Цепная передача с цилиндрическим редуктором

Видео:Цепные передачиСкачать

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых колес или передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора помещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположения валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы

(развернутая, с раздвоенной ступенью и т.д.). Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Рисунок 1 – Кинематическая схема привода

Вращающий момент от электродвигателя 1 через муфту 2 передаётся на шестерню 3, установленную на ведущем валу Ι и через неё передается зубчатому колесу 4, расположенному на ведомом валу ΙΙ, установленному в подшипниках 5. От ведомого вала редуктора вращающий момент через цепную передачу 6 передается ведущему валу ΙΙΙ привода ленточного конвейера. Редуктор общего назначения; режим нагрузки постоянный; редуктор предназначен для длительной работы; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения; редуктор нереверсивный (ПЗ, задание) , [1, с.9-16]; [2, c.20-26]; [3,c261-262].

В этом разделе должны быть выполнена кинематическая схема привода и оформлена согласно СТ СЭВ 1187-78, с условными графическими обозначениями элементов машин и механизмов по СТ СЭВ 2519-80.

1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

Определяем общий КПД привода.

где η1- КПД закрытой зубчатой передачи, η1=0,97,[1, с5, табл. 1.1];

η2 — КПД открытой цепной передачи , η1=0,93, [1,с5, табл.1.1];

ηпк — КПД подшипников, ηп=0,99,[1,с5, табл.1.1];

к – число пар подшипников, к=3, (ПЗ, задание).

Определяем требуемую мощность электродвигателя.

где Р3- мощность на выходном валу привода, Р3=4,6 кВт, (ПЗ, задание).

Выбираем электродвигатель асинхронный серии 4А, закрытый обдуваемый, по ГОСТу с номинальной мощностью Р =5,5 кВт, с синхронной частотой вращения n=1000 об/мин, типоразмер 132S2, [1, с. 390].

Номинальная частота вращения вала электродвигателя .

где n-синхронная частота вращения, n=1000 об/мин;

S- процент скольжения ремня , S=3,3%, [1, с. 390].

Определяем общее передаточное число привода и разбиваем его по ступеням.

где U1-передаточное число редуктора, U1=3,15,(ПЗ, задание);

U2- передаточное число цепной передачи.

Определяем передаточное число открытой цепной передачи

Определяем частоту вращения, угловые скорости вращения и вращающие моменты на валах привода.

Видео:Цепные передачи: достоинства и недостатки, классификацияСкачать

Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей

Введение. Описание устройства привода

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых колес или передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора помещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположения валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы

(развернутая, с раздвоенной ступенью и т.д.). Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Рисунок 1 – Кинематическая схема привода

Вращающий момент от электродвигателя 1 через муфту 2 передаётся на шестерню 3, установленную на ведущем валу Ι и через неё передается зубчатому колесу 4, расположенному на ведомом валу ΙΙ, установленному в подшипниках 5. От ведомого вала редуктора вращающий момент через цепную передачу 6 передается ведущему валу ΙΙΙ привода ленточного конвейера. Редуктор общего назначения; режим нагрузки постоянный; редуктор предназначен для длительной работы; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения; редуктор нереверсивный (ПЗ, задание) , [1, с.9-16]; [2, c.20-26]; [3,c261-262].

В этом разделе должны быть выполнена кинематическая схема привода и оформлена согласно СТ СЭВ 1187-78, с условными графическими обозначениями элементов машин и механизмов по СТ СЭВ 2519-80.

1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

Определяем общий КПД привода.

где η1- КПД закрытой зубчатой передачи, η1=0,97,[1, с5, табл. 1.1];

η2 — КПД открытой цепной передачи , η1=0,93, [1,с5, табл.1.1];

ηпк — КПД подшипников, ηп=0,99,[1,с5, табл.1.1];

к – число пар подшипников, к=3, (ПЗ, задание).

Определяем требуемую мощность электродвигателя.

где Р3- мощность на выходном валу привода, Р3=4,6 кВт, (ПЗ, задание).

