Уточненный расчет редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Энергетический и кинематический расчёты привода

1.1 Определение расчётной мощности привода

1.2 Выбор электродвигателя

1.3 Определение общего передаточного числа привода и разбивка

его по отдельным передачам

1.4 Определение силовых и кинематических параметров привода

2. Расчёт зубчатой цилиндрической передачи редуктора

2.1 Выбор материала для изготовления шестерни и колеса

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений при расчёте на выносливость

2.3 Определение допускаемых контактных напряжений при расчёте на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

2.4 Проектировочный расчёт на контактную выносливость

2.5 Проверочный расчёт на контактную выносливость

2.6 Проверочный расчёт на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

2.7 Определение допускаемых напряжений изгиба при расчёте на выносливость

2.8 Определение допускаемых напряжений при расчёте на прочность

при изгибе максимальной нагрузкой

2.9 Проверочный расчёт на выносливость при изгибе

2.10 Проверочный расчёт на прочность при изгибе максимальной

нагрузкой

2.11 Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи

3. Расчёт открытой передачи привода

3.1 Выбор материала для изготовления зубчатых колёс

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

3.3 Проектировочный расчёт на контактную выносливость

3.4 Проверочные расчёты по контактным напряжениям

3.5 Допускаемые напряжения изгиба

3.6 Проверочные расчёты по напряжениям изгиба

3.7 Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи

4. Предварительный расчёт валов. Выбор муфты

5. Конструктивные размеры элементов зубчатых колёс, корпус и крышки редуктора

6. Первый этап эскизной компоновки редуктора

7. Проверка долговечности подшипников по динамической грузоподъёмности

7.1 Определение сил действующих в зубчатом зацеплении и на валы

7.2 Определение опорных реакций возникающих в подшипниковых

узлах и проверка долговечности подшипников

8. Второй этап эскизной компоновки редуктора

9. Проверка прочности шпоночных соединений

10. Уточнённый расчёт валов

11. Назначение посадок основных деталей редуктора

12. Смазка редуктора

13. Сборка редуктора

Литература

Введение

привод редуктор подшипник

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, ременную или цепную передачу.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение крутящего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи - зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д.

Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: тип передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); число ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); тип зубчатых колёс (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.); относительное расположение валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенности кинематической схемы (развёрнутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах передачи обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

1. Энергетический и кинематический расчёты привода

1.1 Определение мощности привода и общего КПД

Определим общий КПД привода

где - КПД муфты, ;

- КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, ;

- КПД открытой зубчатой конической передачи, ;

- КПД учитывающий потери пары подшипников качения, ;

- КПД учитывающий потери в опорах вала приводного барабана,

;

Потребная мощность электродвигателя

кВт.

1.2 Выбор электродвигателя

Учитывая рекомендации ([3], стр.5-7) и полученные выше некоторые параметры привода выбираем электродвигатель по ГОСТ 13859-68 ([3],стр.51,табл.2).

Таблица 1

Обозначение электродвигателя	Исполнение	Номинальная мощность, кВт	Частота вращения, об/мин
АО2-58-6		7,5	970	1,3	1,8

1.3 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по отдельным передачам

Передаточное отношение привода

Согласно рекомендации ([3], стр.7) принимаем и определяем передаточное число открытой конической передачи:

1.4 Определение силовых и кинематических параметров привода

Частоты вращения валов

об/мин;

об/мин;

об/мин;

об/мин.

Определим мощности на валах

кВт;

кВт;

кВт;

кВт.

Определим крутящие моменты

Н·м;

Н·м;

Н·м;

Н·м.

2. Расчёт зубчатой цилиндрической передачи редуктора

2.1 Выбор материала для изготовления шестерни и колеса

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, назначаем для шестерни и колеса легированную сталь 40Х (поковка) ([3],стр.53,табл.4, 6, стр.54, табл.7).

