- •Расчетно- пояснительная записка
- •Студент: Вязников д.В.
- •Задание
- •Графическая часть
- •1. Назначение и краткое описание привода
- •2. Выбор электродвигателя, кинематический и энергетический расчет
- •2.1 Определение требуемой мощности электродвигателя_и общего кпд привода
- •2.3 Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода
- •2.5 Мощность на валах привода
- •3.1.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб
- •3.1.4 Определение внешнего делительного диаметра колеса
- •3.1.5 Определение внешнего окружного модуля
- •3.1.6 Проверка величины расчетного контактного напряжения
- •3.1.7 Проверка на пиковые нагрузки по контактным напряжениям
- •3.1.8 Проверка зубьев на выносливость при изгибе
- •3.1.8 Определение геометрических параметров зубьев и сил в зацеплении
- •3. 2 Ориентировочный расчет валов редуктора
- •3.3. Определение конструктивных размеров зубчатых колес.
- •3.4 Определение основных размеров корпуса редуктора
- •3.5 Выбор подшипников, схемы их установки и способа смазки
- •3.5.1 Выбор типа и размеров подшипников
- •3.5.2 Выбор схемы установки подшипников
- •3.5.3 Выбор смазки подшипников и зацепления
- •3.6 Первый этап компоновки редуктора
- •3.7.10 Определение диаметра делительных окружностей звездочек
- •3.8 Проверка долговечности подшипников
- •3.8. 1. Проверка долговечности подшипников ведущего вала.
- •3. 8. 2 Проверка долговечности подшипников ведомого вала
- •3.9. Проверка прочности шпоночных соединений.
- •3. 10 Выбор уплотнений валов
- •3.11 Уточнённый расчёт валов.
- •Сечение б-б.
- •Третье опасное сечение –в- в -участок вала под колесом, ослабленный шпоночной канавкой (см. Рис.11).
- •3.12 Выбор крышек подшипников
- •3.13. Посадки основных деталей редуктора
- •3.14 Сборка редуктора
- •4. Правила безопасной эксплуатации привода
- •Библиографический список
3.5.3 Выбор смазки подшипников и зацепления
Выбор сорта масла зависит от окружной скорости и величины контактного напряжения в зацеплении.
При v=5,07 м/с и σн=347,4 МПа кинематическая вязкость равна 22мм2/с [1, табл.10,8]. Объем масла определяют из расчета (0,25…0,5) л/кВт. При передаваемой мощности 5,5 кВт количество масла- 3,5 литра. По найденному значению вязкости выбираем масло индустриальное И-30А ГОСТ20799-75. Один из подшипников ведущего вала значительно удален, что затрудняет применение жидких масел, поэтому для смазки подшипников ведущего вала применяем пластичную смазку типа «Литол-24» ГОСТ 21150-75.
Этот объем масла должен помещаться внутри корпуса редуктора и определяется размерами: В х L х H.
где В – ширина внутренней части корпуса: В=250 мм;
L –длина внутренней части корпуса; L =280 мм;
H – высота уровня масла, заливаемого внутрь корпуса. H =50 мм.
В х L х H=0,25.0,28 5.0,05=3,5л.
Уровень масла в редукторе контролируется жезловым маслоуказателем.
3.6 Первый этап компоновки редуктора
Первый этап компоновки редуктора проводят для определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего расчета долговечности подшипников.
Компоновочный чертеж редуктора выполняем в масштабе 1:1 в одной проекции разрез по осям валов для цилиндрической зубчатой передачи.
Последовательность выполнения компоновки:
1. Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо по параметрам, полученным при расчете.
2. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса
А1 = 1,2б, где б = 8мм - толщина стенки корпуса редуктора;
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=б=8мм;
3. Схематично изображаем подшипники ведущего и ведомого валов.
4.Измеряем расстояние до точек приложения к валам радиальных реакций. Положение этих точек определяется размером a1:
для однорядных роликовых конических подшипников:
al = T/2 + (d + D)/6 · e, где Т, d, D, е - параметры подшипников.
Для роликоподшипников на валу шестерни:
а1= мм.
