Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

курсовая поясниловка.doc

Развитие и повышение эффективности машиностроения возможно при существенном росте уровня автоматизации производственного процесса. В последние годы широкое распространение получили работы по созданию новых высокоэффективных автоматизированных механосборочных производств и реконструкции действующих производств на базе использования современного оборудования и средств управления всеми этапами производства. В машиностроении внедряется производственное оборудование оснащённое системами числового программного управления и микропроцессорной техникой на его базе создаются автоматизированные участки и цехи управляемые от ЭВМ.
Проектируемые и реализуемые производственные процессы должны обеспечивать решение следующих задач: выпуск продукции необходимого качества без которого затраченные на неё труд и материальные ресурсы будут израсходованы бесполезно; выпуск требуемого количества изделий в заданный срок при минимальных затратах живого труда и вложенных капитальных затратах.
Основой производственного процесса является подробно разработанная технологическая часть что свидетельствует о приоритетной роли технолога в процессе изготовления изделий машиностроения. Активное участие технолог должен принимать не только в процессе изготовления изделий но и в работе таких вспомогательных систем как системы
инструментообеспечения контроля качества изделий складской охраны труда обслуживающего персонала транспортной технического обслуживания и управления а также подготовки производства.
Очевидно что круг задач эффективной эксплуатации производственных систем весьма широк эти задачи сложны и многообразны особенно если учесть масштабы современного производства и уровень техники и решение их требует от технолога широкого кругозора и глубоких знаний различных дисциплин.
Совершенствование машиностроительного производства происходит в результате обобщения опыта использования новейших средств производства и комплексной автоматизации производственных процессов на базе применения промышленных роботов автоматических транспортных средств контрольно-измерительных машин и т.п. В дальнейшем это позволит создавать интегрированные производства обеспечивающие автоматизацию основных и вспомогательных процессов и при минимальном участии человека в производственном процессе выпускать изделия требуемого качества и в необходимом объёме.
В настоящее время идёт интенсивное расширение номенклатуры производимых изделий и увеличение общего их количества. Наряду с этим возрастают требования к качеству изделий. Это ведёт за собой необходимость повышения точности технологического оборудования его мощности быстродействия степени автоматизации и экологической чистоты всей производственной системы.
Существенным является и то что рост стоимости производственного оборудования опережает повышение уровня его точности и производительности. Естественно что в таких условиях без достаточно высокой надёжности работы всей производственной системы нельзя рассчитывать на эффективное её функционирование. Широкая номенклатура выпускаемых изделий требует высокой гибкости производственной системы т.е. быстрой перенастройки производственного процесса. Из этого следует что принимаемые технико-организационные решения должны приниматься оперативно. В этих условиях неоптимальные решения значительно снижают потенциальную возможность используемой производственной системы. И чем сложнее эта система тем потери будут больше. Решение указанных проблем видится в углублении познаний о закономерностях в производственных процессах и производстве в целом.
Описание устройства привода.
Редуктором называют механизм состоящий из зубчатых колес или червячных передач выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного
стального) в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса валы подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора помещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые двухступенчатые); типу зубчатых колес (цилиндрические конические и т.д.); относительному расположения валов редуктора в пространстве (горизонтальные вертикальные); особенностям кинематической схемы
(развернутая с раздвоенной ступенью и т.д.). Редуктор проектируют либо для привода определенной машины либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Необходимо спроектировать одноступенчатый цилиндрический редуктор с горизонтальным расположением валов. Редуктор общего назначения; валы установлены на подшипниках качения; передача косозубая; редуктор реверсивный.
Крутящий момент на колесе M2 = 150 Нм
Частота вращения колеса n2 = 500 обмин
Срок службы 18 тыс. часов
-двигатель. 2-муфта упругая втулочно-пальцевая. 3-шестерня. 4-вал быстроходный 5-вал тихоходный. 6-колесо зубчатое
Рисунок 1 – Кинематическая схема привода
Выбор электродвигателя кинематический и силовой расчет привода
1.Определение требуемой мощности электродвигателя
N – требуемая мощность электродвигателя Вт
Mр – вращающий момент на ведомом валу Нм
р - угловая скорость ведомого вала радс
– коэффициент полезного действия привода
Определяем общий КПД привода.
- КПД пары цилиндрических зубчатых колес 1=097[1 с5 табл. 1.1];
- КПД открытой цепной передачи 2=093 [1с5 табл.1.1];
пк - КПД учитывающий потери пары подшипников качения пк=099[1с5 табл.1.1];
к – число пар подшипников к=2;
– КПД учитывающий потери в опорах вала приводного барабана 4 = 099
=097· 093 ·0992·099=0875.
Mр = М2 = 150 Нм(исходные данные)
Определим угловую скорость ведомого вала
где nр – частота вращения ведомого вала nр = 500 обмин (исходные данные)
Определяем требуемую мощность электродвигателя.
Выбираем электродвигатель асинхронный серии 4А закрытый обдуваемый c номинальной мощностью N =11 кВт с синхронной частотой вращения n=3000 обмин типоразмер 132M2 [1 с. 326-328].
2.Определяем передаточное число редуктора.
n2 - частота вращения колеса редуктора n2=500 обмин (задание).
