Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Редуктор

2.Кинематический и силовой расчёт привода

2.1.Состовляем схему редуктора с электродвигателем согласно заданию.

Редуктор цилиндрический , горизонтальный , косозубый.

Перечислить состав привода

1 – двигатель;

2 – упругая муфта;

3 – цилиндрический редуктор;

4 – цилиндрическая зубчатая передача;

5 – колонна.

Обозначить валы привода

1-ведущий вал привода.

2-ведущий вал редуктора.

3-ведомый вал редуктора.

4-ведомый вал привода.

2.2.Определим общий КПД привода:

_где =0.97 КПД 1-ой ступени [1] стр. 6

=0.96 КПД 2-ой ступени [1] стр. 6

=0,99 КПД подшипников [1] стр. 6

=0,98 КПД муфты [1] стр. 6

2.3.Определяем требуемую мощность на выходном валу привода:

= [1] стр.6

2.4.Определяем требуемую мощность на входном валу привода:

[1;ф.1.4.]

2.5.Определяем частоту вращения выходного вала привода:

= 60 ( Задание )

2.6. Определяем общее передаточное число привода:

=* [1.;стр.7]

– передаточное число 1-ой ступени U=2.5 (по заданию)

передаточное число 2-ой ступени U=6.3

= 2.5 *6.3=15.75

2.7.Определяем частоту вращения входного вала привода:

60*15.75= 945 об/мин

2.8.Подбор электродвигателя : [1.стр.394]

Принимаю к установке электродвигатель типа 132S6/965

По мощности: Р = 5.5 кВт

По синхронной частоте: 965 об/мин

Номинальный размер электродвигателя типа 132S6/965

_{[1.стр.386]}

2.9. Определяем фактическое передаточное число привода:

= =

2.10.Уточняем передаточные числа привода ступеней :

= 2.5 (по заданию)

=6.3

2.11. Определяем частоту вращения валов привода:

2.12.Определяем угловые скорости валов привода:

;

^{2.13.Определяем мощность
на валах привода:}

2.14.Определим вращающие моменты на валах привода:

;

2.15.Итоговая таблица расчёта

Номер вала	n, об/мин	W,рад/с	Р, кВт	Т, Н*м	Назначение вала
1 11	965	101	4.38	43.3	Ведущий вал
2 2	386	40.40	4.24	104.95	Ведущий вал редуктора
3 3	61	6.38	4.07	637.93	Ведомый вал редуктора
4 4	35.88	3.75	4	1066.66	Ведомый вал привода

4.Конструктивный расчёт валов редуктора

Цель: Определить диаметры ведущего и ведомого валов.

4.1. Конструируем и составляем эскиз вала

Ведущий вал

4.2. Определяем диаметр выходного конца ведущего вала

Где Tб – вращающий момент на быстроходном валу редуктора

Тб=104.95 Н*м; [из раздела 2]

-- допускаемое напряжение на кручение

, Выбираем =20 МПа

Принимаем стандартное значение d₁=26 мм.

4.3 Определяем диаметр вала под подшипниками:

Где t_цил – высота буртика около подшипников для цилиндрического вала

t_цил=3.5 мм[табл.1стр73 Фролов ]

Принимаем стандартное значение

4.4. Определяем диаметр буртика около подшипников:

dб= d =35+3*2.5=42.5мм

Где _z - радиус закругления галтели

[1.c.33]

Принимаем стандартное значение dб=42 мм;

Ведомый вал

4.5. Конструируем и составляем эскиз вала

4.6.Определяем диаметр выходного конца ведомого вала:

Где Тт – крутящий момент

Тт=637.93 Н*м;

Принимаем стандартное значение d₂=32 мм.

