, Расчет зубьев на прочность при изгибе 22

4.3. Определение геометрических и кинематических параметров быстроходной ступени редуктора (колеса косозубые) 25

4.3.1. Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность 26

4.3.2. Расчет зубьев на прочность при изгибе 28

4.4. Ориентировочный расчет и конструирование валов 32

4.4.1. Входной вал 32

4.4.2. Промежуточный вал 33

4.4.3. Выходной вал 34

4.5. Выбор подшипников качения 35

4.6. Конструирование зубчатых колес 36

4.7. Конструирование корпуса редуктора 38

4.8. Компоновочная схема редуктора 42

4.9. Расчет валов на совместное действие изгиба и кручения 44

4.10.Расчет подшипников качения 49

4.11. Проверка прочности шпоночных соединений 51

4.12. Выбор и расчет муфт 52

4.12.1Расчет фланцевой муфты 53

4.13 Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников 53

Заключение

Библиографический список

Введение

Целью выполнения проекта является закрепление знаний, полученных из ранее освоенных дисциплин и использование их при проектировании механического привода.

Задачей работы является подбор электродвигателя, выполнение кинематического расчета, расчет ременной передачи и редуктора, определение Геометрических и конструктивных размеров деталей и проверок их на прочность.

При выполнении графической части проекта использованы результаты проведенных расчетов.

Поставленные задачи решались с учетом изменений в действующих стандартах и рекомендаций, учитывающих опыт создания и эксплуатации подобных устройств.

1. Задание на дипломное проектирование

1.1.Схема привода

В механический привод (рисунок 1.1) входят электродвигатель 1, ременная передача и редуктор. Ременная передача включает в себя ведущий 2 и ведомый 3 шкивы, ремень 4. Редуктор цилиндрический двухступенчатый соосный.

Рисунок I.I – Механический привод

Зубчатые колеса быстроходной 5 и тихоходней 6 ступеней насажены на входной 7, промежуточный 8 и выходной 9 валы. Подшипники 10 поддерживают валы и позволяют им свободно вращаться. Зубчатые колеса, валы и подшипники расположены внутри закрытого чугунного корпуса II. Выходной вал редуктора соединен с приемным залом 12 катаны муфтой 13. Ввиду того, что входной и выходной валы располагаются по одной оси, для размещения их подшипников внутри корпуса имеется опора 14, укрепленная ребром жесткости 15

1.2 Исходные данные

1. Режим работы нереверсивный.

2. Мощность на выходном валу редуктора Р3=5,3кВт..

3. Частота вращения приемного вала машины n3=75 об/мин.

4. Частота вращения (синхронная) вала электродвигателя nс=1000 об/мин.

5. Электродвигатель соединен с редуктором посредством плоскоременной передачи.

6. Редуктор соединен с приемным валом машины посредством фланцевой муфты.

7. Ступени редуктора: быстроходная колеса косозубые

тихоходная колеса прямозубые

8. Опоры валов редуктора выполнить в виде подшипников качения – ПК

9. Смазка жидкая индустриальными маслами окунанием.

10. Долговечность передачи принять Lh=20 тысяч часов

2. Кинематический расчёт и выбор электродвигателя

2.1. Определение потребной мощности и выбор электродвигателя

Общий КПД привода

, (2.1.1)

где Р = 0,96 КПД плоскоременной передачи;

Р = 0,95 КПД клиноременной передачи;

Б= Т (0,96 – 0,98) КПД быстроходной и тихоходной цилиндрических передач;

П = (0,99 – 0,995) КПД одной пары подшипников.

Потребная мощность, кВт,

, (2.1.2)

где P3 мощность на выходном валу редуктора, кВт.

кВт

По потребной мощности из прил., [II, с. 377 - 379, табл. 24.8, 24.9] выбирается тип электродвигателя так, чтобы

Рэ Pп,

где Рэ номинальная мощность электродвигателя, указанная в каталоге.

7,505,956

Двигатель закрытый обдуваемый единой серии 4А132М6,

номинальная мощность – 7,50 кВт

рабочая частот вращения, nэ – 970 об/мин

диаметр вала двигателя, dэ – 38 мин.

2.2. Определение передаточного числа и распределение его между типами и ступенями передач

Общее передаточное число привода

, (2.2.1)

где nэ – рабочая частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

n3 – частота вращения выходного вала редуктора, об/мин.

Общее передаточное число привода можно представить и как произведение:

, (2.2.2)

где Uр, UБ, UТ – передаточные числа ременной передачи, быстроходной и тихоходной ступеней редуктора соответственно.

Из условия рационального соотношения размеров диаметра ведомого шкива ременной передачи и редуктора рекомендуется в расчетах принимать

1<UР2

Uр=1,5

Передаточное число редуктора

, (2.2.3)

В соответствии с [ II, с. 7, табл. I.3] передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней редуктора можно определить из соотношений:

; (2.2.4)

, (2.2.5)

2.3. Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора

Частоты, об/мин:

входной вал

; (2.3.1)

об/мин

Промежуточный вал

, (2.3.2)

об/мин

выходной вал

, (2.3.3)

об/мин

приемный вал машины

nпв=n3, (2.3.4)

nпв=75 об/мин

Угловые скорости, с-1:

входной вал

, (2.3.5)

рад с-1

промежуточный вал

, (2.3.6)

рад с-1

выходной вал

, (2.3.7)

рад с-1

приемный вал машины

, (2.3.8)

рад с-1

2.4. Мощности и вращающие моменты на валах редуктора

Мощности, кВт:

; (2.4.1)

; (2.4.2)

; (2.4.3)

, (2.4.4)

кВт

Моменты, Н·м:

; (2.4.5)

; (2.4.6)

; (2.4.7)

; (2.4.8)

Н·м

3. Расчет плоско ременной передачи

Вариант механического привода представлен на рис. 3.1. Ременная передача, состоящая из ведущего I, ведомого 2 шкивов и ремня 3, является быстроходной ступенью привода, понижающей частоту вращения вала электродвигателя 4.