Таблица 2

Наименование	Марка стали	Термообработка	Твёрдость, Ннв	Предел прочности, МПа	Предел текучести, МПа
Шестерня	40Х	Улучшение	243-271	880	590
Колесо	40Х	Нормализация	200-230	740	490

Назначаем твёрдость шестерни и колеса

НВ,

НВ,

исходя из условия

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений при расчёте на выносливость

Общее число работы привода за расчётный период работы

часа.

С учётом циклограммы нагрузки определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений для колеса 2:



.

Для шестерни 1:

.

Базовое число циклов перемены напряжений для колеса 2:

.

Для шестерни 1:

.

Т.к. и , принимаем коэффициент долговечности равный ([3], стр.14).

Пределы контактной выносливости поверхностей зубьев для колеса 2 и шестерни 1 ([3],стр.57,табл.8):

МПа,

МПа.

Принимаем коэффициент безопасности ([3],стр.13).

Допускаемые контактные напряжения при расчёте на выносливость для колеса 2 и шестерни 1 ([3],стр.12):

 МПа,

МПа.

Согласно рекомендации ([3],стр.14) за расчётное принимаем меньшее значение МПа.

2.3 Определение допускаемых контактных напряжений при расчёте на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Предельные допускаемые напряжения для шестерни 1 и колеса ([3],стр.15):

МПа,

МПа.

2.4 Проектировочный расчёт на контактную выносливость

Принимаем значение параметра ([3],стр.59,табл.11).

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца ([3],стр.15).

Предварительно принимаем передачу прямозубой.

Определим диаметр начальной окружности шестерни ([3],стр.21):

мм.

Окружная скорость шестерни 1 ([3],стр.21):

м/с,

т.к. м/с < 6 м/с, то передача действительно является прямозубой.

Ширина венца шестерни 1 ([3],стр.21):

мм,

по ГОСТ 6636-69 ([3],стр.59,табл.12) принимаем b1=60 мм.

Принимаем значение параметра ([3],стр.60,табл.13).

Модуль зацепления ([3],стр.22):

мм.

Определяем числа зубьев шестерни 1 и колеса 2 ([3],стр.22):

,

,

принимаем z1=30 > zmin=17, z2=150.

Уточняем передаточное число ([3],стр.22):

.

Уточняем диаметры начальных окружностей шестерни 1 и колеса 2 ([3],стр.22):

мм,

мм.

Межосевое расстояние ([3],стр.22):

мм.

Уточняем окружную скорость шестерни 1:

м/с.

2.5 Проверочный расчёт на контактную выносливость

По ГОСТ 1643-72 ([3],стр.62,табл.17) назначаем 8-ю степень точности.

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни 1 и колеса 2 ([3],стр.62,табл.16).

Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи ([3],стр.61,табл.15).

Удельная окружная динамическая сила ([3],стр.25):

Н/мм.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении ([3],стр.25):

,

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([3],стр.25).

Коэффициент торцового перекрытия ([3],стр.25):

.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий ([3],стр.24):

.

Удельная окружная сила ([3],стр.25):

Н/мм.

Расчётные контактные напряжения ([3],стр.23):

МПа,

где ZН =1,77 - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев ([3],стр.24);

ZМ =274 Н1/2/мм - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых зубчатых колёс ([3],стр.24).

По формуле 4.24 ([3],стр.24):

т.к. , то условие контактной выносливости выполняется.

2.6 Проверочный расчёт на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Расчётное напряжение, создаваемое наибольшей нагрузкой ([3],стр.26):

МПа,

где .

,

следовательно, условие прочности выполняется.

2.7 Определение допускаемых напряжений изгиба при расчёте на выносливость

Эквивалентное число циклов перемены напряжений для колеса 2 ([3],стр.18):

.

Т.к. ([3], стр.18), согласно рекомендации ([3], стр.18) принимаем .

Пределы выносливости зубьев при изгибе для колеса 2 и шестерни 1 ([3],стр.57,табл.9):

МПа,

МПа.