что находится в диапазоне рекомендуемых значений для зубчатой передачи с цилиндрическими колесами от 3-6
3.Определяем частоту вращения угловые скорости вращения и вращающие моменты на валах редуктора и электродвигателя.
Вал электродвигателя:
n2=500обмин; (задание)
Полученные данные приводим в таблицу.
Частота ращения обмин
Угловая скорость от ведущего к ведомому валу уменьшается с до За счет этого вращающий момент растет до В этом и есть назначение силовой передачи.
Расчёт зубчатых колес редуктора.
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45 термическая обработка –
улучшение твёрдость НВ 230; для колеса – сталь 45 термическая обработка – улучшение но твердость на 30 единиц ниже - НВ 200. Разница твердости объясняется необходимостью равномерного износа зубьев зубчатых колес. [таблица 2.2. [2 с. 30]
Механические свойства после термообработки
Твердость поверхности после закалки и низкого отпуска HRC
Твердость сердцевины НВ
Временное сопротивление разрыву в МПа
Предел текучести т Мпа
1.Определим допускаемое контактное напряжение
KHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового что имеет место при длительной эксплуатации редуктора KHL=1 [1 с. 28];
[n]н – коэффициент безопасности [n]н =11; [1 с. 29].
Для косозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле
[H]=045·([482 +428]) = 410 Мпа.
Требуемое условие выполнено.
2.Определяем межосевое расстояние.
Межосевое расстояние для косозубой передачи определяется по формуле
KН – коэффициент Кн = KНαKНKН где KНα – коэффициент учитывающий
неравномерность распределения нагрузки между зубьями для косозубой передачи
KНα = 10÷11[1 с. 26] принимаем 11 ; KН – коэффициент учитывающий
неравномерность распределения нагрузки по ширине венца KН принимают по
таблице 3.1. [1 с. 26] 1÷115 принимаем KН = 105; KН динамический
коэффициент определяется в зависимости от окружной скорости колес и
степени точности их изготовления для косозубых колес при до 10 мс назначают
-ю степень точности KН = 10÷105 [1 с. 27] принимаем KН = 10.
u – передаточное число редуктора u =6 для одноступенчатого цилиндрического редуктора[1 с. 10];
М2– вращающий момент на валу колеса М2=150 Н·м (задание);
М1 – вращающий момент на валу шестерни
[H] – допускаемое контактное напряжение [H]=410Mпа ;
ba – коэффициент ширины венца ba=025÷04 для косозубых передач[1 с. 27] принимаем ba=04 .
В первом ряду значений межосевых расстояний по ГОСТ 2185-66 выбираем ближайшее и принимаем α=125 мм.
3.Определяем модуль передачи
Нормальный модуль зацепления принимают по следующей рекомендации:
Принимаем по ГОСТ 9563-60 =16 мм [1 с. 36].
4.Определяем угол наклона зубьев и суммарное число зубьев
Принимаем предварительно угол наклона зубьев =11º и определяем числа зубьев шестерни и колеса
– межосевое расстояние=125 мм ;
– нормальный модуль зацепления =16мм.
Принимаем Z1=22 количество зубьев шестерни
Определяем числа зубьев колеса.
Z2 = Z1*u = 22*6 = 132
Уточненное значение угла наклона зубьев
5.Определяем основные размеры шестерни и колеса.
Делительный диаметр шестерни:
где mn – модуль передачи mn=16 мм;
Z1– число зубьев шестерни Z1=22;
– косинус угла наклона зубьев =09856.
Делительный диаметр колеса:
где Z2– число зубьев колеса Z2= 132 .
Проверяем межосевое расстояние:
Определим диаметры вершин зубьев:
Диаметр вершин зубьев шестерни
da1=357 +2·16=389 мм;
Диаметр вершин зубьев колеса
da2=2143 +2·16=2175 мм.
Ширина колеса b2 = ba* aw = 04*125 = 50 мм (18)
где – коэффициент ширины венца =04;
α– межосевое расстояние а=125 мм.
Ширина шестерни b1 = b2 + 5 = 50+5 = 55 мм (19)
Определим диаметры впадин зубьев:
диаметр впадин зубьев шестерни
df1 =357-25·16=317 мм;
диаметр впадин зубьев колеса
df2=2143-25·16=2103 мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
6.Определяем окружные скорости и значения степени точности изготовления шестерни и колеса.
где – угловая скорость колеса
d2– делительный диаметр колеса 2143 мм .
При такой скорости для косозубых колес принимаем 8-ю степень точности.
7.Определяем коэффициент нагрузки проверяем зубья на контактное напряжение
KH – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца KHB=121 [1 табл. 3.5] при bd=154 твердости ≤ НВ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи
KHα- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями KHα=109 [1 табл. 3.4] при = 56 мс и 8-й степени точности
KH – динамический коэффициент KH=10 [1 табл. 3.6].
8.Проверяем зубья на контактные напряжения:
где a – межосевое расстояние a=125 мм;
M2 – передаваемый момент M2=150 Н·м (задание);
b2 –ширина колеса b2=50 мм;
u – передаточное число редуктора u=6;
0-коэффициент для непрямозубых колес
H==41797Мпа=428 Мпа.
