Проектирование двухступенчатого редуктора

редуктор.dwg

Технические требования: 1. *Размеры для справок. 2. Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очистить и покрыть маслостойкой краской. 3. После сборки проверить проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников. 4. Заливку масла проводить по уровню. 5. Плоскость разьема покрыть герметиком при окончательной сборке. 6. Собранный редуктор обкатать без нагрузки и подвергнуть испытанию.
БрA9Ж3Л ГОСТ 10025-78
Технические характеристики: 1. Передаточное число: 50 2. Вращающий момент на выходном валу
3. Частота вращения выходного вала
Межосевое расстояние
Коэффициент смещения
* Размеры для справок. 2. H14
±t2. 3. По размеру в скобках () обработать совместно с ответной корпусной деталью. 4. Неуказанные радиусы - 10 мм.
Расчетно-пояснительная записка
Шпонка 20х12х100 ГОСТ 23360-80
Прокладки регулировочные
Шпонка 10х8х30 ГОСТ 23360-80
Шпонка 8х7х50 ГОСТ 23360-80
Масло индустриальное И-Т-Д-100
Шпонка 25х14х90 ГОСТ 23360-80
Штифт 6х20 ГОСТ 3129-70
Болт М16-30 ГОСТ 11738-84
Винт М6-15 ГОСТ 11644-75
Болт М12-35 ГОСТ 7805-70
Шайба ø10 ГОСТ 6402-70
Шайба ø12 ГОСТ 6402-70
Манжета I.1-75х95 ГОСТ 8752-80
Манжета I.1-30х47 ГОСТ 8752-80
Подшипник 207 ГОСТ 8338-75
Болт М10-25 ГОСТ 7805-70
Шайба ø16 ГОСТ 6402-70
Подшипник 7309А ГОСТ 7260-81
Подшипник 7216 ГОСТ 333-81
Подшипник 308 ГОСТ 8338-75
Гайка М42x1 ГОСТ 11871-88
Шайба Н.42.01.05 ГОСТ 11872-89
Кольцо 35.1 ГОСТ 13942-86
Кольцо 40.1 ГОСТ 13942-86
Технические характеристики: 1. Электродвигатель 1.1 Тип АИР132M6 ТУ 16-525564-84 1.2 Мощность
1.3 Частота вращения
обмин 960 2. Редуктор 2.1 Тип цилиндрическо-червячный 2.2 Передаточное число 50 2.3 Вращающий момент на выходном валу
2.4 Частота вращения выходного вала
Технические требования: 1. *Размеры для справок. 2. H14
±t2. 3. Сварка ручная дуговая ГОСТ5264-80 электродами Э42 по контуру прилегания деталей. 4. Шероховатость отверстий Ra 6
Шайба 6 ГОСТ 6402-70
Гайка M6 ГОСТ 2524-81
Болт М6x20 ГОСТ 7796-70
Шпонка 10х8х50 ГОСТ 23360-80
Муфта 125-120-1.1 ГОСТ 21424-75
Шайба 20 ГОСТ 6402-70
Гайка М20 ГОСТ 2524-81
Болт М12x70 ГОСТ 7796-70
Болт М20x60 ГОСТ 7796-70
Гайка М12 ГОСТ 2524-81
Двигатель АИР132M6 ТУ 16-525.564-84
Шайба 12 ГОСТ 6402-70
расположение отверстий
HB 220 230 2. *Размеры для справок. 3. H12
Сталь 40 ГОСТ 1050-74

редуктор.doc

Кинематический расчет привода 6
Расчет зубчатой передачи 9
Расчет червячной передачи 14
Предварительный расчет валов 19
Предварительная компоновка редуктора 20
Расчет валов редуктора 23
Расчет подшипников 31
Расчет шпоночных соединений 35
Посадка деталей редуктора 38
Выбор сорта масла 39
Список литературы . ..41
Расчет и конструирование редуктора предполагает определение геометрических и конструктивных размеров отдельных деталей разработку их конструкций. На основании опыта создания подобных устройств и действующих стандартов приведены рекомендации по определению передаточных чисел каждой передачи подбору материалов для зубчатых колес и валов проверке деталей на прочность разработке эскизной компоновки редуктора конструированию корпуса зубчатых колес валов крышек подшипников выбору подшипников шпонок и муфт.
