Двухсупенчатый червячно-цилиндрический редуктор

спецификация ВО.spw

Пояснительная записка
Редуктор червячно-цилиндрический
Двигатель 4А112М4У3

Общий вид.cdw

Техническая характеристика.
Двигатель 4А100S4У3 ГОСТ 19523-81
Общеепередаточное число привода 40
Технические требования.
Смещения валов двигателя и редуктора
Радиальная консольная нагрузка.
на выходном валу редуктора
План размещения фундаментных болтов (1:4)
Ось вала электродвигателя
Ось тихоходного вала редуктора

ВАЛ.cdw

КОЛЕСО.cdw

2 вид.cdw

Спецификация.spw

Кольцо мазеудерживающее
Прокладка регулировочная
Манжета ГОСТ 8752-79
Шпонка ГОСТ 23360-78
Винт М6 ГОСТ 11644-75
Гайка М26 ГОСТ11871-88

Содержание.doc

«Детали машин» являются первым из расчетно-конструкторских курсов в котором изучают основы проектирования машин и механизмов.
Любая машина (механизм) состоит из деталей.
Деталь – такая часть машины которую изготовляют без сборочных операций. Детали могут быть простыми (гайка шпонка и т.п.) или сложными (коленчатый вал корпус редуктора и др.). Детали частично или полностью объединяют в узлы.Узел представляет собой законченную сборочную единицу состоящую из ряда деталей имеющих общее функциональное назначение (подшипник качения муфта редуктор и т.п.). Сложные узлы могут включать несколько простых узлов например редуктор включает подшипники валы с насажденными на них зубчатыми колесами и т.п.
Среди большого разнообразия деталей и узлов машин выделяют такие которые применяют почти во всех машинах (болты валы муфты механические передачи и т.п.). Эти узлы называют деталями общего назначения. Все другие детали (поршни лопатки турбин) относят к деталям специального назначения.
Детали общего назначения применяют в машиностроении в очень больших количествах. Поэтому любое усовершенствование методов расчета и конструкции этих деталей позволяющее уменьшить затраты материала понизить стоимость производства повысить долговечность приносит большой экономический эффект. Основные требования к конструкции деталей машин: совершенство конструкции детали оценивают по ее надежности и экономичности. Под надежностью понимают свойство изделия сохранять во времени свою работоспособность. Экономичность определяют стоимостью материала затратами на производство и эксплуатацию.
Основные критерии работоспособности и расчета деталей машин – прочность жесткость износостойкость коррозионная стойкость теплостойкость виброустойчивость. Значение того или иного критерия для данной детали зависит от ее функционального назначения и условий работы. Например для крепежных винтов главным критерием является прочность а для ходовых винтов – износостойкость. При конструировании деталей их работоспособность обеспечивают в основном выбором соответствующего материала рациональной конструктивной формой и расчетом размеров по главным критериям. Прочность является главным критерием работоспособности большинства деталей.
Жесткость характеризуется изменением размеров и формы детали под нагрузкой. Расчет на жесткость предусматривает ограничение упругих перемещений детали в пределах допустимых для конкретных условий работы.
Изнашивание – процесс постепенного изменения размеров деталей в результате трения. При этом увеличиваются зазоры в подшипниках в направляющих в зубчатых зацеплениях в цилиндрах поршневых машин и т.п. Установлено что при современном уровне техники 85 90% машин выходят из строя в результате изнашивания и только 10 15% по другим причинам.
Особенности расчета деталей машин. Для того чтобы составить математическое описание объекта расчета и по возможности просто решить задачу в инженерных расчетах реальные конструкции заменяют идеализированными моделями или расчетными схемами. Например при расчетах на прочность по существу несплошной и неоднородный материал деталей рассматривают как сплошной и однородный идеализируют опоры и форму деталей. При этом расчет становится приближенным. В приближенных расчетах большое значение имеют правильный выбор расчетной модели умение оценить главные и отбросить второстепенные факторы. Отметим однако что неточности расчетов на прочность компенсируют в основном за счет запасов прочности. При этом выбор коэффициентов запасов прочности становится весьма ответственным этапом расчета. Заниженное значение запаса прочности приводит к разрешению детали а завышенное – к неоправданному увеличению массы изделия и перерасходу материала.
В инженерной практике встречаются два вида расчета: проектный и проверочный. Проектный расчет – предварительный упрощенный расчет выполняемый в процессе разработки конструкции детали (машины) в целях определения ее размеров и материала. Проверочный расчет – уточненный расчет известной конструкции выполняемый в целях проверки ее прочности или определения норм нагрузки. Выбор материалов для деталей машин является ответственным этапом проектирования. Правильно выбранный материал в значительной мере определяет качество детали и машины в целом. Выбирая материал учитывают в основном следующие факторы: соответствие свойств материала главному критерию работоспособности (прочность износостойкость и др.); требования к массе и габаритам детали и машины в целом; другие требования связанные с назначением детали и условиям ее эксплуатации и другие факторы. Проектирование машин и их деталей является особым видом инженерного творчества. Для принятия удачных технических решений недостаточно знаний одной лишь теории. Необходимо так же знакомство с существующими конструкциями и умение в них критически разобраться; знания технологических основ изготовления деталей; знание условий работы проектируемой машины; умение конкретно воплощать свои идеи в конструкторскую документацию. Рационально спроектированная машина должна быть прочной долговечной экономичной при изготовлении и эксплуатации безопасной для обслуживающего персонала удобной в работе. Получение необходимых практических навыков проектирования механизмов и деталей общетехнического назначения является главной целью курсового проектирования деталей машин.
Выполнением курсового проекта по «Деталям машин» завершается общетехнический цикл подготовки студентов. При выполнении данной работы активно используется знания из ряда пройденных предметов: механики сопротивления материалов технологии металлов и др.Целью данного курсового проекта является разработка механического привода включающего: электродвигатель; муфту соединительную упругую; двухступенчатый цилиндрическо-червячный горизонтальный редуктор; муфту соединительную компенсирующую.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода.
1Определение требуемой мощности электродвигателя
По [6]табл.1П.1. принимаем КПД элементов привода:
КПД закрытой цилиндрической передачи: з.ц.=097
КПД червячной передачи: ч =08
Тогда общий КПД привода:
общ.=097×098 × 08=076
Требуемая мощность электродвигателя:
где Р - мощность на приводном валу; P=18 кВт.
2Предварительное определение общего передаточного числа привода
По [1]табл.П.3. выбираем предварительно передаточные числа ступеней привода :
=uч ×uз.п. =(3 5)·(10 50) =30 250
3 Выбор электродвигателя
Ориентируемся на выбор асинхронного трехфазного двигателя с короткозамкнутым ротором серии 4А с синхронной частотой вращения:
Принимаем nсинхр =1500 .
По [1] табл. П.2 с.45 исходя из Ртреб=236 кВт и nсинхр=1500 выбираем электродвигатель 4А100S4У3 мощностью Рэ=3 кВт и частотой вращения вала электродвигателя nэ =1435.
4. Определение передаточного числа редуктора и разбивка его на ступени
Передаточное число редуктора:
Фактическая величина общего передаточного числа привода.
Разбивка uр по ступеням.
5 Силовые кинематические параметры привода
Мощность Рi частота вращения ni и вращающий момент Тi на валах привода:
Р1=Ртреб×=2368×098=232 кВт
Частота вращения на валу 1:
Вращающий момент на валу 1:
Т1=9550×=9550×154 Н×м
Р2=Р1×hч.ц. =232×08=1856 кВт
Т2=9550×=9550×=247 Н×м
Р3=Р2×hз.ц.=1856×097=18 кВт
Т3=9550×=9550×=4775 Н×м.
Расчёт передач редуктора
1 Расчет закрытой червячной передачи. (Тихоходной ступени).
Частота вращения вала червяка обмин
Частота вращения выходного вала редуктора обмин
Передаточное число червячной передачи
Продолжительность работы передачи час
Крутящий момент на валу червяка
Крутящий момент на выходном валу редуктора
1.1 Выбор материала червяка м венца червячного колеса.
Наибольшей нагрузочной способностью обладают червячные передачи у которых червяки выполнены из легированной стали и витки подвергнуты термообработке до твёрдости (закалка ТВЧ цементация.) с последующим их шлифованием и полированием.
Принимаем материал червяка – сталь 40Х закалка ТВЧ до твёрдости с последующим шлифованием и полированием витков. Тип червяка – эвольвентный.
Предварительно оценим скорость скольжения: (мс) (12).