9.Определяем силы действующие в зацеплении.
9.1.Определяем окружную силу:
M1– вращающий момент на валу шестерни M1= 30 H·м;
d1– делительный диаметр шестерни d1=357 мм .
9.2.Определяем радиальную силу:
где - угол зацепления в нормальном сечении = 20°;
- угол наклона зубьев = 9° 42 .
9.3.Определяем осевую силу:
10.Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба
10.1.Здесь коэффициент нагрузки
KF – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев (коэффициент концентрации нагрузки) [1 табл. 3.7] при bd=154 твердости ≤ НВ 350 с и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KF = 142; KF – коэффициент динамичности при степени точности 8 твердости ≤ НВ 350 окружной скорости = 56 мс для косозубых передач KF = 13
YF - коэффициент прочности зуба по местным напряжениям зависящий от эквивалентного числа зубьев Z
10.2.Допускаемое напряжение
F0lim b – значение предела выносливости при отнулевом цикле изгиба [1 табл. 3.9] для стали 45 улучшенной при твердости ≤ НВ 350 F0lim b = 18*НВ
для шестерни F0lim b = 18*230 = 415 Нмм2
для колеса F0lim b = 18*200 = 360 Нмм2
[n]F – коэффициент запаса прочности
[n]F = [n] 'F*[n] ''F = 175*10 = 175
[n] 'F – учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес [1 табл. 3.9] [n] 'F = 175
[n] ''F – учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса [1 с 36] [n] ''F = 10
Допускаемые напряжения:
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса так как найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты Y и KFα
KFα – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями KFα = 075 [1 с 39]
Проверяем прочность зуба колеса по формуле (28)
= 975 Нмм2 ≤ [] = 206 Нмм2
Условие прочности выполнено.
Полученные данные приведем в таблице.
Наименование параметров
Обозначение параметров
Материал вид термической обработки твердость:
сталь 45 У (улучшенный) НВ 200
сталь 45 У (улучшенный) НВ 230
Допускаемое контактное напряжение:
Расчетное допускаемое контактное напряжение:
Межосевое расстояние
Нормальный модуль зацепления
Суммарное число зубьев
Передаточное число редуктора
Диаметр вершин зубьев
Диаметр впадин зубьев
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
Степень точности изготовления
Коэффициент нагрузки
Исходные данные: тип муфты - упругая передаваемый момент Т2=150Нм; режим работы нереверсивная нагрузка с умеренными толчками; поломка муфты приводит к аварии машины без человеческих жертв.
Определяем расчетный момент муфты
где - номинальный момент на муфте; =Т2=150 Нм; К - коэффициент режима работы.
Коэффициент учитывающий режим работы К=К1К2 где К1 =12 - коэффициент безопасности; (поломка муфты вызывает аварию машины); К2 =17 - коэффициент учитывающий характер нагрузки.
Выбор типа компенсирующей муфты
Муфта выбирается по каталогу так чтобы соблюдалось условие .
В нашем случае обосновано применение муфты МЦ–36 МН 2091-61 по ГОСТ 20742-81 имеющей =320 Нм диаметр отверстия под вал 36 мм L = 120 мм наружный диаметр муфты D = 140 мм число зубьев звездочки z =12 шаг цепи p = 254 мм.
Определение силы действующей со стороны муфты на вал
где Ftм - окружная сила на муфте Ftм =2Tdp ; здесь Т- крутящий момент на валу Т= Т2=150 Нм; dp - расчетный диаметр м.
Для цепных муфт диаметр делительной окружности звездочки
Окружная сила на муфте
Следовательно нагрузка от муфты на вал
Проверяем возможность посадки муфты на вал редуктора
Определяем расчетный диаметр вала в месте посадки муфты
С учетом ослабления вала шпоночной канавки имеем
Эта величина приближенно равна посадочному диаметра муфты dм = 36 мм.
Таким образом муфта проходит по посадочному диаметру вала и в дальнейших расчётах диаметр вала под муфту принимаем
Исходные данные: крутящий момент на быстроходном валу Т1=25Нм; крутящий момент на тихоходном валу Т2=150Н; окружная сила;Р=Ft1=Ft2=1680.7N; осевая сила Pa=Fr2=Fr1=287.29H; радиальная сила Pr=Fr1=Fa2=620.66H; ширина колеса b2=50мм; сила на валу от натяжения цепи (передачи) примем условно ; диаметр шестерни d1=35.7мм; диаметр колеса d2=2143 мм
1 Проектный расчёт быстроходного вала цилиндрического редуктора
Расстояния (мм) ведущего вала можно принимать по ориентировочной рекомендации [7 стр. 284] в зависимости от передаваемого момента:
где – длина ступицы колеса:
Lcт1=b2+ (0-10)=50 мм
(b2 – ширина колеса).
– зазор между зубчатыми колесами и внутренними стенками корпуса редуктора:х=8 15мм. В данном случае х=7.5 мм
W1=30мм Т1=25 Нм l1=100 мм f1=60 мм.
Расчетная схема быстроходного вала
Определяем согласно расчетной схеме реакции опор в горизонтальной плоскости из условия равновесия:
Первоначальное направление реакции ХВ выбрано верно.