В механический привод входят электродвигатель и редуктор. Электродвигатель соединяется с редуктором через упругую муфту. Редуктор –двухступенчатый быстроходная передача – зубчатая цилиндрическая тихоходная - червячная. Зубчатая передача валы и подшипники расположены внутри закрытого чугунного корпуса редуктора. Выходной вал редуктора соединяется с конвейером через звездочку. Цифрами на схеме обозначены валы редуктора.
Мощность на выходном валу P3 = 49 кВт
Угловая скорость выходного вала 3 = 20 радс
Годовой коэффициент Кгод = 09
Суточный коэффициент Ксут = 09
Срок службы L = 5 лет
Кинематический расчет привода
Подберем требуемый электродвигатель для чего определим его потребную мощность.
КПД привода в данном случае можно определить по формуле:
общ = 3подш муф зуб черв
подш – КПД пары подшипников подш = 099.
муф – КПД муфты муф = 098.
зуб – КПД зубчатой цилиндрической передачи зуб = 097.
черв – КПД червячной передачи черв = 08.
общ = 0993*098*097*08 = 074
Тогда потребная мощность составит
Pпотр = 49 074 = 66 кВт.
Определим общее передаточное отношение привода:
Uзуб = 10 315 - рекомендованные значения для зубчатой цилиндрической передачи (для предварительного расчета принимаем Uзуб = 2).
Uчерв = 80 63 - рекомендованные значения для червячной передачи (для предварительного расчета принимаем Uчерв = 25).
Тогда общее передаточное число будет:
Определим частоту вращения выходного вала редуктора по формуле:
n3 = = 30*20 = 191 обмин
Определим требуемую частоту вращения электродвигателя по формуле:
nдв = 191*50 = 955 обмин
По источнику [1; табл. 19.27] исходя из рассчитанных значений требуемой мощности и частоты вращения подберем электродвигатель. Выбираем электродвигатель серии 4А 132M6 – это асинхронный короткозамкнутый двигатель закрытый обдуваемый с параметрами: Pдв= 75 кВт синхронной частотой вращения 1000обмин (асинхронная частота вращения 960 обмин).
Определим действительные числа оборотов валов привода.
введем индексацию валов привода:
вал дв. – вал двигателя;
вал 1 – входной вал редуктора (быстроходный);
вал 2 – промежуточный вал редуктора (червяк)
вал 3 – выходной вал редуктора (тихоходный)
n1 = nдв = 960 обмин
n2 = n1 Uзуб = 960 2 = 480 обмин
n3 = n2 Uчерв = 480 25 = 191 обмин
Определим крутящие моменты на валах привода:
Крутящий момент на двигателе и ведущем шкиве:
Tдв = 9550 = 9550*75 960 = 746 Нм.
Крутящий момент на входном валу редуктора:
T1 = Tдв*муф*подш = 746*098*099 = 724 Нм.
Крутящий момент на промежуточном валу редуктора:
T2 = T1*Uзуб*зуб*подш = 724*2*097*099 = 139 Нм.
Крутящий момент на выходном валу редуктора:
T3 = T2*Uчерв*черв*подш = 139*25*08*099 = 27522 Нм.
Расчет зубчатой передачи
Выбираем материал колеса и шестерни сталь 40Х с улучшением. Твердость поверхности 280НВ.
Определим допускаемые контактные напряжения отдельно для шестерни и для колеса.
Базовое число нагружений:
при расчете на контактную прочность:
NHlim = 30HB24 = 2803 = 224·107.
при расчете на изгиб:
Действительные числа циклов перемены напряжений:
Для колеса: N2 = 60·n2·Lh
гдеLh – время работы передачи:
Lh = L·365·Кгод·24·Ксут.
Кгод = 09; Ксут = 09; L = 5 лет.
Lh = 5*365*09*24*09 = 35478 ч.
n2 = 480 обмин – частота вращения колеса на промежуточном валу.
Здесь и далее для расчета зубчатой передачи индексом 1 будем обозначать данные для ведущей шестерни индексом 2 данные для ведомого колеса.