Выбираем материал для изготовления элементов червячной передачи и назначаем их термообработку
По табл. 1П.32 [1] выбираем материал венца червячного колеса: безоловянная бронза БрА9ЖЗЛ. Способ отливки П- В песок;
1.2 Определение допускаемых контактных напряжений при расчете передачи на сопротивление усталости активных поверхностей зубьев червячного колеса
По табл. 1П.36 приложения 1П [1] для материала венца колеса – безоловянная бронза:
2.3 Определение основных параметров червячной передачи
Число витков (заходов) червяка при uЧ=20 принимаем z1= 2.
Число зубьев червячного колеса:
Условие подрезания выполняется: z2>26.
Коэффициент диаметра червяка q рекомендуется принимать в диапазоне:
q=(022 04) × z2=(022 04) ×40=88 16
По табл. 1П.37 приложения 1П [1] принимаем стандартное значение q=10. Тогда qz2=1040= 04.
Модуль упругости материалов червяка и колеса: Е1=21×105 МПа – сталь; Е1=09×105 МПа – бронза. Тогда приведенный модуль упругости Епр:
При вращающем моменте на валу червячного колеса Т2=4775 Н×м=4775×103 Н×мм =237 МПа и qz2=04 предварительная величина межосевого расстояния:
Принимаем стандартное значение аw=125 мм.
Предварительная величина модуля зацепления:
По табл. 1П.33 приложения 1П [1] принимаем стандартное значение m=5 мм.
Коэффициент смещения:
x=aWm-05× (q+z2)=1255-05×(10+40) = 0 1
Условие выполняется.
Размеры нарезанной части червяка.
а) делительный диаметр
б) начальный диаметр
dw1= d1+2x·m=50+2 ×0 ×5=50 мм.
в) делительный угол подъема линии витков
г) начальный угол подъема линии витков
д) высота головки витков
ha1= h*a1 × m= 1× 5=5мм
где h*a1=1 – коэффициент высоты головки
е) диаметр вершин витков
ж) высота ножки витков
hf1= h*f1× m=12×5=6 мм
где для эвольвентных червяков коэффициент высоты ножки
h*f1=1+02 ×cos=1+02 × cos2656=118 12
з) диаметр впадин витков
Длину нарезаемой части червяка определяем по уравнениям приведенным в табл. 1П.34 приложения 1П. Согласно примечания 2 к данной таблице при определяем предварительно
В качестве расчетной величины принимаем наибольшее значение Согласно примечания 1 к табл. 1П.38 при для шлифуемого червяка увеличиваем на Тогда Принимаем
Размеры венца червячного колеса.
d2= z2×m=40×5=200 мм;
в) высота головки зубьев
ha2= h*a2 ×m=1×5=5 мм
г) диаметр вершин зубьев колеса в среднем сечении
д) высота ножки зубьев
hf2= h*f2 ×m= 125= 6 мм
h*f2=1+02 ×cos-х=1+02 × cos= 12
е) диаметр впадин зубьев колеса в среднем сечении
ж) наибольший диаметр червячного колеса
Ширина венца b2 червячного колеса при z1=2:
b2075×da1=075× 60=45 мм
Условный угол обхвата червяка венцом колеса:
что находится в рекомендуемых пределах 2=90 120°.
2.4 Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев червячного колеса
Уточним скорость скольжения VS. Для этого определим окружную скорость червяка V1:
Тогда скорость скольжения VS:
что незначительно отличается от предварительно рассчитанной следовательно оставляем без изменения ранее принятый материал червячного колеса - безоловянную бронзу.
Коэффициент динамической нагрузки КV при расчете червячной передачи: КV=1 при VS 3мс.
Коэффициент концентрации нагрузки =11 при 1 типе режима нагружения.
Коэффициент расчетной нагрузки КН при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:
Торцовый коэффициент перекрытия в средней плоскости червячного колеса:
Расчетное контактное напряжение:
Условие сопротивление контактной усталости:
В нашем случае это условие выполняется.
2.5 Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете зубьев колеса на сопротивление усталости при изгибе.
По табл. 1П.36 приложения 1П [1] для реверсивной передачи:
где YN – коэффициент долговечности при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе
Для заданного типового режима нагружения 1 по табл. 1П.36 приложения 1П [1] коэффициент эквивалентности KFE=1
Суммарное число циклов перемены напряжений
N = 60×n2×Lh=6036×11000=2376×106
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы привода:
при этом должно соблюдаться условие
2.6 Проверочный расчет зубьев червячного колеса на сопротивление усталости при изгибе.
Окружная сила на червячном колесе
Окружная сила на червяке
Осевая сила на червяке
Осевая сила на червячном колесе
Радиальная сила на колесе и червячном колесе
Эквивалентное число зубьев колеса:
Коэффициент формы зуба червячного колеса YF принимают в зависимости от zV. Для zV=56 YF=142.
Коэффициент расчетной нагрузки КF при расчете зубьев колеса на сопротивление усталости при изгибе:
Напряжения изгиба зубьев колеса
2.7 Проверочный расчет передачи на контактную прочность при кратковременной перегрузке.
По табл. 1П.36 приложения 1П [1] предельно допускаемые контактные напряжения для оловянной бронзы:
Максимальные контактные напряжения при кратковременной перегрузке:
Контактная прочность зубьев червячного колеса при кратковременной перегрузке обеспечена так как:
2.8 Проверочный расчет передачи на изгибную прочность при кратковременной перегрузке.
Как и ранее расчет проводим только для зубьев червячного колеса так как витки червяка по форме и материалу значительно прочнее зубьев колеса.
По табл. 1П.36 приложения 1П [1] предельно допускаемые напряжения изгиба:
Максимальные напряжения изгиба при кратковременной перегрузке:
Изгибная прочность зубьев червячного колеса при кратковременной перегрузке обеспечена так как:
2.9 Тепловой расчет червячной передачи.
Данный расчет сводится к определению температуры масла в картере редуктора по формуле:
где Р1 – мощность на валу червяка Вт
КТ – коэффициент теплоотдачи КТ=16 Втм2×С°
А – площадь поверхности охлаждения корпуса за исключением поверхности дна которой корпус прилегает к раме или плите м2
=03 – коэффициент учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в раму или плиту.
Нормальная работа червячной передачи обеспечивается при выполнении условия:
[t]=100 120 – для авиационных смазочных материалов.
Наше условие выполняется так как:
1 Расчет косозубой цилиндрической передачи (тихоходной ступени).
Исходные данные для расчета:
а) передаточное число uб=2;
б) частота вращения шестерни n1=1435 мин-1;
в) частота вращения зубчатого колеса n2=7175 мин-1;
г) вращающий момент на валу шестерни Т1=154 Н×м;
д) вращающий момент на валу зубчатого колеса Т2=247 Н×м;
е) кратковременная перегрузка КП=22;
ж) расчетный срок службы Lh=11×103 ч;
з) номер типового режима нагружения – 1;
и) привод реверсивный;
2.1 Выбор варианта термообработки зубчатых колес
Так как вращающий момент на колесе рассчитываемой пары Т2=247 Н×м то принимаем термообработку зубчатых колес по варианту 1 а именно:
т.о. колеса – улучшение твёрдость поверхности 269 302 НВ;
т.о. шестерни - улучшение и закалка ТВЧ. Твёрдость 48 53 Н
Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х40ХН35ХМ и другие.
Ориентируемся на сталь 40Х.
2.2 Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на контактную выносливость.
Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при проектном расчете зубчатой передачи на контактную выносливость определяется согласно ГОСТ 21354-87 по формуле:
[sн]=09×sнlim× (2.1)
По табл. 1П.9 приложения 1П [1]:
а) для шестерни (т.о. улучшение и закалка ТВЧ)
sнlim1Т=17×HHRC+200=17 × 475+200=1008 МПа
где НHRCэПОВ1=HRCэ – средняя твердость поверхности зубьев шестерни.
б) для колеса (т.о. улучшение)
sнlim2Т=2×Hнв2+70=2·2855+70=641 МПа
где НВ – средняя твердость поверхности зубьев колеса.
ZN – коэффициент долговечности;
Sн – расчетный коэффициент запаса прочности при расчете на контактную выносливость (по табл. 1П.9 приложения 1П [1]): для шестерни – SН1=12 и для колеса – SH2=11.
Коэффициент долговечности ZN определяют в зависимости от соотношения действительного числа циклов напряжений Nк в соответствии с заданным сроком службы передачи Lh и базового числа циклов напряжений Nнlim соответствующего пределу выносливости sнlim .