Выбираем электродвигатель асинхронный серии 4А, закрытый обдуваемый, по ГОСТу с номинальной мощностью Р =5,5 кВт, с синхронной частотой вращения n=1000 об/мин, типоразмер 132S2, [1, с. 390].

Номинальная частота вращения вала электродвигателя .

где n-синхронная частота вращения, n=1000 об/мин;

S- процент скольжения ремня , S=3,3%, [1, с. 390].

Определяем общее передаточное число привода и разбиваем его по ступеням.

где U1-передаточное число редуктора, U1=3,15,(ПЗ, задание);

U2- передаточное число цепной передачи.

Определяем передаточное число открытой цепной передачи

Определяем частоту вращения, угловые скорости вращения и вращающие моменты на валах привода.

Видео:Принцип работы редуктора. Виды редукторов. Курсовая.Скачать

Расчет редуктора с цепной передачей

Видео:ЦЕПНАЯ ПЕРЕДАЧА вместо КАРДАНА - СРАБОТАЕТ?Скачать

Проектирование и расчет одноступенчатого редуктора с цилиндрическими косозубыми колесами и цепной передачей. Кинематический расчет. Вычисление окружной скорости, сил, действующих в зацеплении. Проверка прочности валов. Подбор подшипников. Посадки деталей.

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Механизмы, предназначенные для передачи вращательного движения от одного вала к другому с помощью находящихся в зацеплении зубчатых колес, называются зубчатой передачей

По применению и распространению зубчатые передачи по праву занимают первое место. В любой отрасли машиностроения, приборостроения, на транспорте, в связи зубчатые передачи находят широкое применение: автомобили, тракторы, самолеты, турбоэлектроходы, станки, электронно-вычислительные и счетно-решающие машины, электросчетчики, часы, измерительные приборы и т. д.

1. Возможность передачи практически любых мощностей (до 50 000 кВт и более) при весьма широком диапазоне окружных, скоростей (от долей м/с до 30. 150 м/с). При высоких скоростях применяют передачи с косыми зубьями), изготовленные с высокой точностью и тщательно смонтированные. Обычно для передач с косыми или криволинейными зубьями и_тах= = 30. 35 м/с.

Читайте также: Acura mdx редуктор заднего моста принцип работы

2. Постоянство передаточного отношения.

3. Компактность, надежность и высокая усталостная долговечность передачи.

4. Высокий КПД (j=0,97..0,99) при высокой точности изготовления и монтажа, низкой шероховатости рабочей поверхности зубьев, жидкой смазке и передаче полной мощности.

5. Простота обслуживания и ухода.

6. Сравнительно небольшие силы давления на валы и их опоры.

7. Может быть изготовлена из самых разнообразных материалов, металлических и неметаллических.

Рассчитать и спроектировать одноступенчатый редуктор с цилиндрическими косозубыми колесами и цепной передачей.

Исходные данные для проектирования.

Мощность на тихоходном валу =5,3 кВт. Угловая скорость тихоходного вала = 50 рад/с. Нагрузка спокойная, срок службы длительный. Передача реверсивная.

2. Кинематический расчет привода

1. Вычерчиваем кинематическую схему проектируемого редуктора

2. Определяем КПД редуктора. Общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев, т. е. двух пар подшипников качения и зубчатой передачи. Принимая ориентировочно для одной пары подшипников з₁=0,99 и для одной пары зубчатых колес з₂=0,98 получаем общий КПД редуктора

3. Определяем требуемую мощность электродвигателя при соединении муфтой быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя:

4. Выбираем электродвигатель. По табл.П61 принимаем асинхронный электродвигатель общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении типа 4A132М6У3. для которого n₁ = n_э=965 мин -1 —расчетная частота вращения; Р_э = 7,5 кВт.

