Проектирование цилиндрического редуктора привода конвейера

89[СБ].DWG

Редуктор цилиндрический
Редуктор залить индустриальным маслом И-Г-А-68 ГОСТ 17479.4-87
внутри редуктотра маслосттойкой краской
Необработанные поверхности красить
Частота вращения быстроходного вала n=730 обмин.
Вращающий момент на тихоходном валу Т=820
снаружи - нитроэмалью
Степень точности по 8-ая
Угол наклона зубьев 9
Техническая характеристика
Колеса и шестерни устанавливаются с натягом Н7р6
Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело
количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.
Шероховатость необрабатываемых поверхностей в состоянии поставки
Технический уровень редуктора - средний
в большинстве случаев
производство экономически неоправдано
Масса редуктора - 125кг.

89[задание].doc

Техническое задание на проект: разработать редуктор привода конвейера.
Рисунок 1 – Общий вид редуктора привода конвейера
Таблица 1 - Исходные данные
Мощность на ведомом валу Р3 кВт
Число оборотов ведомого вала n3 обмин

ТЛ(КП).doc

Министерство образования и науки Российской Федерации
ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра конструирования и стандартизации в машиностроении
Руководитель В.Н. Протопопов
Проект редуктора привода конвейера
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по дисциплине
обозначение документа
шифр подпись И. О. Фамилия
Нормоконтролер В.Н. Протопопов _
подпись И. О. Фамилия
Курсовой проект защищен

89[КП].doc

Выбор двигателя. Кинематический расчет привода5
1Определение мощности и частоты вращения двигателя5
2 Определение передаточного числа привода и его ступеней5
3Определение силовых и кинематических параметров привода7
Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений8
1Выбор твердости термообработки и материала колес8
2Определение допускаемых контактных напряжений8
3Определение допускаемых напряжений изгиба10
Расчет закрытой зубчатой передачи12
1 Проектный расчет12
1.1 Определение межосевого расстояния12
1.2Определение нормального модуля зацепления12
1.3Определение числа зубьев шестерни и колеса13
2 Проверочный расчет15
2.1Проверка межосевого расстояния15
2.2 Проверка контактных напряжений15
2.3 Проверка напряжения изгиба16
Расчет открытой зубчатой передачи18
1 Проектный расчет18
1.1Определение межосевого расстояния18
1.2 Определение нормального модуля зацепления18
1.3 Определение числа зубьев шестерни и колеса19
2 Проверочный расчет21
2.1 Проверка межосевого расстояния21
2.2 Проверка контактных напряжений21
2.3 Проверка напряжений изгиба22
Нагрузки валов редуктора24
1 Определение сил в зацеплении зарытых передач24
2 Определение консольных сил24
3 Силовая схема нагружения валов редуктора26
Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора27
1 Выбор материалов валов27
2 Выбор допускаемых напряжений на кручение27
3 Определение геометрических параметров ступеней валов27
4 Предварительный выбор подшипников качения30
5 Эскизная компоновка редуктора30
Расчетная схема валов редуктора32
1 Быстроходный вал (вал-шестерня) (рисунок 3).32
2 Тихоходный вал (вал колеса) (рисунок 4).34
Проверочный расчет подшипников37
1 На быстроходном валу37
2 На тихоходном валу38
Конструктивная компоновка привода42
1 Конструирование зубчатого колеса и вала-шестерни42
1.1 Зубчатое колесо42
1.3 Установка колеса на вал42
2 Конструирование валов42
3 Подбор и проверочный расчет шпонок43
3.2 Проверочный расчет шпонок43
4 Конструирование подшипниковых узлов44
5 Конструирование корпуса редуктора44
6 Конструирование элементов открытой передачи45
Технический уровень редуктора47
1 Определение массы редуктора47
2 Определение критерия технического уровня редуктора47
Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
1Определение мощности и частоты вращения двигателя
Вычислим параметры электродвигателя. Для этого назначим КПД отдельных ступеней привода. По справочным данным [1 с. 40..41]:
Вычислим общий КПД привода h:
– КПД закрытой зубчатой передачи;
– КПД открытой зубчатой передачи;
– КПД подшипников качения;
– число пар подшипников.
Вычислим требуемую мощность электродвигателя Вт:
где мощность на ведомом валу Вт (таблица 1);
При условии что из таблицы 2 [2] выбираем ближайший больший по мощности двигатель:
АО2-52-2: Р=13кВт nном=2920 обмин;
АО2-61-4: Р=13кВт nном=1460 обмин;
АО2-62-6: Р=13кВт nном=960 обмин;
А2-71-8: Р=13кВт nном=730 обмин;
АО2-71-8: Р=13кВт nном=730 обмин.
