Кинематический расчет привода

Fa1=S1=160,276

Fa2=160,276+256,2=416,476<S2

Fa2=S2=479,604H

Fa1=Fa2-Fa=479,604-256,2=233,404 Н;   Fa1>S1

 

Сравниваем отношение Fa1/V·Fr1 с коэффициентом е и окончательно принимаем значения коэффициентов x и y.

 

Вычисляем динамическую нагрузку (для шариковых радиально-упорных)

 

 

Определим расчетный  ресурс подшипника:

 

Так как условие расчетного ресурса выполняется, оно больше требуемого, то подшипники 46204 ГОСТ 831-75 пригодны.

 

 

 

 

 

 

 

 

5.1.1. Эпюра быстроходного вала

 

Схема сил, действующих  на вал

 

 

Построение  эпюры изгибающих моментов

Момент M_y в плоскости yoz.

Участок I:    M_yI = (0…a)∙10^-3∙R_1y;

                     M_yI = (0…133)∙10^-3∙(-46,46) = 0…-6,17 Н∙м.

Участок II:   M_yII = (a…a+b)∙10^-3∙R_1y + (0…b)∙10^-3∙F_r;

                      M_yII = (133…161)∙10^-3∙(-46,46)+(0…28)∙10^-3∙(387,305) = -6,17…3,36 Н∙м.

Участок III: M_yIII= (a+b…a+b+c) ∙10^-3 R_1y+(b…b+c) 10^-3∙F_r+(0…c) 10^-3∙F_2y;

                     M_yIII= (161…206) ∙10^-3 (-46,46)+(28…73) 10^-3∙387,305+(0…45) 10^-3∙

                                  ·(-340.85)=3,36…3,36 H·м

 

Момент M_z в плоскости xoz.

Участок I:   M_xI = (0…a)∙10^-3∙R_1x;

                     M_xI = (0…133)∙10^-3∙(-231,079) = 0…-30,7 Н∙м.

Участок II:  M_xII = (a…a+b)∙10^-3∙R_1x + (0…b)∙10^-3∙F_t;

                    M_xII = (133…28)∙10^-3∙(-231,079) – (0…28)∙10^-3∙1032,73 = -30,7…22,44 Н∙м.

Участок III: M_xIII = (a+b…a+b+c)∙10^-3∙ R₁₊(b…b+c)∙10^-3∙F_t+(0…c) ∙10^-3∙ R₂

          M_xIII = (161…206)∙10^-3∙ (-231,079)₊(28…73)∙10^-3∙1032,73+(0…45) ∙10^-3∙

                       ·(-340,85)=22,4…0 H·м

 

 

По эпюре изгибающих моментов определяем два опасных  сечения:

Опасное сечение 1 (ОС 1) –  участок вала под шестеренкой;

Опасное сечение 2 (ОС 2) –  участок вала под подшипником.

 

5.2 Выбор подшипников  для промежуточного вала:

Исходные данные:

t_å = 20000 ч;    

F_t1 = 693 H                                     a = 67 мм;

F_a1 = 83 H                                      b = 160 мм;

F_r1 = 254 H                                   c = 67 мм;

F_t2 = 2966 H;                                  

F_r2 = 1088 H;                                   Ма1= F_а·d/2=83·470/2=19505 Н·м

F_a2 = 375 H;                                  Ма2= F_а·d/2=375·106/2=19875 Н·м  

              

Вертикальная плоскость:

åM_А = 0;

åM_В = 0;

 

 

 

 

Горизонтальная плоскость:

åMа = 0;

åM_В = 0;

  

 

Определяем общую радиальную нагрузку:

 

Для опор предварительно подбираем подшипники шариковые  радиально-упорные однорядные ГОСТ 831-75.Из табл. 24.15 [1] для принятых подшипников находим:

С_r = 16,7 кH; С_0r = 9,1 кH.

Принимаем коэффициент  вращения кольца V = 1, так как вращается внутреннее кольцо подшипника. [1,стр. 104]

S₁=e’·F_R1=0,5·4774,9=2387,45 H

S₂=e’·F_R2=0,46·3390,99=1559,855 H

Fa=Fa2-Fa1

Fa=1936,5-256,2=1680,3Н

Fa1+Fa=Fa2

Fa1=S1=2387,45

Fa2=1680,3+2387,45=4067,45>S2

 по таблице [1, стр.104]находим

 

Сравниваем отношение Fa1/V·Fr1 с коэффициентом е и окончательно принимаем значения коэффициентов x и y.

Вычисляем динамическую нагрузку (для шариковых радиально-упорных):

 

Определим расчетный  ресурс подшипника:

Так как условие расчетного ресурса выполняется, оно больше требуемого, то подшипники 46305 ГОСТ 831-75 пригодны.

 

5.3 Выбор подшипников  для тихоходного вала:

 

 

 

 

 

Исходные данные:

t_å = 20000 ч;                                 c = 69 мм;

F_t = 2966 H;                               

F_r = 1088 H;                                Ма= F_а·d/2=375·454/2=85125 Н·м

F_a = 375 H;

a = 123 мм;

b = 67 мм;

Вертикальная плоскость:

åM_А = 0;

åM_В = 0;

Горизонтальная плоскость:

åMа = 0;

åM_В = 0;

 

  

 

Определяем общую радиальную нагрузку:

 

Для опор предварительно подбираем подшипники шариковые радиальные однорядные ГОСТ 831-75.Из табл. 24.15 [1] d_п =55 мм, для принятых подшипников находим:

С_r = 58,4 кH; С_0r = 34,2 кH.