4.7.Определяем диаметр вала под подшипниками:

Где t_цил – высота буртика около подшипников для цилиндрического конца вала

t_цил=3,5 мм [1.c.33]

Принимаем стандартное значение

4.8.Определяем диаметр буртика около подшипника:

z=45+3*3.5=55мм

где z=3.5мм

Принимаем: =56мм

4.9.Определяем диаметр буртика около колеса:

Где f - величина фаски

f =1.2 мм [1. С. 33]

Принимаем стандартное значение =63мм

4.11 Определяем длину выходного конца вала:

Принимаем стандартное значение

Остальные длины участков вала принимаем конструктивно

5. Конструктивные параметры деталей редуктора:

5.1. Элементы корпуса редуктора

5.1.1.Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого цилиндрического редуктора:

Принимаем

5.1.2.Толщина верхнего фланца корпуса:

5.1.3.Толщина нижнего фланца крышки корпуса:

5.1.4.Толщина нижнего пояса корпуса:

Без бобышки

При наличии бобышки

5.1.5. Толщина ребер основания корпуса:

Принимаем m=8мм по ряду Ra40

5.1.6. Диаметр фундаментальных болтов:

Принимаем болт М16 по ГОСТ 7808-70.

5.1.7. Диаметр болтов у подшипников:

Принимаем болт М12 по ГОСТ 7808-70, у которого S=17мм, H=7мм, D=18.9мм.

5.1.8. Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой:

Принимаем болт М8 по ГОСТ 7808-70, у которого S=12мм, H=5мм, D=13.2мм.

5.2. Недостающие размеры колеса:

_{5.2.2. Диаметр ступицы
колеса}

Принимаем стандартное значение

_5.2.3.

Принимаем стандартное значение

_{5.2.4. Определяем
толщину диска колеса}

Принимаем С=14мм;

5.3. Подбор подшипников для ведущего и ведомого валов.

Для цилиндрического редуктора принимаем роликовые конические подшипники легкой серии по ГОСТ 333-79 [стр.376 Дунаев].

Подшипники для ведущего вала:

d=40мм; D=80мм; B=18; r=2мм; Сr=25.5кН.

Подшипники для ведомого вала:

d=45мм; D=85мм; B=19мм; r=2мм; Cr=33.2кН;

5.4. Крышки подшипниковых узлов.

Принимаем глухие крышки:

Для ведомого вала:

D=85мм; D₀=92 мм; D₃=72 мм; h₁=5мм; h=16мм; l=10мм; l₁=2мм; B=10мм;

Для ведущего вала:

D=80мм; D₀=85 мм; D₃=72 мм; h₁=5мм; h=16мм; l=10мм; l₁=2мм; B=10мм;

5.7. Слив масла.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа передач. С течением времени оно стареет, его свойства ухудшаются. Потому масло периодически меняют. Для этой уели в корпусе предусматривают сливное отверстие закрытое пробкой.

Размеры пробок с цилиндрической резьбой:

d=М16; D=28мм; D₁=24мм; S=19мм; L=28мм; l=13мм; b=3мм;

5.8. Отдушины.

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках

5.9. Выбор уплотнения:

Для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов около выходных концов валов, а также для защиты от попадания из

вне пыли и влаги применяем уплотнительные устройства типа манжета.

Ведущий вал:

d=36мм; D₁=58мм; h₁=10мм;

Ведомый вал:

d=45мм; D₁=65мм; h₁=10мм;

5.10. Подбор штифта конического:

Для центровки крышки редуктора относительно основания применяем

штифты конические (их число равно 2) по ГОСТ 3129 – 70

Штифт 6*25 ГОСТ 3129 – 70

5.11. Подбор маслоуказателя.

Для контроля уровня масла в корпусе редуктора применяем

Маслоуказатель жезловой (щуп) М12.

6. Подбор и проверочный Расчет шпоночных соединений

6.1. Шпонка на выходном конце ведушего вала:

Для d₁=26 мм по ГОСТ 23360-78 выбираем b=8мм; h=7мм; t₁=4мм;

Для длины выходного конца вала l₁=70 мм, принимаем стандартную длину шпонки l=63 мм, меньшую l₁ на 5…10 мм [Дунаев стр. 369].

