Редуктор (схема 22)

Редуктор.spw

Кольцо уплотнительное
Кольцо маслоотражательное
Винт М12 х 55 ГОСТ 11738-84
Винт М6 х 12 ГОСТ 17473-80
Мaнжета 1-35 х 58-1 ГОСТ 8752-79
Мaнжета 1-45 х 65-1 ГОСТ 8752-79
Подшипник 207 ГОСТ 8338-75
Подшипник 209 ГОСТ 8338-75
Шайба 12 Г ГОСТ 6402-70
Шпонка 5 х 5 х 32 ГОСТ 23360-78
Шпонка 6 х 6 х 45 ГОСТ 23360-78
Шпонка 10 х 8 х 28 ГОСТ 23360-78
Шпонка 16 х 10 х 45 ГОСТ 23360-78
Штифт 10 х 50 ГОСТ 9464-79

Вал-шестерня.cdw

Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффециент смещения
*Размер обеспечен инструментом
Неуказанные предельные отклонения размеров валов h14

Колесо.cdw

Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффециент смещения
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Радиусы скруглений 1
Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий Н14

Привод.spw

Пояснительная записка
Электродвигатель IM 1081
Болт М12 х 55 ГОСТ 7808-70
Болт М14 х 60 ГОСТ 7808-70
Винт М6 х 28 ГОСТ P 50385-92
Гайка М16 ГОСТ 5915-70
Гайка М16 ГОСТ 5916-70
Гайка М12 ГОСТ 5927-70
Гайка М14 ГОСТ 5927-70
Шайба 12 Н ГОСТ 6402-70
Шайба 14 Н ГОСТ 6402-70
Шайба 16 Н ГОСТ 6402-70
Шайба 12 ГОСТ 10906-78
Шайба 14 ГОСТ 10906-78
Шайба 16 ГОСТ 10906-78
Шайба 16 ГОСТ 11371-78
Шайба 16.01.016 ГОСТ13464-77

Главный вид2.cdw

Техническая характеристика
Максимальный крутящий момент на выходном валу - 581 Н*м
Частота вращения выходного вала - 85
Передаточные отношения
быстроходной ступени
Основные параметры зацепления
Технические треблвания
Необработанные наружные поверхности редуктора покрасить
серой краской ПФ115 ГОСТ 6465-76
а внутренние необработанные
поверхности - маслостойкой краской ПФ1131 ТУ 6-10-1289-78.
Плоскоть разъёма редуктора покрыть тонким слоем герметика
УТ-34 ГОСТ 24285-80 при окончательной сборке.
Залить в редуктор 12 литров масла И-Г-А ГОСТ20799-88.
Проверить в ручную плавность вращения валов.
Редутор обкатать без нагрузки при частоте вращения
быстроходного вала 1432 обмин в течение 2 часов.
После обкатки масло в редуторе заменить.

Главный вид1.cdw

Приводная станция.cdw

Технические требования
Смещения валов электродвигателя и редуктора не более:
Техническая характеристика
Электродвигатель IM 1081
Мощность электродвигателя - 7
Частота движения вала электродвигателя - 87
Общее передаточное отношение редуктора - 19
Крутящий момент на выходном валу редуктора - 581 Н