Базовое число циклов напряжений Nнlim:
Nнlim=30×120×106 (2.2)
Следует отметить что в формулу [2.2] средняя твердость поверхности зубьев подставляется только в единицах HB. Так как для шестерни средняя твердость поверхности зубьев выражена в единицах HRCэ переведем единицы HRCэ в единицы НВ (По табл. 1П.10 приложения 1П [1]): 475 HRCэ=450HB.
Тогда для шестерни: Nнlim1Т=30×=30·45024=6996·106 120×106
Для колеса: Nнlim1Т=30×=30·285524=2347·106 120×106
Действительное число циклов напряжений NНЕ за расчетный срок службы передачи Lh:
где с – число зацеплений зуба рассматриваемого колеса за один его оборот;
n – частота вращения рассматриваемого зубчатого колеса мин-1
Lh – расчетный срок службы передачи в ч;
mн – коэффициент характеризующий интенсивность типовых режимов нагружения передачи при расчете на контактную выносливость (по табл. 1П.8 приложения 1П [1]).
NНЕ1=60×c1×n1×Lh×mн=60 ×1 ×1435 ×11×103 ×1=9471×106
NНЕ2=60×c2×n2×Lh×mн=60 ×1 ×7175×11×103 ×1= 47355×106
Тогда при NHE Nнlim:
ZNmax=18 - при закалке ТВЧ цементации и закалке.
а) для шестерни NHE Nнlim:
В общем виде для зубчатой передачи состоящей из шестерни и колеса предварительные допускаемые контактные напряжения определяются отдельно для шестерни и колеса:
[sН]2Т=09×sнlim2Т×=09×641×=451 МПа.
В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения согласно ГОСТ 21354-87 принимают:
[sН]=045×([sH]1Т+[sH]2Т)=045·(65772+451)=49892 МПа
При этом должно выполняться условие:
[sH]min[sH]125×[sH]min (2.4)
где: [sH]min – минимальное напряжение из [sн]1Т и [sн]2Т.
При этом [sH]min=451 МПа а 125×[sH]min=125×451=56375 МПа то условие выполняется (2.4) таким образом в качестве предварительной расчетной величины допускаемого контактного напряжения для тихоходной ступени принимаем [sн]=49892 МПа.
1.3 Определение межосевого расстояния.
В общем виде для зубчатой передачи состоящей из шестерни и колеса межосевое расстояние при внешнем зацеплении согласно ГОСТ 21354-87 предварительно определяют из условия контактной выносливости по формуле:
где Ka- вспомогательный коэффициент; для косозубой передачи Ka =430;
u - передаточное число рассматриваемой передачи; u=2;
Т2 - вращающий момент на колесе рассматриваемой передачи Т2= 247 Н ×м.
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.
Коэффициент определяется по графику =f() (по табл. 1П.11 приложения 1П [1]) в зависимости от твердости НВ1 и НВ2 и ступени редуктора. Коэффициент обычно выражают через вспомогательный коэффициент :
здесь - коэффициент ширины венца колеса относительно межосевого расстояния (по табл. 1П.11 приложения 1П [1]). Принимаем =025.
Тогда =05×025×(2+1)=0375
Далее по табл. 1П.12 приложения 1П [1] для =0375 и кривой 5 при НВ1>350 и НВ2350 =103.
Окончательно для рассчитываемой тихоходной ступени:
аw=Кa×(u+1)× =430×(2+1)× =603 мм
Полученное значение межосевого расстояния аw для нестандартных редукторов округляем по ряду Ra40 (см. [1] табл. П13) ближайшее стандартное значение аw=60 мм
1.4Определение модуля передачи.
Для силовых косозубых передач нормальный модуль
При этом ориентировочно величина модуля mn может быть принята при твердости шестерни Н1=475 HRС и твердости колеса Н2=2855НВ
mn=(00125 0025)×awT=(00125 0025)×60=075 15 мм.
По табл. 1П.14 приложения 1П [1]принимаем стандартное значение mn =15 мм.
При этом выполняется условие: mn=15 мм>= mn.min=15 мм
1.5 Определение угла наклона зубьев а также чисел зубьев шестерни и колеса.
Ширина венца зубчатого колеса b2:
Для косозубой нераздвоенной ступени принимаем коэффициент
Число зубьев шестерни тихоходной цилиндрической ступени:
При этом с целью исключения подрезания зубьев шестерни должно выполняться условие
Для косозубых передач
Условие выполняется так как: z1=25> z1min=2383.
Число зубьев колеса z2= z1 ×uТ=25 ×2=50.
Уточняем окончательно значение угла b:
Коэффициент осевого перекрытия равен:
1.6 Определение фактического передаточного числа тихоходной ступени
1.7Определение основных размеров шестерни и колеса
Диаметры делительные:
Диаметры вершин зубьев:
da2=d2+2(h*a +xn2) × mn=80+2× (1+0)×15=83 мм.
Диаметры впадин зубьев:
df2=d2-2(h*a +c*-xn2)×mn=80 – 2× (1+025-0)×15=7625 мм.
Ширина венца колеса b2=15 мм.
Тогда ширина венца шестерни b1= b2 +(5 10)=20 25=20 мм.
Рабочая ширина венца зубчатой передачи bw=b2=15 мм.
Тогда коэффициент: ===0375.
Проверим условие bdbdmax (2.6)
По табл. 1П.11 приложения 1П [1] для симметрично расположенной относительно опор ступени при НВ1>350 и НВ2350 bdmax=07.
Условие [2.6] выполняется так как bd=0375bdmax =07.
1.8 Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала для их изготовления.
Диаметр заготовки шестерни:
где Dзаг - диаметр заготовки шестерни:
Dзаг= da1+6 мм=43+6=49 мм Dпред=125 мм;
Dпред - предельное значение диаметра заготовки шестерни для принятого вида термообработки (по табл. 1П.7 приложения 1П [1]);
Толщина заготовки диска колеса:
где Сзаг - толщина заготовки диска колеса;
Sзаг - толщина заготовки обода колеса
Сзаг=05×b2=05×15=75 мм
Sзаг=8×mn=8×15=12 мм Sпред=80 мм.
Таким образом в качестве материала для изготовления шестерни и колеса тихоходной ступени окончательно принимаем сталь 40Х.
1.9 Определение степени точности передачи.
Окружная скорость шестерни и колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена по формуле:
По табл. 1П.15 приложения 1П [1] исходя из V=0422 мс выбираем 9-ую степень точности которая допускает окружную скорость до 4 мс.
1.10 Определение сил действующих в косозубом зацеплении тихоходной ступени.
Окружная сила на делительном цилиндре в торцовом сечении:
При этом для шестерни и колеса: Ft1= Ft2=6175 Н.
Радиальная сила для шестерни и колеса:
Осевая сила шестерни и колеса:
1.11 Окончательное определение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на контактную выносливость.
Окончательная величина допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете зубчатой передачи на контактную выносливость определяется согласно ГОСТ 21354-87 по формуле:
где ZR – коэффициент учитывающий влияние исходной поверхности сопряженных поверхностей зубьев
Zv – коэффициент учитывающий влияние окружной скорости.
ZR1=09 при Ra=32 мкм для 9-ой степени точности;
Zv1=1т.к. V=3 мс 5 мс;
Таким образом окончательные величины допускаемых напряжений для шестерни и колеса остались такими же как и при проектном расчете. Соответственно прежней останется и окончательная величина расчетного допускаемого контактного напряжения
1.12 Определение коэффициента нагрузки КН.
Коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость:
Kн=Kнa×Kнb×Kнv (2.9)
где Kнa - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями (по табл. 1П.16 приложения 1П [1]);
Kнb - окончательно принимается по графику Kнb=f() (по табл. 1П.12 приложения 1П [1]) при уточненном ;
Kнv - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникшую в зацеплении:
Н - динамическая добавка; в общем виде для передачи состоящей из шестерни и колеса динамическая добавка может быть определена по формуле:
где dН - коэффициент учитывающий влияние вида зубчато передачи и модификации профиля головок зубьев при расчете на контактную выносливость (По табл. 1П.17 приложения 1П [1]);
g0 - коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (По табл. 1П.12 приложения 1П [1]);
Kнa=113 при V 5 мс и 9-ой степени точности;
Kнb =103 для окончательно полученного значения Ybd =0375 (по табл. 1П.12 приложения 1П [1]). Приняв dН=002 (по табл. 1П.17 приложения 1П [1] для косых зубьев при НВ1>350 и НВ2350) g0=73 (по табл. 1П.18 приложения 1П [1] для mn=15мм и 9-ой степени точности) V=3 мс aw=60 мм bw=15 мм и Ft=76175 H по формуле (2.11):
По формуле: Kнv = 1+uн=1+0006=1006
Тогда коэффициент нагрузки по формуле:
KН=Kнa×Kнb×Kнv=103×113×1006=117
1.13 Проверочный расчет передачи на контактную выносливость.
