Расчет, спецификация, компоновка и чертеж коническо-цилиндрического редуктора

допуски и посадки 03-10.doc

Таблица допусков и посадок
Условное обозначение полей
Подшипник-корпус 75Н7l0
Подшипник-стакан 85Н7l0
Подшипник-корпус 110Н7l0
Стакан-корпус 110Н7h7

Компановка.frw

Расчет 03-10 2015.doc

1 Кинематический расчет и выбор электродвигателя
1. Общий КПД привода:
где 1 = 099 – КПД муфты [1c.5]
= 096 – КПД конической передачи
= 097 – КПД прямозубой передачи
= 0995 – КПД пары подшипников
= 099·096·097·09953 = 0908
2. Требуемая мощность электродвигателя:
Nтр = N = 330908 = 363 кВт
Выбираем асинхронный электродвигатель 4А132S8 [1c.391]:
синхронная частота – 750 обмин
рабочая частота 750(100 – 41)100 = 719 обмин.
угловая скорость w1 = n130 = 71930 = 753 радс
3. Передаточное число:
u = w1w3 = 75328 = 269
передаточное число для тихоходной цилиндрической ступени
u2 = 11u05 = 1126905 = 570
принимаем по ГОСТ 2185-66 [1c.41] u2 = 56 тогда для быстроходной конической ступени
u1 = uu2 = 26956 = 480
принимаем по ГОСТ12289-76 для быстроходной ступени u1 = 500
Отклонение 269 – 50·560100269 = 41%
4. Числа оборотов валов и угловые скорости:
n1 = nдв = 719 обмин w1 = 71930 = 753 радс
n2 = n1u1 = 71950 = 144 обмин w2= 14430 = 151 радс
n3 = n2u2 = 14456 = 26 обмин w3= 2630 = 272 радс
5 Мощности передаваемые валами
N1 = Nтр14 = 3630990995 = 358 кВт
N2 = N142 = 358·0995·096 = 342 кВт
N3= N243= 342·0995·097 = 330 кВт
Т1 = N1w1 = 358·103753 = 475 Н·м
Т2 = N2w2 = 342·103151 =2265 Н·м
Т3 = N3w3 = 33·103272 = 1213 Н·м
6. Результаты расчетов сводим в таблицу
Расчет закрытой конической передачи
1. Выбор материалов зубчатой пары и допускаемые напряжения
принимаем сталь 45 – термообработка улучшение:
шестерня – НВ230 [2 c.19]
Допускаемые контактные напряжения
[H] = (2HB+70)KHL[SH]
где [SH] = 11 – коэффициент безопасности [1 с.33]
KHL = 1 – коэффициент долговечности при длительной эксплуатации
где NH0 = 10·107 – базовое число циклов перемены напряжений
NHE - эквивалентное число циклов перемены напряжений
Полное число часов работы передачи за расчетный срок службы
t = 8·300·3·7·03 = 15120 час
где 8 – срок службы в годах;
0 – число рабочих дней в году;
– число смен за сутки;
– длительность смены в часах;
– коэффициент загрузки.
NHE = 60tn[(TiT1)3(60tin60tn)] = 60·15120·144(015+ 053·085) =3.35·107
= (1·107335·107)16 = 0817 КHL = 10
[H] = (2·200+70)1110 = 427 МПа
Допускаемые напряжения изгиба
где [SF] – коэффициент безопасности
где [SF]` = 175 – коэффициент нестабильности свойств материала
[SF]`` = 1 – коэффициент способа получения заготовки [1c44]
KFL – коэффициент долговечности
NFE = 60tn[(TiT1)6(60tin60tn)] = 60·15120·144(015+ 056·085) =21·107
= (4·1062.1·107)16 = 0758 KFL = 10
NF0 = 4·106 – базовое число циклов нагружений
[F]1 = 18·230·10175 = 236 МПа
[F]2 = 18·200·10175 = 205 МПа
2. Внешний делительный диаметр колеса:
где Кd = 99 – для прямозубых передач [1c.49]
bR = 0285 – коэффициент ширины венца
КН = 15 – при консольном расположении колес [1c.32]
de2 = 99[226510315500(4272(1 – 050285)20285)]13 = 351 мм
Принимаем по ГОСТ 12289-76 de2 = 355 мм [1c.49].