Определяем реакции опор в вертикальной плоскости из условия равновесия
Радиальная нагрузка на опору А
Радиальная нагрузка на опору В
Определяем изгибающие моменты в характерных сечениях вала:
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:
- для среднего сечения шестерни
- под звездочкой цепной передачи
Изгибающий момент в вертикальной плоскости:
Построение эпюр изгибающих и крутящего момента
Определяем диаметры вала в его характерных сечениях по зависимости
где - эквивалентный момент
где - суммарный изгибающий момент.
где - изгибающие моменты в рассматриваемом сечении в горизонтальной и вертикальной плоскостях
- крутящий момент в рассматриваемом сечении вала
- допускаемое изгибное напряжение ; Принимаем
Определяем расчётный диаметр вала под шестерней.
Полученный диаметр вала округляем до ближайшего большего по ГОСТ 6636-69 из стандартного ряда: Принимаем
Проверяем возможность применения насадной шестерни
следовательно шестерню делаем вал – шестерню.
Определяем расчётный диаметр вала под подшипником А.
Определяем расчётный диаметр вала под подшипником В.
Определим диаметр вала под звездочкой
Имеем Т =25 Нм; Мгор=1915 Нм; Мвер=0;
С учетом ослабления вала шпонкой
Принимаем по ГОСТ 6636-69 .
В целях унификации а также обеспечения технологичности корпуса редуктора применяем одинаковые подшипники с посадочным диаметром вала. Таким образом для данного вала имеем диаметры . Остальные размеры вала назначаются конструктивно после подбора подшипников при эскизной компоновке редуктора.
2 Проектный расчёт тихоходного вала цилиндрического редуктора.
Расстояния f и W можно принимать по ориентировочной рекомендации [7 стр. 284] в зависимости от передаваемого момента:
(b – ширина колеса).
– зазор между зубчатыми колесами и внутренними стенками корпуса редуктора: . В данном случае
Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости:
Опорные реакции в вертикальной плоскости
Радиальная нагрузка на опору С.
Радиальная нагрузка на опору D
в вертикальной плоскости
в горизонтальной плоскости
в вертикальной плоскости
Определяем диаметры в характерных сечениях вала.
Диаметр вала под муфту найден ранее
Определяем диаметр вала под подшипником С
Принимаем что позволит создать буртики для упора муфты .
Определяем расчётный диаметр вала под колесом.
Учитывая ослабление вала шпонкой принимаем диаметр вала под колесом
Полученный диаметр вала округляем до ближайшего большего по ГОСТ 6636-69 из стандартного ряда c таким учетом чтобы диаметр под колесом т.е.
3. Расчет соединений каждого вала редуктора с размещаемыми на нем деталями передач
Расчет шпоночных соединений производят по допускаемым напряжениям смятия .
Т – передаваемый крутящий момент; d - диаметр вала; -напряжение смятия; - расчетная длина шпонки ( - для шпонки со скругленными концами).
3.1. Подбор шпоночных соединений для быстроходного вала
d=25 мм по ГОСТ 23360-78 ; ;
Определим расчетную длину шпонки по формуле:
3.2. Подбор шпоночных соединений для тихоходного вала
d=45 мм по ГОСТ 23360-78 ; ;
Определим расчетную длину шпонки:
Для данного диаметра вала примем длину шпонки так как она min.
d=36 мм по ГОСТ 23360-78 ; ;
4.Расчёт валов на выносливость.
Проверку валов на усталостную прочность (выносливость) ведут по условию
где S – расчетное значение коэффициента запаса выносливости вала в его рассматриваемом предположительно опасном сечении;
[S] - необходимое значение коэффициента запаса выносливости.
Необходимое значение коэффициента запаса выносливости вала [S] принимают равным:
Расчетное значение коэффициента запаса выносливости S при совместном действии кручения и изгиба определяется из зависимости:
где Ss St - коэффициенты запаса выносливости по нормальным и касательным напряжениям.
Коэффициент запаса выносливости S s по нормальным напряжениям s рассчитывают по следующей зависимости:
Коэффициент запаса выносливости S t по касательным напряжениям t вычисляют по формуле
где s -1 t -1 - пределы выносливости при симметричном цикле зависящие от марки материала; sа tа - амплитуды напряжений цикла: ; sm tm – средние напряжения цикла: ; Кs Кt - эффективные коэффициенты концентрации напряжений s и t соответственно [3 с. 171]; s t - масштабные факторы зависящие от размеров диаметра [3 с. 171] s t - коэффициенты учитывающие влияние шероховатости зависят от состояния поверхности [3 с. 171]; s t - коэффициенты учитывающие влияние асимметрии цикла [3 с. 171].
В сечении колеса концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. В сечении возникают изгибающий и крутящий моменты.
Материал-сталь 40Х как наиболее распространенный для изготовления валов .
4.1.Проверка быстроходного вала
Определяем нормальные напряжения под шестерней концентратор напряжений – галтель.
и - амплитуды напряжений цикла
и - средние напряжения цикла.