Условие контактной выносливости согласно ГОСТ 21354-87:
где ZE - коэффициент учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес; для сталей при Е=21× МПа ZE=190;
ZH - коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления:
где at - делительный угол профиля в торцевом сечении:
bb – основной угол наклона зубьев
bb=arcsin(sinb·cos20°)= arcsin(sin2036°·cos20°)=19°
Ze -коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий:
где ea - коэффициент торцевого перекрытия.
Тогда окончательно по условию
Условие контактной усталости передачи выполняется.
1.14 Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на выносливость при изгибе.
Допускаемое напряжение изгиба на переходной поверхности зуба не вызывающее усталостного разрушения материала определяют согласно ГОСТ 21354-87 по формуле:
YN – коэффициент долговечности при расчете на изгиб;
SF – коэффициент запаса прочности принимаемый по той же таблице что и sFl
YA – коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (для реверсивных передач YA=0.7);
Коэффициент долговечности YN определяют по формуле:
YN=³1 но YNmax (2.24)
где NFl для всех видов сталей: NFl
NFE -число циклов напряжений; NFE=60×c×n×Lh×mF.
NFE1=60×1×1435×11×103×05=47355×106;
NFE1=60×1×7175×11×103×05=236775×106.
qF =9; YNmax =25 - при H>350 HB и не шлифованной поверхностью.
Так как NFE1 > NFlim1 и NFE2 > NFlim2 то принимаем YN1 = YN2=1
Определим в нашем примере допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса.
Тогда допускаемое напряжения изгиба:
[ sF1]= ×YN1× YA=×07×1 =268 МПа
[ sF2]= ×YN2×YA=×07×1=206 Мпа
1.15 Определение коэффициента нагрузки.
Коэффициент нагрузки при расчете зубьев на выносливость при изгибе.
KF=KFa×KFb×KFV (2.25)
Динамический смысл коэффициентов KFa KFb и KFV тот же что и коэффициентов Kнa Kнb и Kнv (здесь индекс "F" обозначает что эти коэффициенты используются при расчете зубьев на изгиб ).
KFa - по табл. П16 приложения 1П [1];
KFb - по табл. П12 приложения 1П [1];
KFV = 1+nF где nF - динамическая добавка;
здесь dF =006 – для косозубых передач.
Остальные величины в формуле (2.31) те же что и при определении nН (см. п. 2.2.12). Тогда в нашем примере:
KFa=135 (по табл. 1П16 приложения 1П [1])
KFb=103 для окончательно полученного значения =0375 (по табл. П12 приложения 1П [1])
KFV = 1+nF =1+0175=1175
Тогда коэффициент нагрузки :
KF=KFa×KFb×KFV=135×103×1175=163
1.16 Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе.
Условие выносливости зубьев при изгибе для косозубой передачи согласно ГОСТ 21354-87:
где YFS - коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;
при коэффициенте смещения х=0:
Zv - эквивалентное число зубьев;
Yb - коэффициент учитывающий наклон зубьев для косозубых передач:
Ye - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев для косозубых передач:
В нашем случае для шестерни и колеса:
по формуле (2.28) при хn1=0 и хn1=0:
YFS1 =347+ =347+=39;
YFS2 =347+=347+=368;
По формуле (2.30) при eb=119:
sF1==×163×39×08×056 =5862 МПа [sF1]=268 МПа;
sF2==×163×368×08×056=7375 МПа [sF2]=206 МПа
Условия выносливости зубьев шестерни и колеса при изгибе выполняются.
1.17 Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки.
Проверочный расчет передачи на контактную прочность при перегрузке выполняется по условию:
sН max=sН×[sН max] (2.31)
sН - фактическое контактное напряжение полученное при расчете передачи на контактную выносливость (см.п.2.1.13) МПа;
ТmaxТном - кратковременная перегрузка привода.
[sНmax] - предельно допускаемое контактное напряжение не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя МПа.
Величина [sН max] определяется по табл. П9 приложения 1П [1] соответствующего вида термообработки для шестерни и колеса:
а) для шестерни (т.о. улучшение и закалка ТВЧ) при mn3 мм:
[sН max]1=40·HRC =40×485=1940 МПа.
б) для колеса (т.о. улучшение):
[sН max]2=28×Т=28×750=2100 МПа
sН max=499×=740 МПа [sН max]=1940 МПа.
Условие выполняется.
1.18 Проверочный расчет передачи при изгибе максимальной нагрузкой.
Проверочный расчет передачи при изгибе максимальной нагрузкой выполняется по условию:
sF max=sF×[sF max] (2.32)
sF - фактическое напряжение изгиба на переходной поверхности зуба не вызывающее усталостного разрушения материала МПа;
ТпускТ - кратковременная перегрузка привода.
[sF max] - предельно допускаемое напряжение изгиба не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба МПа.
Величина [sF max] определяется по табл. П9 приложения 1П [1] для соответствующего вида термообработки.
Проверочный расчет по условию проводим отдельно для шестерни и колеса.
sF max1=sF1×=5862×22=129 МПа
sF max2=sF2×=7376×22=1622 МПа
[sF max]2=274×ННВ2=274×2855=782 МПа > sF max2=1622 МПа
Условие выполняется как для шестерни так и для колеса.
Выбор типов подшипников качения и схем их установки
Подшипники промежуточного вала устанавливаем по схеме 3 (одна опора фиксирующая сдвоенная вторая – плавающая).
Для входного вала принимаем шариковые подшипники легкой серии. Схема установки “враспор”.
Для тихоходного вала устанавливаем конические роликовые подшипники среднеё серии. Схема установки “враспор”.
Крышка входного вала привертная. Крышки промежуточного и выходного валов привертные.
Разработка конструкции валов.
1 Разработка конструкции быстроходного (входного) вала
Размеры вала электродвигателя 4А100S4У3 dэ = d1 = 28 мм lэ = l1 = 60 мм ([1] табл.1П.2 приложения 1П).
В схеме редуктора вал червяка является быстроходным (входным) валом. Конструирование вала начинаем с определения диаметра его концевого участка:
Так как входной конец данного вала соединяется с валом электродвигателя посредством муфты то необходимо выдерживать соотношение
Принимаем d1 = 25 мм l1 = 42 мм ([1] табл. 2П2 приложения 2П).
Диаметр второй ступени принимаем d2 = 30 мм что соответствует размерам стандартной манжеты ([1] табл. 2П10 приложения 2П) устанавливаемой в подшипниковой крышке на второй ступени. На этой ступени установлен шариковый радиальный подшипник средней серии 306 ГОСТ 8338-75.
Диаметр d3 третьей ступени является буртиком шарикого радиального подшипника 306 ГОСТ 8338-75:
Диаметр четвертой ступени d4 =40 мм
Пятая ступень служит в качестве буртика для подшипника 306 ГОСТ 8338-75.
На шестой ступени установлен подшипник 306 ГОСТ 8338-75
Муфта МУВП соединяет вал электродвигателя 4А100S4У3 цилиндрической формы диаметром dэ = 28 мм и длиной lэ =60 мм с концом вала конической формы диаметром d1 = 25 мм и длиной l1 = 42 мм. Расчетный вращающий момент при выборе муфты при коэффициенте режима нагрузки Кр = 15 20 (привод цепного конвейера) и вращающем моменте на валу муфты Тм = ТI = 154 Нм:
Принимаем муфту МУВП 63 – 28 – 2 – 25 – 4 УЗ ГОСТ 21424 - 93
Длины ступеней будут определены при разработке компоновочного чертежа редуктора.
2 Разработка конструкции промежуточного вала.
На промежуточном валу расположены червяк и насадное зубчатое колесо
Диаметр первой ступени :
Принимаем d1 = 22 мм ([1] табл. 1П13 приложения 1П).
На второй ступени установлен подшипник: 305 ГОСТ 8338 – 75
Третья ступень вала диаметром d3 служит в качестве буртика для упора подшипника:
Четвертой ступенью вала является червяк:
Пятая ступень является буртиком правых роликовых конических подшипников:
На шестой ступени расположены шариковые радиально-упорные подшипники: 46206 ГОСТ 831-75
Диаметр шестой ступени вала d6 = d2 = 30 мм.