Определяем расчетную длину шпонки:

Проверяем шпоночное соединение на смятие:

Сравниваем с

Обозначение шпонки: 8*7*63 ГОСТ23360-78;

6.2. Вращающий момент на ведомом валу Т =637.93Нм

Шпонка на выходном конце ведомого вала. Для d =32мм по ГОСТу23360-78 выбираем b=10мм; h=8мм; ;

Для длинны выходного конца ведомого валаL2=64 мм; принимаем стандартную длину шпонки L=57 мм.

Определяем длину шпонки

Проверяем шпоночное соединение на смятие:

Сравниваем с

Принимаем шпонку 10*7*57 ГОСТ23360-78

Шпонки устанавливаются на выходных концах валов под колёсами. Принимаем призматические со скрученными торцами, материал шпонки – сталь.

6.3. Шпонка под колесом:

Вращающий момент на валу М₂=89.1 Н*м

Для d_к2=45 мм по ГОСТ 23369-79 выбираем b=14мм; h=9мм; t₁=5.5мм;

Для длины l_cn=70мм принимаем стандартную длину шпонки l=63мм [Дунаев стр. 369].

Определяем расчетную длину шпонки:

Проверяем шпоночное соединение на смятие:

Сравниваем с

Обозначение шпонки: 14*9*56 ГОСТ23360-78

7. Подбор подшипников:

ВЕДУЩИЙ ВАЛ:

7.1. Из предыдущих расчетов выписываем данные для подбора подшипников:

М1=104.95 Н*м [из раздела 2]

Ft1=6870Н [из раздела 3]

Fr1=2580 Н [из раздела 3]

dп1=74мм [из раздела 4]

ώ1=40.40рад/с [из раздела 2]

Lh=25000 часов [из задания]

7.2. Составляем расчетную схему вала:

Где и -расстояние между центром шестерни и опорами (берутся из эскизной компоновки): Где. =61мм и =61

При симметричном расположении шестерни относительно опор согласно заданию:

7.3. Согласно заданию выходной конец вала редуктора соединяется с валом электродвигателя муфтой МУВП.

Определяем радиальную силу муфты Fm :

Т.к. направлении силы неизвестно, то направляем ее параллельно силе , но в обратную сторону [стр. 135 Дунаев].

Расстояние точки приложения силы принимаем из эскизной компоновки ( от центра подшипника до конца выходного конца вала).

7.4. Определяем опорные реакции вала в вертикальной плоскости:

7.5. Определяем опорные реакции вала в горизонтальной плоскости:

Проверка: -

0=0 – Реакции определены верно.

7.6. определяем суммарные радиальные нагрузки на подшипники:

7.7.В соответствии с условиями подшипников принимаем коэффициенты :

V – коэффициент вращения кольца;

V=1.0 [стр. 103 Дунаев]

– коэффициент безопасности;

=1.2 [стр. 104 Дунаев]

Kт – температурный коэффициент

Kт=1 [стр. 105 Дунаев]

7.8. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку подшипника, устанавливаемого на опоре, наиболее нагруженной:

Где , как для наиболее нагруженной опоры.

7.9. Определяем расчетную динамическую грузоподъемность подшипника:

Где p – показатель степени

p=3 для шариковых подшипников;

7.10. Для диаметра принимаем роликовый конический подшипник №7208, у которого [стр. 376 Дунаев].

7.11. Определяем действительную долговечность подшипника:

ВЕДОМЫЙ ВАЛ:

7.12. Из предыдущих расчетов выписываем данные для подбора подшипников:

М2=637.93 Нм [из раздела 2]

Ft2=6860 Н [из раздела 3]

Fr2=2580 Н [из раздела 3]

d2=85мм [из раздела 4]

dп2=45мм [из раздела 4]

ώ2=6.38рад/с [из раздела 2]

Lh=25000часов [из задания]

7.13. Составляем расчетную схему вала:

7.13. Т.к. по условию задания не дано конкретное применения редуктора, то к выходному концу вала прикладываем консольную силу (ГОСТ 16162-85) и направляем ее параллельно селе , но в обратную сторону [стр. 135 Дунаев].