Пояснительная1.doc

Выбор электродвигателя5
Выбор и обоснование оптимального варианта конструкции6
Статическое исследование редуктора11
Кинематический анализ редуктора13
Геометрический расчет зубчатых передач13
Выбор материала и термообработки зубчатых передач13
Определение допускаемых напряжений14
1.Допускаемые контактные напряжения14
2.Допускаемые изгибные напряжения16
Определение расчетного контактного напряжения в полюсе зацепления зубчатой пары для тихоходной ступени17
Определение расчетного изгибного напряжения18
Расчет промежуточного вала на прочность19
Определение размеров валов зубчатых колес26
Концевые участки валов:28
Конструирование крышек подшипников30
Зубчатые колеса внешнего зацепления34
Манжетные уплотнения35
Смазочные устройства35
Конструирование корпусных деталей и крышек36
Крепление крышки к корпусу37
Конструирование прочих элементов редуктора39
Подбор системы смазки40
Краткое описание сборки редуктора40
Эскизы стандартных изделий41
Рассчитать и спроектировать приводную станцию транспортера по схеме 92 применить тип редуктора 22
Рис.1 схема привода 92 и редуктора 22
Сила тяги Fk = 6900H;
Тип производства – средняя серия
Привод грузоподъемной машины был сконструирован для передачи крутящего момента на барабан который обеспечивает поднятие груза со скоростью 072мс.
Привод грузоподъемной машины (рис. 2) состоит из электродвигателя редуктора барабана троса. Электродвигатель и барабан присоединены к редуктору при помощи муфт.
рис. 2. Схема привода барабана
Выбор электродвигателя
Определим мощность и частоту вращения.
Потребляемую мощность привода (мощность на выходе) определим по формуле [2]:
Рвых = Ft*V = 6900*072= 4968 кВт.
Определим потребную мощность электродвигателя [2]:
где общ = 3подш.п. * 2зац* 2м .
Здесь п.п = 099 – КПД подшипниковой пары;
зац = 097– КПД зубчатой передачи;
м = 098 – КПД муфты.
Рэ.потр = 496809604*09409*09606 = 571 кВт;
Определим частоту вращения барабана [2]:
где Dб = 18*dк = 18*01* √ Ft = 18*01* √6900= 165мм;
Момент приложенный к барабану:
Тбар=(Fк*Dб)(2*1000)= 56925 Н*м
Момент на выходе редуктора:
Твых= Тбарм=56925098= 58087 Н*м
По таблице 24.9 [2] при условии Рэдв>=Рпотр выбираем электродвигатель 132S421440:
P=75кВт и асин=1440 обмин.
Определим передаточное число привода [2]:
и = ппб = 14408338 = 1727
Выбор и обоснование оптимального варианта конструкции
Для того чтобы найти оптимальный вариант конструкции определим для всех 5 случаев объем и массу конструкции.
рис. 3 Схема редуктора
Диаметр шестерни быстроходной передачи dw1б = 3555 мм;
Диаметр колеса быстроходной передачи dw2б = 13445 мм;
Диаметр шестерни тихоходной передачи dw1т = 4857 мм;
Диаметр колеса тихоходной передачи dw2т = 23143 мм.
Ширина колеса быстроходной ступени вwб = 359 мм;
Ширина колеса тихоходной ступени вwт = 654 мм;
Межосевое расстояние быстроходной ступени аwб = 85 мм;
Межосевое расстояние тихоходной ступени аwт = 140 мм.
Объем редуктора определим по формуле:
Где L = dw1б2 + dw2т2 + аwб + аwт ;
B = max² dw2б dw2т ²
Массу редуктора определим по формуле:
М = 4*ρ*( dw1б2 * вwб + dw2б2 * вwб + dw1т2 * вwт + dw2т2 * *вwт)
м = Мρ = dw1б * вwб + dw2б * вwб + dw1т ²* вwт + dw2т ²* вwт
L = 35552 + 231432 + 85 + 140 = 35849 мм;
А = 359 + 654 = 1013 мм;
Диаметр шестерни быстроходной передачи dw1б = 3717 мм;
Диаметр колеса быстроходной передачи dw2б = 15283 мм;
Диаметр шестерни тихоходной передачи dw1т = 5170 мм;
Диаметр колеса тихоходной передачи dw2т = 21830 мм.
Ширина колеса быстроходной ступени вwб = 329 мм;