На седьмой ступени имеется резьба с канавкой под язычок стопорной шайбы: М265х15
3 Разработка конструкции тихоходного (выходного) вала
На тихоходном валу установлено насадное червячное колесо тихоходной ступени редуктора и на конце вала установлена зубчатая муфта. Определим диаметр выходного конца вала:
Принимаем диаметр конца вала d5 = 50 мм ([1] табл. 2П1 приложения 1П).
Перепад диаметров пятой и четвёртой ступеней принимаем минимальным. Тогда На четвёртой ступени устанавливаем мазеудерживающее кольцо манжетное уплотнение и роликовый конический однорядный подшипник средней серии 7311 ТУ 37.006.162 - 89 ([1] табл.2П.15 приложения 2П) а также распорное кольцо которое служит буртиком для червячного колеса.
На третьей ступени расположено червячное колесо.
Вторая ступень вала служит буртиком для конического однорядного подшипника средней серии 7311 ТУ 37.006.162 - 89 .
Тогда диаметр второй ступени:
На первой ступени устанавливаем мазеудерживающее кольцо и роликовый конический однорядный подшипник 7311 ТУ 37.006.162 - 89 ([1] табл.2П.15 приложения 2П)
Диаметр первой ступени
На конце вала установлена зубчатая муфта (тип-1). Конец вала цилиндрической формы диаметром d1 = 50 мм и длиной l1 = 82 мм. Расчетный вращающий момент при выборе муфты при коэффициенте режима нагрузки Кр = 15 20 (привод цепного конвейера) и вращающем моменте на валу муфты Тм = Т3 = 4775 Нм:
Принимаем муфту 1 1000 – 50 – 1 ГОСТ 5006 - 94
Конструирование элементов передач привода
1 Конструирование цилиндрического зубчатого колеса
Колесо выполняется насадными и устанавливается на промежуточном валу редуктора. Диаметр вала под ступицей d = 22 мм. Основные размеры колеса: d 1 = 80 мм dст =34 мм df2 = 7625 мм b2 = 20 мм mn = 15 мм = 2036.
Принимаем для изготовления колеса заготовку полученную точением круглого проката. Размеры конструктивных элементов колеса определяем на основании табл. 6.2 [1].
Угол фасок на торцах αф = 45.
2 Конструирование червячного колеса
Колесо выполняется насадными и устанавливается на тихоходном валу редуктора. Диаметр вала под ступицей dк = 60мм. Основные размеры колеса: dаМ2 = 210 мм b2 = 45 мм mn = 10 мм.
Размеры конструктивных элементов червячного колеса:
толщина венца S = 2m + 05b2 = 2*10+05*45 = 425 мм;
длина ступицы lст = (1 15)d = 80 мм.
Размер фасок в отверстии ступицы ([1] табл.2П.3 приложения 2П) f = 16 мм. Такой же размер фасок принимаем по углам наружной поверхности ступицы и обода колеса. Размер фасок на торцах зубьев fз = 05m = 5 мм.
Конструирование корпуса и компоновка редуктора.
Смазывание и смазочные устройства
1 Толщина стенок корпуса
Толщина стенки нижней части корпуса
где ТТ – вращающий момент на тихоходном валу редуктора.
Толщина стенки крышки корпуса
2 Конструктивное оформление фланцев корпуса
Для соединения крышки с нижней частью корпуса предусматриваем фланцы по всему периметру плоскости разъёма. Фланцы объединяем с приливами (бобышками) для подшипниковых гнёзд.
В конструкции корпуса представленного в табл. 3П.1 приложения 3П на продольных длинных сторонах фланцы нижней части корпуса расположены внутрь от стенки а фланцы крышки - наружу. На коротких поперечных сторонах оба фланца расположены внутрь.
Размеры фланцев (рис. 7.4):
b = 15d = 15 × 7 = 105 мм ;
b1 = 15d1 = 15×6 = 9 мм;
3 Конструирование стакана и крышек подшипников
3.1 Конструирование стакана
Стакан предназначен для установки подшипников промежуточного червячного вала. Так как в качестве опор данного вала используются шариковые радиально-упорные подшипники то по табл. 3П.21 приложения 3П принимаем конструкцию стакана представленную на рис.1.
По табл. 3П.21 приложения 3П: толщина стенки стакана dст = 6 мм для D = 62 мм; толщина фланца dф = 12dст = 12×6 = 72 мм ;
Dа = D + 2dст = 62 + 2×6 = 692 мм; размер винтов dв принимаем М6 число винтов nв = 4; диаметр фланца стакана Dф.ст = Dф = Dа + (4 44) dв = 692+(4 44)*6=96.
При c = dв = 6 мм диаметр окружности расположения винтов Dв = Dа + 2c = 692 + 2×6 = 812 мм ( такой же диаметр Dв принимаем и для крышки).
Диаметр отверстия во фланце для винта М4 по табл. 3П.22
d0 = 7 мм (2-й ряд).
Размер канавки ck принимаем по табл. 2П.4 приложения 2П.
Посадка стакана в корпус – H7Js6.
Стакан выполняем литым из чугуна СЧ15 (ГОСТ 1412-85).
3.2 Конструирование крышек
В качестве варианта конструктивного исполнения для проектируемого редуктора принимаем привертные крышки (табл. 3П.19 приложения 3П). Крепление крышек к корпусу производим винтами с цилиндрической головкой и шестигранным углублением “под ключ” по ГОСТ 11738-84. Материал крышек чугун СЧ15 (ГОСТ 1412-85). Определим основные размеры крышек.
Расчетная толщина крышки dкр = 5 при диаметре D = 62. Размер dкр принимаем конструктивно с учётом ширины манжеты; толщина фланца при креплении крышки винтами с цилиндрической головкой и шестигранным углублением “под ключ” по ГОСТ 11738-84
d1 = H + 08 кр = 6 + 08×5 = 10 мм (здесь H = dв ); крышку крепят к корпусу одними винтами М6 число которых nв при конструировании стакана было принято nв = 4; толщина прокладок между фланцем стакана и корпусом редуктора пр = 15 2 мм принимаем пр = 15 мм ; по табл. 3П.22 приложения 3П глубина завинчивания винта в чугунный корпус L1 » 15d = 15×6 = 9 мм запас глубины сверления L3 при нормальном недорезе am приняв толщину пружинной шайбы S = 2 мм для винта М6 (см. табл. 2П.23 приложения 2П) определим длину по табл. 2П.31 приложения 2П принимаем длину винта обозначение винта М6 с крупным шагом резьбы с полем допуска 6g длиной по табл. 2П.4 приложения 2П размер канавки ck = 5 мм для D = 62 мм; размер центрирующего пояска cn = (10 15)ck = (10 15)×5 = 5 75 мм принимаем cn = 55 мм ;
Толщина центрирующего пояска d2 = (09 10) dкр » 5 мм; размер фаски по табл. 2П.3 приложения 2 для D = 62 мм = 25 мм; диаметр фланца крышки Dф.кр = 106 мм; диаметр окружности расположения винтов был принят ранее при конструировании стакана (Dв =92 мм); диаметр отверстия d0=7 для винта во фланце
Толщина крышки dкр = 5 мм для D = 62 мм; размер винта dв М6 число винтов nв = 4;
диаметр фланца Dф = D + (4 44) dв = 62+ (40 44) ×5 = 82 84 мм принимаем Dф = 82 мм; с = dв = 6 мм; диаметр окружности расположения винтов Dв = D + 2c = 62 + 2×6 = 74 мм ; приняв толщину прокладок между крышкой и корпусом пр = 15 мм толщину фланца стакана а также глубину завинчивания винта в чугунный корпус L1 » 15d = 15×6 = 9 мм размер H = dв толщину пружинной шайбы S = 2 мм определим длину винта принимаем уточнив размер L1 =
обозначение винта : Винт М6-6g*25.66.05 ГОСТ 11738-84 ; ck = 5 мм (табл. 2П.4 приложения 2П); cn = (10 15)ck = (10 15)×5 = 5 75 мм принимаем cn = 6 мм; d2 = (09 10) dкр = (09 10)×6 = 6 мм; ; d0 =7 мм (табл. 3П.22 приложения 3П); посадки обеих крышек в корпус при отсутствии манжет H7d11.