Рис. I. Кинематическая схема привода с ременной передачей: I, 2 - ведущий и ведомый шкивы; 3 - ремень; 4 - электродвигатель; 5 - редуктор; 6 - муфта; 7 - приемный вал машины

Расчет ременной передачи заключается в определении геометрических размеров, сил, действующих на валы, и долговечности.

Диаметр ведущего шкива передачи, мм,

, (3.1)

где РП мощность на ведущем валу передачи, равная потребной мощности, Вт;

nэ частота вращения ведущего вала передачи, равная частоте вращения вала электродвигателя , об/мин.

мм

Из найденного интервала значений d1 выбирают большее стандартное d1=200

Диаметр ведомого шкива (без учета скольжения), мм,

(3.2)

где Uр передаточное число ременной передачи.

мм

Найденное значение d2 округляем до ближайшего стандартного d2=300

Межосевое расстояние, мм,

, (3.3)

мм

Длина ремня, мм,

, (3.4)

мм

Угол обхвата меньшего шкива, град.,

, (3.5)

град

Скорость ремня, м/с,

, (3.6)

м/с

В зависимости от скорости выбирается тип ремня В.

Допускаемая удельная тяговая способность ремня, Н/мм2 ,

, (3.7)

Оптимальная удельная тяговая способность ремня, Н/мм2,

, (3.8)

Значения коэффициентов a , W и наибольшего допускаемого отношения /d1

Наибольшее распространение имеют прорезиненные ремни. Поэтому коэффициенты a, и W выбираются для прорезиненных ремней при отношении /d1 = 1/40.

Н/мм2

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата меньшего шкива,

Коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня,

, (3.9)

Коэффициент Ср,. учитывающий, влияние -режима :работы, выбирается из прил. 2. Коэффициент С, учитывающий расположение передачи, - из прил. 3.

Н/мм2

Окружное усилие, Н

, (3.10)

Требуемая площадь поперечного сечения ремня, мм2,

, (3.11)

мм2

где b – ширина ремня, мм;

– толщина ремня, мм.

Ориентировочная толщина ремня определяется с учетом выполнения условия, мм:

, (3.12)

мм

где di - диаметр малого шкива, принятый из стандарта, мм.

Толщина одной прокладки 1 принимается из прил. 5 в зависимости от типа ремня и конструкции. Для ремней типа В рекомендуется принимать 1 = I,25 мм. Тогда количество прокладок

(3.13)

Найденное значение округляется до ближайшего стандартного z=6

Уточняется толщина ремня, мм.

, (3.14)

мм

Ширина ремня, мм.

, (3.15)

мм

Значение b округляется до ближайшего стандартного b=53 Уточненное значение площади сечения ремня, мм2 ,

(3.16)

мм2

Рассчитанный ремень проверяется на прочность и долговечность. При проверке на прочность определяется максимальное напряжение в сечении, набегающем на ведущий шкив:

(3.17)

где 1- напряжение, обусловленное величиной силы;

Ft , действующей в ведущей ветви ремня передачи, Н/мм2,

(3.18)

Н/мм2

0 напряжение от предварительного натяжения, принимаемое для плоских прорезиненных ремней равным 1,8 Н/мм2 ;

n напряжение, обусловленное изгибом ремня при огибании ведущего шкива, Н/мм2 ,

(3.19)

Н/мм

Еи модуль упругости при изгибе для прорезиненных ремней, Н/мм2,

Еи = 80 - 100 Н/мм2;

v напряжение, обусловленное действием центробежной силы, Н/мм2,

(3.20)

Н/мм2

= 1200 плотность прорезиненного ремня, кг/м ;

v скорость ремня, м/с.

Н/мм2

При расчете передачи должно выполняться условие прочности:

Для прорезиненных ремней [р ]=6 – 8 Н/мм .

Расчетная долговечность ремня, ч,

(3.21)

ч.

где m = 5 для плоских ремней;

107 базовое число циклов;

у = 7 предел выносливости для прорезиненных ремней без прослоек, Н/мм2;

v- частота пробегов ремня в секунду;

Сi =1,35 коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа;

Сн коэффициент, учитывающий непостоянство нагрузки; при постоянной нагрузке Сн = I.

Сила давления на валы для передачи с периодическим регулированием начального натяжения ремня

(3.22)

Рассчитанная ременная передача имеет следующие параметры

d1=200 мм; d2=300 мм; а=1000 мм

L=2787,5 мм; v=10,96 м/с; 1=174,3 град

А=265 мм2; b=53 мм; =5 мм

H0=2196337,579 ч; Fn=71,063; B=60

Тип ремня В

4. Расчёт и конструирование редуктора

Тип редуктора - цилиндрический двухступенчатый соосный. Быстроходная (первая) ступень редуктора – цилиндрическая с косозубыми колесами, тихоходная (вторая) – с прямозубыми.

4.1. Материалы зубчатых колес

Основным материалом для изготовления зубчатых колес служат термически обработанные стали. По сравнению с другими материалами они в наибольшей степени обеспечивают контактную прочность и прочность зубьев на изгиб.

В зависимости от твердости (или термообработки) стальные зубчатые колеса разделяют на две группы: твердостью НВ > 350 (с объемной закалкой, закалкой т.в.ч., цементацией, азотированием); твердостью НВ 350 (зубчатые колеса нормализованные или улучшенные).

Применение материалов с НВ > 350 позволяет существенно повысить нагрузочную способность зубчатых передач. Однако колеса из таких материалов плохо прирабатываются, поэтому требуют повышенной точности изготовления, повышенной жесткости валов и опор. Кроме того, нарезание зубьев при высокой твердости затруднено. Это обусловливает выполнение термообработки после нарезания зубьев. Часто некоторые виды термообработки вызывают значительное коробление зубьев. Исправление формы зубьев требует осуществления дополнительных операций: шлифовки, притирки, обкатки. Эта трудности проще преодолеть в условиях крупносерийного и массового производства, когда окупаются затраты на специальное оборудование, инструменты и приспособления.

