Двухступенчатый горизонтальный цилиндрический соосный редуктор

моя пояснительная записка.docx

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ
УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ
«БРЕСТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»
Кафедра машиностроения и эксплуатации автомобилей
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
по дисциплине “Детали машин”
Выбор двигателя. Кинематический и силовой расчет привода4
Расчет тихоходной ступени редуктора6
Расчет быстроходной ступени редуктора17
Конструирование валов редуктора и предварительный выбор подшипников качения28
Конструирование колес редуктора33
Определение основных размеров корпуса редуктора35
Смазывание передач и подшипников редуктора. Выбор смазочного материала37
Расчет соединений вал-ступица для редуктора37
Расчет тихоходного вала редуктора на сопротивление усталости37
Расчет подшипников качения тихоходного вала на заданный ресурс37
Выбор компенсирующей упругой муфты37
Проектируемый цилиндрический двухступенчатый зубчатый редуктор выполнен по развернутой схеме с валами расположенными в горизонтальной плоскости. Быстроходная и тихоходная ступени редуктора – цилиндрические эвольвентные косозубые зубчатые передачи внешнего зацепления. Корпус редуктора – разъемный и выполняется литым из серого чугуна марки не ниже СЧ15 (ГОСТ 1412 – 85). Осевое фиксирование быстроходного промежуточного и тихоходного валов редуктора – по схеме “враспор”. В качестве опор валов использованы однорядные шариковые радиальные подшипники. Подшипниковые крышки – закладные. Входной и выходной валы редуктора имеют цилиндрические концевые участки с призматическими шпонками.
Выходящие из корпуса участки быстроходного и тихоходного валов уплотнены резиновыми армированными манжетами типа 1.
Корпус редуктора и крышку стягивают винты (болты) с шестигранной головкой класса прочности не менее 66 .
Выбор двигателя. Кинематический и силовой расчеты привода
Принимаем КПД элементов привода (см. техническое задание): КПД муфты ; КПД зубчатой цилиндрической передачи .
Тогда общий КПД привода от вала двигателя до выходного конца тихоходного вала :
Требуемая мощность двигателя:
Исходя из принимаем асинхронный двигатель серии АИР типоразмера АИР132М6 со следующими техническими данными: ;
Общее передаточное отношение редуктора
На основании рекомендаций изложенных в техническом задании определяем передаточное отношение тихоходной ступени редуктора:
Тогда передаточное отношение быстроходной ступени редуктора:
Обозначим римскими цифрами валы редуктора: I – быстроходный вал;
II – промежуточный вал; III – тихоходный вал.
Тогда частота вращения этих валов:
Вращающий момент на выходном конце тихоходного вала:
На тихоходном валу установлено одно колесо.
-вращающий момент на колесе тихоходной ступени.
Из условия равновесия тихоходного вала имеем:
Вращающий момент на шестерне тихоходной ступени:
Из условия равновесия промежуточного вала редуктора вращающий момент на колесе быстроходной ступени:
Вращающий момент на шестерне быстроходной ступени:
Расчет тихоходной ступени редуктора
а) характеристика передачи: цилиндрическая косозубая зубчатая зубчатая передача внешнего зацепления;
б) передаточное отношение передачи
в) передаточное число передачи
г) вращающий момент на колесе передачи
д) частота вращения шестерни передачи
е) частота вращения колеса передачи
ж) требуемый ресурс
з) типовой режим нагружения – 0 ( постоянный );
и) коэффициент внешней динамической нагрузки ( работа ведомой машины – равномерная );
к) коэффициент кратковременной перегрузки
л) степень точности передачи – 8–В ;
м) передача нереверсивная .
1. Выбор варианта термообработки зубчатых колес и определение средней твердости активной поверхности зубьев
Согласно дополнения к основным исходным данным указанном в техническом задании для тихоходной ступени T проектируемого редуктора рекомендуется вариант термообработки ( т.о.) II : т.о. шестерни – улучшение + закалка ТВЧ твердость активной поверхности зубьев 45 50 HRCэ ; т.о. колеса – улучшение твердость активной поверхности зубьев 269 302 HB.
Средняя твердость Н активной поверхности зуба:
2. Допускаемые контактные напряжения при расчете зубчатой передачи на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев
Предел контактной выносливости активной поверхностей зубьев соответствующей абсциссе точки перелома кривой усталости для контактных напряжений по табл. 2.4 [1] для варианта т.о. II:
Коэффициент безопасности по табл. 2.4 [1]:
Коэффициент приведения по табл. 2.3 [1]: для постоянного типового режима нагружения .
Эквивалентное число циклов нагружений для шестерни и колеса при числе зацеплений за один оборот зуба шестерни и зуба колеса по формулам:
Базовое число циклов нагружения (абсцисса точки перелома кривой усталости для контактных напряжений) по формуле для варианта т.о. II:
В связи с тем что полученные значения и больше и то коэффициенты долговечности и принимаем равными 1.
Тогда допускаемые контактные напряжения для принятого варианта т.о. II:
Согласно рекомендаций [1] стр. 50 принимаем :
3.Межосевое расстояние передачи
Рассчитываемая цилиндрическая передача расположена относительно опор несимметрично. По табл. 2.6 [1] для такой передачи при твердости активных поверхностей зубьев Н1>350 НВ и Н2350 НВ коэффициент рабочей ширины передачи относительно межосевого расстояния:
Тогда коэффициент рабочей ширины передачи относительно делительного диаметра шестерни (предварительно):
Коэффициент концентрации нагрузки при расчете по контактным напряжениям согласно рис. 2.17 [1] для кривой 4 при Н1 >350 НВ и Н2 350 НВ для
По табл. 2.7 [1] коэффициент внешней динамической нагрузки (режим работы двигателя 1 – равномерный ; режим ведомый машины 1 – равномерный).
