Редуктор

Вимірюванням знаходимо проміжки еа ведучому валу:

l₁=(B₁/2)+A₁+Y₁+(в₁/2)= (21/2)+10+10+(75/2)=68мм

l₂=(B₂/2)+A₁+Y₁+(lcm /2)= (25/2)+10+10+(140/2)=102,5мм

Приймаємо l₁= l₂ ≈ 110 мм.

Діаметр болтів:

• Фундаментальних:

d₁=(0,03÷0,036) а_w+12=(0,03÷0,036) 140+12=16,2÷17

Приймаємо болт з різьбою М 13.

 

 

Кріплячих кришку з корпусом:

 d ₂=(0,7÷0,75) d₁ =(0,7÷0,75) •21=14,7÷15,75

Приймаємо болт з різьбою М 10.

• З’єднуючих кришку з корпусом:

 d ₃=(0,5÷0,6) d₁ =(0,5÷0,6) •21=10,5÷12,6

Приймаємо болт з різьбою М 8.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

10. Перевірка довговічності підшипників.

Ведучий вал:

З попередніх розрахунків:

F_t=2056 Н                          F_r=748,4 Н

З першого етапу ескізної компоновки: ℓ₁=110мм

  Реакції опор:

- в площині XZ:

Rx₁=Rx₂= F_t/2=2056/2=1028 Н

- в площині YZ:

Ry₁=Ry₂= (F_r•ℓ₁) •(1/2ℓ) = ( 748,4/110) • (1/2•110)=374,2 Н

Перевірка: Ry₁+ Ry₂- F_r=374,2 +374,2 - 748,4=0

Сумарні операції:

Pr₁ =Pr₂ =√ Rx₁² +Ry₁²=√1028²+374,2 ²=1094

Підбираємо підшипники по більш навантаженій епюрі:

 Намічаємо радіальні шарикопідшипники 307:

d=35мм      D= 80мм   B=21мм    C=  32,2  кН  C₀=18 кН

Еквівалентне навантаження по формулі:

P=VP_rK_бКт, де

- радіальне навантаження  P_r =1094

V=1: Коефіцієнт безпеки для гвинтових конвеєрів Кδ=1   Кт=1,05

P=1•1094•1•1,05=1149 Н

Розрахункова довговічність, млн. Об.:

L=(С/Р_е)³=(32,2•10³/1149)³=19362,39 млн. Об.

Розрахункова довговічність, год.:

 Ln=(L•10⁶)/(60 • n₁)=( 19362,39 •10⁶)/(60•1472)=219229,96 год.

Ведений вал:

Несе такі самі навантаження, як і ведучий.

 F_t= 2056 Н                              F_r=748,4 Н

    Реакції опор:

- в площині XZ

Rx₃=Rx₄= (F_t/ℓ₂) • (1/2ℓ₂)= (2056/110) • (1/2•110) =1028 Н

 

 

 

Ry₃=Ry₄=(1/2ℓ₂)•(F_r/ℓ₂)= (1/2•110)•( 748,4 /110)= 374,2 Н

перевірка:

Ry₃+Ry₄- F_r=374,2 +374,2 -748,4 =0

Сумарні реакції:

Pr₃ =Pr₄=√ Rx₃²+ Ry₃²=√1028²+374,2 ²=1094

Намічаємо радіальні шарикопідшипники  легкої серії 207 :

d=45          D=100       B=25       C=52,7         C₀=30

P_е=VPr₄K_бК_т=1•1094•1•1,05=1149Н

Розрахункова довговічність, млн.Об.:

L=(С/Р_е)³=(52,7•10³/1149)³= 29372,67 млн.об.

Розрахункова довговічність, год.:

 Ln=(L•10⁶)/(60 • n₂)= (29372,67 •10⁶)/(60•350)=1398698,57год.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

11. Підбір і перевірка шпонок.

Шпонки призматичні із округленими  торцями. Розміри перерізів шпонки і полів, довжини по ГОСТ 23360-78. Матеріалу  шпонок – сталь 45 нормалізована.

Напруження і умови  витривалості по формулі:

σ мах/см = 2Т/(d(h-t₁)(ℓ-в) ≤[σсм]

Допустимі напруження при стальній ступиці:

[σсм]=100÷120 мПа

Ведучий вал

d=  17мм          в×h=6×6         t₁=3,5

Довжина шпонки   l=32мм

Моменти на ведучому валу  Т₁=55,5 Н•м

σсм = 2•55500/(17(6-3,5)(32-6))=100,45 мПа≤[σсм]

Ведений вал

d= 25мм           в×h=15×8 мм       t₁=5,0 мм

Довжина шпонки   l=65 мм

Моменти на веденому валу  Т₂=233 Н•м

σсм = 2•233000/25(8-5)(45-10))=177,5 мПа≤[σсм]

Під зубчастим колесом

dк₂= 45 мм          в×h=12×8 мм        t₁=5,0мм

Довжина шпонки   l=56мм

Моменти на валу  Т₂=233 Н•м

σсм = 2•233000/(45(8-5)(56-12))=78,45 мПа≤[σсм]

Умова σсм ≤ [σсм] виконана.

 

   

 

 

 

 

 

12. Уточнений  розрахунок валів.

      Приймаємо що нормальні напруження від згину змінюється по симетричному циклу, а дотичні  від  кручення  по  від  нульовому.   Уточнений розрахунок складається з визначення

Запасу міцності S для безпечних перерізів і порівняння їх з потрібним значення [S]. Міцність дотримана коли S≥[S]. Будемо проводити розрахунок для небезпечних перерізів кожного із валу.

Ведучий вал

Матеріал вала той же що й для шестерні, тобто сталь 45, термообробка покращення.

По таблиці 3,3 при діаметрі заготовки за 120 мм, середнє значення  σ_в= 690 мПа

Границя витривалості при симетричному циклі згину:

σ_-1≈0,43•σ_в=0,43•690=296,7мПа

Границя витривалості при симетричному циклі дотичних напружень:

τ_-1= 0,58 • σ_-1=0,58 • 296,7=172,08мПа

Переріз А-А. Цей переріз при передачі обертового моменту від електродвигуна через муфту розраховуємо накручення.

Коефіцієнт запасу міцності:

S=Sτ= τ_-1 / ((Кτ/ετ)• τυ +Ψτ • τ_m), де

Амплітуда і середнє напруження нульового циклу:

  τυ= τ_m= τ_mах/2=Т₁/2 Wк. нетто

При d=25мм    в= 6 мм    t₁=3,5 мм

Wк. нетто=((π •d³)/16) – ((в • t₁ •(d- t₁)²)/2d)= ((3,14 •25³)/16) – ((6 • 3,5 •(25- 3,5)²)/2•25)= =2,87225•10³ мм³

τυ= τ_m= 55500/(2•2,87225•10³)=9,7 мПа1111111111111111111111111111111111111111

Приймаємо:   Кτ =1,92       Ψτ =0,1    ετ =0,83

S = Sτ = 172,08/ ((1,92/0,83)•9,7+0,1 • 9,7)= 5,34

Ведений вал

Матеріал сталь – 45, термообробка покращення. σ_в= 690 мПа

 

 

 

 

Границі витривалості:

σ_-1≈0,43•σ_в=0,43• 690=296,7мПа

τ_-1= 0,58 • σ_-1=0,58 • 296,7=172,08мПа

Переріз А-А: Діаметр вала в цьому перерізі dк₂=50мм. Концентрація напружень обумовлена наявністю шпоночної канавки: Кσ=1,92       Кτ = 1,92     

Масштабні фактори:

εσ =0,85         ετ =0,73

Коефіцієнти     Ψσ =0,25    Ψτ =0,1   

Крутний момент  Т₂=233Н•м

Згинаючий момент в вертикальній площині:12787086400

М^′= Rx₃•ℓ₂=1028• 110=113080 Н•мм

Згинаючий момент в вертикальній площині:918,75

М^′′= Ry₃• ℓ₂=374,2 • 110=41536,2 Н•мм

Сумарні згинаючі моменти в перерізі А-А:

М_А-А=√( М^{′ 2} •М^{′′ 2})=√ 113080²+41536,2²=120467,2 Н•мм

Моменти опру кручення

Діаметр d=  40мм                     в=12мм                 t=5,0мм

Wк.нетто=(π •d³)/16-(в • t₁ •(d- t₁)²)/2d=(3,14•40³)/16-(12•5•(40-5)²)/2•40=11,642мм³

Момент опору згину:

Wк.нетто=((π •d³)/32)-(в • t₁ •(d- t₁)²)/2d=((3,14 •40³)/32)-(12•5•(40-5)²)/2•40=5,821мм³

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень: 

τυ= τ_m=Т₂/2 Wк.нетто=233000/2•11,642=10,05 МПа

Амплітуда нормальних напружень згину:

συ= М_А-А / Wк.нетто=120467,2 /11,642=10,35 МПа

Коефіцієнт запасу міцності при нормальних напруженнях

Sσ = σ _-1 / ((Кσ /εσ)• συ +Ψ σ • σ _m)= 296,7/ ((1,92 /0,85)• 4,655)=28,22

Коефіцієнт запасу міцності при дотичних напруженнях

Sτ = τ_-1 / ((Кτ/ετ)• τυ +Ψτ • τ_m)= 172,08/ ((1,92/0,83)•9,7+0,1 • 9,7)= 5,3

Результуючі коефіцієнти запасу міцності для перерізу А-A.

S= Sσ•Sτ / √ Sσ²•Sτ² = 28,22•5,3/ √ 28,22²•5,3² = 1                                                         

13. Вибір посадок  зубчастого колеса і підшипників

Посадка призначаємо згідно з виносок  даних в таблиці 10.13. Посадки зубчастого колеса на валу H7/P6  по ГОСТ 25347-82.

Шийки валів під підшипниками виконуємо з відхиленням валa K6, відхиленням отвору в корпусі під зовнішні кільця по H7;

Інші посадки приймаємо  користуючись таблицею 10,13.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

14. Вибір сорту  масла для зчеплення і підшипників  редуктора.

Змащення зубчастого зачеплення проводиться зануренням колеса в масло, залитого в середину корпуса до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на 10мм.

Об’єм масляної ванни визначаємо V з розрахунку 0.25 дм³  масла на 1 кВm  передаточної потужності:

V=0.25 •3,265=0,8162 дм³

По таблиці 10,8 встановлюємо відношення масла при контактних напруженнях  [σ_н]=572 мПа

і швидкості V=2,24 м/с., рекомендована в’язкість масла 28•10^-6 м²/с.

По таблиці 10,10 приймаємо індустріальне  І-30А по ГОСТ 20799-75.

Камери підшипників заповнюємо пластичним маслом УТ-1.

Періодично поповнюємо його шприцом  через прес-маслянку.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

15. Використана  література

1. „Курсове проектування деталей  машини” С.А.Чернавський К.Н. Боков.  – М:                                                

    „Машиностроение” 1987 р. 

2. Гузенков П.Г. «Деталі машини»

    4 вид. М: Вища школа  1986 р.

3. „Пректування механічних передач”  С.А. Чернавський 

    5 вид. М: „Машиностроение”  1984р.   

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

16. Зміст

  1. Вступ.                                                                                                                                             3

  2. Кінематична схема  приводу.                                                                                                       4

  3. Вибір електродвигуна.                                                                                                                 5

  4. Вибір матеріалу шестерні  і колеса. Визначення допустимих  напружень.                             6

  5. Проектний розрахунок передачі.                                                                                                7

  6. Перевірочний розрахунок  передачі.                                                                                           9

  7. Орієнтовний розрахунок валів.                                                                                                 11

  8. Конструктивні розміри зубчатої  пари і корпусу редуктора.                                                  12

  9. Перший етап ескізної  компоновки  редуктора.                                                                       13

10. Перевірка довговічності підшипників.                                                                                     15

11. Підбір і перевірка шпонки.                                                                                                        17

12. Уточнений розрахунок валів.                                                                                                    18

13. Вибір посадок зубчастого  колеса і підшипників.                                                                    20

14. Вибір сорту масла для зачеплення  і підшипників редуктора.                                                21

15. Використана література.                                                                                                            22