Коэффициент безопасности ([3],стр.16),

где - коэффициент, учитывающий нестабильность материала колёс ([3],стр.57,табл.9);

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса ([3],стр.17).

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни 1 и колеса 2 ([3],стр.16):

 МПа,

МПа,

где - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрациям напряжений ([3],стр.43,рис.6);

- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зубьев ([3],стр.16);

- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса (зависит от диаметра вершин шестерни и колеса).

Диаметры вершин шестерни 1 и колеса 2:

мм,

мм.

2.8 Определение допускаемых напряжений при расчёте на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зубьев для шестерни 1 и колеса 2 ([3],стр.58,табл.10):

МПа,

МПа.

Допускаемые предельные напряжения для шестерни 1 и колеса 2 ([3],стр.19)

МПа,

МПа.

2.9 Проверочный расчёт на выносливость при изгибе

Коэффициент, учитывающий форму зуба для шестерни 1 и колеса 2 ([3],стр.46,рис.12):

т.к. , то расчёт выполняем по колесу 2 ([3],стр.29).

Удельная окружная динамическая сила ([3],стр.29):

Н/мм,

где м/с - окружная скорость на колесе 2;

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи.

Рабочая ширина венца колеса 2 ([3],стр.21):

 мм.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении ([3],стр.29):

,

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([3],стр.28);

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ([3],стр.47,рис.13).

Удельная расчётная окружная сила ([3],стр.28):

Н/мм.

Расчётные напряжения изгиба ([3],стр.27):

МПа,

где - коэффициент, учитывающий наклон зуба ([3],стр.28);

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев ([3],стр.28).

Т.к. - условие прочности выполняется.

2.10 Проверочный расчёт на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Расчётное напряжение, создаваемое наибольшей нагрузкой ([3],стр.30):

МПа,

т.к. - условие прочности выполняется.

2.11 Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи

Диаметры окружностей впадин шестерни 1 и колеса 2 ([3],стр.30):

мм,

мм.

Общая ширина зубчатого венца шестерни 1 и колеса 2:

мм,

мм.

Принимаем по ГОСТ 6636-69 мм, мм.

Параметры зацепления передачи сводим в таблицу.

Таблица 3 - Геометрические параметры зубчатой цилиндрической передачи

Наименование параметра	Обозначение	Единица измерения	Значение
			Шестерня	Колесо
1	2	3	4	5
Модуль зацепления		мм	2
Число зубьев		-	30	150
Диаметр начальной окружности		мм	60	300
Делительный диаметр		мм	60	300
1	2	3	4	5
Диаметр окружностей вершин		мм	64	304
Диаметр окружностей впадин		мм	55	295
Рабочая ширина венца		мм	60	55
Общая ширина венца		мм	62	58

3. Расчёт открытой конической передачи

3.1 Выбор материала для изготовления зубчатых колёс

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, назначаем для шестерни и колеса легированную сталь 40Х (поковка) ([3],стр.53,табл.4, 6, стр.54, табл.7).

Таблица 4 - Механические свойства стали

Наименование	Марка стали	Термообработка	Твёрдость, Ннв	Предел прочности, МПа	Предел текучести, МПа
Шестерня	45	Объёмная закалка	335-492	980	740
Колесо	45	Объёмная закалка	335-492	980	740

Назначаем твёрдость шестерни и колеса

НВ,

НВ,

исходя из условия

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Пределы контактной выносливости поверхностей зубьев при изгибе шестерни 3 и колеса 4 ([3],стр.57,табл.9):

МПа,

МПа.

Пределы контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни 3 и колеса 4:

МПа,

МПа.

Принимаем коэффициент безопасности SH =1.1 ([3],стр.13).

Допускаемые контактные напряжения при расчёте на выносливость для колеса 4 и шестерни 3:

МПа,

МПа.

