СОДЕРЖАНИЕ
| 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. | 3 |
| 2. Расчет зубчатых колес редуктора | 4 |
| 3. Предварительный расчет валов | 6 |
| 4. Конструктивные размеры шестерни и колеса | 7 |
| 5. Конструктивные размеры корпуса редуктора | 7 |
| 6. Расчет цепной передачи | 8 |
| 7. Первый этап компоновки редуктора | 10 |
| 8. Проверка долговечности подшипника | 11 |
| 9. Второй этап компоновки редуктора | 14 |
| 10. Проверка шпоночного соединения | 15 |
| 11. Уточненный расчёт валов | 15 |
| 12. Выбор сорта масла | 17 |
| 13. Сборка редуктора | 18 |
| 14. Список используемой литературы | 19 |
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
Технические данные
P2 =4,5 кВт
n2 =100 об/мин
1.1 Определение общей КПД установки
, где
=0,98 - КПД цепной передачи
=0,99 - Две пары подшипников качения
=0,92 - КПД зубчатой передачи
=0,99 - КПД муфты
 |
1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя.
1.3 Определяем требуемую частоту вращения.
где Uц.п. =3 ;Uред =4
nдв =nз×Uобщ=100×12=1200
1.4 Выбираем тип двигателя по таблице П1. Это двигатель 4А100L4УЗ с ближайшим большим значением мощности 4 кВт, с асинхронной частотой вращения 1500 об/мин и S =4,7%. Этому значению номинальной мощности соответствует частота вращения nном =1500-47=1453 об/мин.
 |
1.5 Определяем общее передаточное число установки.
1.51 По ГОСТ 2185-66 принимаем Uред =4
1.6 Пересчитываем Uц.п.
1.7 Определяем вращающий момент на валах
1.71 Вращающий момент на валу шестерни
1.72 Вращающий момент на валу колеса
2. Расчет зубчатых колёс редуктора
2.1 Выбор материалов для передач
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками по таблице 3.3: для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 230 ; для колеса - сталь 45, термообработка – улучшение, но твёрдость на 30 единиц ниже – НВ 200 .
Допускаемые контактные напряжения
 |
где sн lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл. 3.2[1] для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее
НВ 350 и термообработкой (улучшение)
 |
КHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагрузки больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КHL =1; [n ]H =1,1
 |
2.2Принимаем допускаемое напряжение по колесу
Для колеса
Тогда расчетное допускаемое напряжение
Коэффициент нагрузки 
, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше для этого случая, так как со стороны клиноременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1[1], как в случае несимметричного расположения колес, значение =1,25.
Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев (по формуле (3.8) [1]).
Здесь принято 
. Ближайшее стандартное значение 
. Нормальный модуль зацепления
; принимаем 
(стр.36 [1])
2.3 Угол наклона зубьев 
. Определим число зубьев шестерни и колеса:
; принимаем z1=28
тогда 
принимаем z2=112
2.4 Основные размеры шестерни и колеса:
2.41 Диаметры делительные:
; 
.
Проверка: 
.
2.42 Диаметры вершин зубьев:
; 
;
ширина колеса 
;
ширина шестерни 
.
2.43 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
.
2.44 Окружная скорость колес и степень точности передачи
м/с,
где - ω1=
При такой скорости следует принять 8-ю степень точности (стр.32 [1])
2.5 Коэффициент нагрузки
Значения даны в табл.3.5[1]: при 
, твердости 
и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи 
.
По табл. 3.4[1] при 
и 8-й степени точности 
. По табл.
3.6[1] для прямозубых колес при 
имеем 
. Таким образом,
.
2.6 Проверка контактных напряжений по формуле (3.6)[1]:
2.7Силы, действующие в зацеплении:
2.71 Окружная 
;
2.72 Радиальная 
;
2.73 Осевая 
2.8 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3.25)[1]:
Здесь коэффициент нагрузки 
.
По табл. 3.7[1] при 
, твердости 
и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор 
. По табл. 3.8[1] 
. Таким образом, коэффициент 
.
2.81
–коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев 
:
у шестерни 
;
у колеса 
.
При этом 
и 
(стр.42 [1]).
Допускаемое напряжение – по формуле (3.24)[1]:
.
По табл. 3.9[1] для стали 45 улучшенной при твердости 
.
Для шестерни 
;
для колеса 
.
–коэффициент запаса прочности(3.24)[1], где 
; 
. Следовательно, 
.
Допускаемые напряжения:
для шестерни 
,
для колеса 
.
Находим отношения 
;
для шестерни 
;
для колеса 
.
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты Ub и КF a
β=1, т.к. β=0
Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25)[1]:
Условие прочности выполнено.
3. Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал:
диаметр выходного конца при допускаемом напряжении 
(учитывая влияние изгиба вала от натяжения ремней привода) по формуле (6.16)[1]
.
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда(ГОСТ 6636-69): 
.
Примем под подшипниками 
. Шестерню выполним за одно целое с валом.
Ведомый вал:
Учитывая влияние изгиба вала от возможных натяжений, принимаем 
.
Диаметр выходного конца вала
.
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: 
. Диаметр вала под подшипниками принимаем 
, под зубчатым колесом 
.
Диаметры остальных участков назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
4. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры: 
, 
, 
.
Колесо кованое, 
, 
, 
.
Диаметр ступицы 
; длина ступицы 
, из конструктивных соображений принимаем 
.
Толщина обода 
, принимаем 
.