Примем число зубьев шестерни z1 = 20
число зубьев колеса: z2 = z1u1 = 20×5= 100
Уточняем передаточное число u = z2z1 =10020 = 500 Отклонение 0%
4 Основные геометрические размеры передачи
Внешний окружной модуль:
me = de2 z2 = 355100= 355 мм
Углы делительных конусов:
d2 = 90o – d1 = 90o – 1131° = 7869°.
Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b:
= 05×355(202 +1002)12 = 1810 мм
b = ybR × Re = 0285×1810 = 516 мм.
Среднее конусное расстояние
Rm = Re – 05b = 1810– 05·516 =1552 мм
Внешний и средний делительный диаметры шестерни:
de1 = me × z1 = 355×20 = 710 мм
d1 = de1RmRe = 710·15521810 = 609 мм.
Средний окружной модуль:
m = d1z1 = 60920 = 304 мм.
Средний делительный диаметр колеса:
d2 = mz2 = 304×100 = 3040 мм.
Коэффициент ширины шестерни:
ybd = bd1 = 516609 = 085.
5. Средняя окружная скорость.
V = d12000 = 753×6092000 = 229 мс.
Принимаем 7 – ую степень точности.
6Силы действующие в зацеплении.
Ft = 2T1d1 = 2×475×103609 =1560 Н
-радиальная для шестерни осевая для колеса
Fr1 = Fa2 = Ft tgacosd1 =1560tg20°×cos1131° = 557 H
- осевая для шестерни радиальная для колеса
Fa1 = Fr2 = Ft tgasind1 = 1560tg200×sin1131° = 111 H
Проверяем мощность на быстроходном валу
N1 = vFt1 =1560229 = 3572 Вт
7. Расчетное контактное напряжение:
ZH = 249 – коэффициент формы сопряженных поверхностей [2c.34];
ZE = 190 МПа0.5 – коэффициент механических свойств материалов [2c.35];
Z – коэффициент суммарной длины контактных линий
Ze = [(4 - ea)3]05 = [(4 - 1716)3]05 = 0873
ea = [188 – 32(1z1 + 1z2)] = [188 – 32(1204 + 1510)] = 1716
Уточняем коэффициент нагрузки:
KH =KA· KHa × KHb × KHV = 12·10×138×109 = 181
где KHa = 10 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [2c. 33]
KHb = 138 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца при ybd = 085 [2c. 30]
KHV = 109 – динамический коэффициент при V =229 мс. [2c. 29].
KНА = 12 – коэффициент внешней динамической нагрузки [2c.28]
Н = 249·190·08731560×181[(5002+1)]12(085·516×609·500)12 = 429 МПа
перегрузка (429 – 427)100427 = 05% (допустимо 5%)
8Расчет при действии максимальной нагрузки
T1maxT1 = 21 – коэффициент перегрузки
HPmax = 28т = 28·340 = 952 МПа
sНmax = 429·2105 = 622 МПа sНPmax = 952 МПа
следовательно нормальная работа передачи при максимальных нагрузках обеспечена
9. Проверка зубьев по напряжениям изгиба.
Pаccчетное изгибное напряжение
Y – коэффициент формы зуба зависящий от эквивалентного числа зубьев: zV = zcosd
шестерня [sF]1 YF1 = 236406 = 581 МПа;
колесо [sF]2 YF2 = 20536 = 569 МПа.
Так как [sF]2 YF2 [sF]1 YF1 то расчет ведем по зубьям колеса
Y = 10 – для прямозубых колес;
Y = 10 – коэффициент распределения нагрузки для прямозубых колес
Коэффициент нагрузки
KF = KFαKFbKFVКА = 10·118×175·12 = 248
где KFb=175–коэффициент концентрации нагрузки при ybd= 085 [2c. 30]
KFα = 10 – для прямозубых колес [2 c.32]
KFV = 118 – коэффициент динамичности при V =229 мс [2c. 29]
KА = 12 – коэффициент внешней динамической нагрузки [2c.28].
sF2 =1560×248×360(085×516×304) =104 МПа.