Межосевое расстояние быстроходной ступени аwб = 95 мм;
Межосевое расстояние тихоходной ступени аwт = 135 мм.
L = 37172 + 21832 + 95 + 135 = 35774 мм;
А = 329 + 654 = 916 мм;
Диаметр шестерни быстроходной передачи dw1б = 3505 мм;
Диаметр колеса быстроходной передачи dw2б = 16495 мм;
Диаметр шестерни тихоходной передачи dw1т = 6032 мм;
Диаметр колеса тихоходной передачи dw2т = 20968 мм.
Ширина колеса быстроходной ступени вwб = 364 мм;
Ширина колеса тихоходной ступени вwт = 545 мм;
Межосевое расстояние быстроходной ступени аwб = 100 мм;
L = 35052 + 209682 + 100 + 135 = 35759 мм;
А = 364+545 = 909 мм;
Диаметр шестерни быстроходной передачи dw1б = 3294 мм;
Диаметр колеса быстроходной передачи dw2б = 17706 мм;
Диаметр шестерни тихоходной передачи dw1т = 6286 мм;
Диаметр колеса тихоходной передачи dw2т = 19714 мм.
Ширина колеса быстроходной ступени вwб = 408 мм;
Ширина колеса тихоходной ступени вwт = 583 мм;
Межосевое расстояние быстроходной ступени аwб = 105 мм;
Межосевое расстояние тихоходной ступени аwт = 130 мм.
L = 3292 + 217142 + 110 + 140 = 35004 мм;
А = 408+583 = 991 мм;
Диаметр шестерни быстроходной передачи dw1б = 30.8 мм;
Диаметр колеса быстроходной передачи dw2б = 1992 мм;
Диаметр шестерни тихоходной передачи dw1т = 6857 мм;
Диаметр колеса тихоходной передачи dw2т = 19143 мм.
Ширина колеса быстроходной ступени вwб = 464 мм;
Ширина колеса тихоходной ступени вwт = 567 мм;
Межосевое расстояние быстроходной ступени аwб = 115 мм;
L = 3082 + 191432 + 115 + 130 = 356115 мм;
А = 464 + 567 = 1031 мм;
Диаметр шестерни быстроходной передачи dw1б = 3093 мм;
Диаметр колеса быстроходной передачи dw2б = 19907 мм;
Диаметр шестерни тихоходной передачи dw1т = 7714 мм;
Диаметр колеса тихоходной передачи dw2т = 18286 мм.
Ширина колеса быстроходной ступени вwб = 471 мм;
Ширина колеса тихоходной ступени вwт = 521 мм;
L = 30932 + 182862 + 125 + 130 = 36189 мм;
А = 471 + 521 = 992 мм;
рис. 4 График объемов и масс редуктора для шести вариантов
По графику видно что оптимальным вариантом конструкции является третий вариант т. к. в данном случае редуктор обладает минимальной массой и небольшим объемом.
Статическое исследование редуктора
Определим моменты в зубчатых колесах а также усилия в зацеплении.
Вращающий момент на выходном валу:
Т2т = =5812 = 2905 Н*м
Вращающий момент на шестерне тихоходной ступени:
Т1т = Т2т зац*Uт = 2905097*348 = 8606 Н*м;
где з – КПД зацепления;
ит – передаточное число на тихоходной ступени;
Вращающий момент на колесе промежуточного вала:
Т2б = = = 17386 Н*м;
Вращающий момент на шестерне быстроходной ступени:
Усилия в передаче определим по следующим формулам:
Окружная сила на тихоходной ступени:
Радиальная сила на тихоходной ступени:
Ftт*tg αw 285*tg 20º
Осевая сила на тихоходной ступени:
Fат = Ftт*tg т = 285*tg 29498º = 161 кН.
Окружная сила на быстроходной ступени:
Радиальная сила на быстроходной ступени:
Ftб*tg αw 217*tg 20º
Осевая сила на быстроходной ступени:
Fаб = Ftб*tg б = 217*tg 1407º = 054 кН;
Кинематический анализ редуктора
Найдем частоту вращения быстроходного вала:
пэ = п1б = 1440 обмин;
Частота вращения промежуточного вала:
ппр = п1биб = 1440471 = 30573 обмин;
Частота вращения тихоходного вала:
пт = пприт = 30573348 = 8785 обмин;
Геометрический расчет зубчатых передач
диаметр окружности впадин у шестерни на тихоходной ступени
df1т = d1т – 2*(с+т) = 6032 – 2*(025+2) = 5407 мм;
диаметр окружности впадин у шестерни на быстроходной ступени
df1б = d1б – 2*(с+т) = 3505 – 2*(025+25) = 3005 мм;
диаметр окружности впадин у колеса на тихоходной ступени