N2 = 60*480*35478 = 1021·108.
N1 = N2·U = 1021·108·2 = 2042·108.
Коэффициенты долговечности при расчете по контактным напряжениям:
для шестерни:ZN1 = = = 0798
для колеса:ZN2 = = = 0826
Допускаемые контактные напряжения определим по формуле:
Нlim - предел контактной выносливости для нормализованной и улучшенной стали:
Нlim = 2HB + 70 = 2*280 + 70 = 630 МПа.
SH – коэффициент безопасности для нормализованной и улучшенной стали [SH] = 11 12. Принимаем [SH] = 11.
ZR = 095 – коэффициент учитывающий влияние шероховатости
ZV = 1 – коэффициент учитывающий влияние окружной скорости
для шестерни: []Н1 = 630*0798*095*1 11 = 4342 МПа.
для колеса:[]Н2 = 630*0826*095*1 11 = 4494 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба определим по формуле:
где []Flim = 175HB = 175*280 = 490 МПа.
SF = 17 – коэффициент запаса прочности для улучшенных колес.
Коэффициенты долговечности при расчете по напряжениям изгиба:
для шестерни:YN1 = 1 (так как N1 > NFlim)
для колеса:YN2 = 1 (так как N2 > NFlim)
YR = 1 – коэффициент учитывающий влияние шероховатости
YA = 1 – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.
Тогда для шестерни получим: []F1 = 490*1*1*1 17 = 288 МПа.
Для колеса: []F2 = 490*1*1*1 17 = 288 МПа.
Проведем расчет межосевого расстояния.
Принимаем коэффициент ширины a = 025 (при симметричном расположении колес относительно опор).
Межосевое расстояние определим по формуле:
где Ka = 495 – коэффициент межосевого расстояния для прямозубых колес.
U = 2 – передаточное отношение передачи.
T2 = 139·103 (Н·мм) – крутящий момент на колесе тихоходного вала.
KH = 1 – коэффициент концентрации нагрузки (для твердости HB 350)
Принимаем aw = 125 мм.
Предварительный делительный диаметр колеса определим по формуле:
d2’ = 2·aw·U (U+1) = 2·125·2 (2+1) = 1667 мм.
Ширина b2 = a · aw = 0315·125 = 394 мм.
Принимаем b2 = 40 мм.
Определим величину модуля передачи:
Где Km = 68 – коэффициент модуля передачи (для прямозубых колес).
Принимаем стандартный модуль m = 1 мм.
zΣ = 2·aw m = 2·125 1 = 250.
Принимаем z Σ = 265.
Число зубьев шестерни:
z1 = zΣ (U+1) = 250 (2+1) = 8333.
Число зубьев колеса:
z2 = zΣ – z1 = 250 – 83 = 167.
Фактическое передаточное число
uф = z2z1 = 167 83 = 201.
Расхождение с ранее принятым передаточным числом:
Δ = 100%= (201-2)2*100 = 06% что допустимо.
Определяем размеры колес:
Делительные диаметры:
шестерни: d1 = z1·m = 83·1 = 83 мм.
колеса: d2 = 2aw - d1 = 2*125 – 83 = 167 мм.
Диаметры окружностей вершин:
шестерни: da1 = d1+2m = 83 + 2*1 = 85 мм.
колеса: da2 = d2+2m = 167 + 2*1 = 169 мм.
Диаметры окружностей впадин:
шестерни: df1 = d1 – 25m = 83 – 25*1 = 805 мм.
колеса: df2 = d2 – 25m = 167 – 25*1 = 1645 мм.
Ширину шестерни принимаем b1 = b2+5 = 45 мм.
Окружная: Ft = 2·T2 d2 = 2·139·103 167 = 16647 Н.
Радиальная: Fr = Ft tgα = 16647 tg(20º) = 606 Н.
Окружная скорость в зацеплении:
V = ·d2·n2 60000 = 314*167*480 60000 = 42 мс.
С учетом этого выбираем степень точности передачи – 8.
Для прямозубых колес коэффициент KFα = 1
Коэффициент KFV = 14 (для HB 350)
Коэффициенты форма зуба принимаем согласно [1; табл.2.5] для эквивалентного числа зубьев:
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса определим по формуле:
F2 = KFα KFV YF2 Ft (b2m) = 1*14*361*16647 (40*1) = 2103 МПа.
