Расчёт зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса редуктора и колес. Определение долговечности подшипников, посадки основных деталей редуктора. Выбор и характеристика смазки, муфты, вычисление ориентировочной частоты вращения.
Привод состоит из двигателя 1, одноступенчатого редуктора 3, соединенного муфтой с двигателем.Угловая скорость вращения колеса ?вых=2V/ D =2*1,1/0,225=9,8 с-1 Частота вращения механизма поворота nвых = 30*?ВЫХ/? = 30*9,8 / 3,14 =93,6 об/мин Мощность, необходимая для приведения механизма в движение: Рвых = F*V = 2,2*1,1 = 2,42 КВТ Ориентировочное передаточное число привода: U = u1*uц = 4*2= 8 где u1 = 2,5-5 - рекомендуемое передаточное число зубчатой передачи в редукторе ;Примем передаточное число цепной передачи uц = 2 .2.1.1 Данные для расчета: передаточное число Up = 4 крутящие моменты Т1 =36,1 Нм Т2 =138,5 Нм частоты вращения n1 = 720 об/мин n2 = 180 об/мин коэффициент суточного использования передачи Кс = 0,7 коэффициент годового использования передачи Кг = 0,8 срок службы привода тг = 6лет В качестве материала намечаем сталь 40Х с термообработкой улучшение - для колеса (с твердостью на поверхности зубьев 260 - 302 НВ и пределом текучести ?т = 750 МПА); улучшение и закалка ТВЧ - для шестерни (с твердостью поверхности зубьев 45 - 50 HRC с пределом текучести сердцевины ?т = 750 МПА). Сначала для определения NHO1 (для шестерни) твердость материала шестерни HRC 50 по графику на рисунке 3 переведем в единицы HB 480 , а затем по графику на рисунке 2 определим NHO3 = 8*107 циклов для колеса при твердости HB 260 NHO4 = 2*107 циклов. Допускаемые контактные напряжения: Для шестерни: Для колеса: Для передачи получим: - условие выполнено, поэтому окончательно принимаем Примем предварительный угол наклона зубьев =120 и определим числа зубьев шестерни и колесаРазмеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78. Напряжение смятия и условие прочности МПА: Где: T - величина крутящего момента на валу, Н*м; d - диаметр вала, мм; редуктор муфта подшипник смазка h - высота шпонки, мм t1 - глубина шпоночного паза на валу, мм; Входной вал: На входном валу (d=25мм) под шкивом устанавливается шпонка размерами bxhxl=8x7x40, t1=4 мм, T2=42H м Выходной вал: На валу устанавливается шпонки под колесом Z4 (d=45мм, bxhxl=14x9x40мм, t1=5,5мм), на выходном конце вала (d = 35 мм, bxhxl=10x8x35мм, t1=5мм ).Для валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники. Для опор входного вала назначаются шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии №206 ГОСТ 8338-75 с размерами: диаметр внутреннего кольца d= 30 мм,. диаметр внешнего кольца D = 62 мм, ширина В = 16 мм, грузоподъемность статическая Со =10000 Н, динамическая С = 19500 Н. Для опор выходного вала назначаются шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии №208 ГОСТ 8328-75 с размерами: диаметр внутреннего кольца d= 40 мм,. диаметр внешнего кольца D = 80 мм, ширина В = 18мм, грузоподъемность статическая Со =17800 Н, динамическая С =32000 Н. Для определения горизонтальных реакций опор в плоскости XZ составим уравнение моментов относительно опоры А и В . Для определения вертикальных реакций опор в плоскости YZ составим уравнение моментов относительно опоры А и В.Расчет выполняется в форме проверки коэффициента S запаса прочности, минимально допустимое значение которого принимается в диапазоне [S] = 1,5?2,5 в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля. ?m и ?m - средние напряжения цикла; ??D и ??D - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения; ??, ?? - масштабный фактор нормальных и касательных напряжений [2, табл.8.8]; ? - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности (при Ra = 0,32 ? 2,5 мкм поинимаем ? = 0,97 ? 0,9) [2, стр.162 ]; ?? = 0,2, ?? = 0,1 - коэффициенты чувствительности материала к ассиметрии цикла напряжений [2, стр.162, 164]; Концентрация напряжений обусловлена посадкой колеса на валу с гарантированным натягом (DB = 45 мм).Для смазывания передачи используется картерная система. Картерная смазывание применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0б3 до 12,5 м/с. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес быстроходной и тихоходной ступени были в него погружены.Посадки основных деталей редуктора приведены в таблице. Посадка в системе ИСО Примеры применения Отклонение вала к6 Внутренние кольца шарикоподшипников качения на валы при легком и нормальном режиме работыМуфты выбираются по передаваемому валом крутящему моменту и диаметру.
План
Содержание
1. Кинематический и энергетические расчеты
1.1 Исходные данные
1.2 Приведение исходных данных к Рвых и nвых
1.3 Выбор двигателя
1.4 Кинематический расчет
1.5 Энергетический расчет
2. Расчет передач
2.1 Расчет зубчатой передачи редуктора
2.2 Расчет цепной передачи
3. Ориентировочный расчет валов
3.1 Входной вал
3.2 Выходной вал
4. Расчет шпоночных соединений
5. Расчет долговечности подшипников
6. Уточненный расчет валов
7. Конструктивные размеры корпуса редуктора, колес
8. Выбор смазки
9. Посадки основных деталей редуктора
10. Выбор муфты
Библиографический список
1.
Кинематический и энергетический расчеты
1.1 Исходные данные
Тяговая сила ленты F= 2,2 КН
Скорость ленты V=1,1 м/с
Диаметр барабана D= 225 мм
Срок службы привода тг = 6 лет
Годовой коэффициент использования Кг = 0,8
Коэффициент суточного использования Кс = 0,7
Производство - серийное.
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
