Расчет редуктора

де  -30 мм, ширина зубця вінця колеса;

- коефіцієнт концентрації  навантаження, =1;

- коефіцієнт динамічного  навантаження :

         

- коефіцієнт враховуючий  розподілення навантаження між  зубцями в залежності від ступеня  точності, 9-й ступінь, =1 .

Стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується, бо .

Перевірний розрахунок зубців на втому при згині.

                                                 

 

 

де - допустиме напруження при згині;

- коефіцієнт форми зуба;

=0,92- коефіцієнт нахилу зубців;

          де  - коефіцієнт динамічності ():

         ;

           - коефіцієнт розподілення навантаження між зубцями;

         - коефіцієнт концентрації навантаження по довжині зуба ;

        

Стійкість зубців проти втомного руйнування при згині забезпечується, оскільки розрахункові напруження згину менші від відповідних допустимих напружень :

<  ;  <

 

 

Між осьова відстань  130

Кут нахилу зуба                                                                         11,5

Ступінь точності. ГОСТ 1643-81    9

шестерня колесо

Число зубців  36 91

Напрям лінії зуба                      косозуба

Коефіцієнт зміщення х 0                                       0

Ділильний діаметр  73,5                                  185,7

Діаметр вершин зубців  77,5                                  189,7

Діаметр впадин  68,7                                  180,9

Ширина  42 39

Сили в зачепленні циліндричних коліс:

Колова сила                                                                      2948,8

Радіальна сила                                                                 1106,4

Осьова сила                                                                      590

 

 

 

 

4. РОЗРАХУНОК ВІДКРИТИХ ПЕРЕДАЧ

      4.1. Проектний розрахунок відкритої передачі

  1) Визначення діаметру ведучого шківа

        d 1>(35-70)b=70*2,8=196мм

  2)Визначення діаметру відомого шківа

      d 2=u*d(1-e)=4*200*(1-0,01)=792

     d2=800мм

  3) Визначення передаточного числа

        Uф=

      

4) Визначення міжосьової відстані

      a1,5(d1+d2)=1,5*(200+800)=1500мм

5)  Визначення розрахованої довжини паса

       l=2*a+(d2+d1)+

      L=4000 мм

6) Уточнити значення міжосьової відстані а по стандартній  довжині l

         а=

7) Визначення кута обхвату паса ведучого шківа

 

8)  Визначення швидкості паса

           

9 )Визначення частоти пробігу паса

        

 10) Визначення кругової сили

         Ft

11)   Визначення допустимої питома окружна сила

      

12)  Визначення ширини паса

 

       b=355 мм – ширина паса

      B=1,1*b+10=1,1*355+10=400мм – ширина шкива

13) Визначення площі поперечного перерізу паса

   А=

14) Визначення сили попереднього натягу паса

       Fo=A* =994*2=1988H

15) Визначення сили натягу відомого та відомої  гілки паса

       F1=Fo+=1988+=2588H

        F2=Fo-=1988-=1388H

16) Визначення сили тиску паса на вал

       Fоп =2*Fo*sin(= 2*1988*sin(=3848,5 H

 

4.2 Перевірка розрахунок  відкритої передачі

 – максимальне напруження , Н/мм2:

1)Напруження  розтягування 

2) Напруження вигину

3)Напруження  відцентрових  сил 

4)Допустиме напруження  розтягування

=8 Н/мм2

 

 

 

 

 

 

 

Підсумкові дані розрахунку :

Тип пасу                                 Б-2240Ш ГОСТ1284.1-80 – ГОСТ 1284.3-80

Міжосьова відстань  1176,8

Товщина паса                                                                                      2,8

Ширина паса                                                                                        355

Довжина паса                                                                                       4000

         Кута обхвату паса ведучого шківа                                                            150,9

        Частоти пробігу паса                                                                         1,6

         Діаметру ведучого шківа                                                                    196

         Діаметру відомого шківа                                                                     792

         Максимальне напруження                                                                   4,55

         Сили попереднього натягу паса                                                          1988

          Сили  тиску паса на вал                                                                                  3848,5

 

 

 

 