2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
где передаточное отношение всей схемы;
передаточное отношение закрытой зубчатой передачи [3];
передаточное отношение открытой зубчатой передачи [3];
Максимальное передаточное отношение привода по формуле (3):
Минимальное передаточное отношение привода по формуле (3):
Определяем требуемое передаточное отношение по формуле:
гдечисло оборотов двигателя обмин;
число оборотов ведомого вала n3 обмин.
Для первого двигателя:
Для второго двигателя:
Для третьего двигателя:
Для четвертого и пятого двигателя:
Выбираем асинхронный двигатель А2-71-8 у которого Р=13кВт nном=730 обмин .
Выберем передаточное отношение закрытой зубчатой передачи [3]. По формуле (3) вычислим расчетное передаточное отношение открытой зубчатой передачи :
Выбираем стандартное передаточное отношение открытой зубчатой передачи по СТ СЭВ 221-75 [1 с.43]. Проверяем по формуле (3) фактическое передаточное отношение всего привода :
Вычисляем отклонение от заданного составит (допускается отклонение до ± 4 %).
3Определение силовых и кинематических параметров привода
Силовые и кинематические параметры привода рассчитывают на валах из требуемой мощности двигателя и его номинальной частоты вращения при установившемся режиме (таблица 2)
Таблица 2 – Силовые и кинематические параметры привода
Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме
Частота вращения n обмин
Вращающий момент Т Нм
Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений
1Выбор твердости термообработки и материала колес
Вычислим срок службы редуктора Lh ч:
гдеLг – срок службы привода согласно исходным данным лет (для данной конструкции согласно исходным данным Lг = 5 лет);
Кг – коэффициент годового использования;
tc – продолжительность смены ч (примем tc = 8 ч);
Lc – число смен за сутки (примем Lc = 2);
Кс – коэффициент сменного использования.
Здесь коэффициент годового использования Кг рассчитывается по формуле:
а коэффициент сменного использования Кс:
Таким образом срок службы редуктора
Выберем материал зубчатых колес редуктора по таблицам 3.1 и 3.2 [1 с. 49..50]:
- для шестерни: сталь 40ХН термообработка – улучшение твердость для детали диаметром до 200 мм и толщиной до 125 мм – 269..302 НВ (средняя твердость шестерни равная среднему арифметическому крайних значений твердости НВср1 = 2855);
- для колеса: сталь 40ХН термообработка – улучшение твердость для детали любым диаметром и любой толщиной – 235..262 НВ (средняя твердость колеса равная среднему арифметическому крайних значений твердости НВср2 = 2485).
2Определение допускаемых контактных напряжений
Вычислим допускаемые контактные напряжения для зубчатых колес редуктора.
Для этого вычислим коэффициент долговечности KHL:
где число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости (для шестерни примем NH01 = 2253106 циклов по таблице 3.3 [1 с. 51]);
число циклов перемены напряжений за весь срок службы рассчитывается по формуле:
где w1 – угловая скорость шестерни с-1 (таблица 2);
Таким образом число циклов перемены напряжений за весь срок службы шестерни циклов откуда по формуле (8) коэффициент долговечности шестерни. Так как N1 > NH01 то принимаем
гдеNH02 – число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости (для колеса примем NH02 = 1631107 циклов по таблице 3.3 [1 с. 51]);
N2 – число циклов перемены напряжений за весь срок службы рассчитывается по формуле:
где w2 – угловая скорость колеса – тихоходного вала с-1 (таблица 2);
Таким образом число циклов перемены напряжений за весь срок службы колеса циклов откуда по формуле (10) коэффициент долговечности колеса . Так как N2 > NH02 то принимаем
Вычислим допускаемые контактные напряжения соответствующие пределу контактной выносливости МПа [1 с.49]:
Отсюда вычислим допускаемые контактные напряжения МПа:
- для зубьев шестерни:
- для зубьев колеса:
Таким образом принимаем контактное напряжение равным контактному напряжению менее прочных зубьев МПа (для цилиндрических косозубых колес при по [1 с. 51]).
3Определение допускаемых напряжений изгиба
Вычислим допускаемые напряжения изгиба зубчатых колес редуктора.