Одна крышка с отверстием для выходного вала; толщина глухой крышки dкр = 7 мм для D = 60 мм; толщину крышки с отверстием принимаем конструктивно с учётом ширины манжеты; размер винта dв М6 число винтов nв = 4; при H = dв толщина фланца d1 = H + 08 dкр = 6 + 08×7 = 11 мм принимаем d1 = 11 мм; диаметр фланца Dф = D + (4 44)dв = 60 + (40 44) ×6 = 84 864 мм принимаем Dф = 84 мм; диаметр окружности расположения винтов Dв = D + 2c = 60 + 2×6 = 72 мм(здесь с = dв = 10 мм); как и для промежуточного вала приняв толщину прокладок между крышкой и корпусом пр = 15 мм L1 =15d = 15×6 = 9 мм H = dв толщину пружинной шайбы S = 15 мм для винта М6 определим длину винта принимаем при прежних размерах пр d1 H и S новое значение L1 = 15 мм при по табл. 3П.22 приложения 3П при нормальном недорезе am окончательно размер L4 = L1 + L3 = 25 + 12 =37 мм ; обозначение винта : Винт М6-6g*20.66.05 ГОСТ 11738-84; ck = 3 мм (табл. 2П.4 приложения 2П); cn = (10 15)ck = (10 15)×3 = 3 45 мм принимаем cn = 5 мм; d2 = (09 10) dкр = (09 10)×7 = 63 7 мм для обеих крышек принимаем d2 = 7 мм; d0 = 7 мм (по табл. 3П.22 приложения 3П для второго ряда); размер фаски по торцам крышки (см. табл. 2П.3 приложения 2П) при D = 60 мм составляет = 15 мм; посадка крышки с отверстием и манжетой - H7h8.
4 Конструктивное оформление приливов для подшипниковых гнезд
Фланцы корпуса редуктора объединены с приливами (бобышками) для подшипниковых гнёзд. Конструктивное исполнение прилива зависит от типа крышки подшипника (привертной или закладной).
Размер прилива Dпр расположенного внутри корпуса (табл. 3П.1 и 3П.2 приложения 3П) определяется для соответствующего подшипникового гнезда в зависимости от диаметра D растачиваемого отверстия под подшипник или стакан
Определим размер Dпр для подшипниковых гнёзд валов редуктора:
а) быстроходного вала
Dпр.Б = D’пр= 125Da + 10 = 125×62 + 10 = 875 мм;
б) промежуточного вала
Dпр.п = 125D + 10 = 125×62+ 10 = 875 мм;
Dпр.п = 125D + 10 = 125×74+ 10 = 1025 мм;
в) тихоходного вала
Dпр.т = 125D + 10 = 125×120 + 10 = 160 мм.
Размер прилива (бобышки) Dб со стороны установки крышки подшипника определяют только в случае применения привертных крышек по формуле
где Dф - диаметр фланца соответствующей крышки.
Размеры бобышек Dб со стороны крышек соответствующего вала
Dб.Б = Dф.кр + (4 5) = 86 + (4 5) = 90 91 мм
принимаем Dб.Б = 90 мм;
Dб.п = Dф + (4 5) = 102 + (4 5) = 106 107 мм
принимаем Dб.п = 106 мм;
Dб.т = Dф + (4 5) = 160 + (4 5) = 164 165 мм
принимаем Dб.т = 165 мм.
Определим длины подшипниковых гнёзд lп .
Определение начинаем с подшипниковых гнёзд промежуточного вала где установлены подшипники наибольшей ширины .
lп.т = 2T + + cn + ck - пр = 46 мм
где Т – ширина подшипника тихоходного вала; - размер фаски по торцам крышки (см. табл. 2П.3 приложения 2П).
Для промежуточного вала принимаем конструктивно.
Для быстроходного вала длина прилива lп.Б принимается конструктивно.
5 Крепление крышки к нижней части корпуса редуктора
Для соединения крышки с нижней частью корпуса редуктора используем винты с цилиндрической головкой и шестигранным углублением “под ключ” класса точности А (ГОСТ 11738-84 см. табл. 2П.33 приложения 2П). Применение данных винтов обеспечивает наименьшую ширину фланца.
Исходя из межосевого расстояния тихоходной ступени редуктора aWT = 125 мм по табл. 3П.8 приложения 3П принимаем диаметр резьбы d стяжного винта М12 а также другие размеры зависящие от данного диаметра : d2 = 20 мм; t1 = 16 мм; d0 = 14мм.
Высоту прилива h’ под стяжной винт вблизи подшипникового гнезда выбираем такой чтобы на плоской опорной поверхности прилива крышки можно было разместить головку винта. При этом вблизи подшипниковых гнёзд высоту h’ для всех стяжных винтов принимаем одинаковой и равной максимальному значению.
6 Фиксирование крышки относительно нижней части корпуса
При сборке редуктора необходимо точно фиксировать положение крышки относительно нижней части корпуса. Такое фиксирование достигается штифтами диаметр dшт которых выбираем по соотношению
где d - диаметр стяжного винта у подшипниковых гнёзд.
Применяют два конических штифта с внутренней резьбой (ГОСТ 9464-79) которые устанавливаем на максимальном расстоянии друг от друга (по срезам углов).
dшт = (07 08)d = (07 08)×12 = 84 96 мм.
По табл. 2П.26 приложения 2П принимаем dшт = 9 мм (в табл. 2П.26 диаметр штифта обозначен d).
Установим длину штифта l. На основании рекомендаций приведенных в табл. 3П.14 приложения 3П необходимая длина штифта
l > 35dшт = 35×9 = 315 мм.
По табл. 2П.26 приложения 2П принимаем l = 35 мм. Обозначение штифта: Штифт 9х35 ГОСТ 9464-79.
7 Конструирование опорной части корпуса
Опорная часть корпуса предназначена для крепления редуктора к раме и выполняется в виде платиков в пределах габарита корпуса по одному из вариантов представленных на рис. 7.5.
Диаметр dф болтов для крепления корпуса редуктора к раме и их число n принимаем по табл. 3П.11 приложения 3П
Вид крепления редуктора к раме снизу (табл. 3П.12 приложения 3П)
В проектируемом редукторе:
dф = 125d = 125×12 = 15 мм.
По табл. 2П.29 приложения 2П принимаем dф М16.
Число фундаментных болтов n = 4 при aWT =125 мм.
Размеры конструктивных элементов указаны на рис. 7.4. Продолжение 1. Форма опорных платиков принята по варианту представленному на рис. 7.5 а.
Проушины предназначены для подъёма крышки корпуса и собранного редуктора. Предусматриваем проушины отлитые заодно с крышкой (табл. 3П.15 приложения 3П рис 2)
Для контроля сборки и наблюдения за зацеплением передач при эксплуатации редуктора в конструкции корпуса предусматриваем люк.
В проектируемом редукторе предусматриваем в крышке корпуса люк прямоугольной формы размерами 70х70 мм который закрывает плоская крышка из листа такой же формы с размерами 90х90 мм.
Крышку крепим винтами dв » d1 = 6 мм. Принимаем винт М6 длиной l = 14 мм(табл. 2П.34 приложения 2П). Обозначение принятого винта класса точности В класса прочности 5.6 с покрытием 05: Винт В.М6-6g х 14.56.05 ГОСТ 1491-80.
Принимаем число винтов nв= 4.
10 Смазывание передач и подшипников качения редуктора.
Выбор сорта масла. Контроль уровня масла.
При проектировании привода смазыванию подлежат передачи (кроме ременной) и подшипники. Цель смазывания – защита от коррозии снижение интенсивности износа трущихся поверхностей отвод тепла и продуктов износа от контактируемых поверхностей а также снижение шума.
Предусматриваем смазывание зацеплений червячной и цилиндрической передач картерным способом. Маслом заполняем кратер до уровня центра нижнего тела качения (ролика подшипника). Так как в этом случае червяк не достает до уровня масла то на валу червяка предусматриваем разбрызгиватели.
При скорости вращения червяка 1435 мин-1 и при скорости тихоходной ступени 3 мс будет обеспечено интенсивное разбрызгивание масла создание масляного тумана и надёжное смазывание подшипников валов и передач.
В качестве наружных уплотнений подшипниковых узлов быстроходного и тихоходного валов с выходными концами используем резиновые армированные манжеты 1-22х40 и 1-55х80 по ГОСТ 8752-79 (см табл. 2П.10 приложения 2П).
Расстояние между дном корпуса и наружной поверхностью наибольшего по размерам колеса (а это колесо тихоходной ступени) принимаем
b0 ≥ 4 = 4×7 = 28 мм
По табл. 7.2 принимаем для смазки зацеплений и подшипников валов масло индустриальное И-Т-Д-220.
Контроль уровня масла производим с помощью маслоуказателя с использованием сливных пробок с цилиндрической резьбой М20х15 с уплотняющей прокладкой (табл. 3П.18 приложения 3П).