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни
F1 = F2YF1 YF2 = 2103*361 361 = 2103 МПа.
Так как F1 []F1 и F2 []F2 то условие прочности на изгиб выполняется.
Произведем проверку зубьев по контактным напряжениям.
Определим действующее контактное напряжение по формуле:
KHα = 1 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями
(для прямозубых колес).
KH = 1 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (для колес с твердостью HB ≤ 350)
KHV = 1 - коэффициент динамической нагрузки (для окружной скорости менее 2 мс).
Тогда KH = 1*1*1 = 1.
Действующее контактное напряжение составит:
H = 436 * = 377 (МПа).
Так как Н [Н] то условие прочности по контактным напряжениям выполняется.
Расчет червячной передачи
Число витков червяка принимаем в зависимости от передаточного числа: при 25 принимаем 2 тогда число зубьев червячного колеса определим по формуле:
Выбираем материал червяка и венца червячного колеса.
Принимаем для червяка сталь 40Х с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.
Так как к редуктору не предъявляются специальные требования то в целях экономии принимаем для венца червячного колеса бронзу БрA9Ж3Л (отливка в кокиль В = 490 МПа T = 195 МПа).
Предварительно определяем скорость скольжения в зацеплении
5·10-3·480·= 303 мс.
Расчетное число циклов перемены напряжений
N = 60n2Lh = 60·191·35478 = 407·107.
Определим допускаемые напряжения
Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений равном 107:
Тогда допускаемые контактные напряжения:
[]Н = []Н0 -25Vs = 300 - 25·303 = 2243 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба.
Коэффициент долговечности определим по формуле:
Исходное допускаемое напряжение изгиба определим по формуле:
[]F0 = 025T + 008B = 025·195 + 008·490 = 88 МПа.
Тогда допускаемое напряжение изгиба составит:
[]F = KFL[]F0= 0663·88 = 583 МПа.
Межосевое расстояние червячной передачи определим по формуле:
Округляем межосевое расстояние до стандартного значения:
Предварительное значение модуля передачи определим по формуле:
m =15awz2 = 15·240 50 = 72 мм.
Принимаем стандартное значение модуля: m = 8 мм.
Определим величину модуля относительно диаметра червяка:
q = 2awm – z2 = 2·240 8 – 50 = 10 мм.
Принимаем стандартное значение q = 10 мм.
Коэффициент смещения определим по формуле:
x = aw m – 05(z2 + q) = 240 8 – 05(50 + 10) = 0.
Фактическое передаточное отношение определим по формуле:
Uф = z2z1 = 50 2 = 25.
Геометрические размеры червяка и колеса.
Диаметр делительный червяка:
d1 = qm = 10·8 = 80 мм.
Диаметр вершин витков:
da1 = d1 + 2m = 80 + 2·8 = 96 мм.
df1 = d1 – 24m = 80 – 24·8 = 608 мм.
Длина нарезной части червяка (при коэф. смещения x 0):
b1 = (10 + 55x + z1)m = (10 + 55·0 + 2)·8 = 96 мм.
Принимаем b1 = 100 мм.
Диаметр делительной окружности колеса:
d2 = z2·m = 50·8 = 400 мм.
Диаметр окружности вершин зубьев:
da2 = d2 + 2(1+x)m = 400 + 2·(1+0)·8 = 416 мм.
Диаметр колеса наибольший:
daM2 = da2 + 6m(z1+2) = 416 + 6·8(2+2) = 428 мм.
df2 = d2 – 2m(12 – x) = 400 – 2·8·(12 - 0) = 3808 мм.
Ширину венца определим по формуле:
где =0355 (для z1=2)
Тогда b2 = 0355·240 = 852 мм.
Округляем b2 до стандартного значения: b2 = 85 мм.
Проведем проверочный расчет передачи на прочность.
Предварительно определим окружную скорость на червяке:
V1 = ·d1·n160000 = 314·80·480 60000 = 201 мс.
Скорость скольжения в зацеплении определим по формуле:
γ = arctan [z1(q+2x)] = arctan [2(10-2·0)] = 1131º.