Для этого вычислим коэффициент долговечности KFL:
гдеNF01 – число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости (для шестерни примем NF01 = 4106 циклов [1 с. 52]);
N1 – число циклов перемены напряжений за весь срок службы рассчитанное ранее для контактных напряжений циклов.
Отсюда коэффициент долговечности шестерни
. Так как N1 > NF01 то принимаем KFL1 = 1 [1 с. 52].
гдеNF02 – число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости (для колеса примем NF02 = 4106 циклов [1 с. 52]);
N2 – число циклов перемены напряжений за весь срок службы рассчитанное ранее для контактных напряжений циклов.
Отсюда коэффициент долговечности шестерни
. Так как N2 > NF02 то принимаем KFL1 = 1 [1 с. 52].
Вычислим допускаемые напряжения изгиба соответствующие пределу изгибной выносливости МПа:
Таким образом принимаем напряжение изгиба равным напряжению изгиба менее прочных зубьев МПа (для цилиндрических косозубых колес при по [1 с. 51]).
Расчет закрытой зубчатой передачи
1.1 Определение межосевого расстояния
Определим межосевое расстояние редуктора aw мм:
где– вспомогательный коэффициент (примем для косозубой передачи = 43 [1 с. 58]);
– коэффициент ширины венца колеса; для шестерни распложенной симметрично относительно опор принимается = 028..036 [1 с. 58] (примем для данной конструкции = 028);
– передаточное число редуктора (согласно исходным данным );
вращающий момент на тихоходном валу редуктора (таблица 2) Нм;
– допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом МПа (принятое в пункте 2.2 = 5143 МПа);
коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (для прирабатывающихся зубьев принимаем КН = 1 [1 с. 59]).
Таким образом межосевое расстояние
Выберем из стандартного ряда ближайшее большее межосевое расстояние = 200 мм [1 с. 58].
1.2Определение нормального модуля зацепления
Определим модуль зацепления m мм:
где– вспомогательный коэффициент (примем для косозубой передачи = 58 [1 с. 59]);
делительный диаметр колеса мм;
ширина венца колеса мм;
– допускаемое напряжение изгиба колеса с менее прочным зубом МПа (принятое в пункте 2.3. = 256 МПа).
Здесь делительный диаметр колеса d2 равен:
а ширина венца колеса b2 равна:
Таким образом модуль зацепления
m ≥ 1922. Примем ближайшее большее стандартное значение модуля m = 2 мм [1 с. 59].
Определим угол наклона зубьев b ° для косозубой передачи. Для этого вычислим расчетный угол наклона зубьев косозубых колес bmin °:
1.3Определение числа зубьев шестерни и колеса
Вычислим суммарное число зубьев шестерни и колеса ZS для косозубых колес:
Округлим полученное значение суммарного числа зубьев до ZS =199 зубьев.
Уточним действительную величину угла наклона зубьев косозубой передачи b °:
Вычислим расчетное число зубьев шестерни Z1:
Примем число зубьев шестерни z1 = 33 зубьев.
Отсюда вычислим число зубьев колеса z2:
Определим фактическое передаточное число :
где – фактическое передаточное отношение рассчитывается по формуле:
Проверим отклонение фактического передаточного отношения от расчетного % по условию:
Таким образом отклонение фактического передаточного отношения от расчетного = 06% что удовлетворяет условию.
Вычислим фактическое межосевое расстояние aw для косозубых колес мм:
Определим предварительные значения основных геометрических параметров зубчатой передачи (по методике из [1 с. 60..61]). Расчетные формулы и полученные значения этих параметров приведены в таблице 1.
Таблица 3 – Предварительные значения основных геометрических параметров закрытой зубчатой передачи мм
Диаметр вершин зубьев
Диаметр впадин зубьев
2 Проверочный расчет
2.1Проверка межосевого расстояния
Проверим межосевое расстояние:
где делительный диаметр шестерни (таблица 3) мм;
делительный диаметр колеса (таблица 3) мм;
Проверим пригодность заготовок колес. Условие пригодности заготовок колес:
где предельный диаметр заготовки определенный в п.2.1.1 мм;
диаметр заготовки определяемый как;
предельная ширина заготовки определяемая в п.2.1.1 мм;
ширина заготовки определяемая как;
Оба условия (35) выполняются:
2.2 Проверка контактных напряжений
Проверим контактное напряжение по формуле:
гдевспомогательный коэффициент (для косозубых передач К=376 [1 с.61]);
окружная сила в зацеплении Н определяемая по формуле (37):
фактическое передаточное отношение определяемое по формуле (31);
ширина венца колеса (таблица 3) мм;
коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями (для косозубых колес определяется по графику [1 рис.4.2] в зависимости от окружной скорости колес определяемой по формуле (38) и степени точности передачи [1 табл.4.2]);
коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (для прирабатывающихся зубьев принимаем [1 с. 59]).