Расчет соединений вал – ступица
Шпонка установлена только под полумуфтой на конце входного вала конической формы. Диаметр вала d = d1 = 25 мм длина входного конца вала lк = 42 мм. Для переходной посадки и чугунной полумуфты [см] = 80 МПа.
По табл. 2П.2 приложения 2П для d = 25 мм принимаем: b = 8 мм; h = 7 мм; t1 = 5 мм. Полная длина шпонки
Принимаем стандартное значение l = 36мм.
Расчетная длина шпонки для исполнения 1
Тогда расчетные напряжения смятия при вращающем моменте на валу Т = Т1 =154 Нм
что меньше [см] = 80 МПа.
2. Промежуточный вал
Шпонка установлена под зубчатым колесом длина ступицы lст = 29 мм.. Диаметр вала d= dк = 22 мм. Материал ступицы – сталь 40Х. Принимаем посадку колеса на вал с натягом H7r6. Тогда [см] = 200 МПа.
По табл. 2П.9 приложения 2П для d = 22 мм принимаем: b = 6 мм; h = 6 мм; t1 = 3 мм. Полная длина шпонки
Принимаем стандартное значение l = 24 мм с учетом того что посадочная длина ступени вала будет меньше длины ступицы. Расчетная длина шпонки для исполнения 1
Тогда расчетные напряжения смятия при вращающем моменте на валу Т = Т2= 247 Нм
что меньше [см] = 200 МПа.
Шпонка установлена под червячным колесом(1) и на конце выходного вала под муфтой (2)
) Длина ступицы lст = 80 мм.. Диаметр вала d = 60 мм. Материал ступицы – сталь 40Х. Принимаем посадку колеса на вал с натягом H7r6. Тогда [см] = 200 МПа.
По табл. 2П.9 приложения 2П для d = 60 мм принимаем: b =18 мм; h = 11 мм; t1 = 7 мм.
Принимаем стандартное значение l = 70
Тогда расчетные напряжения смятия при вращающем моменте на валу Т = Т3 = 4775 Нм
) Шпонка установлена под полумуфтой на конце выходного вала цилиндрической формы. Диаметр вала d = d1 = 50 мм длина выходного конца вала l1 = 90 мм. Для нереверсивной передачи установку полумуфты осуществляем по переходной посадке H7k6. Для переходной посадки и чугунной полумуфты [см] = 200 МПа.
По табл. 2П.9 приложения 2П для d = 50 мм принимаем: b = 16 мм; h = 10 мм; t1 = 6 мм. Полная длина шпонки
Принимаем стандартное значение l = 70 мм.
Проверочный расчет валов редуктора
1 Составление силовой схемы нагружения валов привода
Индивидуальный привод состоит из червячно-цилиндрического двухступенчатого редуктора .
Силовая схема нагружения валов
2 Определение радиальных реакций опор валов и построение эпюр моментов
Силы в зацеплении косозубой цилиндрической передачи являющейся быстроходной ступенью редуктора:
Ft1 = Ft2 = 6175 H ; Fr1= Fr2 = 240 Н; Fa1 = Fa2 = 229 Н.
Силы в зацеплении червячной передачи являющейся тихоходной ступенью редуктора:
Ft1 = 8233 Н; Ft2 = 4775 Н; Fr1 = Fr2 = 1738 Н; Fa1 = 4775 Н; Fa2 = 8233Н.
Консольная нагрузка на быстроходный вал редуктора от упругой втулочно-пальцевой муфты МУВП установленной между двигателем и редуктором:
где - окружная сила муфты на диаметре окружности расположения пальцев D0.
Консольная нагрузка на тихоходный вал редуктора от зубчатой муфты установленной на конце выходного вала:
где - окружная сила муфты.
Линейные размеры: l3Б = 215 мм.
Радиальные реакции опор от сил в вертикальной плоскости YOZ:
Радиальные реакции опор от сил в горизонтальной плоскости XOZ:
Суммарные реакции опор от сил в зацеплении:
Реакции от консольной силы создаваемой муфтой находим отдельно для расчетной схемы вала нагруженного только данной силой:
Радиальные реакции опор для расчета подшипников:
Приступаем к построению эпюр изгибающих моментов М’ (в вертикальной плоскости YOZ) и М’’ (в горизонтальной плоскости XOZ) а также эпюры крутящего момента Мк.
Вертикальная плоскость YOZ:
Наблюдается скачёк на величину сосредоточённого момента:
Горизонтальная плоскость XOZ:
Нагружение от муфты:
Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала со стороны входного участка от сечения С до сечения D. При этом Мк = Т1 = 154 Нм.
Линейные размеры: l3П = 1055 мм.
Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала от сечения С до сечения D. При этом Мк = Т2 = 247 Нм.
Величина смещения а точки приложения радиальной реакции от широкого торца наружного кольца конического однорядного роликоподшипника средней серии 7311 выбранного предварительно и имеющего следующие данные: d = 55 мм; D = 120 мм; T = 315 мм; e = 034:
С учетом полученной величины а линейные размеры: l2Т = 7034 мм l3Т = 1366 мм.
Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала от сечения С до сечения D . При этом Мк = Т3 = 4775 Нм.
3 Расчет валов редуктора на сопротивление усталости
и статическую прочность
3.1 Быстроходный вал
Материал вала сталь 40Х термообработка – улучшение и закалка ТВЧ твёрдость поверхности–45 50 HRCэ диаметр Из табл. 9.1: В = 900 МПа Т = 750 МПа -1 = 410 МПа -1 = 240 МПа. Анализ конструкции вала а также эпюр изгибающих и крутящего моментов показывает что предположительно опасным сечением является сечение D.
Расчет сечения на сопротивление усталости.
Концентратор напряжений в сечении D – ступенчатый переход с галтелью
Концентратор напряжений - ступенчатый переход с галтелью r = 12 мм от ступени вала d = 20 мм к цилиндрической шестерне.
Определим отношения: Dd =4020 = 2.; rd = 1220 = 006. По табл. 9.3 при В = 900 МПа коэффициенты К = 196 и К = 1.5. По табл. 9.6 для легированной стали при изгибе и кручении для d = 20 линейным интерполированием коэффициент Kd = 083. Тогда ККd = 196083 = 236 и ККd = 15083 = 18.
Поверхность вала в данном месте обтачивается. Тогда по табл. 9.7 коэффициент КF = 115.
Поверхность вала дополнительно не упрочняется. Тогда по табл. 9.8 коэффициент КV = 1.
Суммарные коэффициенты КD и КD:
Изгибающий момент в рассматриваемом сечении D:
Крутящий момент в данном сечении:
. Для круглого сплошного сечения D диаметром d = 20 мм в соответствии с табл. 9.2:
осевой момент сопротивления сечения:
полярный момент сопротивления сечения:
Амплитуда напряжений цикла:
Среднее напряжение цикла:
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности в сечении D:
Сопротивление усталости вала в сечении С обеспечивается.
Расчет сечения на статическую прочность.
Эквивалентное напряжение:
Предельное допускаемое напряжение:
Статическая прочность вала в сечении D обеспечивается т. к.
3.2 Промежуточный вал
Материал вала – шестерни сталь 40Х термообработка - улучшение твердость поверхности 269 302 HB диаметр заготовки Dзаг 123 мм. Из табл. 9.1: В = 900 МПа Т = 750 МПа -1 = 410 МПа -1 = 240 МПа. Анализ конструкции вала а также эпюр изгибающих и крутящего моментов показывает что предположительно опасными сечениями являются сечения A и D.
Расчет сечения A на сопротивление усталости.
Концентраторы напряжений в сечении A – посадка с натягом ступицы зубчатого колеса на вал а также шпоночный паз посадка внутреннего кольца подшипника
Определим отношения ККd и ККd:
Концентратор напряжений – посадка на вал с натягом ступицы цилиндрического колеса.
По табл. 9.5 при В = 900 МПа для d = 30 мм и посадки I линейным интерполированием ККd = 366 и ККd = 27.
Концентратор напряжений – шпоночный паз.
По табл. 9.4 при В = 900 МПа для валов со шпонками К = 22 и К = 20. По табл. 9.6 для d = 30 мм Кd = 075. Тогда ККd = 366075 = 488 и ККd = 27075 = 36.
Концентратор напряжений – посадка внутреннего кольца подшипника
Определим отношение ККd и ККd: по табл. 9.4 при В = 900. Для d=30мм и посадки 1 линейным интерполированием ККd =434 ККd =310
Таким образом из трех концентраторов напряжений в качестве расчетного принимаем шпоночный паз так как для данного концентратора получено наибольшее отношение ККd.