Твердость материала НВ 350 позволяет производить нарезание зубьев после термообработки. При этом можно получать высокую точность без применения дорогих отделочных операций. Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Для лучшей приработки зубьев твердость шестерни рекомендуется назначать больше твердости колеса на 30 - 50 единиц:

где HB1 и НB2 твердости рабочих поверхностей шестерни и колеса соответственно.

Технологические преимущества материала при НВ 350 обеспечили ему широкое распространение в условиях индивидуального и мелкосерийного производства, в мало - и средненагруженных передачах.

Учитывая, что заданием предусмотрено проектирование индивидуального привода, рекомендуется выбирать материалы для зубчатых колес с твердостью НВ 350. Для получения передач сравнительно небольших габаритов следует подобрать материал для шестерни с твердостью, близкой к НВ300.

С целью сокращения номенклатуры материалов в двух и многоступенчатых редукторах назначают одну и ту же марку стали для всех шестерен, аналогично и для колес.

Данные о материалах целесообразно представить в виде табл. 4.1

Таблица 4.1

Механические характеристики материалов зубчатых колес

Зубчатое

колесо

Марка

стали

Термообработка

Твердость сердцевины НВ, кгс/мм2

Предел прочности в, МПа

Z1

Z2

40ХН

Улучшение

Нормализация

Улучшение

Нормализация

269-302

220-250

269-302

220-250

390

4.2. Определение геометрических и кинематических параметров тихоходной ступени редуктора (колеса прямозубые)

При расчете передач следует считать, что редуктор выполняется в виде самостоятельного механизма. Поэтому в соответствии с ГОСТ 21354-87 основным параметром передачи является межосевое расстояние а Межосевые расстояния быстроходной аб и тихоходной ат передач (ступеней) редуктора этого типа равны между собой. Однако тихоходная ступень более нагружена. Поэтому расчет следует начать с нее.

Межосевое расстояние, мм

(4.2.1)

где Kа= – 495 вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

UT – передаточное число тихоходной ступени редуктора;

Т3 – вращающий момент на ведомом валу передачи, Н-м;

Кн – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимаемый из графика (рис. 4.2.1) в зависимости от коэффициента ширины венца зубчатого колеса bd относительно делительного диаметра,

Рисунок 4.2.1 – График зависимости от коэффициента ширины венца зубчатого колеса относительно делительного диаметра

, (4.2.2)

где ba – коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния, принимаемый из ряда 0,4; 0,5; 0,63; 0.8; 1,0.

В качестве допускаемого контактного напряжения нр для прямозубой передачи принимают допускаемое контактное напряжение зубчатого колеса:

(4.2.3)

где H lim b4 – контактной усталости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений колеса, МПа,

н lim b4 = 2НВ4 + 70 (4.2.4)

где HB4 – твердость материала колеса (табл. 4.1);

,МПа

Zn – коэффициент долговечности,

при Nk4 NH lim4 ; (4.2.5)

при Nk4 NH lim

где NH lim4 – базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости, миллионов циклов,

(4.2.6)

Nk4 – суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов,

Nk4 = 60 n3 Lh, (4.2.7)

где n2 – частота- вращения выходного вала редуктора, об/мин;

Lh – ресурс (долговечность) передачи, ч;

Nk4 = 60·75·20000=90000000

(4.2.8)

где ZR – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;

Zv – коэффициент, учитывающий влияние скорости;

ZL – коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала;

ZX – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;

SH=1,1 – коэффициент запаса прочности.

мм

Модуль зубьев, мм,

(4.2.9)

Значение модуля принимается из вычисленного интервала и согласовывается со стандартным.

Модуль принимаем m=4,5

Сумма зубьев шестерни и колеса

, (4.2.10)

Число зубьев шестерни

, (4.2.11)

Так как зацепление выполнено без смещения, то по условию не подрезания минимальное число зубьев шестерни Z3 = 17. Рекомендуется проектировать шестерню тихоходной ступени с числом зубьев Z3 = 18-26. Если эта рекомендация не выполняется, то при определении суммарного числа зубьев Zc следует изменить модуль.

Число зубьев колеса

, (4.2.12)

Делительные диаметры, мм;

Шестерни –

(4.2.13)

мм

Колеса-

, (4.2.14)

мм

Диаметры вершин зубьев, мм;

Шестерни-

, (4.2.15)

мм

колеса-

, (4.2.16)

мм

Диаметры впадин зубьев, мм:

шестерни –

, (4.2.17)

мм

колеса-

, (4.2.18)

мм

Уточненное межосевое расстояние, мм,

, (4.2.19)

мм

Рабочая ширина зубчатого венца, равная ширине венца колеса, мм,

, (4.2.20)

мм

Ширина венц0а шестерни, гм,

, (4.2.21)

;

Окружная скорость зубчатых колес, м/с.

, (4.2.22)

м/с

4.2.1. Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность

После определения геометрических размеров рабочие поверхности зубьев необходимо проверить на контактную прочность. Для этого следует определить рабочее контактное напряжение н и сравнить с допускаемым нр Должно выполняться условие: ннр

Рабочее контактное напряжение, МПа,

, (4.2.1.1)

где ZE = 190 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, изготовленных из стали;

ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев з полюсе зацепления,

, (4.2.1.2)

где t – делительный угол профиля в торцовом сечении, град;

t – угол зацепления, град;

для прямозубых передач без смещения

Z – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий прямозубой передачи,

(4.2.1.3)

где – коэффициент торцового перекрытия,

Ft3 – окружная сила на делительном диаметре шестерни, Н;

; (4.2.1.4)

КA = 1,1 – коэффициент внешней динамической нагрузки при равномерном нагружении двигателя и ведомой машины;

KHv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,

(4.2.1.5)

где Нv – удельная окружная динамическая сила, Н/мм,

(4.2.1.6)

где Н= 0,06 – коэффициент, учитывающей влияние вида зубчатой передачи;

g0 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса 8-й степени точности,

g0 = 6,1 – при 10m3,55мм;

Н/мм

где КН=1,05 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузка по длине контактных линий,

Кн= 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых передач.