коэффициент динамической нагрузки зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи [1 табл.4.3];
допускаемое контактное напряжение (п.2.2).
где вращающий момент на тихоходном валу редуктора (таблица 2) Нм;
угловая скорость колеса – тихоходного вала с-1 (таблица 2).
По таблице 4.2 [1] определяем степень точности зубчатых передач – 9 степень точности.
По графику [1 рис.4.2] определяем - .
По таблице 4.3 [1] определяем
Допускаемая недогрузка передачи:
2.3 Проверка напряжения изгиба
Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса по следующим формулам:
гдемодуль зацепления (п. 3.2) мм;
ширина зубчатого венца колеса (таблица 3) мм;
окружная сила в зацеплении (п. 3.2.2) Н;
коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями (для косозубых колес зависит от степени точности передачи - [1 с.63]);
коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (для прирабатывающихся зубьев колес );
коэффициент динамической нагрузки зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи [1 табл. 4.3] ;
коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (для косозубых колес определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни (42) и колеса (43));
коэффициент учитывающий наклон зуба (44).
гдечисло зубьев шестерни (п. 3.1.3);
число зубьев колеса (п. 3.1.3);
угол наклона зубьев (п. 3.1.3).
Тогда по таблице 4.4 [1] - .
Значения напряжений изгиба значительно меньше допускаемых – это допустимо так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.
Результаты проверочного расчета сведем в таблицу 4.
Таблица 4 – Результаты проверочного расчета.
Допускаемые значения
Контактные напряжения
Расчет открытой зубчатой передачи
Материал для колеса и шестерни открытой зубчатой передачи выбираем такими же как и для шестерни и колеса закрытой зубчатой передачи.
1.1Определение межосевого расстояния
– коэффициент ширины венца колеса; для шестерни консольно расположенной относительно опор – в открытых передач принимается = 02..025 [1 с. 58] (примем для данной конструкции = 023);
вращающий момент на приводном валу рабочей машины для открытой передачи (таблица 2) Нм;
Выберем из стандартного ряда линейных размеров ближайшее большее межосевое расстояние = 400 мм [2 табл.7].
1.2 Определение нормального модуля зацепления
– допускаемое напряжение изгиба колеса с менее прочным зубом МПа (принятое в пункте 2.3 = 256 МПа).
а ширина венца колеса b4 равна:
m ≥ 3127 Примем ближайшее большее стандартное значение модуля m = 35 мм [1 с. 59].
Определим угол наклона зубьев b ° для косозубой передачи. Для этого вычислим расчетный угол наклона зубьев косозубых колес b °:
1.3 Определение числа зубьев шестерни и колеса
Округлим полученное значение суммарного числа зубьев до zS =227 зубьев.
Примем число зубьев шестерни z3 = 34 зубьев.
Отсюда вычислим число зубьев колеса z4:
Таким образом отклонение фактического передаточного отношения от расчетного = 125% что удовлетворяет условию.
Таблица 5 – Предварительные значения основных геометрических параметров зубчатой передачи мм
2.1 Проверка межосевого расстояния
где делительный диаметр шестерни (таблица 5) мм;
делительный диаметр колеса (таблица 5) мм;
окружная сила в зацеплении Н определяемая по формуле (59):
фактическое передаточное отношение определяемое по формуле (54);
ширина венца колеса (таблица 5) мм;
коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями (для косозубых колес определяется по графику [1 рис.4.2] в зависимости от окружной скорости колес определяемой по формуле (60) и степени точности передачи [1 табл.4.2]);
где вращающий момент на приводном валу открытой передачи (таблица 2) Нм;
угловая скорость колеса – открытой передачи с-1 (таблица 2).
По таблице 4.2 [1 с.62] определяем степень точности зубчатых передач – 9 степень точности.
По рисунку 4.2 [1 с.63] определяем - .
По таблице 4.3 [1 с.62] определяем
2.3 Проверка напряжений изгиба
гдемодуль зацепления (п. 4.2) мм;
ширина зубчатого венца колеса (таблица 5) мм;
окружная сила в зацеплении (п. 4.2.2) Н;
коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (для косозубых колес определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни (64) и колеса (65));
коэффициент учитывающий наклон зуба (66).