Vs = 16 cos (1131º) = 205 мс.
По полученному значению уточняем допускаемое контактное напряжение:
[]Н = []Н0 – 25Vs = 300 - 25·205 = 249 МПа.
Определим окружную скорость на колесе:
V2 = ·d2·n260000 = 314·400·191 60000 = 04 мс.
Принимаем коэффициент нагрузки:
Расчетное контактное напряжение определим по формуле:
Так как Н []Н то условие прочности выполняется.
Определим КПД передачи:
где ρ’ - приведенный угол трения
ρ’= 2º (для скорости Vs = 201 мс)
= tg 1131º tg (1131º + 2º) = 085.
Определим силы в зацеплении.
Окружная сила на колесе равная осевой силе на червяке:
Ft2 = Fa1 = 2T2 d2 = 2·27522·103400 = 13761 H.
Окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе:
Ft1 = Fa2 = 2T2 (U·d1·) = 2·27522·103(25·80·085) = 3256 H.
Для стандартного угла α=20º получим:
Fr = 0364Ft2 = 0364·13761 = 5009 H.
Проведем проверку зубьев колеса по напряжениям изгиба
Определим приведенное число зубьев:
zv2 = z2 cos3γ = 50 cos3(1131º) = 5303.
Определим коэффициент формы зуба:
YF = 221 - 00162zv2 = 221 – 00162·5303 = 144.
Расчетное напряжение изгиба определим по формуле:
Так как F []F то условие прочности выполняется.
Проведем тепловой расчет редуктора:
Определим мощность на червяке по формуле:
P1 = n2T230 = 314·191·27522(30·085) = 6508 Вт.
Определим поверхность охлаждения:
A = 12 12·024171 = 105 м2.
Определим температуру нагрева масла найдем по формуле:
tраб = (1 - )P1(KTA)+20º [t]раб.
Где KT – коэффициент теплоотдачи KT = 16Вт(м2·Сº)
[t]раб = 95º максимально допустимая температура нагрева масла.
tраб = (1 – 085)·6508(16·105)+20 = 801º.
Так как tраб [t]раб то результаты расчета удовлетворяют условию.
Предварительный расчет валов
Предварительно определим диаметр выходного конца ведущего вала по формуле:
dв1 = (5 6)· = (5 6) · = 21 25 мм.
Принимаем dв1 = 25 мм.
Диаметр шейки вала под уплотнение примем dуп1 = 30 мм.
Диаметры подшипниковых шеек примем dп1 = 35 мм.
Диаметр вала принимаем d1 = 40 мм.
Предварительно определим диаметр конца промежуточного вала по формуле:
dв2 = (5 6)· = (5 6) · = 26 31 мм.
Принимаем dв2 = 30 мм.
Диаметры подшипниковых шеек примем dп2 = 35 мм.
Предварительно определим диаметр выходного конца тихоходного вала по формуле:
dв3 = (5 6)· = (5 6) · = 70 84 мм.
Принимаем dв3 = 70 мм.
Диаметр шейки вала под уплотнение примем dуп2 = 75 мм.
Диаметры подшипниковых шеек примем dп2 = 80 мм.
Диаметр посадки червячного колеса принимаем dк2= 85 мм.
Принимаем диаметр ступицы колеса:
dст3 = (13 15)·dк2 = (13 15)*85 = 110 128 мм.
Принимаем dст3 = 120 мм.
Длина ступицы конического колеса:
Lст3 = 12·dк2 = 12*85 = 102 мм.
Принимаем Lст3 = 100мм.7. Предварительная компоновка редуктора
Расстояние от середины концевого участка до первой опоры быстроходного вала предварительно примем: L0 = 2b2 = 2*40 = 80 мм.
Расстояние между подшипниковыми опорами ведущего вала предварительно примем:
L1 = (15 2)b2 = (15 2)*40 = 60 80 мм.
Принимаем L1 = 80мм.
Расстояние между подшипниковыми опорами вала червяка примем:
L2 = (07 1)d2 = (08 1)*400 = 320 400 мм.
Принимаем L2 = 350 мм.
Минимальный зазор от деталей вращения до стенок корпуса определим по формуле:
где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач:
L = da2 + da1 = 412 + 80 = 492 мм.