df2т = d2т – 2*(с+т) = 20968 – 2*(025+2) = 20343 мм;
диаметр окружности впадин у колеса на быстроходной ступени
df2б = d2б – 2*(с+т) = 16495 – 2*(025+25) = 15995 мм;
диаметр окружности вершин у шестерни на тихоходной ступени:
dа1т = d1т +2*т = 6032 + 2*2 = 6432 мм;
диаметр окружности вершин у шестерни на быстроходной ступени:
dа1б = d1б +2*т = 3505 + 2*25 = 3905 мм;
диаметр окружности вершин у колеса на тихоходной ступени:
dа2т = d2т +2*т = 20968 + 2*25 = 21468 мм.
диаметр окружности вершин у колеса на быстроходной ступени:
dа2б = d2б +2*т = 16495 + 2*2 = 16495 мм.
Выбор материала и термообработки зубчатых передач
Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено что нагрузка допускаемая при контактной прочности зубьев определяется в основном твердостью материала. Высокую твердость в сочетании с другими характеристиками а следовательно малые габариты и массу передачи можно получить при изготовлении зубчатых передач из сталей подвергнутых термообработке.
Для шестерни тихоходной ступени выберем марку стали 45Х с твердостью 230 .280 НВ и термообработку – улучшение. Для колеса выберем марку стали 45Х с твердостью 163 269 НВ и термообработку – улучшение.
Для тихоходной ступени назначим твердость для шестерни 265 НВ и для колеса 230 НВ [3].
Для шестерни быстроходной ступени выберем марку стали 45 с твердостью 230 .280 НВ и термообработку – улучшение. Для колеса выберем марку стали 45Х с твердостью 163 269 НВ и термообработку – улучшение.
Для быстроходной ступени назначим твердость для шестерни 265 НВ и для колеса 230 НВ [3].
Определение допускаемых напряжений
1.Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения рассчитаем по формуле:
где [Н]1 – допускаемые контактные напряжения для шестерни тихоходной ступени;
[Н]2 - допускаемые контактные напряжения для колеса тихоходной ступени;
Рассчитаем пределы выносливости для шестерни и колеса [3]:
Коэффициенты долговечности определим по формуле [3]:
где NHG – базовое число циклов нагружения;
NHE – циклическая долговечность;
По графику определим [3]:
Циклическую долговечность определим по формуле [3]:
NHE = Н* Nк = Н*60*с*п*LH
Где с – число зацеплений зуба за один оборот колеса;
п – частота вращения;
LH – длительность работы (ресурс);
Н – коэффициент эквивалентности. Для заданного режима работы 3 определяем что Н = 0125
NHE1 = 0125*60*1*30573*1500 = 34*106 ;
NHE2 = 0125*60*1*8785*1500 = 099*106 ;
Рассчитаем коэффициент долговечности:
zN1 = 6√NHG1NHE1 = 6√ 20*106 283*106 = 125;
zN2 = 6√NHG2NHE2 = 6√12*106 099*106 = 137;
Значение коэффициента надежности примем равным SH = 11
Допускаемые контактные напряжения на колесе и на шестерне:
[Н]1 = 600*12511 = 68182 МПа;
[Н]2 = 530*13711 = 66009 МПа;
Допускаемое контактное напряжение:
[Н] = (68182 + 66009)2 = 67096 МПа.
2.Допускаемые изгибные напряжения
Допускаемое изгибное напряжение определим по формуле [3]:
[F] = Flim*KFC*KFLSF
KFC – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (при односторонней нагрузке KFC=1;
KFL – коэффициент долговечности;
SF – коэффициент безопасности;
Принимаем значение коэффициентов безопасности для шестерни и колеса SF = 175 [3];
Коэффициент долговечности определим по формуле [3]:
где NFG = 4*106 - базовое число циклов;
NFE – эквивалентное число циклов;
Эквивалентное число циклов определим по формуле:
NFE1 = FE*Nк1 = FE*60*с*п*LH = 0038*60*1*30573*1500 = 105*106 ;
NFE2 = FE*Nк2 = FE*60*с*п*LH = 0038*60*1*8785*1500 = 030*106 ;
где FE – коэффициент эквивалентности;
Nк – расчетное значение циклов;