5. Определяем передаточное отношение редуктора:

6. Вычисляем вращающий момент на быстроходном (ведущем) валу редуктора

3. Выбор марки материала, назначение химико-термической обработки зубьев; определение допускаемых напряжений

1. Используя таблицы П21 и П28 назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой:

2. Допускаемые напряжения на контактную и изгибную выносливость зубьев вычисляем по формулам

для колеса- по табл. П28, для стали 45, нормализация,

= 110 МПа для реверсивной передачи,

= 130 МПа для реверсивной передачи,

Назначая ресурс передачи t_ч 10 4 ч, находим число циклов перемены напряжений ;

Итак, допускаемые напряжения:

для колеса =· K_HL ·= 420 · 1 = 420 МПа,

для шестерни =· K_HL ·= 600 · 1 = 600 МПа,

4. Определение параметров передачи

1.Найдем значения коэффициентов для определения межосевого расстояния K_A =4250— для стальных косозубых колес; табл. П22 коэффициенты ширины колеса

Получаем Ш_ba = 0,5 Ш_ba (u+1) =0,5·0,4 (2,01+1) = 0,602

Итак, межосевое расстояние

По СТ СЭВ 229—75 принимаем =100 мм.

2.По эмпирическому соотношению определяем нормальный модуль:

т_п = (0,01. 0,02) a_w = (0,01. 0,02) 100 = (1. 2) мм.

3. Назначаем угол наклона линии зуба и находим число зубьев шестерни и колеса. Из рекомендованных значений = 8. 20° принимаем в = 10°. Используя формулу, получаем

Z₁ = 2а _щ cos в/[m_n (u+1) ] = 2 · 100 · cos 10°/ [1,5 (2.01 + 1) ] = 2·100·0,9848/4.515=43,6

4.Уточняем передаточное число, частоту вращения, угловую скорость тихоходного (ведомого) вала и угол наклона линии зуба:

5.Определяем размер окружного модуля m_t=m_n/cosв=1,5/cos 8°6’=1.5/0,990 = 1,5152 мм.

находим делительные диаметры, диаметры вершин зубьев и впадин шестерни и колеса:

уточняем межосевое расстояние:

6. Определяем ширину венца зубчатых колес:

принимаем b₂₌40 мм для колеса, b₁ = 43 мм для шестерни.

5. Вычисление окружной скорости и сил, действующих в зацеплении

1. Определяем окружную скорость и назначаем степень точности передачи:

v = рn₁d₁/60 = р· 965 · 66.7 ·10 -3 /60 = 3,36 м/с.

Табл. 2 рекомендует 9-ю степень точности передачи:

F_a = F_t tg в = 1,73 ·10 3 tg 8°6′ = 247,7

радиальная (распорная) сила

6. Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев

Определяем коэффициенты, входящие в уравнение

Z_M =274·10 3 Па 1/2 табл. П22

cos 8°6′ = [1,88-3,2 (0,022+0,011)] 0,99= 1,85;

К_Hб=1,06 (по табл. П24) (табличные значения коэффициентов получены с помощью интерполирования),

Проверяем контактную выносливость зубьев:

348034,8=348034·1,039=361,6·10 3 д_Hp =420 МПа.

Определяем коэффициент нагрузки

коэффициенты, входящие в уравнение

Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

Z ґ _v = Z₁/cos 3 в = 44/0.99 3 = 45,36;

Z” v = Z₂/cos 3 в = 88/0,99 3 = 90,7.

По табл. П27, интерполируя, определяем коэффициент формы зуба

шестерни Yґ_FP 3,44 при Z_vґ = 45

и колеса Y’_f 3,74 при Z_v ” = 91.

Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе:

д ґ _FP /Y I _F =130/3,44 = 37,79 МПа, шестерня

д” _FP /Y II _f = 110/3,74 = 29,41 МПа. колесо

Прочность зубьев колеса оказалась ниже, чем зубьев шестерни, поэтому проверку на выносливость по напряжениям изгиба следует выполнить для зубьев колеса.

Значение коэффициента Y_в найдем с помощью формулы

Y_в = 1 — в°/140° = 1 — 8°6’/140° = 1- 0,057 = 0,943.