МПа

4.2.2, Расчет зубьев на прочность при изгибе

Выносливость зубьев, необходимую для предотвращения усталостного излома, устанавливают для каждого колеса сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения;

FFP

Расчетное местное напряжение при изгибе:

для шестерни-

; (4.2.2.1)

для колеса-

(4.2.2.2)

где КF – коэффициент нагрузки,

, (4.2.2.3)

где КFv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса,

, (4.2.2.4)

где Fv – удельная окружная динамическая сила, Н/мм,

, (4.2.2.5)

где F= 0,16 – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи;

Н/мм

КF=1.1 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,

KF=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

YFS3, YFS4 – коэффициенты, учитывающие форму зуба и концентрацию напряжений, определяемые для шестерни и колеса в зависимости от числа зубьев Z3 и Z4 (рис. 4.2.2.1);

Рисунок 4.2.2.1 – График зависимости коэффициента от числа зубьев Z3 и Z4

Y = 1 – коэффициент, учитывающий наклон зуба прямозубых передач;

YS = 1 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Допускаемое напряжение, МПа,

, (4.2.2.6)

где Flimb – предел выносливости зубьев при изгибе, МПа,

, (4.2.2.7)

где 0Flimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа,

0Flimb=1,75 НВ

для шестерни-

0Flimb3=1,75 НВ3 (4.2.2.8)

0Flimb3=1,75 285,5=499,625

для колеса –

0Flimb4=1,75 НВ3 (4.2.2.9)

0Flimb4=1,75 235=411,25

YT= I – коэффициент, учитывающий технологию изготовления зубчатых колес;

УZ = I – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса (ковка или штамповка);

Уg = I – коэффициент, учитывающий отсутствие шлифовки переходной поверхности зубьев;

Уd= I – коэффициент, учитывающий отсутствие деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности;

УA = I – коэффициент, учитывающий влияние характера приложения нагрузки (односторонняя);

YN – коэффициент долговечности,

для шестерни -

(4.2.2.10)

для колеса-

(4.2.2.11)

где NFlimb =4 10 – базовое число циклов напряжений;

показатель степени для зубчатых колес с однородной структурой материала;

Nk – суммарное число циклов напряжений, определяемое для шестерни и колеса, миллионов циклов;

для шестерни –

, (4.2.2.12)

для колеса –

, (4.2.2.13)

При Nk принять YN= 1;

Y коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений,

(4.2.2.14)

YR = 1,2 – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности (при нормализации и улучшении);

Yх коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса,

(4.2.2.15)

где d – диаметр делительной окружности зубчатого колеса, мм;

SF = 1,7 – коэффициент запаса прочности для углеродистой и легированной стали, подвергнутых нормализации или улучшению.

Допускаемое напряжение, МПа:

для шестерни –

(4.2.2.16)

для колеса-

(4.2.2.17)

4.3. Определение геометрических и кинематических параметров быстроходной ступени редуктора (колеса косозубые)

Межосевое расстояние быстроходной ступени, мм,

мм

Модуль зацепления, мм,

m=3.5

Угол наклона зубьев косозубых зубчатых колес выбирается из условия получения коэффициента торцового перекрытия более 1,1, которому соответствуют значения =(3 - 18)°. При расчете передачи первоначально принимается любое значение угла из указанного интервала.

Число зубьев:

шестерни –

; (4.3.1)

Число зубьев шестерни быстроходной ступени

Z1= 22 - 35.

колеса –

(4.3.2)

Уточненное значение угла наклона зубьев, град,

; (4.3.3)

град

Делительные диаметры, мм:

Шестерня–

; (4.3.4)

мм

Колеса–

; (4.3.5)

мм

Диаметры вершин зубьев мм;

шестерки –

; (4.3.6)

мм

колеса –

; (4.3.7)

мм

Диаметры впадин зубьев, мм:

шестерни –

;

мм

колеса –

; (4.3.8)

мм

Рабочая ширина зубчатого венца, мм:

колеса –

; (4.3.9)

мм

Шестерни –

; (4.3.10)

мм

Окружная скорость зубчатых колес, м/с,

; (4.3.11)

м/с

4.3.1. Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность

Рабочее контактное напряжение

(4.3.1.1)

где ZЕ = 190 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, изготовленных из стали;

Zн – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления,

(4.3.1.2)

где t – делительный угол профиля в торцовом сечении, град,

(4.3.1.3)

где t – угол зацепления, град,

(4.3.1.4)

для передач без смещения t=t ;

b – основной угол наклона, град,

z – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий косозубой передачи,

(4.3.1.5)

где – коэффициент торцового перекрытия для передач без смещения при <20

(4.3.1.6)

Ft1 – окружная сила на делительном диаметре шестерни, Н,

(4.3.1.7)

где КА = 1,1 – коэффициент внешней динамической нагрузки при равномерном нагружении двигателя и ведомой машины;

КНv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,

(4.3.1.8)

где нv – удельная окружная динамическая сила, Н/мм,

(4.3.1.9)

где Н = 0,02 – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи;

g0 коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса 8-й степени точности.

g0=5.6 при m 3.55мм.

Н/мм

Кн=1,05 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, в начальный период работы передачи

КН=1,05 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

4.3.2. Расчет зубьев на прочность при изгибе

Расчет зубьев колес быстроходной ступени выполняется аналогично расчету зубьев колес тихоходной ступени. Должно выполняться условие:

Расчетное линейное напряжение при изгибе:

для шестерни –

; (4.3.2.1)

для колеса –

(4.3.2.2)

где КF – коэффициент нагрузки,

, (4.3.2.3)

где КFv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зоне зацепления до зоны резонанса,

, (4.3.2.4)

где Fv – удельная окружная динамическая сила, Н/мм,

, (4.3.2.5)

где F= 0,06 – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи;

; (4.3.2.6)

; (4.3.2.7)

;

K0H – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи

(4.3.2.8)

где с' – удельная нормальная жесткость пары зубьев, Н/мм

где

; (4.3.2.9)

(4.3.2.10)