KFL1 = 6√4*106 105*106 = 118
KFL2 = 6√ 4*106 030*106 = 138;
Допускаемые изгибные напряжения равны:
[F]1 = 477*1*118175 = 3216 МПа;
[F]2 = 414*1*138175 = 3265 МПа.
Определение расчетного контактного напряжения в полюсе зацепления зубчатой пары для тихоходной ступени
Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям произведем по формуле [3]:
где Т1 – вращающий момент на шестерне тихоходной ступени;
kH – коэффициент нагрузки по контактным напряжениям;
ЕПр = 2.1*105 МПа – модуль упругости для стали;
d1 = 60.32 мм – диаметр шестерни;
вw = 54.5 мм – ширина венца шестерни;
αw=20º - угол зацепления;
и = 348 – передаточное отношение тихоходной ступени.
Коэффициент нагрузки определяем по формуле:
где kH = 106 – коэффициент концентрации нагрузки
kHV = 102 – динамический коэффициент
kH = 106*102 = 1.08;
m(z1 + z2) 25 (21 + 73)
= arссos* = arссos = 29498
α = [1.88–32*(1z1 +1z2)]*cos=[188 – 32(121 + 173)]*cos29498= =146
где α – коэффициент торцового перекрытия;
Получаем расчетное контактное напряжение равно:
06*10 3*108*21*10 5 (348+ 1)
Н =118*074* √ * = 54829 МПа;
Следовательно условие прочности по контактным напряжениям выполняется т.к. :
Н = 54829 МПа [Н] = 67096 МПа.
Определение расчетного изгибного напряжения
Расчет прочности зубьев по изгибным напряжениям произведем по формуле [3]:
где УFs – коэффициент формы зуба;
Ft – окружная сила Н;
kF – коэффициент нагрузки по изгибным напряжениям;
Для шестерни УFs = 41 для колеса УFs = 373 [3].
Окружная сила для шестерни Ft = 285 кН для колеса Ft = 217 кН .
Рассчитаем коэффициенты нагрузки по изгибным напряжениям для шестерни и колеса [3]:
где kF1 = 112 и kF2 = 101 – коэффициенты концентрации нагрузки для шестерни и колеса (при вd1 = вd = 5452*6032= 045 и вd2 = вd= 5452*20968 =013) [3];
kFV = 103 – динамический коэффициент
kF1 = 112*103 = 1154;
kF2 = 101*1.03 = 104;
Получаем расчетные контактные напряжения равны:
F1 = 1154*285*10 ³*41(5452)*25 = 1979 МПа;
F2 = 104*285*10 ³*373(5452)*25 = 1601 МПа;
Следовательно условие прочности по изгибным напряжениям выполняется т.к. :
F1 = 1812 МПа [F]1 = 3216 МПа;
F2 = 507 МПа [F]2 = 3265 МПа.
Расчет промежуточного вала на прочность
Рассмотрим промежуточный вал а также действующие на него нагрузки:
Рис. 5 Нагрузки действующие на промежуточный вал
)Рассмотрим плоскость УОZ:
Определим моменты Мт и Мб возникающие в плоскости УОZ:
Мб = Fаб * dwб2 = 054*164952 = 445 Н*м;
Мт = Fат * dwт2 = 161*60322 = 483 Н*м;
Ffm*35 + Mm + Mб – Frб(35+40) – Mm + Frm*(35+40*2) – Rby(35*2+40*2) =0
Ray = 2*Frm – Frб – Ryb = 05 кН
Построим эпюры изгибающих моментов и нормальных сил в плоскости УОZ (рис. 7):
Мz=35 = Raу*35 = 05*35 = 175 Н*м;
М(z) = Raу*z - Frт*(z -35) + Mm
Мz=35 = Raу*35 + Мт = 05*35 + 483 = 658 Н*м;
Мz=75 = Raу*75 - Frт*(z -35) + Мт = 05*75 –12*(75-35) + 483 = 378 Н*м;
Q2 = Raу – Frт = 05 -12 = -07 кН;
М(z) = Raу*z – Frm(z-35) + Mm + Mб + Frб(z-35-40)
М(75) = Raу*75 – Frm 40 + Mm + Mб = 5345 H*м;
Мz=115 = Raу*115 – Frm(80) + Mm + Mб + Frб(40) = 863 Н*м;
Q3 = Rау + Frб – Frm
Мz=35 = Rву*35 = 11*35 = 385 Н*м;
)Рассмотрим плоскость ZOX:
Построим эпюры изгибающих моментов и нормальных сил в плоскости ZОХ (рис. 7):
Raх + Ftт - Ftб + Ftт + Rвх = 0;
(1): Ftт *35 - Ftб *75 + Ftт *115+ Rвх*150 = 0
Мz=35 = Raх*35 = -177*35 = -6195 Н*м;
Q1 = Raх; Q1 = -177 Н;
М(z) = Raх*z + Ftт *(z -35)
Мz=75 = Raх*75 + Ftт *(z -35) = -177*75 +285*(75-35) = -1875 Н*м;
Q2 = Raх + Ftт = -177 +285 = 108 Н;
М(z) = Rах*z + Ftm(z-35) – Ftб(z-35-40)
Мz=75 = Ftm(75-35) – Ftб(75-35-40) + Rах*75 = -1875 Н*м;