Условие sF2 [sF]2 выполняется.
10 Расчет при действии максимальной нагрузки
sFmax = sFT1maxT1 sFPmax
FPmax = 08т = 08·340 = 272 МПа
sFmax =104·21 = 218 МПа sFPmax = 272 МПа
Расчет закрытой цилиндрической передачи
колесо – НВ200; [2 c.19]
NHE = 60tn[(TiT1)3(60tin60tn)] = 60·15120·26(015+ 053·085) =06·107
= (1·1070.6·107)16 = 108
[H] = (2·200+70)108110 = 461
NFE = 60tn[(TiT1)6(60tin60tn)] = 60·15120·26(015+ 056·085) =04·107
= (4·1060.4·107)16 = 10 KFL = 10
[F]3= 18·230·10175 = 236 МПа
[F]4 = 18·200·10175 = 205 МПа
3. Межосевое расстояние
где K = 495 – для прямозубых передач [2c. 32]
yba = 025 – коэффициент ширины колеса [2c. 33]
ybd = yba(u+1)2 = 025(56+1)2 = 083
KHb = 13 – при несимметричном расположении колес [1c. 32].
aW = 495(56+1)[1213×103×13(4612×562×025)]12 = 321 мм.
Принимаем по ГОСТ 2185-66 [2с. 36] aW = 315 мм
4. Модуль зацепления:
m = (001 002) × аW = (001002)315 = 315 63 мм
Принимаем по ГОСТ 9563-60 [2c. 36] m = 5.0 мм
-суммарное zc = 2aWm = 2×31550 = 126
-шестерни z3 = zc (u + 1) = 126(56+ 1) = 19
-колеса z4 = zc – z3 = 126 – 19 =107
уточняем передаточное отношение u = z4z3 =10719 = 563.
Отклонение (563 – 56)10056 = 054%
6. Основные размеры зубчатой пары.
Делительные диаметры:
d3 = mz3 = 50×19 = 95 мм d4 = 107×50 = 535 мм;
Уточняем межосевое расстояние:
аw = (d3+d4)2 = (95+535)2 = 315 мм.
da3 = d3 + 2m = 95+ 2×50 =105 мм da4 = 535 + 2×50 = 545 мм;
df3 = d3 – 25m = 95– 25×50 = 825 мм df4 = 535 – 25×50 = 5225 мм
b4 = ybaaW = 025×315 = 78 мм
b3 = b4 + 5 = 78 + 5 = 83 мм
коэффициент ybd = b3d3 = 8395 = 087.
7. Окружная скорость:
V = d2000 = 151×952000 = 0717 мс.
Принимаем 8-ю степень точности.
8. Силы действующие в зацеплении:
Ft3 = 2T2d3 = 2×2265×10395 = 4768 Н.
Fr3 = Ft3 × tga = 4768×tg20º =1735 H.
Проверяем мощность на промежуточном валу
N2 = vFt3 =47680717 = 3419 Вт
7Расчетное контактное напряжение
где ZH = 249 – коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев [2 c.36];
Zм = 190 МПа12 –коэффициент учитывающий механические свойства
Ze - коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий;
Коэффициент торцевого и осевого перекрытия
ea = [188 – 32(1z1 + 1z2)] = [188 – 32(1107+119)] = 1682
Ze = [(4 - ea)3]05 = [(4 - 1682)3]05 = 0879
Z = 10 – для прямозубых колес
КH – коэффициент нагрузки.