При приведенном модуле упругости для стали и вращающем моменте на колесе ступени межосевое расстояние рассчитываемой косозубой цилиндрической передачи (предварительно) при :
4.Модуль передачи числа зубьев шестерни и колеса
Ориентировочно величина модуля для косозубой передачи может быть определена по соотношению приведенному в табл. 2.9 [1] для твердостей активных поверхностей зубьев Н1 >350 НВ и Н2 350 НВ:
По табл. 2.10 [1] для полученного диапазона модулей принимаем .
Для определения числа зубьев шестерни предварительно принимаем угол наклона зубьев закрытой косозубой цилиндрической передачи равным
Число зубьев колеса:
Уточняем окончательно значение наклона зуба :
Фактическое передаточное число рассчитываемой передачи:
5.Основные размеры шестерни и колеса
Диаметры делительные:
Диаметры начальные (так как передача без смещения):
При коэффициентах высоты головки зуба и радиального зазора высоты головки и ножки зуба:
Диаметры окружностей вершин зубьев:
Диаметры окружностей впадин зубьев:
Рабочая ширина передачи:
Ширина венца колеса:
Ширина венца шестерни:
Окончательно коэффициент :
6.Выбор марки стали для изготовления зубчатых колес
Для варианта т.о. II марки стали одинаковы для шестерни и колеса. При выборе конкретной стали по табл. 2.1 [1] диаметр заготовки шестерни не должен превышать предельного значения а для колеса толщины заготовки диска и обода предельного значения
По табл. 2.2 [1] принимаем легированную сталь 40Х . По табл. 2.1 [1] имеем:
для шестерни (т.о. шестерни – улучшение + закалка ТВЧ твердость активной поверхности зубьев 45 50 HRCЭ) сталь 40Х :
для колеса (т.о. улучшение твердость активной поверхности зубьев 269 302 HВ) сталь 40Х :
Сталь 40Х подходит для изготовления шестерни и для колеса.
7.Степень точности передачи
Окружная скорость шестерни и колеса в полюсе зацепления:
Принимаем 8-ю степень точности согласно техническому заданию.
8.Определение сил действующих в косозубом зацеплении цилиндрической передачи
Окружная сила на начальном цилиндре в торцовом сечении косозубой цилиндрической передачи:
При этом для шестерни и колеса:
Радиальная сила для шестерни и колеса:
Осевая сила для шестерни и колеса:
9.Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев
Коэффициент торцового перекрытия:
Коэффициент уменьшения контактных напряжений для косозубой передачи в сравнении с прямозубой при :
Коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку при расчете по контактным напряжениям по табл. 2.13 [1] для окружной скорости в зацеплении и 8-й степени точности .
Тогда расчетные контактные напряжения в полюсе зацепления:
Сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев обеспечивается так как выполняется условие:
10.Допускаемые напряжения изгиба при расчете на сопротивлении усталости зубьев при изгибе
Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба соответствующей абсциссе точки перелома кривой усталости для напряжений изгиба по табл. 2.4 [1] для варианта т.о. II:
для шестерни (т.о. улучшение + закалка ТВЧ m3мм):
для колеса (т.о. улучшение):
Коэффициент безопасности по табл. 2.4 [1]: для шестерни ; для колеса .
Коэффициент приведения по табл. 2.3 [1]:
Эквивалентное число циклов нагружений при расчете по напряжениям изгиба для шестерни и колеса при числе зацеплений за один оборот зуба шестерни и зуба колеса :
Базовое число циклов нагружения (абсцисса точки перелома кривой усталости для напряжения изгиба) для всех видов термообработки .
Коэффициенты долговечности и равны 1 так как и больше .
Коэффициент учитывающий двухстороннее приложение нагрузки принимаем равным так как передача нереверсивная .
Тогда допустимые напряжения изгиба по формулам:
11. Проверочный расчет передачи на сопротивление усталости при изгибе
Коэффициент концентрации нагрузки при расчете по напряжениям изгиба согласно рис. 2.17 [1] для кривой 4 при Н1 > 350 НВ и Н2 350 НВ для
Коэффициент учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии у основания зуба в косозубой передаче и неравномерного распределения нагрузки:
Коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев при расчете на изгиб см. табл. 2.12 [1].
Коэффициент уменьшения напряжения изгиба в косозубой передаче в сравнении с прямозубой:
Для определения коэффициента формы зуба и концентрации напряжений согласно рис. 2.20 [1] в зависимости от числа зубьев zV при коэффициенте смещения исходного контура х определим эквивалентное количество зубьев шестерни и колеса:
Тогда для шестерни ; для колеса .
Коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку передачи при расчете по напряжениям изгиба по табл. 2.13 [1] для и 8-й степени точности: .