За расчётное напряжение принимаем меньшее значение:

МПа.

Предельные допускаемые контактные напряжения для шестерни3 и колеса4:

МПа,

МПа.

3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба при расчёте на выносливость для шестерни 3 и колеса 4 ([3],стр.16):

МПа,

МПа.

Предельные напряжения, не вызывающие остаточных деформаций или хрупкого излома зубьев для шестерни 3 и колеса 4 ([3],стр.58,табл.10):

МПа,

МПа.

Допускаемое предельное напряжение для шестерни 3 и колеса 4 ([3],стр.19):

МПа,

МПа.

3.4 Проектировочный расчёт по напряжениям изгиба

Согласно рекомендации ([9],стр.8-9) зададимся количеством зубьев шестерни 3 и колеса 4:

,

,

принимаем , .

Уточняем величину передаточного отношения:

.

Определяем углы делительных конусов ([3],стр.38):

,

.

Эквивалентные числа зубьев шестерни 3 и колеса 4 ([3],стр.40):

,

.

Значения коэффициентов определяем по графику ([3],стр.46,рис.12):

,

> ,

расчёт выполняем по колесу 4 ([3],стр.27).

Средний окружной модуль ([9],стр.14):

мм.

где ([9],стр.9);

([9],стр.9).

Коэффициент, ширины зубчатого венца относительно модуля зацепления ([9],стр.14):

;

где ([9],стр.14);

([9],стр.14).

Рабочая ширина зубчатого венца ([9],стр.14):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем мм.

Внешнее конусное расстояние ([9],стр.14):

мм.

Среднее конусное расстояние ([9],стр.14):

мм.

Внешний окружной модуль ([9],стр.15):

мм,

по ГОСТ 9563-60 ([3],стр.61,табл.14) принимаем мм.

Фактическое значение среднего окружного модуля ([9],стр.15):

мм.

Внешние диаметры шестерни 3 и колеса 4 ([3],стр.39):

мм,

мм.

Средние диаметры шестерни 3 и колеса 4 ([3],стр.39):

мм,

мм.

Окружная скорость шестерни 3 ([3],стр.21):

 м/с,

т.к. , то принимаем колёса прямозубые.

3.5 Проверочный расчёт на выносливость при изгибе

Средний диаметр шестерни 3 ([3],стр.37):

мм,

где ([3],стр.38);

([3],стр.44,рис.8).

Окружная скорость шестерни 3 ([3],стр.21):

м/с,

т.к. , то принимаем колёса прямозубые.

Рабочая ширина зубчатого венца ([3],стр.38):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем мм.

Определяем углы делительных конусов ([3],стр.38):

,

.

Внешний делительный диаметр шестерни 3 ([3],стр.38):

мм.

Внешнее конусное расстояние ([3],стр.38):

мм.

Проверяем правильность выбора параметра ([3],стр.39):

,

соответственно параметр выбран правильно.

Внешний окружной модуль ([3],стр.39):

мм,

по ГОСТ 9563-60 ([3],стр.61,табл.14) принимаем мм.

Числа зубьев шестерни 3 и колеса 4 ([3],стр.22,39):

,

,

принимаем , .

При этом.

Уточняем углы делительных конусов:

,

.

Внешние диаметры шестерни 3 и колеса 4 ([3],стр.39):

мм,

мм.

Средние диаметры шестерни 3 и колеса 4 ([3],стр.39):

мм,

мм.

Условное межосевое расстояние ([3],стр.39):

мм.

Окружная скорость шестерни 3:

м/с.

3.4 Проверочные расчёты по контактным напряжениям

По ГОСТ 1643-72 ([3],стр.17,табл.17) назначаем 8-ю степень точности.

Удельная окружная динамическая сила ([3],стр.25):

Н/мм,

где ([3],стр.61,табл.15);

([3],стр.62,табл.16).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении ([3],стр.25):

,

где ;

([3],стр.46,рис.11).