0KY – фактическое отклонение положения контактных линий в начальный период работы передачи,

(4.3.2.11)

где a=0,3 – коэффициент, учитывающий статистическое распределение погрешностей и критерии допустимого повреждения активных поверхностей зубьев;

F=32 – допуск на погрешность направления зубьев, мкм

=1.05

YFS1, YFS2 =3,75;3,6 – коэффициенты, учитывающие форму зуба и концентрацию напряжений, определяемые для шестерни и колеса в зависимости от числа зубьев Zv1, Zv2 ( см. рис. 4.2.2.1)

(4.3.2.12)

где – коэффициент осевого перекрытия,

; (4.3.2.13)

где Рх – осевой шаг,мм,

; (4.3.2.14)

мм

Y – коэффициент, учитывающий наклон зуба косозубой передачи

Y – коэффициент. учитывающий перекрытие зубьев

(4.3.2.15)

Допускаемое напряжение

(4.3.2.16)

где

(4.3.2.17)

(4.3.2.18)

для шестерни –

(4.3.2.19)

0Flimb1=1,75 285,5=499,625

для колеса-

(4.3.2.20)

0Flimb2=1,75 235=411,25

Значения коэффициентов YT, Yz, Yg, Yd, YA приведены в п. 4.2.2;

YN – коэффициент долговечности,

для шестерни –

(4.3.2.21)

для колеса –

(4.3.2.22)

где

NFlim b=; gF=6

NK – суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов,

для шестерни

(4.3.2.23)

для колеса

(4.3.2.24)

При NK> NFlim b принять YN=1

(4.3.2.25)

(4.3.2.26)

где di – диаметр делительной окружности колеса быстроходной ступени, мм;

SF=1.7

Допускаемое напряжение, МПа:

для шестерни- МПа

для колеса - МПа

4.4. Ориентировочный расчет и конструирование валов

Ориентировочный расчет валов производится на ранней стадии проектирования, когда изгибающие моменты еще не определены. Расчет выполняют на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям [к]и определяют диаметры отдельных ступеней валов.

Основным материалом для валов служат термически обрабатываемые среднеуглеродистые стали 35, 40, 45 или легированные – 40Х, 40ХН и др.

4.4.1. Входной вал

Диаметр входного конца вала (рис. 4.4.1.1)

(4.4.1.1)

где Т1 – вращающий момент на валу (п. 2.4), Н·мм;

[к]=(20 - 25),МПа – допускаемое напряжение кручения для среднеуглеродистых сталей 35, 40, 45.

мм

Рисунок 4.4.1.1 – Вал входной

Диаметр вала под уплотнение

(4.4.1.2)

где t =2,2 – высота буртика

мм

Диаметр вала dп в месте посадки подшипника может быть равен диаметру вала под уплотнением или больше его, но кратен пяти, т.е.

(4.4.1.3)

Между подшипником и шестерней на том же диаметре, что и подшипник, располагают разделительное кольцо. Диаметральные размеры кольца определяются из услоеия контакта его торцов с колесом и внутренним кольцом подшипника.

Диаметр кольца со стороны подшипника

(4.4.1.4)

где r=2.5 – координата фаски подшипника

мм

Диаметр вала под шестерней

> (4.4.1.5)

>мм

Диаметр разделительного кольца со стороны шестерни

(4.4.1.6)

где=1,2 - размер фаски

мм

4.4.2. Промежуточный вал

Диаметр вала под колесом и шестерней (рис. 4.4.2.1)

(4.4.2.1)

где T2. – вращающий момент на промежуточном валу (п. 2.4), Н-мм;

[к] =(10 – 13)МПа

мм

Диаметр вала в месте посадки подшипника

(4.4.2.2)

где r = 3 – координата фаски подшипника

мм

Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника

(4.4.2.3)

мм

со стороны колеса и шестерни –

(4.4.2.4)

где =1,6 – размер фаски

Рисунок 4.4.2.1 – Вал промежуточный

4.4.3. Выходной вал монету

Диаметр выходного конца вала (рис. 4.4.3.1)

(4.4.3.1)

где Т3 – вращающий момент на валу (п. 2.4), Н·мм;

[к]=(20 - 25),МПа – допускаемое напряжение кручения для среднеуглеродистых сталей 35, 40, 45.

мм

Диаметр вала под уплотнение

(4.4.3.2)

где t =2,8 – высота буртика

мм

Рисунок 4.4.3.1 – Вал выходной

Диаметр вала dn в месте посадки подшипника может быть равен диаметру вала под уплотнением или больше его, но кратен пяти, т.е.

(4.4.3.3)

Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника

(4.4.3.4)

где r=3 – координата фаски подшипника

мм

Диаметр вала под колесом

> (4.4.3.5)

>мм

Диаметр разделительного кольца со стороны колеса

(4.4.3.6)

где =2 – размер фаски

4.5. Выбор подшипников качения

Подшипники качения выбираются из [II, табл. 24.10, 24.15 -24.17; 3, II.26, II.29 - II.31; 5, II.14, II. 19, II.20] в зависимости от диаметров dп валов, начиная с легкой серии. Для опор валов с цилиндрическими прямозубыми колесами нужно использовать радиальные шариковые подшипники, для валов с цилиндрическими косозубыми, коническими и червячными колесами и для червяка - радиально-упорные для роликовые конические. Для выбранных подшипников из таблиц выписать их маркировку, наружный D и внутренний d диаметры и ширину В, величины статической Соr. и динамической Cr грузоподъемностей.

Подшипники на входной вал:

(7207А) d=35; D=72; B=17; с=15; r=2; r1=0,8; Cr=48,4; C0r=32,5; е=0,37; Y=1,6.

Подшипники на промежуточный вал:

(7308А) d=40; D=90; B=23; с=20; r=2,5; r1=0,8; Cr=80,9; C0r=56; е=0,35; Y=1,7.

Подшипники на выходной вал:

(208) d=55; D=100; B=21; r=2,5; Cr=43,6; C0r=25,0

4.6. Конструирование зубчатых колес

Для изготовления стальных зубчатых колес рекомендуется применять кованые ила штампованные заготовки, имеющие более высокие механические характеристики.