Для роликоподшипников на валу колеса:
а2= мм.
5. После определения размеров гнезда подшипника устанавливаем зазор не менее, чем 10 мм между наружной поверхностью крышки и торцом звездочки цепной передачи.
3.7 Расчет цепной передачи ( зубчатая цепь)
Мощность передаваемая цепной передачей Р=5,5 кВт.
Частота вращения ведущей звездочки n1= 388 мин-1.
Передаточное отношение u=2,16.
Угол наклона цепной передачи к горизонту –0 о.
Предварительно выбираем шаг цепи t= 25,4 мм. [1, табл.7,18].
3.7.1 Минимальное число зубьев ведущей звездочки определяется по формуле:
z 1min=37-2u=37-2. 2,16=32,68. Принимаем z 1=33
3.7.2 Число зубьев ведомой звездочки:
z2=uz1=2,16.33=71,28. Принимаем z 2=71
Межосевое расстояние определяется по формуле:
а=(30…50)t=35t=35.25,4= 889 мм [1, c.148]
3.7.3 Длина цепи определяется по формуле:
Lц=2.a+(z2+z1)/2+[(z2- z1)/2]2/a=
Уточняем межосевое расстояние:
3.7.4 aц= 0,25 t.(Lц- 0,5.(z2+z1)+ =
3.7. 5 Окружная скорость цепной передачи определяется по формуле:
V=z1tn1/60000=33.25,4. 338/60000= 4,72 м/с 3.7.6.Ширина зубчатой цепи определяется по формуле:
, [1, c.156]
где Р – передаваемая мощность, кВт;
Кэ – коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи, который определяется по формуле:
Кэ= Кд· Ка · Кн · Кр · Ксм · Кп, [1, c.148]
где Кд - динамический коэффициент, Кд=1,0; [1, c.149];
Ка – коэффициент влияния межосевого расстояния, Ка=1; [1, c.150];
Кн – коэффициент влияния наклона цепи, Кн=1,0; [1, c.150];
Кр – коэффициент, принимаемый в зависимости от способа регулирования натяжения, Кр=1,2, [1, c.150];
Ксм – коэффициент, учитывающий способ смазки цепи, Ксм=1,5; [1, c.150];
Кп – коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи, Кп=1,1; [1, c.150].
Кэ=1,0.1,2.1,0.1,2.1,5.1,1 =2,37
[P] – мощность, допускаемая для передачи зубчатой цепью шириной 10мм; [P]10=0,6 кВт, [1, табл. 7.21].
Принимаем цепь ПЗ-1-25,4-68-66 ГОСТ 13552-81 [1, табл. 7.20].
3.7.7 Определяем силы, действующие на цепь:
Сила натяжения ведущей ветви цепи определяется по формуле:
F1=Ft+Fq+Fv, H [1, c.153]
где Ft – окружная сила, которая определяется по формуле:
Ft=Р/V =5,5.103/4,72=1165Н
Fq – сила натяжения от провисания цепи, которая определяется по формуле:
Fq=9,81·Kf·q·a, H
Рис.8 Цепь зубчатая ПЗ-1-25,4-68-66 ГОСТ 13552-81
Kf- коэффициент, учитывающий расположение цепи, Kf=6,0 [1, c.151];
q =8,4кг/м, [1, табл.7.20];
а –уточненное значение межосевого расстояния, м.
Fq= 9,81. 6.8,4.0,882 = 436Н
Fv – центробежная сила, которая определяется по формуле:
Fv= q·V2=8,4.4,722=187Н.
F1= 1165+436+187=1788Н
3.7.8 Расчетная нагрузка на валы определяется по формуле:
Fц= Ft+2Fq=1165 +2.436=2037 Н.
3.7.9 Коэффициент запаса прочности цепи определяется по формуле:
S=Q/ Ft, =66.103/1788=37
где Q – разрушающая нагрузка, Q= 66 кН [1, табл.7.20]
Нормативный коэффициент запаса прочности [S]=26 [1, табл.7.22]
Условие S>[S] выполняется.