гдечисло зубьев шестерни (п. 4.1.3);
число зубьев колеса (п. 4.1.3);
угол наклона зубьев (п. 4.1.3).
Тогда по таблице 4.4 [1 с.64] - .
Результаты проверочного расчета сведем в таблицу 6.
Таблица 6 – Результаты проверочного расчета.
Нагрузки валов редуктора
1 Определение сил в зацеплении зарытых передач
Угол наклона зуба - ; угол зацепления - . По рисунку 6.1 [1] выбираем схему сил в зацеплении цилиндрической передачи при направлении линии зуба колеса – левое шестерни правое.
Валы редуктора данной конструкции (с цилиндрической косозубой передачей) нагружены следующими силами:
- радиальная сила Н;
Таблица 7 – Значения сил в зацеплении закрытой передачи
Закрытая цилиндрическая косозубая
2 Определение консольных сил
В проектируемом приводе конструируется открытые зубчатая цилиндрические передача определяющая консольную нагрузку на выходной конец вала. Кроме того консольная нагрузка вызывается муфтой соединяющей двигатель с редуктором.
Значения консольных сил определим по табл. 6.2 [1 с.96] запишем результат в табл. 8.
Рисунок 2 – Схема нагружения валов цилиндрического одноступенчатого редуктора
Таблица 8 – Консольные силы
Открытая цилиндрическая косозубая
Примечание: Консольная сила от муфты предварительно рассчитывается по ГОСТ 16162-85. Фактическое значение определяется после выбора муфты при разработке конструктивной компоновки привода.
3 Силовая схема нагружения валов редуктора
Силовая схема нагружения валов имеет целью определить направление сил в зацеплении редукторной пары консольных сил со стороны открытых передач и муфты реакций в подшипниках а также направление вращающих моментов и угловых скоростей валов (рисунок 2).
Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора
1 Выбор материалов валов
Выбираем материал вала колеса сталь 40ХН. Материал вала-шестерни принимаем как материал шестерни сталь 40ХН.
2 Выбор допускаемых напряжений на кручение
Проектный расчет выполняется по напряжениям кручения. Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение [t]к принимаем заниженными. Для быстроходного вала (вала-шестерни) примем а для тихоходного вала (вала колеса) – [1 с. 107].
3 Определение геометрических параметров ступеней валов
Предварительный расчет размеров ступеней валов редуктора проводится по методике из таблицы 7.1 [1 с. 108..109].
Диаметр 1-й ступени вала-шестерни
примем значение из стандартного ряда нормальных линейных размеров Ra40 мм (по ГОСТ 6636-69) [2 табл.1];
Длина 1-й ступени вала-шестерни
примем наибольшее значение мм (из ряда Ra40 по ГОСТ 6636-69) [2 табл.1];
Вычислим параметры 2-й ступени (под уплотнение крышки с отверстием или подшипник):
Диаметр 2-й ступени вала-шестерни
где – высота буртика перед 2-й ступенью вала-шестерни (для данной конструкции = 28 мм); отсюда
примем значение из стандартного ряда нормальных линейных размеров Ra40 (по ГОСТ 6636-69) [2 табл.1] что соответствует диаметру подшипника 36210;
Длина 2-й ступени вала-шестерни
Диаметр 3-й ступени вала-шестерни
где– координата фаски подшипника перед 3-й ступенью вала-шестерни (для данной конструкции = 3 мм); отсюда
примем значение мм (из ряда Ra40 по ГОСТ 6636-69) [2 табл.1];
Длина 3-й ступени вала-шестерни мм (по эскизной компоновке приложение А);
Диаметр 4-й ступени вала-шестерни равен диаметру 2-й ступени
Длина 4-й ступени вала-шестерни
где Тп1 – ширина роликового подшипника на валу-шестерне мм (для данной конструкции Тп1 = 22 мм [1 с.414]) отсюда
Диаметр 1-й ступени вала колеса
примем мм (из ряда Ra40 по ГОСТ 6636-69);
Длина 1-й ступени вала колеса
примем большее значение мм (из ряда Ra40 по ГОСТ 6636-69).