По уравнению (111) проверяем выносливость зубьев при изгибе:

7. Ориентировочный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатой пары

Конструктивные размеры зубчатой пары (длина и диаметр ступицы зубчатых колес и др.), диаметр внутреннего кольца и ширина подшипника зависят от диаметра вала. Обычно вначале определяют диаметр выходного конца вала, а затем, учитывая конструктивные особенности, назначают диаметры посадочных мест для зубчатых колес и подшипников. Для последующего выполнения уточненного расчета вала надо установить расстояния между точками приложения сил (активных и реактивных) на оси вала, определить реакции подшипников, построить эпюры изгибающих и крутящих моментов. В нашем случае известны только активные силы, действующие на валы со стороны зубчатого зацепления.

Диаметр выходного конца вала определим грубо приближенно (ориентировочный расчет) из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым касательным напряжениям [ф_к]=20. 40 МПа.

Принимаем [ф_к]’=25МПа для стали 45 (при d_f1 = 53,75 мм целесообразно изготовить быстроходный вал вместе с шестерней) и [ф_к]» = 20 МПа для стали 35, которую назначаем для изготовления тихоходного вала.

1.Для ведущего (быстроходного) вала редуктора при [ф_к]’=25МПа из уравнения прочности

В соответствии с рядом R_a40 (СТ СЭВ 514—77,) принимаем

В случае применения стандартной муфты разница между диаметрами соединяемых валов не должна превышать 20. 25%.

Диаметр вала запроектированного электродвигателя 4A132М6У3 равен 38 м.м (Табл. П62) и, следовательно, ориентироваться на стандартную муфту нельзя.

Назначаем посадочные размеры под уплотнения и подшипники

Принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение

= 28 мм (необходимо оставить высоту буртика примерно в 1. 3мм для упора торца втулки полумуфты);

диаметр вала под подшипник =35 мм.

Диаметр примем равным 44 мм, чтобы обеспечить высоту упорного буртика 4,5 мм для посадки ориентировочно назначаемого конического роликоподшипника средней серии.

Так как диаметр впадин шестерни d_f1=62,95 мм. незначительно превышает диаметр вала под подшипник

= 35 мм, то, шестерню целесообразно изготовить заодно с валом.

Для ведомого (тихоходного) вала редуктора при

Т₂ = iT₁ = 2· 57,6 = 115,2 Н·м без учета КПД передачи

В соответствии с рядом R_а40 принимаем диаметр вала d_в2 =32 мм.

Читайте также: Редуктор для болгарки интерскол 150 1300

диаметр вала под уплотнение = 36 мм,

диаметр вала под подшипник =40 мм,

диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса =42 мм.

Конструктивные размеры зубчатого колеса :

диаметр ступицы (1,5. 1,7)· =(1,5. 1,7)·42=61. 71 мм,

длина ступицы l_ст(0,7. 1,8) = (0,7. 1,8)·42= 29..75 мм;

толщина обода д₀ ; (2,5. 4) m_n= (2,5. 4)·1,5 = 3,75. 6 мм,

Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая.

Толщина диска е и (0,2. 0,3)b₂ = (0,2. 0,3)·40=8..12мм, принимаем е= 10 мм.

Диаметр отверстий в диске назначается конструктивно, но не менее 15. 20 мм.

8. Конструктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

1. Толщина стенки корпуса д 0,025,+1. 5 мм =0,025 · 100+ 1. 5 мм = 2,5+1. 5 мм, принимаем д=7 мм.

2. Толщина стенки крышки корпуса редуктора 0,02,+1. 5 мм — = 0,02·100+1. 5 мм = 2,0+1. 5 мм, принимаем = 5 мм.

3. Толщина верхнего пояса корпуса редуктора s 1,5д = 1,5·7=10,5 мм, принимаем s=10,5 мм.

2. Толщина пояса крышки редуктора s₁ 1,5=1,5·5= 7,5 мм, принимаем s₁= 7,5 мм.

3. Толщина нижнего пояса корпуса редуктора t (2. 2,5) = (2. 2,5) 7 = 14. 17,5 мм, принимаем t = 14 мм.