Шестерни (рис. 4.6.1) изготавливают за одно целое с валом, если расстояние а от впадины зуба до шпоночного паза меньше 2,5 m (рис. 4.6.1). Если а2,5m, то шестерня выполняется съемной.

Размеры шестерни быстроходной и тихоходной ступеней определены ранее (п. 4.3.2; 4.4.1;4.4.2).

На торцах зубчатого венца выполнить фаски размером =(0,5 - 0,7)m.

Рисунок 4.6.1 – Размеры шестерни

(4.6.3)

где t2 – глубина паза ступицы

Шестерни выполняются съёмными т.к. а2,5m

Конструкцию кованых зубчатых колес (рисунок. 4.8) применяют при наружном диаметре da менее 500 мм.

Диаметр ступицы :

(4.6.1)

где dк – диаметр ступени вала, предназначенной для посадки колеса (п. 4.4.1; 4.4.2), мм.

Длина ступицы

(4.6.2)

Толщина обода колеса

(4.6.4)

где m – модуль передачи, мм.

Величина 0 должна быть не менее 8 - 10 мм.

Диаметр окружности, по которой располагаются центры отверстий,

(4.6.5)

где

(4.6.6)

мм

Диаметр отверстий, мм,

Толщина диска

(4.6.7)

где вi – ширина венца колеса (п. 4.2, 4.3).

На торцах зубчатого венца, ступицы, углах обода выполнить фаски , размеры которых 2,4=5

Рисунок 4.6.2 – Размеры зубчатого колеса

4.7. Конструирование корпуса редуктора

Для удобства монтажа деталей корпус обычно выполняют разъемным (рис. 4.7.1). Плоскость разъема проходит через оси валов и ,делит корпус на основание (нижнюю часть) я крышку (верхнюю часть).

Рисунок 4.7.1 – Корпус редуктора

Рисунок 4.7.2 – Размеры элементов корпуса редуктора

Рисунок 4.7.3 – Размеры прилива под подшипники корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса к и крышки 1к редуктора;

(4.7.1)

(4.7.2)

где аТ – межосевое расстояние тихоходной ступени, мм.

мм

Толщина верхнего фланца основания корпуса редуктора

(4.7.3)

мм

Толщина нижнего фланца основания корпуса редуктора

(4.7.4)

мм

Толщина фланца крышки редуктора

(4.7.5)

мм

Толщина peбep жесткости основания m и крышки m1 редуктора:

(4.7.6)

(4.7.7)

Диаметр фундаментных болтов

(4.7.8)

мм

Диаметр болтов у подшипников

d2 = (0.7 - 0,75) d1 (4.7.9)

мм

Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой,

d3= (0,5 - 0.б) d1. (4.7.10)

мм

Диаметр винтов, крепящих смотровую крышку,

d5= (0,3 - 0,4) d1 . (4.7.11)

Расстояния от наружной поверхности стенки корпуса С1 , С2 . С3

до оси болтов d1, d2, d3 и ширины фланцев корпуса К1 , К2 , К3 в зависимости от диаметров болтов d1 , d2 , d3 [] . Диаметры отверстий под болты принять на I мм больше диаметров болтов.

К1=48 С1=25

К2=36 С2=19,5

К3=33 С3=18

К5=24 С5=13

Расположение оси отверстия для болта диаметром d2 определяется размером е (см. рис. 4.7.2),

(4.7.12)

мм

При конструировании крышки определяющим размером является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник (см. рис.-4.7.2). Толщина стенки крышки, диаметр 3 и число Z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от D [II, с. 128] .

Толщина фланца крышки

(4.7.13)

мм

Толщина ножки крышки

(4.7.14)

мм

Длина ножки крышки

(4.7.15)

мм

Диаметр окружности, по которой располагаются оси винтов крепления крышки,

(4.7.16)

где

С4d4

мм

Диаметр фланца крышки

(4.7.17)

мм

Диаметр гнезда

(4.7.18)

мм

Промежуточная опора (см.рис..4.7.3) соосно расположенных валов находится внутри корпуса редуктора. В отверстии опоры располагаются подшипники входного и выходного валов, имеющие разные наружные диаметры D1 и D3 Расточку отверстия выполняют со сквозным диаметром D3 Для установки подшипника с меньшим диаметром D1 применяют кольцо (см. рис. 4.7.3). Кольцо фиксируется кольцевым выступом на наружной поверхности, входящим в канавку разъемного корпуса. Подлинники доводятся до упора в торцовые поверхности кольца. Формы канавок, выполняемых в кольца, показаны на рис. 4.7.3 их размеры приведены в табл. 4.4.

Таблица 4.4 Размеры канавок, мм

D1	b2	d1	d2	R	R1
Св. 10 до 50	3	Di-0.5	Di+0.5	1.0	0.5
Св. 50 до 100	5	Di-1	Di+1.0	1.6	0.5
Св. 100	8			2.0	1.0

4.8. Компоновочная схема редуктора

Компоновочную схему редуктора (рис. 4.18.1) выполнять на миллиметровой бумаге формата AI в масштабе 1:1 тонкими линиями(приложение 1), чтобы при необходимости можно было произвести необходимые изменения.