Удельная расчётная окружная сила ([3],стр.25):

Н/мм.

Коэффициент торцового перекрытия ([3],стр.25):

.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий ([3],стр.24):

.

Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев ([3],стр.24) .

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых зубчатых колёс ([3],стр.24) Н1/2/мм.

Проверим обеспечение условия контактной выносливости ([3],стр.40):

МПа.

Отклонение расчётных напряжений от допускаемых напряжений ([3],стр.26)

,

т.к. - условие прочности выполняется.

Расчётное напряжение создаваемое наибольшей нагрузкой ([3],стр.26):

МПа,

т.к. , то условие прочности выполняется.

3.5 Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба при расчёте на выносливость для шестерни 3 и колеса 4 ([3],стр.16):

МПа,

МПа.

Предельные напряжения, не вызывающие остаточных деформаций или хрупкого излома зубьев для шестерни 3 и колеса 4 ([3],стр.58,табл.10):

МПа,

МПа.

Допускаемое предельное напряжение для шестерни 3 и колеса 4 ([3],стр.19):

 МПа,

МПа.

3.6 Проверочные расчёты по напряжениям изгиба

Эквивалентные числа зубьев шестерни 3 и колеса 4 ([3],стр.40):

,

.

Значения коэффициентов определяем по графику ([3],стр.46,рис.12):

,

> ,

расчёт выполняем по колесу 4 ([3],стр.27).

Удельная окружная динамическая сила ([3],стр.29): ([3],стр.62,табл.16)

Н/мм,

где ([3],стр.29);

([3],стр.62,табл.16);

м/с.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых зубчатых колёс ([3],стр.28) .

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении ([3],стр.29):

,

где ([3],стр.47,рис.13).

Удельная окружная динамическая сила ([3],стр.29):

Н/мм.

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев, для прямозубых передач ([3],стр.28) .

Средний окружной модуль ([3],стр.29):

мм.

Средний нормальный модуль ([3],стр.40):

 мм.

Усталостный излом зубьев предупреждается при выполнении условия ([3],стр.40):

МПа,

где ([3],стр.28),

- условие прочности выполняется.

Остаточные деформации или хрупкий излом зубьев предотвращается при выполнении условия ([3],стр.30):

МПа,

- условие прочности выполняется.

3.7 Параметры зацепления передачи

Внешнее конусное расстояние ([3],стр.59):

мм,

где .

Среднее конусное расстояние ([3],стр.59):

 мм.

Внутренний окружной модуль ([3],стр.59):

мм.

Наибольшая высота зуба ([3],стр.59):

мм.

Наибольшая высота ножки зуба ([3],стр.59):

мм.

Наибольшая высота головки зуба ([3],стр.60):

мм.

Параметры зацепления передачи сводим в таблицу.

Таблица 5

Наименование параметра	Обозна-чение	Единица измерения	Значение
			Шестерня	Колесо
1	2	3	4	5
Внешний окружной модуль		мм	3
Средний окружной модуль		мм	2,27
Средний нормальный модуль		мм	2,27
Внутренний окружной модуль		мм	2,28
Внешнее конусное расстояние		мм	143,55
Среднее конусное расстояние		мм	126,55
Ширина зубчатого венца		мм	34	34
Число зубьев		-	42	86
Внешний делительный диаметр		мм	126	258
Средний делительный диаметр		мм	95,45	243,08
Угол делительного конуса		0
Наибольшая высота головки зуба		мм	3	3
Наибольшая высота ножки зуба		мм	3,06	3,06
Наибольшая высота зуба		мм	6,6	6,6

4. Предварительный расчёт валов. Выбор муфты

Полученные значения при расчёте округляем по ГОСТ 6636-69.

Быстроходный вал.

Определяем минимальный диаметр вала ([3],стр.35):

мм,

где МПа.

Диаметр входного конца вала ([3],стр.36):

мм,

где мм - диаметр вала электродвигателя ([5],стр.524,табл.2.4).