4. Толщина ребер жесткости корпуса редуктора С 0,85 = 0,85·7 = 5,9 мм, принимаем С=6 мм.

5. Диаметр фундаментных болтов d_ф (1,5. 2,5) = (1,5. 2,5) 7= 10,5. 17,5 мм, принимаем d_ф =12 мм.

6. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту)

7. Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора, d_K (0,5. 0,6) d_ф = (0,5. 0,6) 12 = 6. 7,2 мм, принимаем d_K = 7 мм.

8. Ширина пояса (ширина фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников К_к=3·6=21мм, принимаем К =18 мм.

Ширину пояса K₁ назначают на 2..8 мм меньше К, принимаем K₁ =18 мм.

9. Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников, d_к.п. 0,75d_ф=0,75·12 =9 мм, принимаем d_к._п = 9 мм.

10. Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору d_п (0,7. 1,4)7 = (0,7. 1,4) 6 = 4,9. 9,8 мм, принимаем ==8мм для быстроходного и тихоходного валов.

11. Диаметр отжимных болтов можно принимать, ориентировочно из диапазона 8. 16 мм большие значения для тяжелых редукторов.

12. Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия

d_K.C. = 6. 10 мм, принимаем d_K.C. = 8 мм.

13. Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора) d_п.р.,6. 2,2)7 = (1,6. 2,2) 6= 11,2. 15,4 мм, принимаем d_п.р.=12 мм.

9. Конструктивные размеры валов, подшипниковых узлов и компоновка редуктора

Чтобы вычертить компоновку редуктора, проверить прочность и жесткость валов, необходимо ориентировочно найти остальные конструктивные размеры его деталей и сборочных единиц.

1. Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом шестерни или колеса определяют из соотношения

у (0,5. 1,5) д = (0,5. 1,5) 7 = 3,5. 10,5 мм,

Если l_ст > b₁, то у берут от торца ступицы. В нашем случае l_ст = 52 мм, а потому размер у от торца ступицы колеса и от торца шестерни один и тот же.

2. Расстояние между внутренней стенкой корпуса (крышки) редуктора и окружностью вершин зубьев колеса и шестерни y₁ (1,5. 3)7 = (1.5. 3)6 = 10,5. 21,0 мм, принимаем у₁ = 13 мм.

3. Для обеспечения достаточной вместимости масляной ванны картера редуктора расстояние от окружности d_a2 до внутренней стенки картера ориентировочно назначают из соотношения (3. 4) = (3. 4) 6 = 21. 28 мм, принимаем — 24 мм.

4. Длины выходных концов быстроходного l₁. и тихоходного l₂ валов определяют из соотношения

l (1,5..2) d_в, а затем уточняют, исходя из длин ступиц деталей сборочных единиц, насаживаемых на эти концы:

5. Назначаем тип подшипников качения для быстроходного и тихоходного валов и определяем конструктивные размеры подшипниковых узлов.

Предварительно назначаем конические роликоподшипники, восприни-мающие как радиальную, так и осевую нагрузку при работе с умеренными толчками.

При не значительной разнице диаметров посадочных участков валов под подшипники (=35 мм, a =40 мм) следует ожидать, что для обоих валов подойдет легкая серия подшипников. Здесь типоразмеры подшипников намечаются ориентировочно для возможности компоновки редуктора; в дальнейшем при подборе подшипников по динамической грузоподъемности их параметры будут уточнены.

Ориентируясь на легкую серию подшипников для быстроходного и тихоходного валов, по табл. П43 получаем:

d= = 35 мм, D₁ = 72 мм, T’mах=18,5 мм;

d= = 40 мм, D₂=80 мм, T»mах=20,0 мм;

Размер X 2d_п, принимаем X’ =2d’_п =2·8=16 мм для быстроходного вала; X»= =2·8=16 мм для тихоходного вала.

Размеры и ориентировочно принимаем равными

Расстояние от торца подшипника быстроходного вала до торца шестерни 8..18 принимаем = 12 мм.

Размер 8..18 принимаем = 12 мм.

Осевой размер глухой крышки подшипника тихоходного вала 8. 25 мм, принимаем = 15 мм.