Рисунок 4.8.1 – Размеры для построения редуктора

При выполнении компоновочной схемы размеры принимать из таблицы 4.5

Таблица 4.5

Размеры к компоновочной схеме редуктора

обозначения	наименование	Примечание
аб=аТ	Межосевое расстояние быстроходной и тихоходной ступеней	222,75мм
а	Расстояние между торцом колеса и внутренней стенкой редуктора	10мм
а1	Расстояние между делительным диаметром колеса и стенкой редуктора	а1б=а+т=13,5мм а1Т=а+т=14,5мм
вi	Ширина венца шестерни	92,6мм 93,6мм
di	Диаметры делительных окружностей зубчатых колес	d4=382.5мм d2=336,9мм
lст	Длина ступицы колеса	lст2=89,1мм lст4=89,1мм
dст	Диаметр ступицы колеса	dст2=76,8мм dст4=96мм
Di dпi Bпi	Диаметры наружного и внутреннего колец подшипников, ширина подшипников	Dвх=72, Dп=90,Dвых=100мм dпвх=35, dпп=40, dпвых=55мм Bпвх=17, Bпп=23, Bпвых=21мм
Продолжение таблицы 4.5
обозначения	наименование	Примечание
K2 K3	Размеры фланцев редуктора	36мм 33мм
Dф 4	Размеры крышки подшипника	Dфвх=106; Dфп=124; Dфвых=162мм 4вх=7,2; 4пр=7,2; 4вых=8,4мм
е	Расстояние между торцами подшипников в промежуточной опоре	10мм
l1 l2 l3	Расстояние между центрами подшипников и зубчатых колес промежуточного вала	68,3мм 161,1мм 67,8мм
l4	Расстояние от крышки подшипника до шкива ременной передачи	(10-15)мм
l5	Ширина шкива ременной передачи	60
l6	Расстояние от крышки подшипника до муфты	(10-15)мм
L7	Длина полумуфты	105мм

4.9. Расчет валов на совместное действие изгиба и кручения

Валы редуктора нагружены силами, действующими в зацеплениях передач, и испытывают деформации изгиба и кручения. Для упрощения расчетов принять, что силы являются сосредоточенными, приложены в серединах венцов зубчатых колес и направлены по нормалям к профилям зубьев в полюсах зацепления. При расчете их раскладывают на составляющие, действующие вдоль координатных осей. Схема редуктора и усилий, действующих в передачах, приведена на рис. 4.9.1

Рисунок 4.9.1– Схема редуктора и усилий, действующих в передачах

Усилия, действующие в передачах:

окружные –

; (4.9.1)

; (4.9.2)

; (4.9.3)

(4.9.4)

радиальные –

; (4.9.5)

; (4.9.6)

; (4.9.7)

(4.9.8)

осевые –

; (4.9.9)

; (4.9.10)

;

где = 20– угол профиля делительный;

– угол наклона линии зуба.

Н;

;

Промежуточный вал

Реакши в опорах вала (подшипниках) от сил, действующих в плоскости XOZ вдоль оси Z (рис. 4.):

(4.9.11)

(4.9.12)

(4.9.13)

(4.9.14)

Рисунок 4.9.2 – Реакции в опорах вала от сил действующих в плоскости XOZ вдоль оси Z и в плоскости XOY вдоль осей X и Y

Реакции в опорах вала от сил, действующих в плоскости ХОУ вдоль

осей X и У:

(4.9.15)

(4.9.16)

(4.9.17)

(4.9.18)

Суммарные реакции:

(4.9.19)

(4.9.20)

Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскости XOZ:

участок вала АВ-

(4.9.21)

;

(4.9.22)

; (4.9.23)

(4.9.24)

участок вала ВС –

(4.9.25)

; (4.9.26)

(4.9.27)

(4.9.28)

(4.9.29)

участок вала СД –

(4.9.30)

(4.9.31)

(4.9.32)

(4.9.33)

(4.9.34)

Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскости XOY:

участок вала АВ-

(4.9.35)

;

(4.9.36)

;

(4.9.37)

участок вала ВС –

(4.9.38)

(4.9.39)

(4.9.40)

(4.9.41)

участок вала СД –

(4.9.42)

(4.9.43)

(4.9.44)

По найденным значениям изгибающих моментов строятся эппюры

Суммарные изгибающие моменты:

(4.9.45)

(4.9.46)

Эквивалентный момент по третьей теории прочности

(4.9.47)

Диаметр вала в опасном сечении

(4.9.48)

Допускаемое напряжение [и] выбирают невысоким, чтобы валы имели достаточную жесткость, обеспечивающую нормальную работу зацепления и подлинников. Валы рекомендуется изготавливать из сталей 35, 40, 45, Ст 5, Ст 6, для которых [и] =(50 - 60)МПа.

мм

Вычисленное значение диаметра вала d в опасном сечении сравнить с диаметром dк под колесом, найденным при ориентировочном расчета (п. 4.4.2). Должно выполняться условие: dкd.

5048,18

4.10.Расчет подшипников качения

В основу расчета подшипников качения положены два критерия: по остаточным деформациям и усталостному выкрашиванию. При частоте вращения кольца n10 об/мин критерием является остаточная деформация и расчет выполняют по статической грузоподъемности Соr; при n> 10 об/мин критерием является усталостное выкрашивание дорожек качения и расчет выполняют по динамической грузоподъемности Сr. Суждение о пригодности подшипника выносится из сопоставления требуемой и базовой грузоподъемностей (СтрСr) или долговечноcтей

Частота вращения n =209,209 об/мин. Базовая долговечность подшипника [L10h]=20000ч Диаметр посадочных поверхностей вала dn = 40мм. Действующие силы: радиальные – Fr1 =RA=2205,53 Н и Fr2 = RД =9170,52 Н; осевая - Fa = Н.

Учитывая диаметр посадочных поверхностей вала и характер действующей нагрузки ,выбираем роликовый конический однорядный подшипник 7308А ,для которого величины статической и динамической грузоподъемностей: С0r = 56000 Н; Cr = 80900 Н.

е=0,35; Y=1,7.

Схема установки подшипников и действующих сил представлена на рис. 4.13.

Осевые составляющие от радиальных нагрузок:

(4.10.1)

(4.10.2)

Суммарные осевые нагрузки на подшипник:

Так как S2>S1, FaS2 –S1 то, следует:

; (4.10.3)

Рисунок 4.10.1 – Силы действующие в подшипниках качения

Определяем отношение для правой, более нагруженной опоры:

< (4.10.4)

где V – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника.

Находим значения коэффициентов радиальной X и осевой нагрузки У:

;

Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры

(4.10.5)

где К= 1,3 – коэффициент безопасности;

KT = I – температурный коэффициент,

Определяем отношение для левей опоры:

> (4.10.7)

Определяем коэффициенты Х и У

;

Эквивалентная динамическая нагрузка левей оперы

Для более нагруженной опоры (правой) определяем долговечность выбранного подшипника 7308А:

(4.10.8)

Так как рассчитанная (требуемая) долговечность больше базовой то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.