Эффективные коэффициенты концентрации нормальных Кs и касательных Кt напряжений для сечений с геометрическими источниками концентраций этих напряжений (галтели канавки проточки шпоночные пазы и т.д.) определяют по таблицам ГОСТ 25.504 – 82 в зависимости от вида концентратора его размеров и предела прочности sв материала вала.
Масштабные факторы для вала d=30 мм по [7 стр. 292]: .
Коэффициенты учитывающие влияние постоянной составляющей цикла для легированных сталей: [7 стр. 292].
- коэффициенты учитывающие влияние шероховатости
4.2.Проверка тихоходного вала
Определяем нормальные напряжения под колесом концентратор напряжений – шпоночная канавка.
Эффективные коэффициенты концентрации нормальных Кs и касательных Кt напряжений
Масштабные факторы для вала d=45 мм по [7 стр. 292]: .
В обоих случаях выносливость валов обеспечена.
Выбор и расчет подшипников
1. Выбор подшипников быстроходного вала
Исходные данные: радиальные нагрузки на подшипники:; внешняя осевая нагрузка Fa=28729 H; частота вращения вала n1 = 2500 обмин; диаметр вала под подшипником;расстояние между подшипниками требуемый ресурс подшипников [Lh] = 18000ч.
Назначаем тип подшипников
На подшипники действуют радиальные и осевые усилия поэтому назначаем шарикоподшипники радиально-упорные однорядные по ГОСТ 831-75 как наиболее распространенный тип подшипников для передач с цилиндрическими зубчатыми колесами.
Выбираем схему установки подшипников
В нашем случае при dn=30 мм и l=100 мм принимаем установку подшипников «враспор». В рассматриваемой конструктивной схеме каждая из опор ограничивает осевое перемещение вала только в одном направлении. Для этого торцы внутренних колец обоих подшипников упирают в торцы буртиков вала (или в торцы других деталей расположенных на валу). Внешние торцы наружных колец подшипников упирают в торцы подшипниковых крышек (или в торцы других деталей установленных в посадочном отверстии подшипникового гнезда корпуса).
Основными достоинствами осевой фиксации валов по схеме «враспор» являются:
а) возможность регулировки величины зазоров в двух опорах;
б) простота конструкции и большая технологичность опор (для их конструктивного воплощения требуется меньшее количество деталей а обработка посадочных отверстий подшипниковых гнезд может выполняться простейшим сквозным способом).
Недостатки ее следующие:
а) более жесткие допуски на размеры
б) возможность защемления вала в опорах вследствие температурных деформаций подшипников вала и корпуса редуктора;
в) ограниченность расстояний между подшипниками и температурного интервала эксплуатации.
Назначаем типоразмер подшипников
Исходя из того что диаметр вала под подшипник dn равен 30 мм и что осевая нагрузка Fa=28729 Н сравнительно мала назначаем в первом приближении шарикоподшипник легкой серии: типоразмер 36206 имеющий dn - 30 мм; D=62 мм динамическую грузоподъемность Cr=22 kH статическую грузоподъемность Cor=12 kH.
Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок на подшипники
Индекс I присваивается подшипнику у которого осевая составляющая S совпадает с направлением Fa. В нашем случае индекс I присваиваем опоре А .
Для шариковых радиально-упорных подшипников с углом контакта α ≤ 18º
где е` - коэффициент минимальной осевой нагрузки определяется по графику [10 стр. 133] (в нашем случае имеем е` = 047); Fr - радиальная нагрузка на подшипник.
Находим значения осевых нагрузок:
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку
При переменном режиме нагружения для подшипников редуктора имеем:
где коэффициент долговечности .
Здесь - продолжительность работы подшипника при действии нагрузки от Т; - требуемый срок службы подшипника . Так как в редукторах обычно замена подшипников не производится то срок службы подшипников равен требуемому сроку службы редуктора тогда .
В нашем случае коэффициент долговечности:
Номинальная эквивалентная нагрузка определяется по зависимости .
Здесь V – кинематический коэффициент учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника в нашем случае V=1 (при вращающемся внутреннем кольце подшипника).
Коэффициент безопасности определяется по рекомендациям [7 стр. 339] в зависимости от характера работы. При нагрузке c умеренными толчками принимаем .
- температурный коэффициент вводимый при температуре подшипникового узла t>100 oC температурный коэффициент при t100 oC.
Fr и Fa – радиальная и осевая нагрузки на подшипники возникающие при действии номинального момента .
XY –коэффициенты радиальной и осевой нагрузки назначаемые по ГОСТ 18855-82 в зависимости от отношения .
В нашем случае для подшипника I (подшипник А) имеем
Для подшипника II (подшипник В) имеем
Т.к. наиболее нагруженным оказался подшипник II то все дальнейшие расчеты будут производиться для этого подшипника.
Определяем расчетную долговечность назначенного подшипника
где - коэффициент зависящий от уровня надежности Р (вероятности безотказной работы). При Р=09 =1;
- коэффициент который учитывает совместное влияние качества металла и условий эксплуатации (смазка перекос подшипника) зависит от типа подшипника и расчетных условий:
) наличие масляной пленки в контактах и отсутствие повышенных перекосов; 3) то же и при условии изготовления колец и тел качения подшипника из электрошлаковой или вакуумной сталей.