Диаметр вала под подшипники ([4],стр.35):

мм,

где ([4],стр.37,табл.3.1); принимаем мм.

Диаметр вала для упора подшипников ([4],стр.35):

мм,

где ([4],стр.37,табл.3.1); принимаем мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.



Рис. 1 Быстроходный вал

Тихоходный вал.

Определяем минимальный диаметр вала ([3],стр.35):

мм,

принимаем мм.

Диаметр вала под подшипники ([4],стр.35):

мм,

где ([4],стр.37,табл.3.1); принимаем мм.

Диаметр вала для упора подшипников и посадки колеса ([4],стр.35):

мм,

где ([4],стр.37,табл.3.1); принимаем мм.

Диаметр буртика для упора колеса ([4],стр.36):

мм,

где ([4],стр.37,табл.3.1); принимаем мм.

Рис.2 Тихоходный вал

Выбираем муфту, упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75. Муфта упругая втулочно-пальцевая 250-38-I.2-У3 ГОСТ 21424-75 ([6],стр.192).

мм - диаметр посадочных отверстий полумуфт;

Н·м - номинальный передаваемый крутящий момент.

5. Конструктивные размеры элементов зубчатых колёс, корпуса и крышки редуктора

5.1 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполним за одно целое с валом, её размеры см. табл.3.

Колесо - кованное; основные геометрические параметры см. табл.3.

Диаметр ступицы ([1],стр.148,табл.8.1):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем dст = 105 мм.

Длина ступицы ([1],стр.148,табл.8.1):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем lст = 80 мм.

Толщина обода ([1],стр.148,табл.8.1):

мм,

принимаем мм, т.к. значение должно быть не менее 8 мм.

Толщина диска ([1],стр.148,табл.8.1):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем с= 18 мм.

Диаметр центровой окружности ([1],стр.148,табл.8.1):

мм,

где D0 - внутренний диаметр обода, мм.

Диаметр отверстий ([1],стр.148,табл.8.1):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем dотв= 22 мм.

Фаски венца на диаметре вершин ([1],стр.148,табл.8.1):

мм.

5.2 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора ([1],стр.157,табл.8.3):

мм,

мм,

согласно рекомендации принимаем мм, мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса ([1],стр.157,табл.8.3):

мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса ([1],стр.157,табл.8.3):

 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса (без бобышки) ([1],стр.157,табл.8.3):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем р = 20 мм.

Толщина рёбер основания корпуса ([1],стр.157,табл.8.3):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем m = 8 мм.

Толщина рёбер крышки ([1],стр.157,табл.8.3):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем m1 = 8 мм.

Диаметр фундаментных болтов ([1],стр.157,табл.8.3):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем d1 = 18 мм.

Диаметры болтов у подшипников ([1],стр.157,табл.8.3):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем d2 = 12 мм.

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой ([1],стр.157,табл.8.3):

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем d3 = 8 мм.

Размеры определяющие положение болтов d2 ([1],стр.157,табл.8.3):

мм,

мм,

по ГОСТ 6636-69 принимаем мм, мм.

Принимаем болты крепления крышек подшипников М8, их число на каждой крышке 6 штук.

Диаметры отверстий в гнёздах подшипников мм, мм.

Диаметр штифтов ([1],стр.157,табл.8.3) мм, по ГОСТ 6636-69 принимаем dш = 8 мм.

Длина штифта ([1],стр.157,табл.8.3) мм, по ГОСТ 6636-69 принимаем lш = 28 мм.

6. Первый этап эскизной компоновки

Вычерчиваем упрощённо шестерню и колесо в виде прямоугольников. Шестерня выполнена за одно целое с валом. Длина ступицы колеса больше ширины венца и выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса. Принимаем зазор между торцом ступицы и внутренней стенкой корпуса . Принимаем зазор от внутренней стенки корпуса до окружности вершин зубьев .