Толщина диска 
.
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
5.1 Толщина стенок корпуса и крышки:
, принимаем 
; 
, принимаем 
.
5.2 Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
5.21 Верхний пояс корпуса и пояс крышки:
;
;
5.22 Нижний пояс корпуса
, принимаем 
.
5.3 Диаметры болтов:
5.31 Фундаментных 
, принимаем болты с резьбой М20;
5.32 Крепящих крышку к корпусу у подшипников 
, принимаем болты с резьбой М16;
5.33 Соединяющих крышку с корпусом 
, принимаем болты с резьбой М10.
6. Расчет цепной передачи
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (табл. 7.15)
6.1 Вращающий момент на ведущем валу:
Т3 = Т2 =97 Н∙мм
6.2 Передаточное отношение было принято Uц =3,6
6.3 Число зубьев:
6.31 Ведущей звёздочки
6.32 Ведомой звёздочки
Принимаем 
Тогда фактическое 
6.4 Отклонение δ%
, что допустимо.
6.5 Расчётный коэффициент нагрузки (табл.7.38)
,
Где Кэ =динамический коэффициент при спокойной нагрузке; Ка =1 учитывает влияние межосевого расстояния; Кн =1-учитывает влияние угла наклона линии центров; Кр= 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи, Кр - учитывает способ регулирования цепи; Ксм =1 при непрерывной смазке; Кп =учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе Кп =1.
6.6 Частота вращения звездочки (7.18)[1]
,
где 
Среднее значение допускаемого давления при 
Шаг однорядной цепи:
Подбираем по табл. 7.15[1] цепь ПР 15,875-22,70 по ГОСТ 13568-75, имеющую t =31,75 мм; разрушающую нагрузку 
6.7 Скорость цепи.
6.8 Окружная сила.
6.9 Давление в шарнире проверяем по формуле (7.39)[1]
,
уточняем по тал 7.18 допускаемое давление [p]= 34[1+0.01(Z3-17)] =36,38.
Условие 
выполнено.
6.10 Определяем число звеньев по формуле (7.36)[1]
где at =
=50; 
; 
Тогда
округляем до чётного числа 
6.11 Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле (7.37)[1]
=
Для свободного провисания цепи предусматривает возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4% т.е. на 
6.12 Определим диаметры делительных окружностей звёздочек (см формулу(7.34)[1]
6.13 Определим диаметры наружных поверхностей звездочек (7.35)[1]
,
где d1 =10,16 мм- диаметр ролика цепи (табл.7.15)[1]
6.14 Силы, действующие на цепь:
6.14.1 Окружная 
6.14.2 От центробежных сил 
6.14.3 От провисания 
6.15 Расчетная нагрузка на валы
6.16 Проверяем коэффициент запаса прочности
6.17 Размеры ведущей звездочки:
ступица звездочки dст =
; 
принимаем 
=40 мм
толщина диска звёздочки 0,93 Ввн =
,
где Ввн –расстояние между пластинками внутреннего звена
6.18 Размеры ведомой звездочки
, принимаем =60 мм
7. Первый этап компоновки редуктора
Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции — разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.
Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии — оси валов на расстоянии 
.
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса 
;
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса 
;
в) принимаем расстояние между диаметром окружности вершин зубьев шестерни и внутренней стенкой корпуса (наружный диаметр подшипника меньше диаметра вершин зубьев шестерни).
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников 
и 
.
По табл. П3[1] имеем:
| Условное обозначение подшипника | d | D | B | Грузоподъемность, кН | ||
| Размеры, мм | C | C0 | ||||
304 307 |
20 35 |
52 80 |
15 21 |
15,9 33,2 |
7,8 18 |
|
Решаем вопрос о смазке подшипников. Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер 
.
Замером находим расстояния на ведущем валу 
и на ведомом валу 
.
Замером находим расстояние 
, определяющее положение шкива относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно .
8. Проверка долговечности подшипника.
Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем 
и 
;
; из первого этапа компоновки .
Реакции опор:
вертикальная плоскость:
в плоскости XZ
В плоскости YZ
Проверка: 
.
Суммарные реакции:
Намечаем радиальные шариковые подшипники 304 (табл. П3)[1]:
; 
; 
; С=1939 кН и С0
=7,8 кН.
Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)[1]
,
в которой радиальная нагрузка Pr 1 =500H;осеваянагрузкаPa =0H; V=1 (вращается внутреннее кольцо); Кб =1 (табл. 7.2)[1]; Кт =1.05.
Отношения 
;
Отношение 
.
Расчетная долговечность, млн. об. :
Расчетная долговечность, ч,
.
Ведомый вал.Из первого этапа компоновки и ;
Реакции опор:
В плоскости XZ
Проверка:
В плоскости YZ
Проверка:
Суммарные реакции:
;
.
Выбираем подшипник по более нагруженной опоре 3.
Шариковые радиальные подшипники 307 средней серии(см.П3):
; 
; 
; С=33,2 кН и С0
=18 кН.
Отношения 
;
Отношение 
Расчетная долговечность, млн. об. :
Расчетная долговечность, ч,
;
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников принимают от 36 000 ч (таков ресурс самого редуктора) до 10 000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведомого вала 304 имеют ресурс 
, а подшипники ведомого вала 307 имеют 
.
Строим эпюры:
Ведущий вал:
Ведомый вал:
10. Второй этап компоновки редуктора
Второй этап
29-04-2015, 04:02