Мz=115 = Rах*115 + Ftm(115-35) – Ftб(115-35-40) = -6178 Н*м;
Q3 = Rах + Ftm - Ftб
Мz=35 = -Rвх*35 = -6178 Н*м;
Найдем суммарный изгибающий момент:
Ма=35 = √Мz + Му = √175 2 + (-6195) 2 = 6437 Н*м;
Ма=35 = √Мz + Му = √658 2 + (-6195) 2 = 9037 Н*м;
Ма=75 = √Мz + Му = √378 2 + (-1875) 2 = 4219 Н*м;
Ма=75 = √Мz + Му = √535 2 + (-1875) 2 = 5669 Н*м;
Ма=115 = √Мz + Му = √863 2 + (-6178) 2 = 10556 Н*м;
Ма=115 = √Мz + Му = √385 2 + (-6178) 2 = 7195 Н*м;
Максимальный изгибающий момент М = 10556 Н*м
Определим крутящий момент Т:
Т1 = Fтt * dm2 = 285*60322 = 8596 Н*м;
Т2 = Fбt * dб2 = 217*164952 = 17897 Н*м;
Рис. 8 Эпюры моментов и нормальных сил
Ra = √ Raх 2 + Rау 2 = √05 2 + (-177) 2= 184 Н
Rв = √ Rвх 2 + Rву 2 = √11 2 + (-177) 2= 208 Н
Выбираем подшипник шариковый радиальный однорядный d = 35 мм:
FaС0 = 16*10 3137*10 3= 0 117
Fa( V*Fr) = 16*10 31*119*10 3= 133 > 030
Определим радиальную нагрузку действующую на подшипник [3]:
Р =( Х*V*Fr+ Y Fa)*k*kт
Где Х=056– коэффициент радиальной нагрузки;
У=145 – коэффициент осевой нагрузки;
K=13 15 – коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки: умеренные толчки;
Kт=1 – температурный коэффициент.
Р = (056*1*119 + 145*16) = 433 кН;
Определим долговечность работы по формуле [3]:
L = а1* а2*(Ср) *10 660*п
где С = 255 кН – паспортная динамическая грузоподъемность;
Р = 433 кН – эквивалентная нагрузка;
р = 3 – для шариковых подшипников;
а1 = 1 – коэффициент надежности;
а2 = 07 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;
L = 1*07*(255433)3 *10660*30573 = 77941 ч;
Необходимо соблюдение условия:
L > Lhe = Lh* = 77941*025 = 19485ч;
Выбираем “Подшипник 207 по ГОСТ 8338-75”.
Примем что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу (а = тах М = 0) а касательные напряжения - по пульсирующему циклу ( а = М = 05*). Материал вала - сталь 45
(Т = 580 МПа в = 850 МПа -1 = (04 05) в = (04 05)*850 =(340 425)= 400 МПа -1 = (02 03) в = (02 03)*850 = (170 255) = 200 МПа).
Опасным сечением является сечение где находится максимальный момент на валу - М = 10556 Н*м.
а = М = 05* = 05*Т02*d3= 05*860602*0063 = 099 МПа;
а = М01*d3 = 1055601*0063 = 49 МПа;
Запас прочности рассчитаем по формуле:
k = 17 - эффективный коэффициент концентраций напряжений при изгибе;
= 01 - коэффициент корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости;
Кd =077; KF = 094 – масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности;
k = 14 - эффективный коэффициент концентраций напряжений при кручении;
Кd = 077 - масштабный фактор;
KF = 094- фактор шероховатости поверхности;
= 005- коэффициент корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости;
условие прочности соблюдается:
Определение размеров валов зубчатых колес
Диаметры различных участков валов редуктора определим по
d ≥ (7 8) 3√T1Б = (7 8) 3√3804 = 25 мм;
где t = 3 – высота заплечика [2];
dП ≥ 25 + 2*3 = 32 мм;
Принимаем dП = 35 мм;
где r = 2 – координата фаски подшипника;
dБП ≥ 35 + 3*2 = 41 мм;
диаметр dБП округляем в ближайшую сторону до стандартного значения dБП = 40 мм.
dк ≥ (6 7) 3√T1тш = (6 7) 3√8606 = 32 мм;
где f = 12 – размер фаски [2];
dБК ≥ 32 + 3*12 = 356 = 36 мм;
диаметр dП округляем в ближайшую сторону до стандартного значения
dБп ≥ dП +3*r = 35 +3*2 = 41 мм;
диаметр dБП округляем в ближайшую сторону до стандартного значения
d ≥ (5 6) 3√T2тк = (5 6) 3√2905= 3642мм; d = 38 мм
dП ≥ d +2*t = 38 + 2*3.5 = 45 мм;
dБп ≥ dП +3*r = 45+ 3*25 = 53 мм;
рис.9 Валы редуктора
Концевые участки валов:
Конические концы валов изготавливают по ГОСТ 12081-72 изготавливают с конусностью 1:10 двух исполнений: с наружней и внутренней резьбой.. Коническая форма концевого участка приобрела широкое распространение и обеспечивают точное и надежное соединение возможность легкого монтажа и снятия устанавливаемых деталей.
Для быстроходного вала:
Для тихоходного вала:
Рис.10 Концевые участки валов
рис. 11. Напряжения в соединении призматической шпонкой
Для колеса тихоходной ступени с диаметром вала d = 54 мм выбираем призматическую шпонку имеющую размеры [1 ]:
Длину шпонки найдем из условия прочности для призматических шпонок [2 ]:
см = 4*Тh*l*d ≥ [см] где
Т - вращающий момент на колесе тихоходной ступени;
[см] = 180 МПа - допускаемое напряжение;
Принимаем длину шпонки L = 35 мм.
Для колеса промежуточной ступени с диаметром вала 35 мм выбираем призматическую шпонку имеющую размеры [1 ]:
Т - вращающий момент на колесе промежуточной ступени;
Принимаем длину шпонки L = 26 мм учитывая диапазон указанный в таблице 2429 [2].
Конструирование крышек подшипников
Размеры крышки определяются прежде всего размером внешнего кольца подшипника. В данном случае используются закладные крышки. Эти крышки не требуют специального крепления к корпусу резьбовыми деталями. Они удерживаются кольцевым выступом для которого в корпусе протачивают канавку. Чтобы обеспечить сопряжение торцов выступа крышки и канавки корпуса по плоскости на наружной цилиндрической поверхности крышки перед торцом выступа делают канавку.
Конструкции закладных крышек:
Рис.12 Закладная крышка с глухим отверстием
б) с отверстием для выходного конца вала
Рис.13 Закладная крышка с отверстием для выходного конца вала.
Зубчатые колеса внешнего зацепления
Рис.14 Зубчатое колесо внешнего зацепления
Промежуточная ступень:
lст = (08 1.5)d = 38
S = 2.2m + 005b2 = 6
C = 05(S + Sст)>= 025b2 = 9
) lст = (08 1.5)d = 45
S = 2.2m + 005b2 = 8
C = 05(S + Sст)>= 025b2 = 12
) lст = (08 1.5)d = 31
S = 2.2m + 005b2 = 7
C = 05(S + Sст)>= 025b2 = 10
Манжетные уплотнения
Широко применяются при смазывании подшипников жидким маслом и при окружной скорости до 20 мс манжетные уплотнения. Манжета состоит из корпуса изготовленного из маслобензостойкой резины каркаса представляющего собой стальное кольцо Г- образного сечения и браслетной пружины. Каркас придает манжете жесткость и обеспечивает плотную посаду в корпусную деталь без дополнительного крепления. Браслетная пружина стягивает уплотняющую часть манжеты вследствие чего образуется рабочая кромка шириной
b = 04 06 мм плотно охватывающая поверхность вала.
Манжеты предназначенные для работы в засоренной среде. Выполняют с дополнительной рабочей кромкой называемой «Пыльником».
Манжету обычно устанавливают открытой стороной внутрь корпуса.
К рабочей кромке манжеты в этом случае обеспечен хороший доступ смазочного масла.
Смазочные устройства
При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет. Свойства его ухудшаются. Поэтому масло налитое в корпус редуктора периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой (рис. 9). Размеры пробки:
Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают маслоуказатели жезловые (щупы) (рис. 10). Исполнение наклонного щупа вызывает некоторые технологические трудности при формовке корпуса и сверлении наклонного отверстия поэтому вертикальное исполнение предпочтительнее.
При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушин в его верхних точках
рис.16. Маслоуказатель
Конструирование корпусных деталей и крышек