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипника. Замером находим расстояние от центральной линии до середины подшипника на тихоходном и быстроходном валах. Устанавливаем глубину гнёзд для посадки подшипников в корпус редуктора.

Толщину фланца крышки подшипника устанавливаем согласно рекомендаций по проектированию ([1],стр.194).

7. Проверка долговечности подшипников по динамической грузоподъёмности

7.1 Определение сил действующих в зубчатом зацеплении и на валы

Определим силы действующие на быстроходный и тихоходный валы.

,

Н.

Силы действующие на шестерню 1 и колесо 2:

- окружная сила:

Н;

- радиальная сила:

Н.

Силы действующие на шестерню 3 и колесо 4:

- окружная сила:

Н;

- радиальная и осевая силы:

Н,

Н,

Н,

Н.

7.2 Определение опорных реакций возникающих в подшипниковых узлах валов и проверка долговечности подшипников

Находим реакции опор:

,

,

,

,

,

,

,

,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н.

Находим суммарные реакции опор:

Н,

Н,

Н,

Н.

Строим эпюры изгибающих и крутящего момента для быстроходного вала.

Эпюра изгибающего момента относительно оси Х:

,

Н·м,

,

.

Эпюра изгибающего момента относительно оси Y:

,

,

Н·м,

.

Эпюра крутящего момента:

Н·м.

Строим эпюры изгибающих и крутящего момента для тихоходного вала.

Эпюра изгибающего момента относительно оси Х:

,

Н·м,

Н·м,

.

Эпюра изгибающего момента относительно оси Y:

,

Н·м,

Н·м,

Н·м.

Эпюра крутящего момента:

Н·м.

Выбираем подшипники по наиболее нагруженным опорам.

Быстроходный вал.

Подшипник радиальный однорядный 309 средней серии по ГОСТ 8338-75:

d = 45 мм, D = 100 мм, B = 25 мм, r = 2.5 мм, С0 = 26,2 кН, С = 37,1 кН.

Эквивалентная нагрузка 78 ([1],стр.195):

Н.

Расчётная долговечность:

 млн.об.

Расчётная долговечность:

часов.

Долговечность превышает требуемое значение, значит выбранный подшипник подходит.

Тихоходный вал.

Подшипник радиальный однорядный 311 средней серии по ГОСТ 8338-75:

d = 55 мм, D = 120 мм, B = 29 мм, r = 2.5 мм, С0 = 41,8кН, С = 54,9 кН.

Эквивалентная нагрузка 78 ([1],стр.195):

Н.

Расчётная долговечность:

млн.об.

Расчётная долговечность:

часов.

Долговечность превышает требуемое значение, значит выбранный подшипник подходит.

8. Второй этап эскизной компоновки

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно с валом.

Конструируем узел ведущего вала. Наносим осевые линии, удалённые от середины редуктора на определённые расстояния. Используя эти линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения. Вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками и болтами. В крышках подшипниковых узлов вычерчиваем войлочные уплотнения.

Аналогично конструируем узел ведомого вала.

При проектировании обращаем внимание на то, чтобы все детали были зафиксированы в осевом направлении; детали крепления на мешали работе узлов редуктора.

Вычерчиваем шпонки призматические со скруглёнными торцами, принимая их длины согласно рекомендаций.

Остальные элементы редуктора проектируем согласно рекомендаций ([1],стр.197-200).

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечения шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 ([7],стр.363,табл.8.45). Материал шпонок сталь 45 - нормализованная.

Напряжение сжатия и условие прочности ([1],стр.200):

.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице Н/мм2.

Быстроходный вал.

d = 38мм, b x h = 12 x 8 мм, t = 5 мм, l = 40 мм.

,

следовательно, условие прочности выполняется.

Тихоходный вал.