Поверхность вала в данном месте шлифуется. Тогда по табл. 9.7 коэффициент КF = 1.
Поверхность вала дополнительно упрочняется. Тогда по табл. 9.8 коэффициент КV = 1.5
Результирующий изгибающий момент в рассматриваемом сечении A:
Для круглого сплошного сечения A диаметром d = 30 мм (размеры шпоночного паза приближенно не учитываем) в соответствии с табл. 9.2:
Коэффициент запаса прочности в сечении С:
Статическая прочность вала в сечении A обеспечивается т. к.
Расчет сечения D на сопротивление усталости.
Концентратор напряжений в сечении D – вал - червяк.
Определим отношение ККd и ККd: по табл. 9.4 при В = 900 МПа для витков червяка К = 245 и К = 20; по табл. 9.6 для df1 = 38 мм линейным интерполированием Кd = 073 тогда ККd = 245073 = 335и ККd = 20073 = 146.
Поверхность вала дополнительно упрочняется. Тогда по табл. 9.8 коэффициент КV = 14.
Для вала - червяка диаметром df = 38 мм в соответствии с табл. 9.2:
Сопротивление усталости вала в сечении А обеспечивается.
Материал вала – шестерни сталь 40Х термообработка - улучшение твердость поверхности 269 302 HB Из табл. 9.1: В = 900 МПа Т = 750 МПа -1 = 410 МПа -1 = 240 МПа. Анализ конструкции вала а также эпюр изгибающих и крутящего моментов показывает что предположительно опасными сечениями являются сечения C.
Расчет сечения С на сопротивление усталости.
Концентраторы напряжений в сечении С – посадка с натягом ступицы червячного колеса на вал а также шпоночный паз Определим отношения ККd и ККd:
Концентратор напряжений – посадка на вал с натягом ступицы червячного колеса.
По табл. 9.5 при В = 900 МПа для d = 60 мм и посадки I линейным интерполированием ККd = 43 и ККd = 31.
По табл. 9.4 при В = 900 МПа для валов со шпонками К = 22 и К = 20. По табл. 9.6 для d = 60мм Кd = 0675. Тогда ККd = 220675 = 326 и ККd = 200675 = 296.
Таким образом из трех концентраторов напряжений в качестве расчетного принимаем посадку с натягом ступицы червячного колеса на вал так как для данного концентратора получено наибольшее отношение ККd.
Результирующий изгибающий момент в рассматриваемом сечении С:
Для круглого сплошного сечения С диаметром d = 60 мм в соответствии с табл. 9.2:
Статическая прочность вала в сечении С обеспечивается т. к.
Проверочный расчет предварительно выбранных подшипников качения и выбор посадок
Для быстроходного вала предварительно были выбраны шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии 206 и 700103
для 206: d = 30 мм D = 62 мм; В = 16 мм; Cr = 195 кН; Cor = 10 кН; для 7000103: d = 17 мм D = 25 мм B = 8 мм Cr = 6 кН; Cor = 28 кН.
Схема установки подшипников – «Враспор». По табл. 4.2 для данной схемы установки при d = 25 мм расстояние между подшипниками должно быть не более lmax = 8d = 8*17 = 136 мм. В проектируемом редукторе расстояние между подшипниками что меньше lmax.
На опоры вала действуют силы: радиальные реакции опор RrА = 545 Н и RrВ = 536 Н; внешняя осевая сила Fа1Б = 229 Н. Для определения осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала к виду представленному на рис 2б в табл. 10.4. Получим Rr1 = RrА = 545 Н Rr2 = RrВ = 536 Н Fа = Fа1Б = 229 Н.
Осевая сила нагружающая подшипники:
Опора 1: по табл. 10.3: X = 1Y = 02 при
Опора 2: по табл. 10.3: X = 1 Y = 02 при
Эквивалентные динамические нагрузки по формуле 10.4 при КБ = 14 и КТ = 1:
Проверяем более нагруженный подшипник опоры 1 приняв КНЕ = 05 (табл. 10.1) и а23 = 07 (табл. 10.2):
Предварительно принятый подшипник 206 подходит так как расчетный ресурс подшипника больше требуемого.
Для промежуточного вала предварительно был выбран сдвоенный шариковый радиально-упорный легкой серии 46206 и шариковый радиально-упорный легкой серии 46206: d = 30 мм D = 62 мм; В = 16 мм; Cr = 22 кН; Cor = 12 кН .
Схема установки подшипников – одна опора фиксирующая вторая плавающая (схема 3).
На опоры вала действуют силы: радиальные реакции опор RrА = 5545 Н и RrВ = 1600 Н; осевая сила на червяке червячной передачи Fа1Т = 4775 Н осевая сила на шестерне косозубой цилиндрической передачи Fа2Б = 229 Н. Рассчитаем внешнюю результирующую осевую силу действующую на вал:
Сила Fа направлена в сторону левой опоры А.
Для определения осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала к виду представленному на рис. 1а в табл. 10.4. Получим Rr1 = RrА = 5545 Н Rr2 = RrВ = 1600 Н Fа = 4546 Н.
Определяем осевые составляющие от действия радиальных нагрузок:
Так как ито в соответствии с табл. 10.4 находим осевые силы нагружающие подшипники:
Отношение и для опоры 1 по табл. 10.3 имеем: X = 1 и Y =0
Отношение и для опоры 2 по табл. 10.3 имеем: X = 067 и Y = 141
Проверяем более нагруженный подшипник опоры 2 приняв КНЕ = 05 (табл. 10.1) и а23 = 07 (табл. 10.2):
Предварительно принятый подшипник 46206 подходит так как расчетный ресурс подшипника больше требуемого.
Для тихоходного вала предварительно был выбран конический однорядный роликоподшипник средней серии 7311 для которого:d = 55 мм D = 120 мм; T = 315 мм; Cr = 107 кН; Cor = 815 кН; e = 034; Y = 18.
Схема установки подшипников – враспор (схема 1). По табл. 4.2 для данной схемы установки при d = 55 мм расстояние между подшипниками должно быть не более lmax = 7d = 7*55 = 385 мм. В проектируемом редукторе расстояние между подшипниками что меньше lmax.
На опоры вала действуют силы: радиальные реакции опор RrА = 478173 Н и RrВ = 480874 Н; внешняя осевая сила Fа2Т = 8233 Н. Таким образом на вал действует только одна внешняя сила Fа = Fа2Т = 8233 Н которая в соответствии со схемой нагружения вала направлена в сторону опоры А. Приведем схему нагружения вала к виду представленному на рис 1б в табл. 10.4. Получим Rr1 = RrВ = 478173 Н Rr2 = RrА = 480874 Н Fа = 8233 Н.
Отношение и для опоры 1 по табл. 10.3 имеем: X = 1 и Y = 0.
Отношение и для опоры 2 по табл. 10.3 имеем: X = 1 и Y = 0.
Проверяем более нагруженный подшипник опоры 1 приняв КНЕ = 05 (табл. 10.1) и а23 = 065 (табл. 10.2):
Предварительно принятый подшипник 7311 подходит так как расчетный ресурс подшипника больше требуемого.
Рама служит для установки на ней двигателя и редуктора.
Ширина рамы В = 218 мм длина L = 652 мм.
Конструкция рамы составлена из шести сваренных швеллеров.
Высота базовой конструкции рамы:
Принимаем 65 что соответствует номеру 65 профиля швеллера ГОСТ 8240-89
Для крепления двигателя используем болты М10 редуктора М12.
Для крепления рамы к полу применяем фундаментные болты с коническим концом устанавливаемые в скважине с цементным раствором. В зависимости от длины рамы принимаем болты М16.
Наибольшие размеры будет иметь резьбовое соединение обеспечивающее крепление редуктора к раме. Поэтому с размерами данного соединения согласовываем размеры полки швеллера.
Расстояние Е от оси болта до стенки швеллера должно быть такой величины чтобы выполнялось условие:
Санюкевич Ф.М. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие – 2-е изд.испр. и доп. – Брест БГТУ 2004.–488с.
Скобейда А.Т. и др. Детали машин и основы конструирования: Учеб. – Мн.: Выш.шк.2000.–584с.:ил.
Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Учеб. пособие – Мн.: УП ”Технопринт” 2001.-290с.

1 вид.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число редуктора 40
Вращающий момент на выходном валу
Частота вращения выходного вала
Коэффициент полезного действия
Технические требования
Все параметры и размеры - для справок.
Изготовление и маркировку производить по ТУ 056-258-873
. При сборке редуктора величина суммарного осевого зазора
конических раликоподшипников должна быть отрегулирована в