Расчетные напряжения при изгибе в опасном сечении зуба шестерни и колеса:
Сопротивление усталости зубьев при изгибе обеспечивается так как выполняются условия:
12. Проверочный расчет передачи на контактную прочность активных поверхностей в момент действия пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке)
Предельные допускаемые контрактные напряжение при проверке на пиковую нагрузку определим но формуле:
для шестерни (т.о. улучшение + закалка ТВЧ):
Минимальная величина
Максимальные контактные напряжения при действии пиковой нагрузки:
Контактная прочность зубьев цилиндрической передачи при действии пиковой нагрузки обеспечивается так как выполняется условие:
13. Проверочный расчёт на изгибную прочность зубьев шестерни и колеса в момент действия пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке)
Предельные допускаемые напряжения изгиба при проверке на пиковую нагрузку по табл. 2.4 [1]:
для шестерни (т.о. улучшение + закалка ТВЧ m ≥ 3 мм):
для колеса (т.о. улучшение ):
Расчетные максимальные напряжения при изгибе в опасном сечении зуба шестерни и колеса при пиковой нагрузке:
Изгибная прочность зубьев шестерни и колеса в момент действия пиковой нагрузки обеспечивается так как выполняются условия:
Расчет быстроходной ступени редуктора
а) характеристика передачи: цилиндрическая косозубая зубчатая передача внешнего зацепления;
Согласно дополнения к основным исходным данным указанного в техническом задании для быстроходной ступени Б проектируемого редуктора рекомендуется вариант термообработки (т.о.) I : т.о. шестерни – улучшение твердость активной поверхности зубьев 269 302 НВ ; т.о. колеса – улучшение твердость активной поверхности зубьев 235 262 НВ .
Средняя твердость активной поверхности зуба Н:
2.Допускаемые контактные напряжения при расчете зубчатой передачи на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев
Предел контактной выносливости активной поверхностей зубьев соответствующей абсциссе точки перелома кривой усталости для контактных напряжений по табл. 2.4 [1] для варианта т.о. I:
Эквивалентное число циклов нагружений для шестерни и колеса при числе зацеплений за один оборот зуба шестерни и зуба колеса :
Базовое число циклов нагружений (абсцисса точки перелома кривой усталости для контактных напряжений) для варианта т.о. I :
В связи с тем что больше то принимаем коэффициенты долговечности равными 1.
Тогда допускаемые контактные напряжения для принятого варианта т.о. I:
Согласно рекомендаций [1] стр. 50 принимаем по формуле:
3. Межосевое расстояние передачи
Рассчитываемая цилиндрическая передача расположена относительно опор несимметрично. По табл. 2.6 [1] для такой передачи при твердости активных поверхностей зубьев Н1 350 НВ и Н2 350 НВ коэффициент рабочей ширины передачи относительно межосевого расстояния:
Принимаем (согласно технического задания).
Коэффициент концентрации нагрузки при расчете по контактным напряжениям согласно рис. 2.17 [1] для кривой 5 при Н1 350НВ и Н2 350НВ для
По табл. 2.7 [1] коэффициент внешней динамической нагрузки (режим работы двигателя 1 – равномерный; режим ведомый машины 1 – равномерный).
Принимаем (такое же значение как и для тихоходной ступени).
4. Модуль передачи числа зубьев шестерни и колеса
Ориентировочно величина модуля для косозубой передачи может быть определена по соотношению приведенному в табл. 2.9 [1] для твердостей активной активных поверхностей зубьев Н1 350 НВ и Н2 350 НВ:
Для определения числа зубьев шестерни предварительно принимаем угол наклона зубьев закрытой косозубой цилиндрической передачи равным тогда:
Уточняем окончательно значение угла наклона зуба :
5. Основные размеры шестерни и колеса
Окончательный коэффициент :
Для варианта т.о. I марки стали одинаковы для шестерни и колеса. При выборе конкретной марки стали по табл. 2.1 [1] диаметр заготовки шестерни не должен превышать предельного значения а для колеса толщины заготовки диска и обода – предельного значения
По табл. 2.2 [1] принимаем сталь 40Х. По табл. 2.1 [1] имеем:
для шестерни (т.о. улучшение твердость активной поверхности зубьев 269 302 HВ) сталь 40Х:
для колеса (т.о. улучшение твердость активной поверхности зубьев 235 262 HВ) сталь 40Х:
Сталь 40Х подходит для изготовления шестерни и колеса.
7. Степень точности передачи
Принимаем 8-ю степень точности (согласно техническому заданию).
8. Определение сил действующих в косозубом зацеплении цилиндрической передачи
Окружная сила на начальном цилиндре в торцевом сечении косозубой цилиндрической передачи:
При этом для шестерни и колеса:
Направления сил на шестерне противоположны направлениям соответствующих сил на колесе.
9. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев
Коэффициент уменьшения контактных напряжений для косозубой передачи в сравнении с прямозубой при = 107 (см. [1] табл. 2.12) :
10. Допускаемые напряжения изгиба при расчете на сопротивлении усталости зубьев при изгибе
Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба соответствующий абсциссе точки перелома кривой усталости для напряжений изгиба по табл. 2.4 [1] для варианта т.о. I:
для шестерни (т.о. улучшение):
для колеса (т.о. улучшение)
Базовое число циклов нагружения (абсцисса точки перелома кривой усталости для напряжения изгиба) для всех видов термообработки . Тогда:
Коэффициенты долговечности и равны 1 так как больше .
Коэффициент учитывающий двухстороннее приложение нагрузки принимаем равным так как передача нереверсивная.
Коэффициент концентрации нагрузки при расчете по напряжениям изгиба согласно рис. 2.17 [1] для кривой 5 при Н1 350 НВ и Н2 350 НВ для : .