Диаметр 2-й ступени вала колеса
где – высота буртика перед 2-й ступенью вала колеса (для данной конструкции = 3 мм); отсюда
примем значение равное ближайшему большему диаметру подшипника 36214 мм;
Длина 2-й ступени вала колеса
Диаметр 3-й ступени вала колеса
где – высота буртика перед 3-й ступенью вала колеса (для данной конструкции = 35 мм);
примем значение (из ряда Ra40 по ГОСТ 6636-69);
Длина 3-й ступени вала колеса мм (по эскизной компоновке приложение А).
Диаметр 4-й ступени вала колеса
Длина 4-й ступени вала колеса
где Тп2 – ширина шарикового подшипника на валу-шестерне мм (для данной конструкции Тп2 = 265 мм) отсюда
Результаты расчета занесем в таблицу 9
Таблица 9 – Геометрические параметры ступеней вала-шестерни
Ступень вала и её параметры
-я под элемент открытой передачи или полумуфту
-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник
-я под шестерню колесо
4 Предварительный выбор подшипников качения
В соответствии с таблицей 7.2 [1] определим тип серию и схему установки подшипников.
гдеосевая сила в зацеплении закрытой передачи (таблица 7) Н;
радиальная сила в зацеплении закрытой передачи (таблица 7) Н.
Целесообразно предварительно выбрать роликовые конические подшипники типа 7000 легкой серии.
Таблица 10 – Параметры подшипников качения (согласно ГОСТ 333-79)
5 Эскизная компоновка редуктора
Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса контур стенок проводим с зазором х=10мм у=40мм.
Эскизная компоновка редуктора (Приложение А)
Определим расстояния и между точками приложения реакций подшипников быстроходного (вала-шестерни) и тихоходного (вала колеса) валов:
гдерасстояние между внешними гранями подшипников быстроходного вала мм (согласно расчетной схеме );
расстояние между внешними торцами подшипников тихоходного вала мм (согласно расчетной схеме );
расстояние от широкого торца подшипника быстроходного вала до точки приложения реакции мм;
расстояние от широкого торца подшипника тихоходного вала до точки приложения реакции мм.
Здесь расстояния от широкого торца подшипника до точки приложения его реакции и вычисляются по формулам:
где - геометрические размеры подшипника на быстроходном валу (таблица 10);
- геометрические размеры подшипника на тихоходном валу (таблица 10).
Таким образом расстояния и между точками приложения реакций подшипников быстроходного (вала-шестерни) и тихоходного (вала колеса) валов равны:
Определим точки приложения консольных сил:
сила давления муфты принимаем точку приложения силы в торцевой плоскости выходного конца быстроходного вала на расстоянии от точки приложения реакций смежного подшипника;
Где расстояние определяется как:
- силы в зацеплении зубчатой передачи примем приложенными к середине выходного конца тихоходного вала на расстоянии от точки приложения реакции смежного подшипника.
Расчетная схема валов редуктора
1 Быстроходный вал (вал-шестерня) (рисунок 3).
а) Вертикальная плоскость
б) Горизонтальная плоскость
Суммарные радиальные реакции:
Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:
Рисунок 3 – Расчетная схема быстроходного вала цилиндрического
одноступенчатого редуктора
2 Тихоходный вал (вал колеса) (рисунок 4).
Рисунок 4 - Расчетная схема тихоходного вала цилиндрического одноступенчатого редуктора.
Проверочный расчет подшипников
Условие пригодности подшипников:
1 На быстроходном валу
Так как то определяем осевые составляющие радиальных нагрузок:
гдефактор нагрузки (таблица 10).
Определяем осевые нагрузки подшипников. Так как то
Определяем отношения:
гдекоэффициент вращения ( [1 с.131]);
Так как и выбираем соответствующие формулы для определения [1 с.129].
гдекоэффициент вращения ( [1 с.131])
радиальная нагрузка на более нагруженной опоре Н;
радиальная нагрузка на менее нагруженной опоре Н;
коэффициент безопасности ([1 с.133]);
температурный коэффициент ([1 с.130]);
коэффициент радиальной нагрузки ([1 с.129]);
коэффициент осевой нагрузки ();
По более нагруженной опоре рассчитываем динамическую грузоподъемность:
гдепоказатель степени (-для роликовых подшипников [1 с128]);
эквивалентная динамическая нагрузка на более нагруженной опоре Н;
угловая скорость быстроходного вала (таблица 2) ;
требуемая долговечность подшипника [1 табл. 9.4].
Базовая долговечность:
гдебазовая динамическая грузоподъемность (таблица 10) Н;
Условие (87) выполняется следовательно подшипник пригоден.