Размеры корпуса определяются числом и размерами размещенных в них деталях относительным их расположением и величиной зазора между ними. Для удобства сборки корпус выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов.
Зазор между колесами и стенками редуктора:
Толщина стенки корпуса редуктора
= 13* 4√Т = 13* 4√581 = 63 ≥6 мм.
Толщину стенки крышки корпуса 1 = (09 1)* где = 7 мм -
-толщина стенки корпуса. Толщину стенки крышки корпуса принимаем 1 = 6 мм. Для уменьшения массы крышки боковые стенки выполняют наклонными.
Диаметр приливов в которых располагаются подшипники определяются:
Dп = 125*D + 10 мм = 103
Крепление крышки к корпусу
Для соединения крышки с корпусом используются болты с наружной шестигранной головкой (рис. 13).
Размеры элементов крышки и корпуса принимают:
d = 125* 3√Твых =125* 3√581 = 104 мм; примем d = 12
К = 235*d = 27*12 = 282 мм;
С = 11*d = 11*12 = 132 мм;
Для точного фиксирования положения крышки редуктора относительно корпуса применяются штифты. Размеры штифтов (рис. 14):
dшт = (07 08)*d = (07 08)*12 = 10 ммгде
d - диаметр крепежного болта;
Конструирование прочих элементов редуктора
Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяют проушины (рис. 15) отливая их заодно с крышкой. В данном случае проушина выполнена в виде ребра с отверстием.
d = 3*1 = 3*6 = 18 мм.
Для заливки масла в редуктор и контроля правильности зацепления делают люк. Чтобы удобнее было заливать масло и наблюдать за зубчатыми колесами при сборке и эксплуатации размеры люка должны быть максимально возможными. Люк закрывается стальной крышкой из листов толщиной к. При среднесерийном производстве крышку выполняют штампованной (рис. 16). Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль под крышку ставят уплотняющую прокладку. Материал прокладки - технический картон марки А толщиной 10 15 мм. Крышка крепиться к корпусу винтами с полукруглой головкой.
k = (0010 0012)*L = (0010 0012)*160 = 2 мм;
h = (04 05)* 1 = (04 05)*6 = 3 мм;
Подбор системы смазки
В данном редукторе используется картерная система смазывания т.е. корпус является резервуаром для масла. Масло заливается через верхний люк. Для слива масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие закрываемое пробкой.
При работе передач продукты изнашивания постепенно загрязняют масло. С течением времени оно стареет свойства его ухудшаются. Браковочными признаками служат повышенное содержание воды и наличие механических примесей. Поэтому масло залитое в корпус периодически меняют.
В зависимости от контактного напряжения до 600 МПа и окружной скорости колес до 2 мс определяем требуемую вязкость масла
*10 м ²с. По вязкости определяем марку масла - масло индустриальное И-Г-А. Потребное количество масла V = 12 л.
Краткое описание сборки редуктора
Данная конструкция редуктора позволяет осуществлять независимую сборку редуктора. В первую очередь на валы устанавливаются зубчатые колеса затем упорные втулки подшипники регулировочные кольца обеспечивающие регулировку осевых зазоров маслоотражательные шайбы. Затем устанавливаются манжеты и крышки подшипников с отверстиями для концов валов. Далее в корпус устанавливаются валы а также глухие крышки. На корпус устанавливают крышку которая фиксируется штифтами затем крышка крепится стяжными болтами. На корпус устанавливают маслоуказатели и сливную пробку. Затем в корпус через отверстие люка заливают масло. После этого на крышке корпуса устанавливается крышка люка.
Эскизы стандартных изделий
Подшипник ГОСТ 8338-75
Обозначение подшипника
Манжета ГОСТ 8752-79
Шпонка ГОСТ 23360-78
Н1 = 10 мм с = 16 мм