KНα= 10– для прямозубых колес [2 c.33]
KH = 109 –коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца при ybd= 087 [2 c.30]
KHv = 105 –динамический коэффициент при V = 072 мс [2 c. 31]
KНА = 12 – коэффициент внешней динамической нагрузки [2 c.30]
KH = 105·109·10·12 = 137
Н = 249·190·0879·14768×137(563+1)(78×563·95)12 = 424 МПа
недогрузка (461 – 424)100461 = 87% (допустимо 15%)
8 Расчет при действии максимальной нагрузки
[HPmax] = 28т = 28·340 = 952 МПа
sНmax = 424·2105 = 614 МПа [sНPmax]
9 Расчетное изгибное напряжение
Y–коэффициент формы зуба зависящий от числа зубьев
для шестерни при z3 = 19 YF3 = 414
для колеса при z4 = 107 YF4 = 360
шестерня [sF]3YF3 = 236414 = 570 МПа
колесо [sF]4YF4 = 205360 = 569 МПа
т.к. [sF]4YF4 [sF]3YF3 то расчет ведем по зубьям колеса
Yb = 1 – для прямозубых колес
Ye = 1 – коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;
KF = KFαKFbKFVКFА = 10×113·110·12 = 149
KFa = 10 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки
KFb = 113 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ybd= 087 [2 c.30]
KFV = 110 – коэффициент динамичности при V = 072 мс[2 c. 29]
KFА = 12 – коэффициент внешней динамической нагрузки [2 c.30]
sF4 =4768×149×36078·5 = 66 МПа
Условие sF4 [sF]4 выполняется
sFmax = 66·21 =139 МПа sFPmax
Предварительный расчет валов
где Т – передаваемый момент;
[tк] = 15÷20 МПа – допускаемое напряжение на кручение [1c.161]
d1 = (1048·10320)13 = 30 мм
Чтобы ведущий вал редуктора можно было соединить с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром dдв = 38 мм принимаем:
диаметр выходного конца dв1 = 35 мм;
диаметр под уплотнением dу1 = 38 мм;
резьба под шлицевую гайку М42×15
диаметр под подшипником dп1 = 45 мм.
Вал выполнен заодно с шестерней
3. Промежуточный вал
d2 = (2265·10315)13 = 42 мм
диаметр под подшипником dп2 = 45 мм;
диаметр под колесом dк2 = 50 мм.
4. Конструктивные размеры колеса:
dст = (15 17)d = (15 17)50 = 75 85 мм
принимаем dст = 80 мм
lст = (12 17)d = (12 17)50 = 60 85 мм
принимаем lст = 80 мм (с последующей проверкой шпонок на смятие)
d = 4m = 4·304 =12 мм
С = (01÷017)Re = (01÷017)181=18÷31 мм
принимаем С = 20 мм.
d3 = (1213·10315)13 = 74 мм
диаметр выходного конца dв3 = 75 мм;
диаметр под уплотнением dу3 = 78 мм;
диаметр под подшипником dп2 = 80 мм.
диаметр под колесом dк2 = 85 мм.
6. Конструктивные размеры колеса:
dст = (15 17)d = (15 17)85 =128 144 мм
принимаем dст =140 мм
lст = (12 17)d = (12 17)85 =102 144 мм
принимаем lст =120 мм
d = 4m = 4·50 =20 мм
С = 03b = 03·78 =24 мм
Первый этап компоновки редуктора
Выбираем способ смазывания: зубчатое зацепление смазывается за счет окунания колеса в масляную ванну; для подшипников пластичный смазочный материал. Камеры подшипников отделяем от внутренней полости мазеудерживающими кольцами.
Проводим горизонтальную осевую линию – ось ведущего вала; затем проводим вертикальную линию - ось ведомого вала. Из точки пересечения проводим под углом 1131° осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re =181 мм.
Вычерчиваем шестерню и колесо причем ступицу колеса располагаем несимметрично.
От торца колеса откладываем 5 мм и вычерчиваем шестерню тихоходной цилиндрической передачи. Через середину шестерни проводим горизонтальную осевую линию и проводим вертикальную осевую на расстоянии 315 мм от оси промежуточного вала. Вычерчиваем зубчатое зацепление и ступицу колеса цилиндрической передачи.
Намечаем для быстроходного и промежуточного валов радиально-упорные роликоподшипники №7209 и особо легкой серии №1000817 для тихоходного вала [1c393].