6.Определяем расстояния a₁ и a_{2 по} длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентировочно примем на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и В оси вала:

a₂ y+0,5 l_ст. = 6+0,5·52 = 28 мм, принимаем а₂ = 28 мм;

а₁ + 0,5b₁= 12 + 0,5·43 = 33,5 мм, принимаем a₁=34 мм.

Определяем габаритные размеры редуктора:

B_p + + +y + l_ст.+ + +0,5= 60+30+20+6+52+20 + 15 + 10+50 =263 мм,

принимаем ширину редуктора В_р = 265 мм;

принимаем высоту редуктора H_р = 193 мм.

Используя размеры зубчатой пары и другие ориентировочно полученные размеры ректора, вычерчиваем его компоновку на листе чертежной бумаги (можно на миллиметровке) в масштабе 1:1. При этом ориентировочно полученные конструктивные размеры редуктора и его деталей могут незначительно измениться.

10. Проверка прочности валов

Прочность валов проверим по гипотезе наибольших касательных напряжений (III теория прочности).

Так как быстроходный вал изготовляют вместе с шестерней, то его материал известен—сталь 45, для которой предел выносливости

1. Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле напряжений вычисляем по формуле, принимая [n] =2,2, К_д =2,2 и k_РИ =1

2. Вычерчиваем схему нагружения вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов

а) определяем реакции опор в вертикальной плоскости

б)определяем реакции опор в горизонтальной плоскости хОz от силы F_t

в)для построения эпюр определяем размер изгибающих моментов в характерных точках (сечениях) А, С и В;

г)крутящий момент T = T₁ = 57,6 Н·м;

д)выбираем коэффициент масштаба и строим эпюры

Вычисляем наибольшие напряжения изгиба и кручения для опасного сечения С:

cуммарный изгибающий момент

5. Определяем эквивалентное напряжение по гипотезе наибольших касательных напряжений и сравниваем его значение с допускаемым:

что значительно меньше [д_и]_-1 = 72,7 МПа.

1. Материал для изготовления тихоходного вала— сталь 35, для которой по табл. П3 при d 6 Па [д_см]

Итак, принимаем шпонку 8x7x45 (СТ СЭВ 189—75).

Читайте также: Какое масло льют в редуктор нивы

1. Для выходного конца вала при d_B2 = 32 мм принимаем призматическую шпонку bh= 10X8 мм. При 1₂ = 60 мм из ряда стандартных длин принимаем для шпонки со скругленными торцами l = 55 мм. Расчетная длина

шпонки l_р = l—b = 55—10 = 45 мм.

Расчетное напряжение смятия

Значение этого напряжения лежит в допустимых пределах даже в случае посадки на вал чугунной ступицы, при которой [д_см]=60. 90 МПа. Следовательно, принимаем шпонку 10x8x50 (СТ СЭВ 189—75).

3. Для вала под ступицу зубчатого колеса при d₂ = 42 мм принимаем призматическую шпонку

b x h=12 x 8 мм. Так как l_ст = 52 мм, то следует принять длину призматической шпонки со скругленными торцами l=48 мм. Расчетная длина шпонки

Расчетное напряжение смятия

Итак, под ступицу колеса выбираем шпонку 12x8x38 (СТ СЭВ 189—75).

Подшипники качения подбирают по таблицам ГОСТа в зависимости от размера и направления действующих на подшипник нагрузок; диаметра цапфы, на которую насаживается подшипник; характера нагрузки; угловой скорости вращающегося кольца подшипника; желательного срока службы подшипника и его наименьшей стоимости.

1. Определяем нагрузки, действующие на подшипники; осевая сила

Так как F_rB F_rA, то подбор подшипников ведем по опоре В, как наиболее нагруженной.

2. Выбираем тип подшипника. Так как (F_a/F_rB)100% = (247,7/944.7)100%=26,2%>20..25%, то принимаем радиально-упорные конические роликоподшипники.