Тогда a = + 3 108 мм.
Принимаем a = 10 мм.
Расстояние между подшипниковыми опорами выходного вала примем:
L3 = da2 + (3 5)a = 169+(4 5)*10 = 199 219 мм.
Принимаем L3 = 200 мм.
Определим толщину стенок корпуса и крышки:
Определим толщины фланцев корпуса и крышки:
для корпуса: sf1 = 12· = 12*12 = 14 мм.
для крышки:sf2 = = 12 мм.
Определим толщину нижнего пояса корпуса при наличии бобышек:
sf0 = 15· = 15*12 = 18 мм.
Определим диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом:
d > 125 = 125 = 165 мм.
Принимаем d = 16 мм.
диаметр фундаментных болтов:
Dф 125d = 125*16 = 20 мм.
Принимаем фундаментные болты с резьбой M20.
Диаметр болтов крышек подшипников:
d0 = 075d = 075*16 = 12 мм.
Предварительная компоновка редуктора показана на рис. 4
Рис.4 – предварительная компоновка редуктора
Расчет валов редуктора
Проведем расчет ведущего (быстроходного) вала редуктора.
На вал действуют силы в двух плоскостях от зубчатой передачи.
Расчетная схема для определения реакций опор приведена на рис.5.
Разложим действие сил в плоскостях X0Y и Y0Z.
Рассмотрим силы в плоскости Y0Z. Определим реакции в опорах из уравнений статики. Так как нагрузка расположена симметрично относительно опор то:
RDy = RBy = 05Ft = 05*16647 = 83235 Н.
Построим эпюру изгибающего момента действующего в плоскости Y0Z.
MC = RBy·L4 = 83235*004 = 333 Нм.
Определим реакции в опорах для плоскости X0Y из уравнений статики.
Так как нагрузка расположена симметрично относительно опор то:
RDx = RBx = 05Fr = 05*606 = 303 Н.
Построим эпюру изгибающего момента действующего в плоскости X0Y.
MC = RBx·L4 = 303*004 = 121 Нм.
рис.5 – расчетная схема быстроходного вала.
Суммарные реакции в опорах составят:
Согласно построенным эпюрам определим эквивалентные моменты для опасного сечения в точке C.
Рассчитываем допускаемый диаметр вала исходя из допускаемого напряжения на кручение для материала ведущего вала [] = 90 МПа (сталь 40Х ГОСТ 1050) по формуле:
Тогда для сечения в точке C имеем:
Принятые ранее диаметры ведущего вала более допускаемых расчетных диаметров следовательно условие прочности выполняется.
Проведем расчет промежуточного вала редуктора.
На вал действуют силы в двух плоскостях от зубчатого зацепления Fr и Ft и силы в двух плоскостях от червячного зацепления Fr1 и Ft1 и момент Ma от силы Fa1.
Ma = Fa1*d12 = 13761*0082 = 5504 Нм.
Рассмотрим силы в плоскости Y0Z.
Определим реакции в опорах из уравнений статики.
-FrL5 + Fr1L6 - RDxL2 + Ma = 0.
RDx = (Fr1L6 +Ma -FrL5)L2 = (5009*0175+5504-606*008)035 = 3939 Н.
-Fr(L5+L2) + RBxL2 – Fr1L6 + Ma = 0.
RBx=(Fr(L5+L2)+Fr1L6-Ma)L2=(606*(008+035)+5009*0175-5504)035=1676 Н
MB = FrL5 = 606*008 = 485 Нм.
MC1 = Fr(L5+L6) - RBx·L6 = 606*(008+0175) – 1676*0175 = -1388 Нм.
MC2 = MC1 - Ma = -1388 – 5504 = -6892 Нм.
Рассмотрим силы в плоскости X0Y.
FtL5 - Ft1L6 + RDyL2 = 0.
RDy = (Ft1L6-FtL5)L2 = (3256*0175-16647*008)035 = 12475 Н.
Ft(L5+L2) - RByL2 + Ft1L6 = 0.
RBy=(Ft(L5+L2)+Ft1L6)L2=(16647*(008+035)+3256*0175)035 = 36732 Н
MB = -FtL5 = -16647*008 = -1332 Нм.