Размеры и характеристика выбранного подшипника
Вычерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
- принимаем зазор между торцом ступицы и внутренней стенкой корпуса 10 мм;
- принимаем зазор между окружностью вершин зубьев колеса и внутренней стенкой корпуса 8 мм;
При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей проведенных к серединам контактных площадок.
Для конических роликоподшипников поправка а:
а = В2 + (d+D)e6 = 212+(45+ 85)0416 = 19 мм.
ПОДБОР И ПРОВЕРКА ПОДШИПНИКОВ
1 Схема нагружения быстроходного вала.
Консольная сила от муфты
Fм =100Т105 =100·47505 = 689 Н
Ft1 =1560 Н; Fr1 = 557 H; Fa1 = 111 H
Горизонтальная плоскость:
mA = Ft×66+210Fм –110Вх = 0
BX = (1560×66+689210)110= 2251 H
AX = Ft + BX – Fм = 1560+2251– 689 = 3122 H
mB = 0176Ft+01Fм –011Aх = 01761560+01689–0113122 = 0
MX1= Ft×0066 = 1560×0066 =1030 H×м.
MX2= Fм×0100 = 689×0100 = 689 H×м.
Вертикальная плоскость:
mA = By×110– Fr×66 + Fa×d12 = 0
By = (557×66 – 111×6092)110= 303 кН
Ay = Fr + By = 557 + 303 = 860 H
mB = Ay×011– Fr×0176 + Fa×d12 = 860011–5570176+ 111006092 = 0
My1 = -303×0110 = -333 Н×м
My2 = -303×0176 + 860×0066 = 34 Н×м.
Суммарные реакции опор.:
= (31222 + 8602)12 =3238 Н
В = (22512 + 3032)12 = 2271 Н.
2. Эквивалентная нагрузка.
P = (XVFRB + YFa)КбКТ
где Х = 1 – коэффициент радиальной нагрузки
V = 1 – вращается внутреннее кольцо подшипника [1c. 212]
Кб = 16 – коэффициент безопасности [1c. 214]
КТ = 1 – работа при t 100o C [1c. 214]
Осевые составляющие реакций опор
SА = 083eА = 083·041·3238 = 1102 H
SВ = 083eВ = 083·041×2271 = 773 H
Результирующие осевые нагрузки
FaА = SА+Fa = 1102 + 111 = 1213 H
Проверяем подшипник А
отношение FaА = 12133238 = 037 e : следовательно Х = 10; Y = 0
Р = (100·1·3238+0)15·1 = 4857 Н
Проверяем подшипник В
отношение FaА = 7732271 = 034 e : следовательно Х = 10; Y = 0
Р = (100·1·2271+ 0)15·1 = 3406 Н
3.Расчетная долговечность подшипника.
= 106(50.0×103 4857)333360×719 = 55012 часов
больше ресурса работы привода равного 15120 часов.
Рассмотрим подшипник особо легкой серии №7109 у которого С = 330 кН
= 106(33×103 4857)333360×719 = 13770 часов
меньше ресурса работы привода равного 15120 часов.
Принимаем подшипник №7209
4.Схема нагружения промежуточного вала.
Ft2 =1560 Н; Fr2 = 111 H; Fa2 = 557 H
Ft3 =4768 Н; Fr3 =1735 H;
mc = 83Ft2 – 227DX + 146Ft3 = 0
DX = (1560×83 + 4768×146)227 = 3637 H
CX = Ft2 + Ft3 – DX = 1560 + 4768 – 3637 = 2691 H
mD = 0144Ft2 – CX×0227 +0081Ft3 = 01441560 – 26910227+00814768 = 0
MX1 = 3637×0081 = 2946 Н×м
MX2 = 2691×0083 = 2234 Н×м.
mc = Fr2×83 – Fa2d22 + 227Dy – 146Fr3 = 0
Dy = (1735 ×146 – 111×83 + 557×30402)227 = 1448 H
Cy = Fr3 – Fr2 – Dy = 1735 – 111 – 1448 = 176 H
mD = 0144Fr2+Fa2d22+ 0227Cy – 0081Fr3 =
= 0144111+ 557030402+0227176–00811735 = 0
My1 = 176×0083 =146 Н×м
My2 = 1448×0.081 =1173 Н×м
My3 = 1448×0144 – 1735×0063 = 992 Н×м.
