Курсовая работа: Редуктор цилиндрический

V1 – скорость ремня, равная окружной скорости малого шкива.

V1 =7,5 м/с.

Lmin =(375…250) мм.

L = 2·200+0,5·3,14·(100+200)+= 884 мм.

L > Lmin, следовательно ремень будет иметь достаточную долговечность.

Полученную длину L округляют до стандартного ближайшего значения по ГОСТ 1284.3-80.

Принимаем L = 900 мм, что находится в рекомендуемом стандартном диапазоне для ремня типа А.Учитывая изменение межосевого расстояния (a=430 мм), полученное при компоновке общего вида привода к горизонтальному валу, получим окончательную длину ремня L = 1250 мм.

6. Уточняем межосевое расстояние передачи

a = 0,25·[L-D1+], где

D1 = 0,5·p·(dр1+dh2) = 0,5·3,14·(100+200) = 471 мм,

D2 = 0,25·(dр1-dр2)2 = 0,25·(200-100)2 = 2500 мм2.

a = 0,25·[1250-471+] = 390 мм.

Округляем полученное значение до ближайшего из стандартного ряда чисел a = 430 мм.

Принимаем угол обхвата на малом шкиве

a1 =152° > [a1] = 120°.

Следовательно, угол обхвата на малом шкиве имеет достаточную величину.

7. Допускаемая мощность, которую передаёт ремень в заданных условиях эксплуатации

[P] = (P0·Ca·CL+10-4·DTи·n1) ·Cр.

Определим P0 – номинальную мощность, которую передаёт ремень в определённых условиях (a1 = 180°, u = 1, V = 10 м/с, длина ремня L0, спокойная нагрузка)

P0 = 1,3.

Значения коэффициентов Ca, CL, DTи, Cр, Cz

Ca = 0,95 (коэффициент, учитывающий влияние на тяговую способность угла обхвата).

CL = 0,95 (коэффициент, учитывающий реальную длину ремня).

DTи = 1,1 (поправка к моменту на быстроходном валу).

Cр = 0,95 (коэффициент, учитывающий режим работы передачи, в данном случаи для односменной работы).

[P] = (1,3·0,95·0,95+10-4·1,1·1430) ·0,95 = 1,19 кВт.

8. Необходимое количество ремней с учётом неравномерности нагрузки на ремни

Cz = 0,9 (коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между одновременно работающими ремнями).

z =3,7.

Принимаем z = 4, что меньше zmax = 6. Следовательно, передача будет иметь допустимое число ремней.

9. Сила предварительного натяжения одного ремня

qm = 0,105 кг/м (масса одного метра длины ремня).

F0 =121 Н.

10. Нагрузка на валы передачи

Fрем =940 Н.

Угол между силой и линией центров передачи

Q =10°.

Если Q 20°, то с достаточной степенью точности можно принимать, что Fрем направлена по линии центров передачи.

11. Проверяем частоту пробегов ремней на шкивах

nn =[nn] = 10 с-1.

nn ==8,3 с-1 < [nn].

12. Размеры шкивов клиноремённых передач регламентированы ГОСТ 20889-80 – ГОСТ20897-80, размеры профиля канавок регламентированы ГОСТ 20898-80.

5. Расчёт муфт

Для соединения отдельных узлов и механизмов в единую кинематическую цепь используются муфты, различные типы которых могут также обеспечить компенсацию смещений соединяемых валов (осевых, радиальных, угловых и комбинированных), улучшение динамических характеристик привода, ограничение передаваемого момента и прочее.

Наиболее распространённые муфты стандартизированы или нормализованы. Выбор муфт проводится в зависимости от диаметра вала и передаваемого крутящего момента.

1. Определяем расчётный момент муфты

Tрм = k·Tм, где Tм – номинальный момент на муфте (Tм = T2 = 163,6 Н·м), k – коэффициент режима работы.

Принимаем, что поломка муфты приводит к аварии машины без человеческих жертв.

k = k1·k2.

k1 = 1,2 (коэффициент безопасности; поломка муфты вызывает аварию машины).

k2 = 1,3 (коэффициент, учитывающий характер нагрузки; нагрузка с умеренными толчками).

k = 1,2·1,3 = 1,56.

Tрм = 1,56·163,6 = 255,2 Н·м.

2. Муфта выбирается по каталогу таким образом, чтобы выполнялось условие Tрм Tтабл.

Из упругих компенсирующих муфт наибольшее применение имеют следующие: муфта упругая втулочно-пальцевая типа МУВП по ГОСТ 21424-75 и муфта с резиновой звёздочкой по ГОСТ 14084-76.

По рекомендации [5, с. 303, с. 304] принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП-40 по ГОСТ 21424-75, так как она обладает большими компенсирующими возможностями и принятая муфта имеет меньшие габариты (тип 2 – на короткие концы валов).

Tрм Tтабл = 400 Н·м.

3. Определяем силу Frм действующую со стороны муфты на вал, вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов.

Frм = (0,2…0,3)·Ftм, где Ftм – окружная сила на муфте, Ftм = .

Для МУВП dр = D1 – диаметр окружности, на которой расположены центры пальцев.

dр = D1 = 242 мм.

Окружная сила на муфте

Ftм = = 1350 Н.

Следовательно, нагрузка от муфты на вал

Frм = (0,2…0,3)·1350 = (270…405) Н.

Принимаем Frм = 338 Н.