MC = -Ft(L5+L6) + RBy·L6 = -16647*(008+0175) + 36732*0175 = 2183 Нм.
рис.6 – расчетная схема промежуточного вала.
Согласно построенным эпюрам определим эквивалентные моменты для опасного сечения в точке середины посадки зубчатого колеса на вал.
Рассчитываем допускаемый диаметр вала исходя из допускаемого напряжения на кручение для материала ведомого вала [] = 90 МПа (сталь 40Х ГОСТ 1050) по формуле:
Проведем расчет ведомого (тихоходного) вала редуктора.
На вал действуют силы в двух плоскостях от червячного зацепления и момент Ma от осевой силы Fa2.
Определим момент от осевой силы:
MA = Fa2·d22 = 3256 * 042 = 6512 Н·м.
-MA - Fr1·L7 + RDx·L3 = 0.
RDx = (Fr1·L7 + MA)L3
RDx = (5009*008 + 6512) 016 = 65745 Н.
-MA + RBx·L3 + Fr1·L2 = 0.
RBx = -(Fr1·L7 - Ma) L3 = -(5009*008-6512) 016 = 15655 Н.
MC1 = RBxL2 = -15655*008 = -1252 Нм.
MC2 = MC1 + Ma = -1252 + 6512 = 526 Нм.
Так как нагрузка (сила Ft1) равноудалена от опор то:
RDy= RBy= Ft1 2 = 3256 2 = 1628 Н
MC = RBy·L2 = 1628*008 = 1302 Нм.
рис.7 – расчетная схема тихоходного вала.
Рассчитываем допускаемый диаметр вала исходя из допускаемого напряжения на кручение для материала ведомого вала [] = 75 МПа (сталь 40 ГОСТ 1050) по формуле:
Принятые ранее диаметры ведущего вала более допускаемых расчетных диаметров следовательно условие прочности выполняется.9. Расчет подшипников.
Расчеты произведем по источнику [1;стр.99;§1]
Произведем проверку подшипников на долговечность.
Расчет подшипников ведущего вала.
Расчет произведем для опоры “B” (рис.5) как наиболее нагруженной. Учитывая условия работы быстроходного вала редуктора выбираем подшипник шариковый однорядный легкой серии №207 по ГОСТ 8338-75 (d=35мм D=72мм B=17мм C=25500H).
Определим эквивалентную нагрузку:
Kб = 14 - [1;табл.6.3] соответствует спокойному режиму работы;
KT = 1 - [1;табл.6.4] соответствует работе подшипников при t.
V=1 коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца.
Pэ = 8858*1*14*1 = 124012 Н.
Долговечность определим по формуле:
где a23 = 075 – коэффициент учитывающий качество металла колец (для конических шарикоподшипников).
Расчетная долговечность подшипника больше срока службы редуктора Lh следовательно выбранный подшипник удовлетворяет условиям эксплуатации.
Расчет подшипников промежуточного вала.
Расчет произведем для опоры “D” (рис.6). Учитывая условия работы вала выбираем подшипник шариковый однорядный серии №308 по ГОСТ 8338-75 (d=40мм D=90мм B=23мм C=41000H).
Pэ = RDVKKT = 41318*1*14*1 = 57845 Н.
Расчетная долговечность подшипника больше срока службы редуктора Lh следовательно выбранный подшипник удовлетворяет условиям эксплуатации.
Произведем расчет для опоры в точке “B” (рис.6). Учитывая наличие осевой силы выбираем подшипник роликовый конический однорядный №7309А по ГОСТ7260-81 (d=45мм; D=100мм; T=2725мм; C=101кH; e=029; Y=209).
Определим осевую составляющую радиальной реакции радиально-упорного подшипника по формуле:
где e = 029 - коэффициент осевого нагружения для данного подшипника (поГОСТ 333-81).
S = 029*41318 = 119822 Н
Определим осевые нагрузки подшипников (используем табл. 9.21 (1)).
Pa = S + Fa1 = 119822 + 1376 = 25742 Н.
Так как отношение = 25742 41318 = 0623 > e то осевую нагрузку учитываем.