5. Навантаження  валів редуктора

        5.1 Визначення консольних сил і сил в зачепленні закритих передач

Вид відкритої передачі	Сили в зачепленні	Значення сили, Н
		на шестерні	на колесі
Циліндрична прямозуба	Окружна  Радіальна     Осьова
Муфта			=2068,36
Клинопасова

 

 

5.3 Силова схема  навантажень валів редуктора

 

 

 

 

 

     6. Проектний розрахунок валів

6.1 Вибір матеріалів  валів 

У проектованих редукторах рекомендується застосовувати термічно оброблені середньовуглецеві та леговані сталі 45, 40Х, однакові для швидкохідного і тихохідного валу. Механічні характеристики сталей для виготовлення валів визначають за

 

   6.2 Вибір допустимих напружень на крученні

Проектний розрахунок валів виконується по напругам кручення (як при чистому крученні), тобто при цьому не враховують напруги вигину, концентрації напруг і змінність напруг в часі (цикли напружень). Тому для компенсації наближеності цього методу розрахунку допустимі напруги на кручення застосовують заниженими: = 10...20 М/

  П р и   ц ь о м у    м е н ь ш е   з н а ч е н н я - д л я

б и с т р о х о д н и х     в а л і в ,    б і л ь ш е - д л я    т и х о х і д н и х.

для бистрохідного;

для тихохідного.

    6.3 Визначення геометричних параметрів ступеней валів

Бистрохідний:

Ступінь валу і його параметри		Вал-шестерня циліндрична
1-ша під елемент  відкритой передачі чи її муфти		де
		під  шестерню  під  напівмуфту  під  шків
2-га під елемент  кришки с отвором і підшипником		-значення висоти буртика
3-я під шестерню, колесо		r=2- координати фаски підшипника
4-а під підшипник
		-для  кулькових підшипників (див. )

Тихохідний:

Ступінь валу і його параметри		Вал-шестерня циліндрична
1-ша під елемент  відкритой передачі чи її муфти		де
		під  шестерню  під  напівмуфту  під  шків
2-га під елемент  кришки с отвором і підшипником		,9 -значення висоти буртика
3-я під шестерню, колесо		r=3- координати фаски підшипника
		=1,25*d2=57,3
4-а під підшипник
		-для  кулькових підшипників (див. )

 

 

 

7 ВИБІР  ТИПУ ПІДШИПНИКА

 

З розрахунків валів мі можемо зробити попередній вибір підшипників.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Підшипники кочення радіальні

 

Бистрохідний вал:

Позначення підшипника 306.

Серія - середня.

Тип – підшипник кульковий  радіальний однорядний.

Схема установки – з одною фіксуючою опорою.

d = 45мм.

D = 100мм.

B = 25мм.

r  =  2,5 мм.

C = 52,7кH

C = 30кH

Тихохідний вал вал:

Позначення підшипника 309.

Серія - середня.

Тип – підшипник кульковий  радіальний однорядний.

Схема установки – з одною фіксуючою опорою.

d = 50мм.

D = 100мм.

B = 27мм.

r  = 2.5 мм.

C = 61,8кH

C = 36кH

8 ЗМАЩЮВАННЯ  ПЕРЕДАЧІ І ПІДШИПНИКІВ РЕДУКТОРА

Передачі

Спосіб змазування .

Для редукторів загального призначення застосовують безперервне змазування рідким маслом картерным непроточным способом (зануренням).

 

Вибір сорта масла. 
Рекомендована кінематична в`язкість змазки

                                            V = до 2м/с

                                          до 600МПа

Марка мастила И-Г-A-68

Визначаємо кількість масла.

 

Визначаємо рівень масла.

 

 

Підшипники

Для змащування підшипників використовуємо солідол жировий

(ГОСТ 1033-79) . Тому що, V = до 2м/с.

 

9 ПРИСТРІЙ НАТЯГУ  ПАСОВОЇ  ПЕРЕДАЧІ

Для забезпечення натягу пасової передачі застосовується натяжний пристрій, де в якості салазок виступають пази на рамі. 