Коэффициент учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии у основании зуба в косозубой передачи и неравномерного распределения нагрузки:
Коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку передачи при расчете по напряжениям изгиба по табл. 2.13 [1] для 8-й степени точности: .
Коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев при расчете на изгиб .
Коэффициент уменьшения напряжений изгиба в косозубой передаче в сравнении с прямозубой:
Предельные допускаемые контрактные напряжения при проверке на пиковую нагрузку определим но формуле:
Конструирование валов редуктора и предварительный выбор подшипников качения
а) соединение цилиндрического зубчатого колеса с валом выполнено температурным деформированием;
б) концевой участок вала – цилиндрический;
в) осевое фиксирование вала – по схеме «враспор»; в качестве опор вала использованы шариковые радиальные однорядные подшипники серии диаметров 3;
г) вращающий момент на цилиндрическом зубчатом колесе ;
д) нагружение тихоходного вала соответствует расчетной схеме 1Т (рис. 1.5) [1].
Решение. При нагружении тихоходного вала с одним насадным цилиндрическим зубчатым колесом кручение испытывает участок вала условно между сечениями С (посередине ступицы насадного цилиндрического колеса) и D (посередине ступицы детали закрепляемой на концевом участке тихоходного вала т.е. посередине длины этого концевого участка) (см. схему 1Т рис. 1.5 [1].).
Обозначим - вращающий момент на детали закрепляемой на конце тихоходного вала (сечение D). Тогда из условия равновесия тихоходного вала имеем:
Крутящий момент (внутренний силовой фактор) в сечениях С и D:
Для тихоходного вала первоначально определяют диаметр конца вала (сечение D) являющегося первой ступенью.
По формуле для сечения D при имеем:
По табл. А1.2 приложения А1 размеры цилиндрического конца вала: диаметр длина (исполнение – короткие).
Вторая ступень вала диаметром выполняет функцию буртика для упора детали закрепляемой на цилиндрическом конце вала. Тогда по формуле:
Так как вторая ступень вала является также посадочной и для подшипника то диаметр должен заканчиваться на 0 или 5. Соответственно принимаем .
Исходя из размера по приложению Д выбираем однорядный шариковый радиальный подшипник серии диаметров 3. Его обозначение 315.
Третья ступень вала диаметром выполняет функцию буртика (заплечика) для упора внутреннего кольца подшипника. Диаметр буртика (заплечика) обозначают
Для этого подшипника по приложению И1 диаметр буртика рекомендуется в диапазоне 86 90 мм. Принимаем .
Учитывая что в качестве опор вала используются подшипники одинакового типоразмера то диаметр четвертой ступени вала: .
а) косозубая цилиндрическая шестерня тихоходной ступени редуктора выполненная за одно целое с промежуточным валом имеет следующие размеры: ; ; ;
б) соединение насадного цилиндрического зубчатого колеса быстроходной ступени с промежуточным валом выполнено призматической шпонкой;
в) осевое фиксирование промежуточного вала – по схеме «враспор»; в качестве опор вала использованы шариковые радиальные однорядные подшипники серии диаметров 2 ;
г) вращающий момент на насадном цилиндрическом зубчатом колесе быстроходной ступени и вращающий момент на цилиндрической шестерне тихоходной ступени: 29699 Н*м ;
д) нагружение промежуточного вала соответствует расчетной схеме 2П (рис.1.4) [5].
Решение. При нагружении промежуточного вала кручение испытывает участок вала условно между сечениями С (посередине ступицы насадного цилиндрического зубчатого колеса быстроходной ступени) и D (посередине цилиндрической шестерни тихоходной ступени) (см. схему 2П на рис. 1.4) [5].
Крутящий момент Мк (внутренний силовой фактор) в сечениях С и D:
Для промежуточного вала первоначально определяют диаметр d2 второй ступени под ступицей насадного цилиндрического колеса:
Так как диаметры посадочных ступеней валов под насадными зубчатыми колесами должны соответствовать стандартному значению по ряду Rа 40 (см. приложение Л) то окончательно принимаем .
Диаметр d1 первой ступени:
Так как первая ступень вала является посадочной для подшипника качения то диаметр d1 должен заканчиваться на 0 или 5. Принимаем
Исходя из принятого диаметра d1 по приложению Д выбирают шариковый радиальный однорядный подшипник серии диаметров 2. Выписываем его с обозначением 207.
Третья ступень вала диаметром d3 выполняет функцию буртика для упора ступицы насадного цилиндрического колеса. По формуле:
Диаметр четвёртой ступени:
Пятой ступенью вала является цилиндрическая шестерня тихоходной ступени.
Диаметр шестой ступени так как в опорах промежуточного вала использованы подшипники одинакового типоразмера.
Диаметр окружности впадин зубьев шестерни df1 ≥ d4 то обеспечивается свободный вход зуборезного инструмента.
а) для соединения вала двигателя и концевого цилиндрического участка быстроходного вала редуктора применяется упругая втулочно-пальцевая муфта (МУВП);
б) размеры вала двигателя: диаметр длина ;
в) косозубая цилиндрическая шестерня быстроходной ступени редуктора выполненная заодно целое с быстроходным валом имеет следующие размеры: ; ; ;
г) осевое фиксирование быстроходного вала – по схеме «враспор»; в качестве опор вала использованы шариковые радиальные однорядные подшипники серии диаметров 2;
д) вращающий момент на цилиндрической шестерне быстроходной ступени редуктора T1Б = Н*м;
е) нагружение быстроходного вала соответствует расчетной схеме 2Б (рис. 1.3) [5].