3. Определяем осевые составляющие реакций конических роликоподшипников при e = 0,319 для средней серии при d = 35 мм:

S_A = 0,83e F_rA = 0,83·0,319·902 = 239 Н;

S_B = 0,83e F_rB = 0,83·0,319·944,7 = 250 Н.

находим суммарные осевые нагрузки: так как S_A S_B — S_A = (250—239) Н, то F_aA = S_A = 239 Н и S_B = S_A + F_A = 239 + 247,7=486,7 Н (расчетное).

1. Назначаем долговечность подшипника и определяем значение коэффициентов в формуле.

Для подшипников редукторов рекомендуется

принимаем L_h=15·10 3 ч; V = l, так как вращается внутреннее кольцо;

K_д = 1,6 при умеренных толчках;

частота вращения быстроходного вала п = п₁ = 965 мин -1 ; для роликовых подшипников б=10/3.

Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность (грузоподъемную силу) подшипника:

C_Tp = (XVF_rB+YF_aB) · К_дК_т (6 · 10 -5 nL_h) 1 / б — = (0,4·1·944,7+1,881·486,7) 1,6· (6·10 -5 ·965·15·10 3 ) 0/3 =(377,8+918,9) 1,6·7,62=15,8·10 3 Н = 15,8 кН,

где lg (6 * 9,65 · 15) 0,3 = 0,3 (lg 90 + lg 9,65) =0,3 (1,954 + 0,985) = 0,882 и (6 * 9,65 * 15) 0,3 = 7,62—антилогарифм.

Окончательно принимаем конический роликоподшипник 7307 средней серии, для которого

d= 35мм, D=80мм, T_max=23 мм, С = 47,2кН,

Так как СС_ТР, то долговечность назначенного подшипника существенно выше требуемой

1. Определяем нагрузки, действующие на подшипники: осевая сила

Так как F_rB F_rA, то подбор подшипников ведем по опоре В как более нагруженной.

2. Выбираем тип подшипника. Так как (F_a/F_rB)100% =(247,7/1060) 100% = 23,6% > 20. 25%, то принимаем радиально-упорные конические роликоподшипники.

3. Вычисляем осевые составляющие реакций для предварительно назначенного подшипника 7308 средней серии при е = 0,278:

S_A = 0,83eF_rA = 0,83 · 0,278·865,3 = 200,5 Н;

S_B =0,83eF_rB = 0,83 · 0,278· 1060 = 244,5 Н.

Определяем суммарные осевые нагрузки.

FaA = S_A= 200,5 Н и F_аВ = S_A+F_а = 200,5 + 247,7 = 448,2 Н (расчетное).

При F_aB/VF_rB= 448,2/1·1060 = 0,422 > е=0,278

Частота вращения тихоходного, вала (уточненная)

Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника по при L_h = 15·10 3 ч; V = 1; K_д = 1.б. K_T = l; б =10/3:

C_тр = (XVF_rB+ Y_aB) K_дK_T (6·10 -5 n₂L_k) 1/б = (0,4 · 1 ·1060+2,158·448,2) 1,6·1 (60·193·15 ·I0 3 /10 6 ) 0,3 = (424+967,2) 1,6·4,7 = 10,9·10 3 H =10,4 кН,

где lg (6· 1,93· 15) 0,3 = 0,3 (lg 90 + lg 1,93) = 0,3 (1,954 + 0,286) = 0,672 и (6·1,93·15) 0,3 =4,7—антилогарифм.

Окончательно принимаем конический роликоподшипник 7208 легкой серии, для которого

d=40 мм, D = 80 мм, T_mах = 20 мм, С= 41,6 кН,

При СС_тр долговечность назначенного подшипника существенно выше требуемой.

13. Посадки деталей и сборочных единиц редуктора

Внутренние кольца подшипников насаживаем на валы с натягом, значение которого соответствует полю допуска k₆, а наружные кольца в корпус — по переходной посадке, значение которой соответствует полю допуска Н7.

Для ступицы детали, насаживаемой на выходной конец вала (шкив, звездочка, полумуфта и др.), и для ступицы зубчатого колеса принимаем посадки с натягом, значение которого соответствует полю допуска k₆ и H7/р6.