7.14. Определяем опорные реакции вала в вертикальной плоскости:

7.15. Определяем опорные реакции вала в горизонтальной плоскости:

Проверка:

0=0 – Реакции определены верно.

7.16. определяем суммарные радиальные нагрузки на подшипники:

7.17.В соответствии с условиями подшипников принимаем коэффициенты :

V – коэффициент вращения кольца;

V=1.0 [стр. 103 Дунаев]

– коэффициент безопасности;

=1.2 [стр. 104 Дунаев]

Kт – температурный коэффициент

Kт=1.0 [стр. 105 Дунаев]

7.18.Определяем динамическую нагрузку подшипника, установленного на второй опоре, как наиболее нагруженной:

Где , как для наиболее нагруженной опоры.

7.19. Определяем расчетную динамическую грузоподъемность подшипника:

Где p – показатель степени

p=3 для шариковых подшипников;

7.20. Для диаметра принимаем роликовый конический подшипник №7211, у которого [стр. 376 Дунаев].

7.21. Определяем действительную долговечность подшипника:

Выбранный подшипник пригоден.

8. Проверочный расчет ведомого вала:

8.1. из предыдущих расчетов выписываем данные для проверочного расчета ведомого вала::

[из раздела 7]

8.2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов:

Составляем общую схему нагружения ведомого вала по схемам в разделе 7.

В случае, если значение имеют отрицательные величины, то меняем их направление по сравнению с ранее принятыми.

8.2.1.Для цилиндрических шевронных передач силу на схеме не проставляют, так как ее нет.

Определяем изгибающие моменты вала в вертикальной и горизонтальных плоскостях.

ВЕРТИКАЛЬНАЯ ПЛОСКОСТЬ:

Составляем схему нагружения ведомого вала и определяем изгибающие моменты в характерных точках:

Строим эпюры изгибающих моментов.

ГОРИЗОНТАЛЬНАЯ ПЛОСКАСТЬ:

Поворачиваем горизонтальную плоскость с силами и совмещаем ее с вертикальной плоскостью.

Определяем изгибающие моменты в характерных точках:

Строим эпюры изгибающих моментов:

Определяем крутящие моменты на участках:

На участке 2-3

На участке 3-1

На участке 1-4

8.2.2. Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении (проверяем вал только в точке 3).

8.3. Определяем момент сопротивления при изгибе [1. стр. 212]

8.4. Определяем напряжение изгиба

8.5. Определяем амплитуду напряжения цикла и среднее напряжение цикла при симметричном цикле изгиба:

8.6. Определяем полярный момент сопротивления сечения при кручении [1. стр.212]

8.7. Определяем напряжения кручения:

8.8. Определяем амплитуду напряжения цикла и среднее напряжение цикла при нулевом цикле кручения:

(для нереверсивных передач)

8.9. Принимаем материал для ведомого вала Сталь 45 со следующими характеристиками [1. стр. 208]:

8.10. Принимаем коэффициенты:

и -- эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

При принимаем , [1. стр. 214]

-- коэффициент влияния абсолютных размеров.

При принимаем [1.стр. 213 ]

-- коэффициент влияния шероховатости поверхности .

При и принимаем [1. стр. 213].

-- коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

(без упрочнения)

8.11. Определяем общий коэффициент для данного сечения вала:

8.12. Определяем пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

8.13. определяем коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Где -- коэффициент асимметрии цикла

[1. стр. 210]

8.14. Определяем расчетный коэффициент запаса прочности:

Сопротивление усталости вала в данном сечении обеспечивается.

9.Выбор смазки для зацепления колес и подшипников:

9.1. По окружной скорости [из раздела 3] для всех зубчатых передач и контактному давлению [из раздела 3] выбираем сорт масла для смазки зубчатого зацепления: И-Г-С-100 [1. стр. 135].

И- индустриальная

Г- для гидравлических систем

С-масло с антиакислительными и антифузионными и противоизносными присадками

9.2. Определяем объем масляной ванны

Где - мощность на ведомом валу [из раздела 2]

9.3. Устанавливаем уровень погружения колеса в масляную ванну: