Реферат: Проектирование редуктора
--PAGE_BREAK--где <shape id="_x0000_i1097" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image137.wmz» o:><img width=«37» height=«23» src=«dopb198521.zip» v:shapes="_x0000_i1097"> - допускаемое контактное напряжение МПа;НВ – твердость шестерни;
<shape id="_x0000_i1098" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image133.wmz» o:><img width=«31» height=«23» src=«dopb198519.zip» v:shapes="_x0000_i1098"> -коэффициент безопасности;
КНL – коэффициент долговечности.
<shape id="_x0000_i1099" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image139.wmz» o:><img width=«152» height=«44» src=«dopb198522.zip» v:shapes="_x0000_i1099">=481 МПа
Для колеса
<shape id="_x0000_i1100" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image141.wmz» o:><img width=«173» height=«47» src=«dopb198523.zip» v:shapes="_x0000_i1100">, (3.4)
где <shape id="_x0000_i1101" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image143.wmz» o:><img width=«40» height=«23» src=«dopb198524.zip» v:shapes="_x0000_i1101"> - допускаемое контактное напряжение МПа;
НВ2 – твердость шестерни;
<shape id="_x0000_i1102" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image133.wmz» o:><img width=«31» height=«23» src=«dopb198519.zip» v:shapes="_x0000_i1102"> -коэффициент безопасности;
КНL – коэффициент долговечности.
<shape id="_x0000_i1103" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image145.wmz» o:><img width=«153» height=«44» src=«dopb198525.zip» v:shapes="_x0000_i1103">=427 МПа
Расчетное допускаемое напряжение
<shape id="_x0000_i1104" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image147.wmz» o:><img width=«172» height=«23» src=«dopb198526.zip» v:shapes="_x0000_i1104">, (3.5)
Требуемое условие <shape id="_x0000_i1105" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image149.wmz» o:><img width=«85» height=«23» src=«dopb198527.zip» v:shapes="_x0000_i1105">
<shape id="_x0000_i1106" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image151.wmz» o:><img width=«151» height=«23» src=«dopb198528.zip» v:shapes="_x0000_i1106">=408,6 МПа
<shape id="_x0000_i1107" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image153.wmz» o:><img width=«149» height=«21» src=«dopb198529.zip» v:shapes="_x0000_i1107">
3.2. Определение межосевого расстояния
<shape id="_x0000_i1108" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image155.wmz» o:><img width=«235» height=«53» src=«dopb198530.zip» v:shapes="_x0000_i1108">, (3.6)
где <shape id="_x0000_i1109" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image157.wmz» o:><img width=«20» height=«24» src=«dopb198531.zip» v:shapes="_x0000_i1109"> - межосевое расстояние, мм;
Ка =43;
ир – передаточное число редуктора (из стандарт. ряда);
Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;
Кнв – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца колеса;
ψва – коэффициент ширины венца,
Принимаю ψва=0,25 по ГОСТ2185-66;
Кнв=1,2.
<shape id="_x0000_i1110" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image159.wmz» o:><img width=«264» height=«51» src=«dopb198532.zip» v:shapes="_x0000_i1110">=184,47мм
3.3. Определение нормального модуля зацепления
mn=(0.01-0.02)· <shape id="_x0000_i1111" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image157.wmz» o:><img width=«20» height=«24» src=«dopb198531.zip» v:shapes="_x0000_i1111">, (3.7)
где mn – нормальный модуль зацепления, мм;
<shape id="_x0000_i1112" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image157.wmz» o:><img width=«20» height=«24» src=«dopb198531.zip» v:shapes="_x0000_i1112"> - межосевое расстояние, мм (из формулы 3.6).
mn=(0,01-0,02)·184,47=1,847-<metricconverter productid=«3,5894 мм» w:st=«on»>3,5894 мм.
Принимаю межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 аω=180мм
Принимаю mn=3,5 мм
3.4. Определение числа зубьев шестерни и колеса
Предварительно принимаю угол наклона зубьев β=10°
<shape id="_x0000_i1113" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image161.wmz» o:><img width=«121» height=«47» src=«dopb198533.zip» v:shapes="_x0000_i1113">, (3.8)
<shape id="_x0000_i1114" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image163.wmz» o:><img width=«131» height=«44» src=«dopb198534.zip» v:shapes="_x0000_i1114">=21,2
Принимаю число зубьев шестерни z1=20
z2= z1 ·up, (3.9)
z2= 20 ·3,55=71
Уточнение значения угла наклона зубьев.
<shape id="_x0000_i1115" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image165.wmz» o:><img width=«136» height=«45» src=«dopb198535.zip» v:shapes="_x0000_i1115">, (3.10)
где cosβ – угол наклона зубьев, мм;
z1, z2 – число зубьев;
mn – нормальный модуль зацепления, мм;
<shape id="_x0000_i1116" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image157.wmz» o:><img width=«20» height=«24» src=«dopb198531.zip» v:shapes="_x0000_i1116"> - межосевое расстояние, мм.
<shape id="_x0000_i1117" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image167.wmz» o:><img width=«143» height=«41» src=«dopb198536.zip» v:shapes="_x0000_i1117">=0,884
3.5. Основные размеры шестерни и колеса
Диаметры делительные
<shape id="_x0000_i1118" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image169.wmz» o:><img width=«101» height=«45» src=«dopb198537.zip» v:shapes="_x0000_i1118"> (3.11)
где d1-делительный диаметр шестерни, мм.
<shape id="_x0000_i1119" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image171.wmz» o:><img width=«99» height=«44» src=«dopb198538.zip» v:shapes="_x0000_i1119">=79 мм
<shape id="_x0000_i1120" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image173.wmz» o:><img width=«100» height=«44» src=«dopb198539.zip» v:shapes="_x0000_i1120"> (3.12)
где d2 – делительный диаметр колеса, мм.
<shape id="_x0000_i1121" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image175.wmz» o:><img width=«100» height=«44» src=«dopb198540.zip» v:shapes="_x0000_i1121">=281мм
Проверка <shape id="_x0000_i1122" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image177.wmz» o:><img width=«85» height=«41» src=«dopb198541.zip» v:shapes="_x0000_i1122">=<shape id="_x0000_i1123" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image179.wmz» o:><img width=«63» height=«41» src=«dopb198542.zip» v:shapes="_x0000_i1123">=180 мм (3.13)
Диаметры вершин зубьев
dа1 = d1+2· mn, (3.14)
где dа1 – диаметр вершин зубьев шестерни, мм.
dа1 =71+2·3,5=78 мм
dа2 = d2+2· mn, (3.15)
где dа2 — диаметр вершин зубьев шестерни, мм.
dа2 =281+2·3,5=288 мм
Диаметры впадин шестерни и колеса.
df1 = d1-2,5· mn, (3.16)
где df1 – диаметр впадин шестерни, мм.
df1 =71-2,5·3,5=62,25 мм
df2 = d2-2,5· mn , (3.17)
где df2 – диаметр впадин колеса, мм.
df2 =281-2,5·3,5=272,25 мм
Ширина колеса
b2 = ψba·aω , (3.18)
где b2 – ширина колеса, мм;
<shape id="_x0000_i1124" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image157.wmz» o:><img width=«20» height=«24» src=«dopb198531.zip» v:shapes="_x0000_i1124"> - межосевое расстояние, мм;
ψва – коэффициент ширины венца.
b2 = 0,25·180=45 мм
Ширина шестерни
b1= b2 +<metricconverter productid=«5 мм» w:st=«on»>5 мм, (3.19)
где b1 – ширина шестерни, мм;
b2 – ширина колеса, мм.
b1= 45 +5=50 мм
3.6. Коэффициент ширины шестерни по диаметру
<shape id="_x0000_i1125" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image181.wmz» o:><img width=«88» height=«63» src=«dopb198543.zip» v:shapes="_x0000_i1125"> , (3.20)
где ψbd – коэффициент ширины шестерни;
b1 – ширина шестерни, мм;
d1 – делительный диаметр шестерни, мм.
<shape id="_x0000_i1126" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image183.wmz» o:><img width=«73» height=«47» src=«dopb198544.zip» v:shapes="_x0000_i1126">=0,63
3.7. Определение окружной скорости колес
<shape id="_x0000_i1127" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image185.wmz» o:><img width=«99» height=«58» src=«dopb198545.zip» v:shapes="_x0000_i1127">, (3.21)
где υ – окружная скорость колес, м/с;
ω2 — угловая скорость, рад/с;
d1 – делительный диаметр шестерни, мм.
<shape id="_x0000_i1128" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image187.wmz» o:><img width=«85» height=«47» src=«dopb198546.zip» v:shapes="_x0000_i1128">=1,303 м/с
3.8. Определение коэффициента нагрузки
Кн= Кнβ· Кнα· Кнυ, (3.22)
Кн= 1,02· 1· 1,05 =1,071
3.9. Проверка контактного напряжения
<shape id="_x0000_i1129" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image189.wmz» o:><img width=«263» height=«80» src=«dopb198547.zip» v:shapes="_x0000_i1129">, (3.23)
где σH – контактное напряжение, МПа;
<shape id="_x0000_i1130" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image157.wmz» o:><img width=«20» height=«24» src=«dopb198531.zip» v:shapes="_x0000_i1130"> - межосевое расстояние, мм;
Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;
КН – коэффициент нагрузки;
<shape id="_x0000_i1131" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image191.wmz» o:><img width=«23» height=«30» src=«dopb198548.zip» v:shapes="_x0000_i1131"> – передаточное число редуктора.
<shape id="_x0000_i1132" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image193.wmz» o:><img width=«300» height=«56» src=«dopb198549.zip» v:shapes="_x0000_i1132">=383,5 МПа
Примечание <shape id="_x0000_i1133" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image195.wmz» o:><img width=«91» height=«34» src=«dopb198550.zip» v:shapes="_x0000_i1133">,
<shape id="_x0000_i1134" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image197.wmz» o:><img width=«200» height=«27» src=«dopb198551.zip» v:shapes="_x0000_i1134">
Условие прочности выполнено
3.10. Действующие силы в зацеплении
Окружная <shape id="_x0000_i1135" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image199.wmz» o:><img width=«82» height=«62» src=«dopb198552.zip» v:shapes="_x0000_i1135">, (3.24)
где Ft – окружная действующая сила, Н;
Т1 – вращающий момент быстроходного вала редуктора, Н·м;
d1 – делительный диаметр шестерни, мм.
<shape id="_x0000_i1136" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image201.wmz» o:><img width=«134» height=«49» src=«dopb198553.zip» v:shapes="_x0000_i1136">=2756,96 Н·м
Радиальная <shape id="_x0000_i1137" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image203.wmz» o:><img width=«128» height=«59» src=«dopb198554.zip» v:shapes="_x0000_i1137">, (3.25)
где Fr – радиальная действующая сила, Н;
α – угол зацепления в нормальном сечении принимается 20°;
β – угол наклона зубьев по расчету.
<shape id="_x0000_i1138" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image205.wmz» o:><img width=«156» height=«48» src=«dopb198555.zip» v:shapes="_x0000_i1138">=1134,9 Н·м
Осевая Fa= Ft ·tgβ, (3.26)
где Fа – осевая действующая сила, Н.
Fa= 2756,96 ·tg8°=387 Н·м
3.11 Проверка зубьев на выносливость по напряжению изгиба
<shape id="_x0000_i1139" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image207.wmz» o:><img width=«278» height=«64» src=«dopb198556.zip» v:shapes="_x0000_i1139">, (3.27)
где σF – выносливость зубьев, МПа;
Ft – окружная действующая сила, Н;
mn – нормальный модуль зацепления, мм.
Коэффициент нагрузки
КF= КFβ· КFυ=1,26·1,1=1,38; (3.28)
YF – коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Zυ
У шестерни Zυ1=Z1/Cos3β=20/0,993=20,6=20;
У колеса Zυ2=Z2/Cos3 β=71/0,993=73,17=73;
Коэффициенты YF1=4,09 и YF2=3,61;
Определение коэффициентов YВ и КF2
<shape id="_x0000_i1140" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image209.wmz» o:><img width=«93» height=«48» src=«dopb198557.zip» v:shapes="_x0000_i1140">, (3.29)
<shape id="_x0000_i1141" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image211.wmz» o:><img width=«33» height=«25» src=«dopb198558.zip» v:shapes="_x0000_i1141"><shape id="_x0000_i1142" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image213.wmz» o:><img width=«56» height=«48» src=«dopb198559.zip» v:shapes="_x0000_i1142">=0,94
<shape id="_x0000_i1143" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image215.wmz» o:><img width=«201» height=«60» src=«dopb198560.zip» v:shapes="_x0000_i1143">, (3.30)
где ε2 – коэффициент торцового перекрытия, ε2 =1,5;
n – степень точности колес.
<shape id="_x0000_i1144" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image217.wmz» o:><img width=«170» height=«50» src=«dopb198561.zip» v:shapes="_x0000_i1144">=0,916=0,92
Допускаемое напряжение при проверке на изгиб
<shape id="_x0000_i1145" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image219.wmz» o:><img width=«101» height=«51» src=«dopb198562.zip» v:shapes="_x0000_i1145">, (3.31)
где<shape id="_x0000_i1146" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image221.wmz» o:><img width=«39» height=«28» src=«dopb198563.zip» v:shapes="_x0000_i1146">допускаемое напряжение на изгиб, МПа;
<shape id="_x0000_i1147" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image223.wmz» o:><img width=«56» height=«32» src=«dopb198564.zip» v:shapes="_x0000_i1147"> - предел контакта выносливости, МПа;
<shape id="_x0000_i1148" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image225.wmz» o:><img width=«42» height=«30» src=«dopb198565.zip» v:shapes="_x0000_i1148"> — коэффициент безопасности.
Коэффициенты безопасности
<shape id="_x0000_i1149" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image225.wmz» o:><img width=«42» height=«30» src=«dopb198565.zip» v:shapes="_x0000_i1149">=<shape id="_x0000_i1150" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image227.wmz» o:><img width=«102» height=«39» src=«dopb198566.zip» v:shapes="_x0000_i1150">,
По таблице 3.9.Л.1. <shape id="_x0000_i1151" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image229.wmz» o:><img width=«48» height=«39» src=«dopb198567.zip» v:shapes="_x0000_i1151">=1,75 для стали 45 улучшенной;
<shape id="_x0000_i1152" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image231.wmz» o:><img width=«49» height=«37» src=«dopb198568.zip» v:shapes="_x0000_i1152">=1,0 для штамповок и отливок.
<shape id="_x0000_i1153" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image225.wmz» o:><img width=«38» height=«27» src=«dopb198569.zip» v:shapes="_x0000_i1153">=<shape id="_x0000_i1154" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image234.wmz» o:><img width=«48» height=«24» src=«dopb198570.zip» v:shapes="_x0000_i1154">=1,75
Допускаемые напряжения
для шестерни <shape id="_x0000_i1155" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image236.wmz» o:><img width=«46» height=«30» src=«dopb198571.zip» v:shapes="_x0000_i1155"> — формула (3.31);
для колеса <shape id="_x0000_i1156" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image238.wmz» o:><img width=«49» height=«30» src=«dopb198572.zip» v:shapes="_x0000_i1156"> - по формуле (3.31).
<shape id="_x0000_i1157" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image240.wmz» o:><img width=«107» height=«46» src=«dopb198573.zip» v:shapes="_x0000_i1157">=237 МПа
<shape id="_x0000_i1158" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image242.wmz» o:><img width=«112» height=«48» src=«dopb198574.zip» v:shapes="_x0000_i1158">=206 МПа
Определяем отношение <shape id="_x0000_i1159" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image244.wmz» o:><img width=«42» height=«30» src=«dopb198575.zip» v:shapes="_x0000_i1159">/YF
для шестерни <shape id="_x0000_i1160" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image246.wmz» o:><img width=«46» height=«30» src=«dopb198571.zip» v:shapes="_x0000_i1160">/YF1;
для колеса <shape id="_x0000_i1161" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image247.wmz» o:><img width=«49» height=«30» src=«dopb198572.zip» v:shapes="_x0000_i1161">/YF2.
<shape id="_x0000_i1162" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image248.wmz» o:><img width=«46» height=«30» src=«dopb198571.zip» v:shapes="_x0000_i1162">/YF1=237/4,09=57,9 МПа
<shape id="_x0000_i1163" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image247.wmz» o:><img width=«49» height=«30» src=«dopb198572.zip» v:shapes="_x0000_i1163">/YF2=206/3,61=57 МПа
Дальнейший расчет веду для зубчатого колеса, для которого найденное отношение меньше.
Проверяем прочность зуба колеса.
<shape id="_x0000_i1164" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image249.wmz» o:><img width=«307» height=«52» src=«dopb198576.zip» v:shapes="_x0000_i1164">,
<shape id="_x0000_i1165" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image251.wmz» o:><img width=«386» height=«60» src=«dopb198577.zip» v:shapes="_x0000_i1165">=72,69 МПа
72,69 МПа≤206 МПа
Условие выполнено
4. Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проводят на кручение по пониженным допускаемым напряжением.
4.1. Диаметр выходного конца вала редуктора (ведущий – быстроходный вал)
<shape id="_x0000_i1166" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image253.wmz» o:><img width=«108» height=«54» src=«dopb198578.zip» v:shapes="_x0000_i1166">, (4.1)
где dB1 — выходной конец вала редуктора;
Tk1 — крутящий момент, Н·м;
[ τ ] — допускаемое напряжение на кручение, МПа.
Так как ведущий вал испытывает изгиб от натяжения клиноременной передачи, допускаемое напряжение на кручение принимается [ τк ]
<shape id="_x0000_i1167" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image255.wmz» o:><img width=«158» height=«55» src=«dopb198579.zip» v:shapes="_x0000_i1167">=29,47 мм
Принимаю dB1=30 мм
На выходной конец вала насаживается шкив ременной передачи. Принять диаметр вала под манжетное уплотнение dВ1у (необходимо оставить высоту буртика ≈ 1…<metricconverter productid=«3 мм» w:st=«on»>3 мм для упора торца шкива ременной передачи).
dВ1y= dB1+2 мм=30+2=32 мм
Шестерня выполняется за одно целое с валом.
4.2. Диаметр выходного конца вала (ведомый-тихоходный вал редуктора)
<shape id="_x0000_i1168" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image257.wmz» o:><img width=«107» height=«52» src=«dopb198580.zip» v:shapes="_x0000_i1168"> , (4.2)
где dВ2 — Диаметр выходного конца вала.
<shape id="_x0000_i1169" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image259.wmz» o:><img width=«162» height=«52» src=«dopb198581.zip» v:shapes="_x0000_i1169">=40,45 мм
Так как редуктор соединен муфтой с валом барабана ленточного конвейера, то необходимо согласовать диаметры выходного конца вала барабана и редуктора.
Принимаю dВ2 =45 мм
Принимаю:
1. диаметр вала под манжетное уплотнение dВ2у =45 мм;
2. диаметр вала под подшипник dВ2n =50 мм;
3. диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса dk2=55 мм
диаметры остальных участков валов назначить исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
<shape id=«Рисунок_x0020_35» o:spid="_x0000_s1028" type="#_x0000_t75" alt=«img024»><imagedata src=«41272.files/image261.jpg» o: chromakey="#fdfdfd"><img width=«624» height=«228» src=«dopb198582.zip» alt=«img024» v:shapes=«Рисунок_x0020_35»>
Рис. 4.2. Вал-шестерня
5. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняю за одно целое с валом, ее размеры, которые были определены выше.
d1=79 мм; da1=78 мм; df1=62,25 мм; b1=50 мм;
d2=281 мм; da2=288 мм; df2=272,25 мм; b2=45 мм.
5.1. Диаметр ступицы
dст=1,6·dК2, (5.1)
где dст – диаметр ступицы, мм;
dК2 – диаметр колеса, мм.
dст=1,6·55=88 мм
5.2. Длина ступицы
<img width=«133» height=«12» src=«dopb198583.zip» v:shapes="_x0000_s1029">lст = (1,2-1,5) ·dк2, (5.2)
где lст – длина ступицы, мм.
lст = (1,2-1,5) ·55=66-<metricconverter productid=«82,5 мм» w:st=«on»>82,5 мм
Из конструктивных соображений принимаю lст =50 мм
5.3. Определение толщины обода колеса
δ= (2,5-4)· mn, (5.3)
где δ — толщина обода, мм.;
mn – нормальный модуль, мм.
δ= (2,5-4)· 3,5=8,75-<metricconverter productid=«14 мм» w:st=«on»>14 мм
Принимаю δ=14 мм
5.4. Принять толщину диска
с = 0,3·b2, (5.4)
где с – толщина диска, мм;
b2 – толщина колеса, мм.
с = 0,3·40=12 мм
Диаметр отверстий в диске конструктивно, но не менее 15 -20мм.
Принимаю <metricconverter productid=«20 мм» w:st=«on»>20 мм
6. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Корпус и крышку редуктора изготовить литьем из серого чугуна
6.1. Толщина стенок корпуса и крышки
Для стенок корпуса
δ = 0,025 · аω + 1, (6.1)
где δ – толщина стенок корпуса, мм;
аω – межосевое расстояние, мм.
δ = 0,025 · аω + 1=0,025·180+1=5,5 мм
Для стенок крышки:
δ 1 = 0,02 · аω + 1, (6.2)
где δ1-толщина стенок крышки, мм.
δ 1 = 0,02 · 180 + 1=3,6 мм
Принимаю δ 1 =8 мм, δ =8 мм
6.2. Толщина фланцев поясов корпуса и крышки
Для верхнего пояса корпуса:
В = 1,5 · δ,
где В – толщина верхнего пояса, мм.
В = 1,5 · 8=12 мм
Для пояса крышки
В1 = 1,5·δ1, (6.3)
где δ1 – толщина нижнего пояса крышки, мм.
В1 = 1,5·8=12 мм
6.3. Толщина нижнего пояса корпуса редуктора
Р = 2,35 · δ. (6.4)
Р = 2,35 · 8=18,8 мм
Принимаю Р =19 мм
6.4. Толщина ребер жесткости корпуса редуктора
m =(0,85÷1)·δ, (6.5)
где m – толщина ребер основания корпуса, мм.
m =(0,85÷1)·8=6,8÷8 мм
Принимаю m =8 мм
6.5. Диаметр фундаментных болтов
d1=(0,03÷0,036) · аω + 12, (6.6)
d1=(0,03÷0,036) · 180 + 12=16,8÷17,76 мм
Принимаю резьбу болта М20 по ГОСТ 9150 – 59
6.6. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту)
К2 > 2,1·d1, (6.7)
К2 > 2,1·20=40,2 мм
Из конструктивных соображений принимаем <metricconverter productid=«41 мм» w:st=«on»>41 мм
6.7. Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора
d3= (0,5÷0,75)·d1, (6.8)
d3= (0,5÷0,75)·20=10÷15 мм
Принимаю резьбу болтов М10 по ГОСТ 9150 – 59
6.8. Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников:
d2=(0,7÷0,75)·d1,
d2=(0,7÷0,75)·20=14÷15 мм
Принимаю резьбу болтов М16 по ГОСТ 9150 – 59
6.9. Диаметр болтов для крепления крышек подшипника к редуктору.
dn = (0,7÷1,4) · δ, (6.10)
dn = (0,7÷1,4) · 8=5,6÷11,2 мм
Принимаю dn=10 мм для быстрого и тихоходного валов по ГОСТ 9150–59
7. Первый этап компоновки редуктора.
Компоновочный чертеж выполняется в одной проекции — разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1.
Примерно посредине листа параллельно его длиной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные линии — оси валов на расстоянии aω=180 мм.<shape id="_x0000_i1170" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image264.wmz» o:><img width=«96» height=«23» src=«dopb198584.zip» v:shapes="_x0000_i1170">
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 А1= 1,2·δ=1,2·8=9,6 мм, принимаю А1=10 мм; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=δ=8 мм;
в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А=δ=8 мм; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников. Габариты подшипников заносим в таблицу 7.1.
Таблица 7.1 Габариты подшипников.
Условное
Обозначение подшипника
d, мм
D, мм
В, мм
С, кН
Со, кН
307
35
80
21
33,2
18
310
50
110
27
65,8
36
Принимаем для смазки подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер у=8÷12мм.
Принимаю у=8 мм.
Измерением находим расстояние на ведущем валу l1=43,5 мм и на ведомом l2=48,5 мм
Принимаю окончательно l1= l2=50 мм
Измерением устанавливаем расстояние, определяющие положение шкива, относительно ближайшей опоры ведущего вала l3, принимаю окончательно l3=65 мм.
8. Проверка долговечности подшипников
Ведущий вал
Выписываю Ft=2456,96 кВт, Fr=1134,9 Н∙м, Fa=387 Н∙м, Fb=1340,13 Н, l1=l2=50 мм, l3=65 мм, d1=79 мм, d2=281 мм из проделанных расчетов.
<img width=«146» height=«146» src=«dopb198585.zip» v:shapes="_x0000_s1030 _x0000_s1031 _x0000_s1032 _x0000_s1033">
8.1. Реакции опор Rx2 в плоскости Xz.