Суммарные реакции опор:
C = (26912 + 1762)12 = 2696 H
D = (36372 +14482)12 = 3915 H.
5. Эквивалентная нагрузка.
SC = 083eC = 083·041·2696 = 917 H
SD = 083eD = 083·041×3915 = 1332 H
FaD = SD + Fa = 1332+557 = 1889 H
Проверяем подшипник C
отношение FaC = 13322696 = 049 > e : следовательно Х = 04; Y = 145
Р = (040·1·2696+145·1332)15·1 = 4514 Н
Проверяем подшипник D
отношение FaD = 18893915 = 048 > e : следовательно Х = 04; Y = 145
Р = (040·1·3915+145·1889)15·1 = 6457 Н
6. Расчетная долговечность подшипника.
Lh = 106(50×1036457)333360×144 =106 тыс. часов
больше ресурса работы редуктора 15120 час. Так как расчетная долговечность намного больше срока службы редуктора то рассмотрим подшипник особо легкой серии №7109 у которого грузоподъемность С= 33 кН тогда
Lh = 106(33×1036457)360×144 =26613 . часов
Принимаем подшипник №7109
7.Схема нагружения тихоходного вала.
Fм = 125Т305 = 125121305 = 4354 Н
mЕ = Ft3×98+ FX×261 – 361Fм = 0
FX = (4354361 – 476898)261 = 4232 H
EX = Ft3 + FX – Fм = 4768+4232 – 4354 = 4646 H
mF = 0163Ft3 – EX×0261 +010Fм = 01634768 – 46460261+0104354 = 0
МХ1 = 4354×0100= 4354 Н×м.
МХ2 = 4646×0098= 4553 Н×м.
mЕ = Fr3×98– Fy×261 = 0
Fy = 1735×98261 = 651 H
Ey = Fr3 – Fy = 1735 – 651 =1084 H
mЕ = 0163Fr3 – 0261Ey = 01631735 – 02611084 = 0
My1 =1084×0098 = 1062 Н×м
Cуммарные реакции опор:
Е = (46462 +10842)12 = 4771 H
F = (42322 + 6512)12 = 4282 H.
8.Эквивалентная нагрузка.
В случае отсутствия осевой нагрузки:
P = XVFКбКт = 4771×15 = 7156 Н.
9. Расчетная долговечность подшипника.
Lh = 106(124×1037156)360×26 = 3335 часов
иеньше ресурса работы привода равного 15120 часов.
Рассмотрим подшипник 1000916 у которого С=275 кН
Lh = 106(275×1037156)360×26 = 36380 часов
Выбираем подшипник 1000916
УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
Рассмотрим сечение проходящее под опорой А. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Материал вала сталь 45 улучшенная: sВ = 780 МПа [1c34]
Пределы выносливости:
-при изгибе s-1 » 043×sВ = 043×780 = 335 МПа;
-при кручении t-1 » 058×s-1 = 058×335 = 195 МПа.
Суммарный изгибающий момент:
= (10302 + 3332)12 = 1085 Н×м.
момент сопротивления сечения изгиба:
W = d332 = 45332 = 895·103 мм3.
момент сопротивления кручению:
Wр = 2W = 2·895·103 = 179·103 мм3.
Амплитуда нормальных напряжений:
v = MиW = 1085·103895·103 = 121 МПа.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
tv = tm = T12Wp = 475·1032·179·103 = 13 МПа.
Коэффициенты: ke =38; kt et = 27; yt = 01 [2c166].
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
s = -1(kve ) = 335380·121 = 73.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
st = t-1(kttvet + yt tm) = 195(27·13+ 01·13) = 536.
Общий коэффициент запаса прочности:
s = sst(s2 + st2)05 = 73·536(732 +5362)05 = 72 > [s] = 25 [1c162].