Показатель степени p для шарикоподшипников равен 3.
что удовлетворяет требованиям.
Таким образом принимаем подшипники для быстроходного вала серии 36206 по ГОСТ 831-75.
2. Выбор подшипников тихоходного вала
Определяем радиальные нагрузки на подшипники
Поскольку направление силы от муфты неизвестно реакции опор от нее найдем отдельно тогда реакции опор остались без изменения т.е. XC=840 Н; YC= 8087Н; XD=840H; YD= - 520 H.
Значение реакции от силыприбавляется к результирующей.
Реакция в опоре С от муфты
Реакция в опоре D от муфты
Радиальная нагрузка в опоре С
Радиальная нагрузка в опоре D
На подшипники действуют радиальные и осевые нагрузки поэтому назначаем радиально-упорные подшипники. Так как на быстроходном валу приняты шариковые радиально-упорные подшипники то для снижения номенклатуры типов подшипников на тихоходном валу принимаем также шариковые радиально-упорные подшипники.
Назначаем схему установки подшипников
При имеем установку подшипников «враспор» т.к. l=100мм.
Назначение типоразмера подшипника
При осевая нагрузка на подшипник сравнительно невелика назначаем шарикоподшипник легкой серии 36208 имеющий; D =80 мм; C = 389 кН; Co = 232 кН.
В нашем случае для подшипника I (подшипник D) имеем
Для подшипника II (подшипник C) имеем
тогда X = 045 Y =155.
Т.к. наиболее нагруженным оказался подшипник II то все дальнейшие расчеты будут производиться для этого подшипника:
Таким образом принимаем подшипники для быстроходного вала серии 36208 по ГОСТ 831-75.
Для уменьшения потерь мощности на трение снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей их охлаждения и очистки от продуктов износа а также для предохранения от заедания задиров коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание поверхностей.
В машиностроении для смазывания зубчатых передач широко применяют так называемую картерную систему т.е. погружение движущегося колеса в масляную ванну с жидкой смазкой по ГОСТ 20799-75. Смазка должна быть жидкой чтобы обеспечилось её разбрызгивание в корпусе и образование там масляного тумана который необходим для непрерывного смазывания всех трущихся частей механической передачи.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации маши.
Принцип назначения сорта масла: чем выше окружная скорость колеса тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные напряжения в зацеплении тем большей вязкостью должно характеризоваться масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес [10 стр. 179].
При окружной скорости до 2 мс и контактных напряжениях Н =600-1000 МПа рекомендуемая кинематическая вязкость масла 60 мм²с. Для редуктора принимаем масло И-Г-А-46 по ГОСТ 20799-75.
Подшипники в рассматриваемом варианте оформления опор валов цилиндрических редукторов смазываем пластичным смазочным материалом закладываемым (при сборке узла) во внутреннюю полость стакана подшипников. Это обусловлено тем что в рассматриваемом случае величина окружной скорости колес (V 3 мс) не позволяет надежно смазывать эти подшипники конденсатом масляного тумана образующегося при разбрызгивании масла из масляной ванны картера погруженными в нее колесами редуктора.
Пластичные (мазеобразные) смазочные материалы представляют собой загущенные специальными загустителями жидкие масла с включением различных присадок.
Основными пластичными смазочными материалами применяемыми в подшипниковых узлах редукторов общего назначения в настоящее время являются Литол–24 ТУ 21150-75 (для работы в температурном интервале – 40 +130°С) и ЦИАТИМ–201 ГОСТ 6267-74 (–60 +90°С).
Применим в нашем случае Литол–24 ТУ 21150-75.
Выбор типа корпуса редуктора и определение размеров основных его элементов
Корпуса редукторов имеют коробчатую конструкцию как правило довольно сложной конфигурации. Поэтому их в большинстве случаев получают методом литья и крайне редко – сваркой .
Отливки из серого чугуна (СЧ12 СЧ15 СЧ18 ГОСТ 1412 – 85) наиболее распространены в машиностроении для изготовления корпусных деталей. Это обусловлено хорошими литейными свойствами серого чугуна его хорошей обрабатываемостью на металлорежущих станках низкой стоимостью достаточно высокой износостойкостью.
Для удобства сборки редукторов их корпуса выполняют разъемными по плоскости проходящей через оси редукторных валов. Для удобства обработки плоскость разъема корпуса располагают параллельно его установочной плоскости.
При конструктивном оформлении контуров корпуса из центров колес редукторных передач проводят тонкими линиями дуги окружностей радиусами
где dа1(2) – внешние диаметры зубчатых колес соответствующих передач редуктора.
В данном случае из центра зубчатого цилиндрического колеса.
a – необходимая величина зазора между наружными поверхностями зубчатых колес и внутренней поверхностью корпуса редуктора мм.
Зазор «а» рекомендуется назначать по следующему условию:
где k – величина зазора требуемого для компенсации неизбежной неточности положения в отливке внутренней поверхности крышки картера.