Решение. При нагружении быстроходного вала согласно расчетной схемы 2Б (рис. 1.3) [5] кручение испытывает участок вала условно между сечениями С (посередине длины цилиндрического конца вала на котором закреплена полумуфта упругой муфты МУВП) и D (посередине цилиндрической шестерни).
Из условия равновесия быстроходного вала вращающие моменты на деталях в сечениях С и D: .
Для быстроходного вала первоначально определяют размеры первой ступени вала т.е. его концевого участка . Диаметр конца вала принимают на основе двух условий:
а) из условия прочности на кручение:
б) из условия удобства соединения муфтой концов валов:
где - диаметр вала двигателя . Тогда по табл. А1.2 приложения А1 размеры цилиндрического конца вала: диаметр длина (исполнение – короткие). Принятый диаметр не должен быть меньше минимального значения полученного из условия прочности на кручение.
Диаметр второй ступени вала по формуле:
Так как вторая ступень вала является посадочной для подшипника качения то диаметр должен заканчиваться на 0 или 5.
Принимаем окончательно . По приложению Д выбирают шариковый радиальный однорядный подшипник серии диаметров 2. Выписываем его с обозначением 208.
Диаметр четвертой ступени d4 = d2=40 мм так как в опорах быстроходного вала использованы подшипники одинакового типоразмера.
Третьей ступенью вала является цилиндрическая шестерня быстроходной ступени. Диаметр окружности впадин зубьев шестерни то обеспечивается свободный вход зуборезного инструмента при нарезании зубьев шестерни.
Конструирование колес редуктора
1.Тихоходная ступень. Конструктивные размеры колеса
Способ получения заготовки колеса – штамповка т.к. согласно п.2.5 и лежит в интервале 100 500 мм.
Обод: диаметры согласно п.3.5: ; ; ; .
Толщину обода определим по формуле согласно табл. 6.1 [2]:
Ступица: внутренний диаметр согласно п.4
Наружный диаметр определим по формуле согласно табл. 6.1 [2]:
Длину ступицы примем равной ширине венца колеса (с учетом установки колеса по посадке с натягом):
Диск: толщину диска определим по формуле:
Принимаем толщину диска C = 20 мм .
Радиусы закруглений и уклоны принимаем при штамповке согласно таблицы 6.1 [2]: R ≥ 6 мм γ ≥ 7.
2. Быстроходная ступень. Конструктивные размеры колеса
Способ получения заготовки колеса – штамповка т.к. согласно п.3.5 и лежит в интервале 100 500 мм.
Обод: диаметры согласно п.2.5: ; ;
Наружный диаметр определим по формуле согласно табл. 10.2 [2]:
Длину ступицы определим по формуле:
Принимаем толщину диска C = 13 мм.
Определение основных размеров корпуса редуктора
1 Определение толщины стенок и фланцев корпуса
Принимаем корпус редуктора литым из серого чугуна марки не ниже СЧ15 (ГОСТ 1412-85).
Рекомендуемые размеры литого корпуса редуктора приведены в табл. 1.1 комплекта 1 который прилагается к техническому заданию. Конструкцию корпуса двухступенчатого цилиндрического соосного редуктора принимаем по рисунку их прототипа.
Толщина стенки корпуса
где вращающий момент на выходном конце тихоходного вала редуктора .
Толщина стенки крышки
Толщина фланца корпуса
Толщина фланца крышки
Принимаем окончательно b= мм; b1=9 мм; lф=14 мм.
Диаметр d винтов (болтов) стягивающих корпус и крышку :
Принимаем болты М14 с шестигранной головкой класса точности В (ГОСТ 7808-70) класса прочности не менее 6.6 с покрытием 05 (оксидное с пропиткой маслом).
В конструкции корпуса редуктора в прототипе стяжные болты М14 имеют одинаковую длину. По продольным сторонам корпуса редуктора устанавливается по пять болтов (с каждой стороны) длиной 110 мм.
Обозначение стяжных болтов М14 устанавливаемых по продольным сторонам корпуса редуктора :
Под шестигранную головку каждого стяжного болта М14 предусматриваем установку шайбы пружинной :
Определяем размеры фланцев корпуса стягиваемых болтами М14(см. Таблицу 3П.9[2]):
а) расстояние от оси стяжного болта до плоского края :
б) Расстояние от оси стяжного бота до стенки корпуса:
б) ширина фланца К при установке стяжного болта М14 с шестигранной головкой равна сумме расстояния от оси стяжного болта до плоского края и расстояния от оси стяжного бота до стенки корпус:
Диаметр штифтов фиксирующих крышку относительно корпуса :
По табл. 2П.26 приложения 2П [4] принимаем
Предусматриваем установку двух конических штифтов с внутренней резьбой исполнения 2 класса точности В .
Необходимая длина штифта
По табл. 2П.26 приложения 2П [2] принимаем
Обозначение штифта :
Переходим теперь к определению опорной части корпуса .
Диаметр винтов (болтов) крепления корпуса редуктора к раме или плите :
Толщина лапы корпуса(принимаем по Таблице 3П.11[2]):
Диаметр отверстия в лапе корпуса для болта М18
Места крепления корпуса редуктора к раме или плите оформляем в виде ниш расположенных по углам корпуса . Форму ниши принимаем по прототипу.