Принимаем коэффициент  вращения кольца V = 1, так как вращается внутреннее кольцо подшипника. [1,стр. 104]

S₁=e’·F_R1=0,751·3879,031=2913,377 H

S₂=e’·F_R2=0,751·3798,13=2852,39 H

Fa1=Fa+Fa2

Fa1=S1=2913,377

Fa2=Fa1-Fa=2913,377-1936,52=976,857<S2

Fa2=S2=2852,392 H

Fa1=Fa2+Fa=2852,39+1936,52=4788,91 Н;   Fa1>S1

; по табл. [1,стр.104] x = 0,45;y=1,81

Сравниваем отношение Fa1/V·Fr1 с коэффициентом е и окончательно принимаем значения коэффициентов x и y.

 

Вычисляем динамическую нагрузку (для шариковых радиальных однорядных)

Определим расчетный  ресурс подшипника:

Так как условие расчетного ресурса выполняется, оно больше требуемого, то подшипники 36211 ГОСТ 8338-75 пригодны.

 

6.Расчет основных размеров корпусных деталей и крышек

 

 6.1Толщина стенки d корпуса редуктора [2,стр. 18]:

;

,

Принимаем d = 7мм.

 Зазор между поверхностью  колес и внутренней поверхностью  корпуса [1,стр.45]:

,

где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм.

Принимаем а = 12 мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса [1]:

Диаметр d (мм) винтов крепления крышки принимают в зависимости от вращающего момента T (Н∙м) на выходном валу редуктора [1,стр.264]:

Принимаем винты М10,М8. Диаметр штифтов, осуществляющих фиксирование крышки относительно корпуса редуктора, вычисляется по формуле [1,стр.266]:

Принимаем d_шт = 8 мм.

Примем для подшипников промежуточного и выходного вала закладные крышки, размеры крышек принимаем по рекомендациям из [1,стр.148], а для быстроходного вала примем накладные крышки.

Остальные размеры принимаются  конструктивно на основании вычисленных  выше величин по рекомендациям из [1], [2], [3].

 

6.2 Выбор посадок для сопряжения основных деталей редуктора

 

Посадка зубчатого  колеса на вал: по ГОСТ 25347 – 82.

Шейки валов  под подшипники выполняем с отклонением  вала q6.

Отклонения  отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.

Остальные посадки  назначаем, пользуясь справочниками [1], [2], [3].

 

 

7. Выбор смазочных материалов и системы смазывания

 

Для смазывания передач  применяем картерную систему. В  корпус редуктора заливают масло  так, чтобы венцы колеса были в  него погружены. Колесо при вращении увлекает масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть.

Допустимые уровни погружения h_M колёс цилиндрического редуктора в масляную ванну [1]:

,

где m – модуль колес , мм; d_2т – диаметр колеса тихоходной ступени, мм.

Подшипники смазываются тем же маслом в результате его разбрызгивания. Также для смазывания подшипников используется манжетные уплотнения. Манжету устанавливают открытой стороной внутрь корпуса. К рабочей кромке манжеты в этом случае обеспечен хороший доступ смазочного масла.

Поскольку в процессе работы масло постепенно загрязняется, его необходимо периодически менять. Для замены масла в корпусе  предусмотрена сливная пробка с  цилиндрической резьбой. Чтобы масло  стекало к пробке, дно корпуса  сконструировано наклонным в сторону сливного отверстия.

Наблюдение за уровнем  масла осуществляется с помощью  маслоуказателя. Выбранный сорт масла: И-8А по ГОСТ 20799 – 88.

 

8. Подбор соединительных  муфт

 

Для соединения вала электродвигателя с входным валом редуктора  целесообразно применить муфты  с упругими резиновыми элементами. В частности муфты упругие втулочно-пальцевые, которые получили широкое распространение благодаря простоте конструкции и удобству смены упругих элементов[1,стр.313].

Размер муфты по заданному  моменту подбираем из [4,cтр. 369]

Для соединения электродвигателя с входным валом редуктора  принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую  ГОСТ 21424 – 93.

Для выбранной муфты принимаем радиальное смещение валов D = 0,1 мм.

Для выбранного радиального  смещения вычислим радиальную силу F_м, которая действует на вал со стороны муфты [1]:

F_м = C_р∙D,

где С_р – радиальная жесткость муфты.

На входной вал со стороны муфты действует сила (С_р = 2160 [1,стр.314]):

F_м = 2160∙0,1 = 216H.

Поскольку рассчитанные радиальные силы, действующие со стороны  муфты, значительно меньше тех, которые  принимались в расчетах валов  и подшипников, то влияния на принятую конструкцию они не окажут.

 

 

 

 

 

 

 

ВЫВОД

 

В данном курсовом проекте  нами был разработан цилиндрический двухступенчатый редуктор, а также  привод ленточного транспортера.

Благодаря проделанной  работе мы ознакомились с принципом действия данного редуктора, а так же с назначением отдельных его частей.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

 

1. Дунаев П. Ф., Леликов О.П., «Конструирование узлов и деталей машин» М.: Высшая школа; стр.446 1998.
2. Детали машин: «Методические указания к самостоятельной работе над курсовым проектом» А. С. Пыстогов; стр.34; Н.Тагил 2005г.
3. Детали машин: «Методические указания к самостоятельной работе над курсовым проектом к конструированию рамы, привода и др. элементов» А. С. Пыстогов;стр.24; Н.Тагил 2005г.
4. “Детали машин” Иванов М. Н.  М.: Высшая школа; стр.550;

      Москва 1975г.