Толщину мм вертикальных стенок и днища картера редуктора рекомендуется
[3 табл. 17.1] назначать по условию обеспечения необходимой жесткости корпуса в зависимости от величины номинального вращающего момента ТТ () на тихоходном валу редуктора:
Однако найденную по этой формуле величину толщины стенок картера необходимо согласовать с технологически минимальной толщиной стенок литых деталей Smin по условию ≥ Smin. Значения Smin определяют по графикам в зависимости от материала отливки и габаритных размеров картера. Отсюда Smin=6 мм и .
Обычно крышка картера имеет более низкую (по сравнению с картером) нагруженность.
Поэтому с целью экономии материала и снижения массы корпуса толщину ее стенок 1 рекомендуется [3 табл. 10.4] назначать на 10 % меньше толщины стенок картера но при этом 1 должна быть больше технологически минимальной толщины стенок литых деталей Smin. В связи с вышеизложенным назначение толщины стенок крышки картера ведут по следующему условию:
Необходимый наружный диаметр d резьбы этих крепежных болтов определяют из условия прочности стержня винта при обеспечении герметичности стыка картера с его крышкой в номинальном режиме эксплуатации редуктора. В связи с тем что номинальная нагрузка на стыковочные крепежные винты корпуса редуктора пропорциональна номинальному вращающему моменту ТТ на его тихоходном валу наружный диаметр d мм резьбы рассматриваемых болтов рекомендуется [3 табл. 17.1] определять по следующему условию:
Диаметры отверстий d0 необходимых для прохода через фланцы стержня крепежного болта назначаем в зависимости от вида его резьбы: мм.
В местах размещения подшипниковых опор валов редуктора на стыковочных фланцах его корпуса предусматривают приливы.
Необходимый наружный диаметр dф резьбы фундаментных (крепящих редуктор к плите раме и др.) болтов или шпилек (ГОСТ 22032 – 76) определяет прочность их стержней при обеспечении нераскрытия стыка корпуса редуктора с основанием на котором он устанавливается в номинальном режиме эксплуатации изделия. В связи с тем что внешняя нагрузка на фундаментные шпильки пропорциональна номинальному вращающему моменту ТТ на тихоходном валу редуктора наружный диаметр dф мм резьбы рассматриваемых крепежных деталей рекомендуется [3 табл. 10 4] определять по следующему условию:
Количество фундаментных шпилек определяется условием наличия напряжений сжатия на всей поверхности стыка опорных лап корпуса редуктора с фундаментной плитой (рамой) обеспечивающим нераскрытие этого стыка в процессе эксплуатации редуктора.
Картер редуктора служит еще и резервуаром для смазочного масла. При работе зубчатых передач редуктора масло постепенно загрязняется продуктами износа с течением времени оно стареет свойства его ухудшаются. Поэтому масло налитое в корпус редуктора необходимо периодически менять.
Отработанное масло нужно слить таким образом чтобы не производить разборку установки в которой используется редуктор. Для этой цели в корпусе редуктора предусматривают сливное отверстие закрываемое пробкой.
Цилиндрическая резьба не создает надежного уплотнения. Поэтому под пробку с цилиндрической резьбой ставят уплотняющие прокладки выполненные из промасленного технического картона марки А (ГОСТ 9347 – 74) толщиной 10 или 15 мм либо из паронита марки УВ (ГОСТ 481 – 71) толщиной 10; 15 или 20 мм. Надежное уплотнение создают также алюминиевые и медные прокладки.
Отверстие для маслоспуска следует располагать там где в процессе эксплуатации редуктора к нему будет обеспечен удобный доступ. С наружной стороны картера сливное отверстие снабжают бобышкой которая обеспечивает удобное врезание сверла и позволяет собирать вытекающее из редуктора масло в лоток ванночку и т.п.
Подбор посадок основных деталей редуктора
Выбор посадок на вал внутренних колец подшипников качения производим в соответствии с ГОСТ 3325 - 85 в зависимости от класса точности подшипников режимов их работы и вида нагружения колец подшипника.
Подшипники работают в режиме небольших нагрузок (работа с умеренными толчками) или средние нагрузки в условиях необходимости частого перемонтажа. При вращении вала внутреннее кольцо подшипника качения (при неподвижном наружном) подвергается циркуляционному нагружению. В этом случае его на вал устанавливают с натягом т.к. при установке циркуляционного нагруженного кольца с зазором происходит неизбежное проскальзование такого кольца по валу приводящее к обмятию и изнашиванию контактирующих поверхностей. В зависимости от режима работы и класса точности подшипника выбираем посадку на вал внутренних колец подшипников качения k6.
В зависимости от принятой степени точности изготовления зубчатых колес будет 6 квалитет точности (ГОСТ 24643-81) изготовления посадочных мест вала.
При умеренной нагруженности (tкр 15 МПа) и нереверсивной работе применяют посадки: H6 H7 H8 k7.
Посадку зубчатого колеса на консоль тихоходного вала осуществим по H7 k6.
Поле допуска на ширину «b» шпоночного паза в вале предназначенного под призматическую шпонку выбирают по ГОСТ 23360 – 78 в зависимости от характера шпоночного соединения и вида передаваемой им нагрузки. Для неподвижного соединения шпонки с валом при постоянном нагружении поле допуска на ширину паза вала назначают по N9.
Крышки подшипников быстроходного и тихоходного узла устанавливаются по посадке H7
Вопросы техники безопасности.