4. Проверяем возможность посадки муфты на вал редуктора. Определяем расчётный диаметр вала в месте посадки муфты

В данном случае Mгор = 0; Mверт = 0,5·Frм·f2.

f2 = 10+110 = 120 мм. (расстояние от стенки редуктора до муфты или длина полумуфты).

Mверт = 0,5·338·0,12 = 20,28 Н·м.

Суммарный изгибающий момент

M = 20,28 Н·м.

Эквивалентный момент

Mэкв = 165 Н·м.

Допускаемые напряжения [s] = 55…65 МПа, принимаем [s] = 55 МПа.

Расчётный диаметр вала в месте посадки муфты

dрм = 31,1 мм.

С учётом ослабления вала шпоночной канавкой имеем

dрм = 1,1·dрм = 1,1·31,1 = 34 мм.

Окончательно принимаем dрм =35 мм.

Таким образом, муфта проходит по посадочному диаметру вала и в дальнейших расчётах диаметр вала под муфту принимается dм = 35 мм.

6. Расчет валов

Исходные данные: крутящий момент на быстроходном (входном) валу редуктора T1 = 48,19 Н∙м; крутящий момент на тихоходном (выходном) валу редуктора T2 = 164 Н∙м; окружная сила в зубчатом зацеплении Ft1 = Ft2 = 1300 Н; радиальная сила в зубчатом зацеплении Fr1 = Fr2 = 473 Н; ширина шестерни b1 = 60 мм; ширина колеса b2 = 55 мм; делительный диаметр шестерни d1 = 72 мм; делительный диаметр колеса d2 = 252 мм; сила, действующая на вал, от натяжения ремней Fрем = 940 Н; дополнительная сила, действующая со стороны муфты, на вал Frм = 1350 Н.

6.1. Ориентировочный расчет валов

Определим средний диаметр вала из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях [2 стр. 251]:

где Т – крутящий момент на валу, Н·мм; - для редукторных и других аналогичных валов, ;

а) средний диаметр быстроходного вала

;

б) средний диаметр тихоходного вала

Предварительно оценить диаметр проектируемого вала можно, также ориентируясь на диаметр того вала, с которым он соединяется (валы передают одинаковый момент Т). Например, если вал соединяется с валом электродвигателя (или другой машины), то диаметр его входного конца можно принять равным или близким к диаметру выходного конца вала электродвигателя.

6.2. Проектный расчет быстроходного вала цилиндрического редуктора

Назначаем длины участков быстроходного вала в зависимости от крутящегося момента [4 стр. 284]:

f1 =60 мм; e =104 мм.

1. Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости из условия равновесия:

;

отсюда

Условие равновесия:

;

отсюда

Выполним проверку из условия равновесия проекций сил на ось X:

Следовательно, реакции AX и BX найдены верно.

2. Определяем реакции опор в вертикальной плоскости из условия равновесия:

;

откуда

Условие равновесия:

;

откуда

Выполним проверку из условия равновесия проекций сил на ось Y:

Реакции AY и BY найдены верно.

3. Радиальная нагрузка на опору А:

Радиальная нагрузка на опору В:

4. Определяем изгибающие моменты в характерных сечениях вала (используя формулы сопромата).

а) изгибающий момент в горизонтальной плоскости под подшипником А, В: ;

б) изгибающий момент в вертикальной плоскости под подшипником А, В: ;

в) изгибающий момент под шестерней в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

горизонтальная: ; вертикальная:

г) изгибающий момент под шкивом ременной передачи в обеих плоскостях:

5. Определяем диаметр вала в его характерных сечениях по зависимости:

где - эквивалентный момент, Н·м, по III гипотезе прочности (наибольших касательных напряжений)

Здесь М – суммарный изгибающий момент, , , - изгибающие моменты в рассматриваемом сечении в горизонтальной и вертикальной плоскостях, Н·м; Т – крутящий момент в рассматриваемом сечении вала, Н·м; - допускаемое изгибное напряжение, МПа.

Для обеспечения достаточной жесткости вала рекомендуется принять в зависимости от материала и диаметра = (55…65)МПа [6 стр. 324].

Принимаем = 60МПа.

6. Определяем расчетный диаметр вала под шестерней. Для этого сечения имеем изгибающий момент

Мгор = 5,6Н·м; Мвер =12,2; Т1= 48,2Н·м;

следовательно ;

Тогда

С учетом ослабления вала шпоночной канавкой, увеличиваем диаметр вала на 10℅. Таким образом, .

Полученный диаметр вала округляем до ближайшего большего по
ГОСТ 6636-69: принимаем = 30мм.

Проверим возможность применения насадной шестерни. Шестерня делается насадной при условии .

В нашем случае dm1 = 72мм>2·30 = 60мм, шестерню можно сделать насадной.

7. Определяем расчетный диаметр вала под подшипником В. Для этого сечения имеем:

Мгор = 56,4Н·м; Мвер = 0 Н·м; Т1=48,2Н·м;

следовательно ;

Тогда

8. Определяем расчетный диаметр вала под подшипником А. Для этого сечения имеем:

Мгор =0; Мвер =0; Т1=48,2Н·м;

следовательно ;

Тогда

По ГОСТ 6636-69 по подшипником В из условия сборки принимаем dВ=22мм.

В целях унификации, а также обеспечение технологичности корпуса редуктора применяем одинаковые подшипники с посадочным диаметров вала dВ = dА = 25 мм.

9. Определяем расчетный диаметр вала под шкивом ременной передачи. Для этого сечения имеем:

Мгор = 0Н·м; Мвер = 0Н·м; Т2=48,2Н·м;

следовательно ;