2 На тихоходном валу
Определяем осевые нагрузки подшипников. Так как и то
Условие (87) не выполняется - такая расчетная грузоподъемность намного превышает базовую - подшипник пригоден.
Анализируя вычисленные данные по каталогу роликовых конических подшипников (К29 [1 с. 416]) приходим к выводу о целесообразном выборе подшипника средней серии – 7314.
В сравнении с предыдущим вариантом его габариты (мм) близки к размерам предварительно принятого. Характеристика подшипника 7314:
Находим реакции подшипников на тихоходном вале:
Тогда по формуле (95)
Определяем отношения по формуле (96):
Так как и то по формулам (97) и (98)
По более нагруженной опоре рассчитываем динамическую грузоподъемность по формуле (99):
Базовая долговечность по формуле (100):
Условие (87) следовательно подшипник годен.
Данные расчетов сведем в таблицу 11.
Таблица 11 – Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников
Динамическая грузоподъемность Н
Принят предварительно
Схема нагружения подшипников показана на рис. 3 и 4.
Конструктивная компоновка привода
1 Конструирование зубчатого колеса и вала-шестерни
Размеры зубчатого колеса выбираются в соответствии с данными рассчитанными ранее и рекомендациями из таблицы 10.2 [1 с. 160..161].
Расчеты сведены в таблицу 12.
Таблица 12 – Конструктивные размеры зубчатого колеса
Способ получения заготовки
Примечание: Необходимые данные взяты из табл.3 и табл. 9.
На торцах зубьев колеса - фаску размером 545° [1 с. 160] на торце ступицы - фаска размером 2545° [1 с. 160].
Цилиндрическая шестерня выполнена заодно с валом. Все предварительно выбранные размеры (таблица 9) редактируются в соответствии с эскизной компоновкой.
1.3 Установка колеса на вал
Для передачи вращающего момента редукторной парой применяем шпоночное соединение и соединение с натягом:
-для цилиндрического косозубого колеса .
2 Конструирование валов
где ширина венца шестерни открытой зубчатой передачи (таблица 5) мм;
Диаметр первой ступени был рассчитан ранее (таблица 9).
Диаметр ступени равен диаметру внутреннего кольца подшипника – 70мм. Длина по эскизной компоновке – 70 мм.
Третья ступень. Диаметр третьей ступени принимаем равным внутреннему диаметру ступицы – 85мм. Длину принимаем на 15 мм больше длины ступицы чтобы распорная втулка ставилась на 3-ю ступень вала.
Четвертая ступень. Диаметр 4-й ступени равен диаметру 2-й ступени под подшипник – 70 мм а длину принимаем равной 35 мм.
Пятая ступень. Для тихоходного вала эта ступень предотвращает осевое смещение. Диаметр ступени:
гдедиаметр третьей ступени (таблица 9) мм;
фаска ступицы колеса (таблица 12) мм.
Тогда принимаем согласно ряду нормальных линейных размеров [1 c. 312].
Длину пятой ступени определяем графически на конструктивной компоновке – 15 мм.
Переходные участки согласно табл. 10.6 [1].
3 Подбор и проверочный расчет шпонок
Подбор шпонок производится по номинальному диаметру вала.
Для соединения валов с деталями передающими вращающий момент (для данной конструкции – зубчатыми колесами) применим шпонки [1 с. 179..180].
В соответствии с ГОСТ 23360-78 выберем шпонки размеры шпонок приведены в таблице 13.
Таблица 13 – Шпонки призматические
3.2 Проверочный расчет шпонок
где окружная сила на шестерне или колесе (таблица 7) Н;
допускаемое напряжение на смятие (при стальной ступице и спокойной нагрузке );
площадь смятия определяемая по формуле:
гдестандартные размеры (таблица 13) мм.
Тогда для 1-ой шпонки из таблицы 13:
Условие прочности выполняется .
Тогда для 2-ой шпонки из таблицы 13:
Тогда для 3-ой шпонки из таблицы 13:
4 Конструирование подшипниковых узлов
Выбираем схему установки подшипников – враспор: обе опоры фиксирующие крышки торцовые регулирование подшипников – втулками размеры втулок определяются графически.
Поле допуска вала для внутреннего кольца подшипника - внешнего кольца - .
Наружный диаметр – посадка Н7h8.
По таблице К34 [1] выбираем концевые шайбы для крепления внутренних колец подшипников: для быстроходного вала – 7019-0633 для тихоходного – 7019-0641. Конструктивные размеры приведены в таблице К34 [1].