 

 

Рисунок 9.1 – Ескіз натяжного пристрою

Рама

 

 Рама виготовляється зварною з швелера. Розміри швелера та косої шайби обираються згідно діаметру фундаментальних болтів редуктора.

 

Рисунок 9.2 – Ескіз швелера та косої шайби

 

Виходячи із того, що для кріплення редуктора використовуються фундаментальні болти М12 обирається швелер №12.

 
10 Розрахунок шпонкових з’єднань

 

            У даному редукторі застосовуються  з’єднання коліс передач з валами за допомогою призматичних шпонок за ГОСТ 23360-78.

 

Рисунок 10.1 - З'єднання призматичною шпонкою

 

Швидкохідний вал

 

Розрахунок шпонкового з’єднання консольної ділянки швидкохідного вала

За діаметром вала d=38.6мм згідно зі стандартом вибираємо такі розміри з’єднання: ширина шпонки b = 10 мм; висота h = 8 мм; глибина паза на валу     t1 = 5 мм і у маточини колеса t2 = 3,8 мм.

Допустимі напруження приймаємо  як для нерухомого з’єднання, передаючого навантаженя з поштовхом  [σ]=100МПа

               Розрахуємо робочу довжину шпонки, мм:

 

 

Повна довжина шпонки, мм:

 

За стандартом беремо l=28 мм.

Отже, з’єднання можна здійснити призматичною шпонкою   ГОСТ 23360-78

Тихохідний вал

 

Розрахунок шпонкового з’єднання тихохідного вала ділянки під колесо.

 За діаметром вала d=40,9 мм згідно зі стандартом вибираємо такі розміри з’єднання: ширина шпонки b = 16 мм; висота h = 10 мм; глибина паза на валу t1 = 6 мм і у маточини колеса t2 = 4,3 мм.

Допустимі напруження приймаємо  як для нерухомого з’єднання, передаючого навантаження з поштовхом  [σ]=100МПа

               Розрахуємо робочу довжину шпонки, мм:

 

 

Повна довжина шпонки, мм:

 

За стандартом беремо l=45 мм.

Отже, з’єднання можна здійснити призматичною шпонкою ГОСТ 23360-78.

 

 

                                               ВИСНОВОК

 

Мета курсового проекту – спроектувати механічний привод у складі електродвигуна, пасової передачі, редуктора циліндричного одноступінчастого та зварної рами.

В ході енергосилових та кінематичних розрахунків параметрів привода ми обрали асинхронний електродвигун 112МА6 потужністю 2.5 кВт та з частотою обертання 1000 , передаточне число привода U=11.2, строк роботи привода

При розрахунку пасової передачі ми визначили тип пасу Б - 2240Ш     ГОСТ 1284.1 – ГОСТ 1284.3-80, необхідне число клинових пасів Z=1, кількість замін пасів n=2.

При розрахунку циліндричної передачі ми перевірили передачу на міцність, визначили параметри та характеристики зубчастого колеса і шестерні, їхню колову швидкість V=0.93 м/с,  міжосьову відстань  , коефіцієнт перевантаження .

При компоновочному розрахунку валів ми компоновочно розрахували параметри валів, компоновочно підібрали підшипники та варіант їхньої установки, виконали ескізну компоновку редуктора. Також склали схеми сил, що діють на вали редуктора і розрахували їх.

При розрахунку підшипників ми остаточно обрали  підшипники кулькові радіальні однорядні легкої серії №306 та №309 для швидкохідного і тихохідного вала відповідно.

В пункті «Змащування та ущільнення» ми призначили мастило марки И-Г-А-68 та розрахували його необхідний об`єм, спосіб змащення підшипників та зубчатого зачеплення – розбризкування. Також обрали ущільнення - манжети гумові армовані.

 

 

Таким чином в результаті виконання курсового проекту був створений циліндричний редуктор з параметрами:

Обертовий момент на тихохідному валу  Т=273.8 Н·м

Частота обертання тихохідного валу   хв-1

Потужність на виході    Р=2,2 кВт

ККД привода  η=0,903

Передаточне число привода  U=11,2

Ресурс роботи привода  t∑=35040  год.