Pэ = (RBVX + YPa)KKT
K = 14 - [1;табл.6.3] соответствует спокойному режиму работы;
KT = 1 - [1;табл.6.4] соответствует работе подшипников при t .
Pэ = (41318*1*04+209*25742)*14*1 = 127998 Н.
где a23 = 07 – коэффициент учитывающий качество металла колец (для конических роликоподшипников).
Расчет подшипников ведомого вала.
Расчет произведем для опоры “D” (рис.7) как наиболее нагруженной.
Учитывая наличие осевой силы выбираем подшипник роликовый конический однорядный №7216 по ГОСТ333-79 (d=80мм; D=140мм; T=2825мм; C=112кH; e=042; Y=143).
где e = 042 - коэффициент осевого нагружения для данного подшипника (поГОСТ 333-81).
S = 042*67731 = 28447 Н
Pa = S + Fa2 = 28447 + 3256 = 61007 Н.
Так как отношение = 61007 67731 = 09 > e то осевую нагрузку учитываем.
Pэ = (RDVX + YPa)KKT
Pэ = (67731*1*04 + 143*61007)*14*1 = 1600654 Н.
Расчет шпоночных соединений
Проверку прочности проведем из условия прочности на смятие:
где[см] – допускаемое напряжение смятия
[см] = 210 МПа для материала шпонок – стали 40.
T – крутящий момент на рассматриваемом валу Н·мм.
Расчет шпонки быстроходного вала:
Размеры шпоночного соединения согласно ГОСТ23360-78:
- диаметр вала в месте установки шпонки (концевой участок) d = 25 мм;
- размеры шпонки: длина ширина b = 8 мм; высота h = 7 мм;
глубина паза вала t1 = 4 мм
Расчетное напряжение меньше допускаемого. Условие прочности выполняется.
Расчет шпонки промежуточного вала (посадка колеса):
- диаметр вала в месте установки шпонки d = 35 мм;
- размеры шпонки: длина ширина b = 10 мм; высота h = 8 мм;
глубина паза вала t1 = 5 мм
Расчет шпонки ведомого вала (посадка колеса):
- диаметр вала в месте установки шпонки d = 85 мм;
- размеры шпонки: длина ширина b = 25 мм; высота h = 14 мм;
глубина паза вала t1 = 9 мм
Расчет шпонки ведомого вала (концевой участок):
- диаметр вала в месте установки шпонки d = 70 мм;
- размеры шпонки: длина ширина b = 20 мм; высота h = 12 мм;
глубина паза вала t1 = 75 мм
Для соединения двигателя с быстроходным валом редуктора выбираем муфту упругую 125-120-1.1 по ГОСТ 21424-75
([T]=125Нм d=25мм D=120мм L=125мм)
рис.8 – муфта упругая
Посадка деталей редуктора
Посадки выбираем из рекомендаций табл. 10.13 (1):
- посадка зубчатого и червячного колеса на вал – ;
- посадки подшипников на шейки валов – ;
- посадки подшипников в отверстия корпуса – ;
- посадки крышек подшипников в отверстия корпуса – ;
- посадки штифтов в отверстия корпуса – ;
- посадки шпонок в паз вала (по ширине) – ;
- посадка шпонки в паз колеса (по ширине) – ;
- посадка стакана в корпус – .
Смазывание зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла. По табл. 8.2 (1) выбираем вязкость масла. Так как величина контактных напряжений не более 600МПа и скорость скольжения менее 5мс то рекомендуемым является масло индустриальное И-Т-Д-100.
В объеме курсового проекта проведен расчет привода состоящего из двухступенчатого редуктора. На основании расчетов выбран необходимый по мощности электродвигатель серии 4А 132M6ТУ16-525564-84 (75 кВт; 960 обмин) и выполнен сборочный чертеж редуктора. Передаточное отношение редуктора 50. Крутящий момент на выходном валу 27522Нм частота вращения выходного вала 191обмин.
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроит. спец. вузов. Чернавский С.А. Ицкович Г.М и др. - 3-е изд. перераб. и доп. - М.: Машиностроение 1989. 416 с.: ил.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя в 3-х т т.2: изд. 8-е перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение 2001. – 912с.: ил.