Высота ниши при креплении болтами с шестигранной головкой :
Расстояние от оси болта М18 до плоского края лапы и ширина фланца k лапы (см. разрез на рис. 3.1 комплекта 3):
Число болтов z диаметром крепления корпуса редуктора к раме или плите при
Диаметр отверстия проушины
Толщина внутренних ребер :
Минимальный зазор между колесом и внутренней стенкой корпуса редуктора:
Минимальное расстояние от колеса тихоходной ступени до дна корпуса :
Минимальное расстояние между необработанной и обработанной поверхностями литого корпуса :
Минимальный диаметр прилива корпуса вокруг подшипника качения тихоходного вала с наружным диаметром
Такие же размеры бобышек принимаем и на внешних боковых поверхностях корпуса вокруг подшипниковых гнезд.
2 Конструирование стакана
Конструкцию стакана принимаем из прототипа.
Принимаем наружный диаметр стакана равным наружному диаметру подшипника тихоходной ступени а внутренний - наружному диаметру подшипника быстроходной ступени т.е:
Остальные размеры стакана принимаются конструктивно.
Согласно прототипу верхняя часть стакана крепится к нижней с помощью 4 шпилек диаметром М12.
Длина шпилек равна 105 мм глубина завинчивания диаметр отверстия
Для шпилечного соединения необходимо 4 гайки с обозначением :
Также необходимо 4 шайбы с обозначением:
Для точного фиксирования верхней части стакана относительно нижней применим 2 штифта с обозначением:
В качестве варианта конструкции принимаем крышки подшипников - закладные . Размеры их рассчитываем согласно Таблице 3П.20 [2]:
Толщина крышки и толщина торцовой поверхности крышки :
)Промежуточный вал (.
)Быстроходный вал (.
Размеры фиксирующего кольцевого выступа примем одинаковыми для всех подшипниковых крышек и равными размерам для подшипниковой крышки тихоходного вала :
В сквозные крышки быстроходного и тихоходного валов устанавливаем манжеты резиновые армированные типа1 (без пыльника) с размерами где диаметр вала ; наружный диаметр манжеты ; ширина манжеты .
Для подшипниковой крышки тихоходного вала принимаем манжету
которая обозначается :
Для подшипниковой крышки быстроходного вала принимаем манжету
которая обозначается:
Материал подшипниковых крышек чугун СЧ15 (ГОСТ 1412) .
Для залива масла в редуктор контроля правильности зацепления и для внешнего осмотра деталей в крышке корпуса предусматриваем люк . Люк делаем прямоугольной формы и закрываем крышкой изготовленной из стальных листов.
В качестве варианта конструкции принимаем составную крышку отдушину (размеры крышки принимаются согласно Таблице 3П.16[2]).
Во внутренней штампованной крышке пробиты 4 отверстия диаметром 5 мм. Наружная крышка плоская. Вдоль длинной её стороны выдавлены 2 гребня через которые внутренняя полость редуктора сообщена с внешней средой. Пространство между внутренней и внешней крышками заполнено фильтром из тонкой медной проволоки или синтетических нитей.
Длина крышки ширина
Принимаем что больше
Высота внутренней штампованной крышки :
Диаметр винтов для крепления крышки люка :
Принимаем М6 форма головки полукруглая.
Обозначение винта (исполнение 1 ):
Количество винтов 4 .
Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль под крышку ставим уплотняющие прокладки. Материал прокладок —резина марки МБ по ГОСТ 7338—77 толщиной 20 30 мм при вулканизированные к крышке. Выберем толщину резины 3 мм.
Смазывание передач и подшипников редуктора. Выбор смазочного материала
Смазыванию подлежат передачи и подшипники с целью защиты от коррозии снижения интенсивности износа трущихся поверхностей отвода тепла и продуктов износа от контактируемых поверхностей а также снижения шума.
Так как окружная скорость быстроходной ступени а тихоходной ступени то для смазывания передач редуктора выбираем непрерывный способ смазывания маслом картерным способом.
Выбираем сорт масла И-Г-С-68 ГОСТ 17479-87 – общий для быстроходной и тихоходной ступеней.
Глубину погружения в масло принимаем: две высоты зубьев но не менее 10 мм и не более .
Так окружная скорость колеса тихоходной ступени то принимаем решение о погружение в масло и колеса быстроходной ступени .
Принимаем решение о погружении колеса тихоходной ступени на глубину равную третьей части его радиуса:
Подшипники на валах будут смазываться за счет разбрызгивания жидкого масла образования масляного тумана и т.п.
В качестве наружных уплотнений подшипниковых узлов с выходными концами валов используем манжетные уплотнения .
Уровень масла находящегося в корпусе редуктора контролируется с помощью маслосливной пробки с конической резьбой. При заливе масла в редуктор данная пробка откручивается. Когда масло начинает из неё выливаться то это значит что требуемый максимальный уровень масла достигнут и залив масла прекращают а пробку закручивают.
Для слива масла предусматриваем сливное отверстие закрываемое пробкой с конической резьбой .
Расчет соединений вал-ступица
Для посадки зубчатого колеса
Рассчитать соединение с натягом цилиндрического косозубого колеса установленног на тихоходном (выходном) валу редуктора по следующим исходным данным:
а) вращающий момент на колесе:
б) диаметр соединения( посадочной поверхности) d=90мм; диаметр ступицы ; длина ступицы
в) диаметр отверстия пустотелого вала
г) условный наружный диаметр охватывающей детали мм (т.к. цилиндрическое косозубое колесо имеет ступицу диаметром то ).