14. Смазка зубчатых колес и подшипников

Для тихоходных и среднескоростных редукторов смазка зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну картера, объем которой V_K 0,6·Р₂=0,6·5,3=3,1 л. Подшипники качения обычно смазываются из общей масляной ванны редуктора путем разбрызгивания масла вращающимся зубчатым колесом.

По табл. 4 при v = 3,36 м/с принимаем масло марки И-Г-А-32 ГОСТ 17479-87, которое заливается в картер редуктора с таким расчетом, чтобы зубчатое колесо погружалось в масло не менее чем на высоту зуба.

Камеры подшипников заполняются пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

одноступенчатый редуктор колесо передача

1. Устюгов И.И. Детали машин: учебное пособие для учащихся техникумов. Москва «Высшая школа» 1981 г.

2. Брадис В.М. Четырехзначные математические таблицы. издание-13 стереотипное. Москва. Дрофа. 2010 г.

Подобные документы

Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.

курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011

Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Проверка долговечности подшипника, прочности шпоночных соединений. Выбор сорта масла.

курсовая работа [1,2 M], добавлен 05.12.2012

Кинематический силовой расчет привода, валов и корпуса редуктора, конструирование червячного колеса. Определение силы в зацеплении. Проверка долговечности подшипника и прочности шпоночных соединений. Уточненный расчет валов. Компоновка и сборка редуктора.

курсовая работа [742,9 K], добавлен 16.03.2015

Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Эскизная компоновка редуктора. Выбор масла.

курсовая работа [144,3 K], добавлен 21.07.2008

Кинематический и силовой расчет привода, выбор материала и определение допускаемых напряжений. Проектировочный расчет зубчатой передачи конического редуктора. Расчет и подбор корпуса редуктора, валов, подшипников, зубчатых колес, муфты, цепной передачи.

курсовая работа [379,1 K], добавлен 04.06.2019

Кинематический и силовой расчет привода. Подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Определение усилий, действующих в зубчатом зацеплении. Выбор материала валов, расчет подшипников. Проверочный расчет шпонок. Выбор смазки деталей редуктора.

курсовая работа [144,0 K], добавлен 23.12.2015

Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес и валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса редуктора. Расчет цепной передачи, компоновка редуктора. Проверка долговечности и прочности подшипника.

курсовая работа [136,1 K], добавлен 31.05.2010

• Свежие записи
  • Чем отличается двухтактный мотор от четырехтактного
  • Сколько масла заливать в редуктор мотоблока
  • Какие моторы бывают у стиральных машин
  • Какие валы отсутствуют в двухвальной кпп
  • Как снять стопорную шайбу с вала

  
  

  источники:

  https://evakuatorinfo.ru/tsepnaya-peredacha-s-tsilindricheskim-reduktorom

  📺 Видео

  Ременная передача. Урок №3Скачать

  

  Детали машин. Лекция 3.4. Цепные передачиСкачать

  

  Редуктор. Устройство. Конструкция. Виды и типы редукторовСкачать

  

  6.2 Кинематический расчет приводаСкачать

  

  ЦЕПНОЙ РЕДУКТОР своими руками без токаряСкачать

  

  ЧЕРВЯЧНАЯ ПЕРЕДАЧА ➤ Классификация ➤ Достоинства и недостаткиСкачать

  

  7.1.Редуктор цилиндрический одноступенчатый (Часть 1. Вид сверху)Скачать

  

  РАБОТА ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА. Анимация. Детали машин.Скачать

  

  Видеопрактика 3.2.1 Расчет цепных передач (упрощенно)Скачать

  

  Кратко о передаточном числе в зубчатой передаче.Скачать

  

  04 Цепные передачиСкачать

  

  8.2 Цепные передачиСкачать

  

  9.1 Расчет валов приводаСкачать

  

  Передаточное число шестерен. Паразитные шестерниСкачать

  

  Ремённые ПередачиСкачать

  

  Червячный редуктор - Анимация сборки и работыСкачать