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и шестерней открытой передачи - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры сечения шпонки). Проверяем шпонку на выходе вала.

d = 50 мм, b x h = 14 x 9 мм, t = 5,5 мм, l = 50 мм.

,

следовательно, условие прочности выполняется.

10. Уточнённый расчёт валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности п для опасных сечений и сравнения их с допускаемыми значениями [n]. Прочность соблюдается при = 2,5.

Произведём расчёт для предположительно опасных сечений каждого вала.

Быстроходный вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни, т.е. сталь 40Х, термообработка - улучшение.

При диаметре заготовки до 120 мм среднее значение Н/мм2 ([1],стр.28,табл.3.3).

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба ([1],стр.201):

Н/мм2.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений ([1],стр.201):

Н/мм2.

Сечение А-А

В этом сечении при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту возникают только касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности ([1],стр.201):

,

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

.

При d = 38 мм, b = 12 мм, t = 5 мм,

мм3,

Н/мм2.

Принимаем , , ([1],стр.96-99).

После подстановки получим:

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его с муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.

Тихоходный вал.

Материал вала - сталь 45 - улучшение.

Среднее значение Н/мм2.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Н/мм2.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Н/мм2.

Сечение А-А

Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки.

Принимаем , , , , ([1],стр.96-99).

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Н·мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Н·мм.

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:

Н·мм.

Момент сопротивления кручению при d = 65 мм, b = 20 мм, t = 7,5 мм:

мм3.

Момент сопротивления изгибу:

мм3.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Н/мм2.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Н/мм2.

Среднее значение .

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

.

Сечение Б-Б

Концентрация напряжения обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

,

Принимаем ,.

Изгибающий момент:

Н·мм.

Осевой момент сопротивления:

мм3.

Амплитуда нормальных напряжений:

Н/мм2.

Среднее значение .

Полярный момент сопротивления:

мм3.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Н/мм2.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б:

.

Сечение В-В

Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки.

Принимаем , , , , Изгибающий момент:

Н·мм.

Момент сопротивления при b = 14 мм, t = 5,5 мм:

мм3.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Н/мм2.

Момент сопротивления кручению сечения:

мм3.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Н/мм2.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В-В:

.

Во всех сечениях коэффициент запаса прочности превышает допускаемое минимальное значение параметра. Соответственно условия прочности выполняются.

11. Назначение посадок основных деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в ([1],стр.169,табл.8.11).

Посадка зубчатого колеса на вал H7/h6, соответствует лёгкопрессовой посадке 2-го класса точности.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными ([1],стр.169,табл.8.11).

12. Смазка редуктора

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны Vм определяем из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности.

дм3.

Принимаем масло И-Г-А 46 по ГОСТ 17479-87.

Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Сорт смазки - УТ-1 ГОСТ1957-73.

13. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов и валов.

На быстроходный вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

В тихоходный вал закладывают шпонку 20х12х70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала. Затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса герметиком. Для центровки устанавливают крышку на корпус и помощью двух конических штифтов. Затягивают болты крепления крышки и корпуса.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку и устанавливают крышки подшипников с комплектом металлических прокладок. В сквозные крышки подшипников перед установкой, в проточки устанавливают войлочное уплотнение, предварительно пропитанное горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку винтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Литература

1. Чернавский С. А. «Курсовое проектирование деталей машин», М., Машиностроение, 1979г

2. М/УК 150

3. М/УК 151

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Детали машин. Курсовое проектирование», М., Высшая школа, 1984г

5. Иванов М.Н., Иванов В.Н. «Детали машин. Курсовое проектирование», М., Высшая школа, 1984г

6. Анурьев В. И. «Справочник конструктора машиностроителя», М., Машиностроение 1979г, т2

7. Федоренко В.А., Шошин А.И. «Справочник по машиностроительному черчению», Л., Машиностроение, Ленинградское отделение, 1981г

8. Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин», М., Высшая школа, 1991г

Размещено на Allbest.ru

...