д) длина сопряжения
е) материал охватываемой детали (вала)- сталь 45 (при диаметре заготовки не более 120 мм и твердости не ниже 240 НВ).
ж) материал охватывающей детали (ступицы колеса)- сталь 40Х ().
з) выходной конец вала нагружен консольной нагрузкой.
Выбор коэффициента запаса сцепления деталей
k=3 (на конце вала установлена полумуфта).
Выбор коэффициентов трения.
Способ сборки: температурное деформирование f=014.
Определение среднего контактного давления на посадочной поверхности.
Рассчитывается по формуле:
где Р-Мпа; Т-Н*м; dl-мм.
Определение коэффициентов жесткости :
где - коэффициенты Пуассона охватываемой и охватывающих деталей: для стали .
Определение деформации деталей.
Определение поправки на обмятие микронеровностей.
Предварительно предполагаем что точность изготовления вала и отверстия в ступице колеса будет соответствовать 7-му квалитету. Тогда по таблице 8.2 [2] для данного квалитета среднее арифметическое отклонение профиля поверхности вала отверстия .
Поправка на обмятие микронеровностей:
Определение минимального натяга (мкм) требуемого для передачи вращающего момента:
Определение максимальной деформации допускаемой прочностью детали.
Максимальное давление допускаемое прочностью охватываемой детали (т.е. вала) определяется по формуле (для сплошных валов):
Максимальное давление допускаемое прочностью охватывающей детали (т.е. колеса) определяется по формуле:
Максимально допускаемая деформация деталей (мкм):
В формулу подставляется меньшее из
Тогда при по формуле:
Максимальный натяг допускаемый прочностью деталей (мкм).
По табл. 8.3 [2] выбирают соответствующую посадку для которой выполняется условие:
По табл. 8.3[2] принимаем что при сборке температурным деформированием условию удовлетворяет посадка H8u8 для которой
Определение температуры нагрева охватывающих деталей при сборке температурным деформированием.
Температура нагрева охватывающей детали (колеса) определяется по формуле:
Для выбранной посадки H8u8 при
что меньше допускаемой для стали [t]= 230 240.
Длина конца вала Диаметр вала По аналогии с прототипом выбираем переходную посадку k6 тогда .
По табл. 2П9[2] приложения 2П для принимаем:
Полная длина шпонки:
Расчетная длина шпонки для исполнения 3 (один конец шпонки скругленный):
Тогда расчетные напряжения смятия при вращающем моменте на тихоходном валу
Шпонка установлена только под цилиндрическим зубчатым колесом длина ступицы которого составляет lст=45 мм. Диаметр вала Материал ступицы цилиндрического зубчатого колеса- сталь 40Х. Принимаем посадку с натягом H7r7. Тогда .
Расчетная длина шпонки для исполнения 1 (оба конца шпонки скругленные):
Тогда расчетные напряжения смятия при вращающем моменте на промежуточном валу
Тогда расчетные напряжения смятия при вращающем моменте на быстроходном валу
Расчет тихоходного вала редуктора на сопротивление усталости
Из чертежа линейные размеры:
Силы на колесе косозубой цилиндрической передачи:
Консольное воздействие на вал равно:
При этом сила направлена вертикально вниз.
Силы нагружающие тихоходный вал являются силами определенного направления.
Радиальные реакции опор от сил в вертикальной плоскости YOZ:
Реакции найдены правильно.
Радиальные реакции опор от сил в горизонтальной плоскости XOZ:
Суммарные радиальные реакции опор для расчета подшипников:
Для построения эпюр определяем значения изгибающих моментов в характерных сечениях вала.
Вертикальная плоскость YOZ:
Горизонтальная плоскость XOZ:
В плоскости ХOZ на эпюре наблюдается скачок на величину сосредоточенного момента
Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала от сечения C к сечению D (эпюра ): .
Рисунок 9.1- Схема нагружения тихоходного вала.
В качестве материала тихоходного вала примем сталь 45: диаметр заготовки не более 120 мм (наибольший диаметр вала 90 мм) твердость не ниже 240 НВ .
Анализ конструкции вала а также эпюр изгибающих и крутящего моментов (рис. 9.1) показывает что предположительно опасными являются сечения A и C.
Расчет сечения А на сопротивление усталости
Из чертежа вала видно что в сечении А имеется два концентратора напряжений: первый концентратор - посадка внутреннего кольца подшипника на валу с натягом и второй - ступенчатый переход от диаметра к диаметру .
Определим отношения и для каждого из концентраторов напряжений.
Концентратор напряжений - посадка внутреннего кольца подшипника на валу с натягом. По табл. 9.5 [2] с учетом примечания 2 при для и посадки I линейным интерполированием
Концентратор напряжений - ступенчатый переход от диаметра к диаметру мм при радиусе канавки для выхода шлифовального круга . Определим отношения: ; . По табл. 9.3 [2] при коэффициенты и . По табл. 9.6 [2] для вала из углеродистой стали диаметром коэффициент найдем интерполированием:
Тогда отношения; ; .
В расчет принимаем первый концентратор - посадка внутреннего кольца подшипника на валу с натягом так как у него больше отношения и .
Посадочная поверхность вала под подшипник шлифуется. Тогда по табл. 9.7 [2] коэффициент .