Rx1=(1/2l1)(Fb(l3 + 2l1)+Ft·l1),
z Rx2=(1/2l1)(-Fb·l3 + Ft · l1),
x Проверка: Rx1 +Rx2- Fb-Ft = 0,
Rx1
<img width=«611» height=«234» src=«dopb198586.zip» v:shapes="_x0000_s1034 _x0000_s1035 _x0000_s1036 _x0000_s1037 _x0000_s1038 _x0000_s1039 _x0000_s1040 _x0000_s1041 _x0000_s1042 _x0000_s1043 _x0000_s1044 _x0000_s1045 _x0000_s1046 _x0000_s1047 _x0000_s1048 _x0000_s1049 _x0000_s1050 _x0000_s1051 _x0000_s1052"> _ Fr _
_ 1 _ 2
Fa
Fb Ry1 Ry2
Ft
l3 l1 l1
Rx1=(1/2·0,05)(1340,13(0,065+2·0,05)+2456,96·0,05)=3439,69 Н
Rx2=(1/2·0,05)(-1340·0,065 + 2456,96 · 0,05)= 357,48 Н
Проверка: 3439,69 +357,48- 1340-2456,96=0
3797,17-3797,17=0
0=0
В вертикальной плоскости Yz силу давления на вал от ременной передачи не учитываю, т.к. ременная передача по условию проектирования находится в горизонтальной плоскости и вертикальная составляющая от Fb будет незначительной.
В плоскости Yz
Ry1 = 1/2l1 (Fr·l1+ Fa·d1/2),
Ry2 = 1/2l1 (Fr·l1- Fa·d1/2),
Проверка: -Ry1+Fr-Ry2=0,
Ry1 = 1/2·0,05(1134,9·0,05+ 387·0,07/2)= 702,9 Н
Ry2 = 1/2·0,05(1134,9·0,05- 387·0,07/2) =432 Н
Проверка: -702,9+1134,9-432=0
1134,9-1134,9=0
0=0
8.2. Суммарные реакции:
<shape id="_x0000_i1171" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image268.wmz» o:><img width=«188» height=«50» src=«dopb198587.zip» v:shapes="_x0000_i1171">,
<shape id="_x0000_i1172" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image270.wmz» o:><img width=«196» height=«50» src=«dopb198588.zip» v:shapes="_x0000_i1172">,
<shape id="_x0000_i1173" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image272.wmz» o:><img width=«213» height=«38» src=«dopb198589.zip» v:shapes="_x0000_i1173">=3510,77 Н
<shape id="_x0000_i1174" type="#_x0000_t75" o:ole=""><imagedata src=«41272.files/image274.wmz» o:><img width=«196» height=«38» src=«dopb198590.zip» v:shapes="_x0000_i1174">=560,73 Н
8.3.Определение эквивалентной нагрузки
Pэ = (x·V·Pr1+y·Pa) ·Kv·Kt,
где Pa=Fa=310 Н·м;
V =1 — вращается внутреннее кольцо;
Kv = 1 — коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров.
(Табл. 9.19. Л1.с.214.).
Отношение Pa/Cо – эта величина должна соответствовать,
согласно Табл. 9.18. Л1.с212.
Pa/Cо=387/18000=0,0172 ≤ e=0,22
Отношение Pa/Pr1 -> e
<shapetype id="_x0000_t94" coordsize=«21600,21600» o:spt=«94» adj=«16200,5400» path=«m@0,l@0@1,0@1@5,10800,0@2@0@2@0,21600,21600,10800xe»><path o:connecttype=«custom» o:connectlocs="@0,0;@5,10800;@0,21600;21600,10800" o:connectangles=«270,180,90,0» textboxrect="@5,@1,@6,@2"><img width=«28» height=«17» src=«dopb198591.zip» v:shapes="_x0000_s1053">Pa/Pr1=387/3510,77=0,11245; е=0,3; x=0,56; y=1,45; табл. 9.18.
продолжение
--PAGE_BREAK--
еще рефераты
Еще работы по производству
Реферат по производству
Проектирование привода ленточного питателя
2 Сентября 2013
Реферат по производству
Привод люлечного элеватора
2 Сентября 2013
Реферат по производству
Основные вопросы связанные с расчетом электродвигателя привода и редуктора
2 Сентября 2013
Реферат по производству
Расчет привода ленточного конвейера
2 Сентября 2013