4.11. Проверка прочности шпоночных соединений

Шкив, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют их от проворачивания призматическими шпонками (рис. 4.11.1). Размеры сечения шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки

Рисунок 4.11.1 – Размеры шпонки

Рабочая длина шпонки

(4.11.1)

где lст – длина ступицы зубчатого колеса, шкива или полумуфты;

b – ширина шпонки.

мм

Рисунок 4.11.2 – Размеры шпонки

Часть шпонки, выступающую из вала, проверяют по напряжениям смятия:

; (4.11.2)

где Тi – вращающий момент на валу, Н-мм;

Z – число шпонок;

lp – рабочая длина шпонки, мм;

di – диаметр вала, мм;

h – высота шпонки, мм;

t1 – глубина паза вала, мм;

см, [см] – рабочее и допускаемое напряжения смятия, МПа.

1 шпонка

2 шпонки

В расчетах можно принять [см] =70 МПа.

[см]=70> см=61,3; 23,23; 40,01; 36,01; 47,12; 42,2.

4.12. Выбор и расчет муфт

Муфты выбирают из стандартов или нормалей машиностроения в зависимости от расчетного, вращающего момента Тр и диаметров соединяемых валов

При работе муфта испытывает колебания нагрузки, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Расчетный вращающий момент, Н·м,

(4.12.1)

где kp = 1,5 – коэффициент режима работы для привода от электродвигателя;

Tпв – момент на приводном валу машины, Н·м.

Н·м

При выборе муфты должно соблюдаться условие:

где Тс=1600 – вращающий момент, передаваемый стандартной муфтой в стандарте или нормали машиностроения.

Затем, в зависимости от типа муфты, проверяют отдельные ее элементы на прочность.

4.12.1Расчет фланцевой муфты

Болты в отверстия поставлены без зазора (рис. 4.12.1.1).

Рисунок 4.12.1.1 – Размеры фланцевой муфты

Вращающий момент в данном случае передается болтами, установленными без зазора и работающими на срез.

Условие прочности на срез:

(4.12.1.1)

где d=d+1=17 – диаметр нарезанной части стержня болта, мм

D0 =150 – диаметр окружности, проходящей через центры болтовых отверстий, мм;

z' =6 – число болтов, установленных без зазора;

[ср]=0,25т – допускаемое напряжение на срез для болтов, МПа;

Т – предел текучести материала болта для стали 45,220МПа.

[ср]=0,25·220=55

4.13 Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников

Экономичность и долговечность машины зависят от правильного выбора смазочного материала. Потери на трение снижаются с ростом вязкости смазки , однако повышаются гидромеханические (на перемешивание смазочного материала ). Поэтому выбор вязкости масла сводится к определению некоторого относительного ее значения на основе опыта изготовления и эксплуатации узлов машин, рекомендации теории смазывания.

Ориентировочное значение вязкости масла для смазывания зубчатых передач определяется в зависимости от фактора

(4.13.1)

где ННV – твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев шестерни.

Соотношения числами твердости НВ и НV приведены в прил., табл. 11,18

Н – Рабочее контактное напряжение, МПа;

v – окружная скорость в зацеплении, м/с.

Для двухступенчатого редуктора следует определить значения фактора з.п для обеих ступеней и из рис. 4.18 найти соответствующие им вязкости б и т Так как редуктор имеет общую масляную ванну, то следует определить среднее значение вязкости по формуле:

(4.13.2)

Рисунок 4.13.1 – Зависимость вязкости масла от фактора

тш=93·106,м2/с при 50

тк=90·106,м2/с при 50

бш=118·106,м2/с при 50

бк=105·106,м2/с при 50

,м2/с при 50

В редукторе и коробках передач подшипники обычно смазываются смазочным материалом, применяемым для зацепления (Марка масла –

– И-100А)

Заключение

На основании произведенных расчетов выбран электродвигатель (4А132М6), определены передаточные отношения ременной и зубчатых передач (Uр=1,5, UТ=2,789 Uб=3,091 ), мощности, частоты вращения и вращающие моменты навалах редуктора (P1=5,718 кВт P2=5,519 кВт P3=5,326кВт PПВ=5,3 кВт n1= 646,667 об/мин n2=209,209 об/мин n3=75 об/мин.T1=92,698 Н·м T2=252,044 Н·м T3=678,471 Н·м).

Путем подбора диаметров шкивов, толщины ремня, получена требуемая долговечность ременной передачи (2196337,579ч).

Используя недорогие, но достаточно прочные стали (40ХН), рассчитаны компактные зубчатые передачи, определены диаметры валов и сделаны проверки на прочность.

Разработана эскизная компоновка редуктора, позволившая принять окончательное решение о размерах деталей редуктора с учетом характера действующих в зацеплении сил и размеров валов, подобраны подшипники качения и проверены на долговечность ().

Для соединения редуктора с приемным валом машины из стандартов выбрана муфта, и ее отдельные элементы проверены на прочность.

Расчетным путем определена марка масла (И-100А) для зубчатых колес

и подшипников, установлено потребное количество масла (3 л).

По размерам, полученным из расчетов, выполнены сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей.

Полученные навыки проектирования могут быть использованы при выполнении проектно-конструкторских работ по специальным дисциплинам.

Библиографический список

1. Проектирование механического привода с цилиндрическим соосным редуктором. Методические указания к выполнению дипломного проекта по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» / Здор Г.П., Бородин А.В. Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 2010. 68 с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. Изд. 5-е, перераб. и доп. М.: Издательский центр «Академия», 2011. 496 с.

3. Проектирование механических передач: Учеб. пособие для немашиностр. вузов / С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, В.А. Киселев и др. 4-е изд. перераб. М.: Машиностроение, 2008. 608 с.

PAGE 3

Механический привод: электродвигатель, ременная передача и цилиндрический соосной редуктор