Запуск привода производить только после надёжного крепления его к плите плиты к фундаментальной поверхности.
Перед запуском привода надёжно заземлить электродвигатель и всю плиту.
Все вращающиеся части привода закрыть защитными кожухами во избежании несчастных случаев.
Перед непосредственным пуском привода осмотреть его техническое состояние.
Слив и заливку масла производить при полностью отключенном приводе.
Во время работы привода запрещены какие-либо (даже мелкие) ремонтные работы - только после остановки!
Обслуживание и ремонт привода может производить только специальный рабочий персонал в необходимой для этого спецодежде.
Список используемой литературы
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин – М.: Высш. школа 1978. – 352 с.:
Иванов М.Н. Иванов В.Н. Детали машин: Курсовое проектирование – М.: Высш. шк. 1975. – 551 с.: ил.
Кудрявцев В.Н. Державец Ю.А. Арефьев И.И. и др. Курсовое проектирование деталей машин – Л.: Машиностроение 1984. – 400 с.: ил.
Орлов. Основы конструирования деталей машин.
Решетов Д.Н. Детали машин – М.: Машиностроение 1989. – 496 с.
Устиненко В.Л. Киркач Н.Ф. Баласанян Р.А. Основы проектирования деталей машин. – Харьков: Вища школа. Изд-во при Харьк. Ун-те 1983. – 184 с.
Чернин И.М. и др. Расчеты деталей машин – Минск: Вышэйшая школа 1978. – 472 с.
Шахнюк Л.А. Тихомиров В.П. Детали машин: Технология проектирования: Учебное пособие.- Брянск: Изд-во БГИТА 2001.-344 с.
Детали машин. Атлас конструкторский Под ред. Д.Н. Решетова.- М.: Машиностроение 1979 г. – 368 с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование – М.: Машиностроение 2004 г. – 560 с.
Описание устройства привода.2
Выбор электродвигателя кинематический и силовой расчет привода4
1.Определение требуемой мощности электродвигателя4
2.Определяем передаточное число редуктора.4
3.Определяем частоту вращения угловые скорости вращения и вращающие моменты на валах редуктора и электродвигателя.5
Расчёт зубчатых колес редуктора.5
1 Проектный расчёт быстроходного вала цилиндрического редуктора16
Выбор и расчет подшипников28
Выбор типа корпуса редуктора и определение размеров основных его элементов34
Подбор посадок основных деталей редуктора37
Вопросы техники безопасности.37
Список используемой литературы38

редуктор цилиндр.dwg

Технические требования.
Кран установить по месту.
Для крепления кожуха использовать винты М4х12.
Техническая характеристика:
Усилие сжатия рессоры 39200 Н
Добавление воздуха в сети 0
Максимальный ход штока 310 мм
План на отм. ±0.000.
Ведомость оборудования и основных материалов.
Ящик с понижающим трансформатором 3236В
Светильники для подвешивания на крюке
Светильники для навинчивания на трубу
Светильники для подвески 2х80
Потолочный светильник 2х40
Светильник для установки в нишу до 60 Вт
Светильник для ламп ДРЛ комплектно с ПРА
Торцовая крышка глухая.
Чугун СЧ15 ГОСТ 1412-85
Предельные отклонения от параллельности плоскостей П и П1 - по
степени точности ГОСТ 24643-81.
Предельные значения торцового биния плоскости П относительно
цилиндрической поверхности диаметром D (поле допуска h9).
Неуказанные предельные отклонения размеров обработанных
поверхностей: + t22.
Предельные смещения осей отверстий от номинального
расположения не более 0
Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Толщина зуба по дуге
делительной окружности
Радиусы скруглений 1
Неуказанные предельные отклонения размеров
Смещение шпоночного паза относительно оси поверхности не
Сталь 40Х ГОСТ 1050-88
Твердость НВ 240 280.
Неуказанные отклонения h14
Смещение шпоночного пазаотносительно оси вала 0
Перекос шпоночного паза относительно оси вала 0
Сталь 40Х ГОСТ 1050-80
Редуктор цилиндрический.
Необработанные поверхности летыхдеталей
находящихся в масляной ванне красить маслостойкой
Наружные поверхности корпуса красить серой
эалью ПФ-115 ГОСТ 6465-76.
Плоскость разъема покрыть тонким слоем герметика
УТ-34 ГОСТ 24285-80 при окончательной сборке.
Технические характеристики.
Вращающий момент на тихоходном валу
Частота вращения тихоходного вала
Общее передаточное число редуктора 6
Степень точности изготовления зубчатой
Коэффициент полезного действия редуктора 0
Болт М10х75 ГОСТ7798-70
Шайба 8 ГОСТ11371-78
Шайба маслоотражательная
Подшипник 36208ГОСТ831-75
Подшипник 36206ГОСТ931-75
Болт М6х20 ГОСТ7798-70
Болт М8х20 ГОСТ7798-70
Винт М8х22 ГОСТ17473-80
Шайба10 НГОСТ6402-80
Шайба 10 ГОСТ11371-78
Шайба 8 НГОСТ6402-80
Штифт6х36 ГОСТ3128х70
Масло индустриальное
И-Г-А 46 ГОСТ 20799-75