Поверхность вала дополнительно не упрочняется и коэффициент .
Суммарные коэффициенты и :
Результирующий изгибающий момент в сечении В (см. рис 9.1) .
Крутящий момент в данном сечении (см. эпюру на рис. 9.1).
Для круглого сплошного сечения диаметром в соответствии с табл. 9.2 [3]:
осевой момент сопротивления сечения:
полярный момент сопротивления сечения:
Амплитуда напряжений цикла:
Среднее напряжение цикла:
Коэффициент запаса прочности вала в сечении A по нормальным и касательным напряжениям
Расчётный коэффициент запаса прочности вала:
Расчет сечения C на сопротивление усталости.
Из чертежа вала видно что в сечении C имеется один концентратор
напряжений - посадка ступицы зубчатого колеса на валу с натягом. Диаметр вала в сечении С .
Определим отношения и для концентратора напряжений. По табл. 9.5 [2] при для и посадки I линейным интерполированием
Посадочная поверхность вала под колесо шлифуется. Тогда по табл. 9.7 [2] коэффициент .
Результирующий изгибающий момент в сечении C (см. рис 9.1):
Для круглого сплошного сечения диаметром в соответствии с табл. 9.2 [2]:
Коэффициент запаса прочности вала в сечении С по нормальным и касательным напряжениям :
Расчет сечений A и С на статическую прочность.
Эквивалентное напряжение для рассматриваемых сечений вала:
где – коэффициент перегрузки.
Предельное допускаемое напряжение для тихоходного вала при :
Статическая прочность тихоходного (выходного) вала обеспечивается т.к. для сечений A и С выполняется условие .
Расчет подшипников качения тихоходного вала на заданный ресурс
В п.4 приняты однорядные шариковые радиальные подшипники средней серии 315 имеющие следующие данные: .
Так как в соответствии со схемой нагружения вала (см. рис. 9.1) осевая
сила в косозубом зацеплении цилиндрической передачи направлена в сторону опоры B то ее воспринимает подшипник данной опоры. Ввиду того что осевые составляющие от действия радиальных нагрузок в шариковых радиальных подшипниках отсутствуют то осевые нагрузки подшипников: опоры В - опоры А - .
Определяем для опоры В отношение:
По табл. 10.3[2] для шарикового радиального подшипника при найдем интерполированием коэффициент осевого нагружения:
Для подшипника опоры В воспринимающего осевую силу определяем
отношение где V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника).
Так как что больше е = 0194 то по табл. 10.3[2] коэффициенты X = 056 а Y найдём интерполированием:
Дальнейший расчеты производим для подшипника опоры А и В.
Так как опора А не нагружени осевой нагрузкой то X=1 Y=0.
Принимаем коэффициенты: КБ = 14; Кт = 1; КНЕ= 1; а23 = 075 (см. табл.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для опор:
Проверяем более нагруженную опору А:
Предварительно выбранный подшипник 315 подходит так как расчетный ресурс подшипника больше требуемого .
Выбор компенсирующей упругой муфты
Стандартные муфты на практике подбирают по каталогам в зависимости от диаметра соединяемых валов и расчетного вращающего момента по условию:
где к – коэффициент перегрузки принимаем согласно задания к=17;
Т – наибольший длительно действующий вращающий момент;
– номинальный вращающий момент приятый из ГОСТ на муфты.
Тогда для муфты устанавливаемой на быстроходном валу редуктора определим расчетный вращающий момент:
Принимаем исходя из диаметра вала электродвигателя и принятого диаметра быстроходного вала:
Муфта упругая втулочнопальцевая
Санюкевич Ф.М. Детали машин. Методическое пособие к практическим занятиям и курсовому проектированию по курсу «Детали машин» для студентов механических специальностей. – Брест: БГТУ 2008 .
Санюкевич Ф.М. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие – 2-е изд. и доп. – Брест: БГТУ 2004-488 с.
Методическое пособие к курсовому проектированию по дисциплине “Детали машин” для студентов технических специальностей “Разработка конструкций валов передач” (Ф. М. Санюкевич – Брест: БрГТУ 2017–64с .)

Вал (А3).cdw

*Размер обеспечивается инструментом.
Неуказанные предельные откклонения размеров: валов- h14
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Колесо (А2).cdw

Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения исходного
*Размер обеспечивается инструментом.
Неуказанные предельные откклонения размеров: валов- h14
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71

Спецификация (моя).spw

Компенсаторное кольцо
Шайба маслоотражательная
Манжета 1.1-75x100-1
Пробка 3-R 12-Ст3Гпс

Чертеж (часть 1).cdw

Чертеж (часть 2).cdw

Техническая характеристика
Вращающий момент на тихоходном валу
Частота вращения тихоходного вала
Передаточное отношение редуктора
Степень точности передач
Коэффициент полезного действия
Радиальная консольная сила на тихоходном валу
Технические требования
Все параметры и размеры - для справок.
Необработанные поверхности корпуса редуктора красить: внутри
- маслостойкой краской красного цвета; снаружи -
атмосферостойкой нитроэмалью серого цвета.
Перед окончательной сборкой плоскость разъёма покрыть
тонким слоем уплотнительной пасты типа Герметик.
При сборке редуктора величина суммарного осевого зазора
подшипников качения должна быть отрегулирована в пределах:
мм на валох поз. 4 и 5 ;
После сборки валы редуктора должны проворачивается свободно
без стуков и заедания.