Уплотнительные устройства применяем наружные – установленные в крышках подшипников. В данном проекте применим резиновые армированные манжеты (ГОСТ 8752-79 таблица К20 [1]).
5 Конструирование корпуса редуктора
Корпус редуктора изготовлен литьем из серого чугуна СЧ15. Корпус разъемный состоит из основания и крышки.
Толщина стенок корпуса и ребер жесткости:
где вращающий момент на тихоходном валу (таблица 2) Нм;
Принимаем толщину стенок 8 мм.
По таблице 10.17 [1] выбираем диаметры болтов:
фундаментных принимаем болты с резьбой М16;
крепящих крышку к корпусу у подшипников принимаем винты с резьбой М16;
соединяющих крышку с корпусом принимаем болты с резьбой М12;
соединяющих торцовую крышку подшипниковых узлов:
на фланце быстроходного вала - принимаем болты с резьбой М10;
на фланце тихоходного вала - принимаем болты с резьбой М12;
-крепящих крышку смотрового люка к крышке корпуса - принимаем винты с резьбой М6.
Все конструктивные размеры болтов (ГОСТ 7798-70) винтов (ГОСТ 11738-84 ГОСТ17473-84) приведены в таблицах К2 К4 К5 [1].
Конструктивные размеры корпуса определяются по таблице 10.18 [1] и по методике [1 с. 218-230].
Общий вид корпуса приведен в приложении Б.
6 Конструирование элементов открытой передачи
В данном курсовом проекте открытой передачей является – зубчатая передача. Шестерня открытой зубчатой передачи изготовляется насадной из поковок а колесо большого диаметра изготавливается литым.
По таблице К34 [1] выбираем концевую шайбу для предотвращения осевого смещения шестерни открытой передачи относительно вала – 7019-0637.
Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора установленных на общей раме применим упругую втулочно-пальцевую муфту.
Определим номинальный вращающий момент Т:
где коэффициент режима нагрузки (таблица 10.26 [1]) для данного редуктора .
вращающий момент на быстроходном валу редуктора (таблица 2) Нм.
Выбираем по таблице К21 [1] муфту (ГОСТ 21424-75) с для диаметра вала – 42мм.
Установка муфты на вал. Сопряжение с валом призматической шпонкой (таблица 13) осевая фиксация – установочным винтом М6 ГОСТ 1478-84 таблица К3 [1].
Посадка конца вала полумуфты - .
Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение колеса примерно на 12 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 025 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: Vм = 025×10 » 25 дм3.
По таблице устанавливаем вязкость масла. При окружной скорости u = 0887 мс рекомендуется вязкость n50 = 61 75 . По таблице 10.29 [1] принимаем масло индустриальное И-Г-А -68 по ГОСТ 17479.4-87.
Подшипники смазываем пластичной смазкой которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют шприцем через прессмасленки. Сорт смазки – солидол жировой (ГОСТ 1033-79) [1 с.250].
Технический уровень редуктора
1 Определение массы редуктора
Масса редуктора определяется в системе Unigraphics NX v.1.0. Для этого моделируем редуктор по чертежам сделанным в AvtoCad 2002 (приложение Б). Полученным моделям задаем соответствующие свойства материала.
Масса редуктора: - 110 кг.
2 Определение критерия технического уровня редуктора
Критерий технического уровня определяется по формуле:
По таблице 12.1 [1] определим что технический уровень редуктора – средний; в большинстве случаев производство экономически невыгодно.
Перед сборкой редуктора полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов валов:
На ведомый вал насаживают кольца и конические роликоподшипники предварительно нагрев в масле до 801000С;
В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала затем надевают распорную втулку и устанавливают роликоподшипник предварительно нагрев в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и устанавливают крышки подшипников с комплектом регулировочных колец. Надевают крышку корпуса покрывая предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух цилиндрических штифтов. Затягивают винты крепящие крышку к корпусу.
Далее на концы валов закладывают шпонки и устанавливают элементы консольных передач.
После сборки: проверяют отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Затем через смотровое окно заливают в корпус масло до уровня и закрывают смотровое отверстие крышкой и закручивают болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническим условием.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. - М.: Высшая школа 1991.- 432 с.: ил.
Расчет редуктора. Методические указания и задания на выполнение курсовой работы по прикладной механике (в примерах). Составил В.Н. Протопопов. – Иркутск: Изд-во ИрГТУ 2003.
Раздаточный материал.