Расчет на статическую прочность
Материал вала 45: т = 440 МПа; [2c.19]
Допускаемое напряжение
[] = тn = 4402 = 220 МПа
n = 12÷25 – допускаемый коэффициент запаса прочности.
Мпр = = (10852+0754752)12 =1160 Нм
Эквивалентное напряжение
экв = МпрКперW =116021103(895103) = 272 МПа [] = 220 МПа
Рассмотрим сечение проходящее через выходной конец вала.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
Эта часть вала работает только на кручение
Момент сопротивления кручению:
Wк нетто = d316 – bt1(d-t1)22d =
= 35316 – 10·50(35-50)22·35 = 778·103 мм3.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
tv = tm = T12Wк нетто = 475·1032·778·103 = 31 МПа
kt = 15; et =075; yt = 01 [1c166]
Общий коэффициент запаса прочности равный коэффициенту запаса прочности по касательным напряжениям
s = st = t-1(kttvet + yt tm) = 195(15·31076 + 01·31) =303 > [s] = 25
2.Промежуточный вал.
Рассмотрим сечение под коническим колесом. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
= (22342 + 9922)12 = 2444 Н×м.
момент сопротивления сечения изгиба:
где t1 и b – параметры шпоночного паза.
WНЕТТО = p×50332 – [14×55×(50-55)2](2×50)=107×103 мм3.
sV = МИWнетто = 2444×103107×103 = 228 МПа.
tV = tm = Т22×Wк нетто = 2265×103(2×230×103) = 49 МПа.
ks = 18 [1c. 165];es = 082 [1с. 166];
= 335(18×228082) = 67.
= 195(17×49070 + 01×49) =157.
=157×67(672 +1572)12 = 62 > [s] = 25.
Мпр = = (24442+07522652)12 =3134 Нм
экв = МпрКперW =313421103(107103) = 615 МПа [] = 220 МПа
Рассмотрим сечение проходящее в 44 мм от точки приложения сил на цилиндрической шестерне к коническому колесу. Концентрация напряжений обусловлена наличием проточки с галтелью при переходе диаметра вала от 55 мм к 50 мм.
Mx =2946 – 44(2946 – 2234)63 = 2449 Нм
MY =1173 – 44(1173 – 992)63 =1047 Нм
= (24492 +10472)12 =2663 Н×м.
W = d332 = 50332 = 123103 мм3.
Wр = 2W = 2·123·103 = 246·103 мм3.
v = MиW =2663·103123·103 =217 МПа.
tv = tm = T22Wp =2265·1032·246·103 = 46 МПа.
ks = 22 [1c. 163];es = 082 [1с. 166];
= 335(22×217082) = 57.
= 195(14×46070 + 01×46) = 202.
= 57×202(572 + 2022)12 = 55 >[s] = 25.
Опасное сечение проходит под колесом. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
Материал вала сталь 45 нормализованная sВ = 570 МПа.
-при изнибе s-1 » 043×sВ = 043 × 570 = 246 МПа
-при кручении t-1 » 058×s-1 = 058 × 246 = 142 МПа
Суммарный изгибающий момент:
= (45532 +10622)12 = 4675 Н×м.
Момент сопротивления изгибу:
= p×85332 – [22× 9×(85- 9)2](2×85)=535×103 мм3.
sV = МИ Wнетто = 4675×103535×103 = 87 МПа.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений.
tV = tm = Т3 (2×Wк нетто) = 1213×103(2×1138×103) = 53 МПа
ks = 16 [1c. 165]; es = 073 [1с. 166];
= 246(16×87073) = 129
= 142(15×53062 + 01×53) =106
= 106×129(1292 +1062)12 = 82 > [s] = 25 [1c. 162]
Рассмотрим сечение проходящее под опорой F. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
W = d332 = 80332 =503·103 мм3.
Wр = 2W = 2·503·103 =1006·103 мм3.
v = MиW = 4354·103503·103 = 86 МПа.
tv = tm = T32Wp = 1213·1032·1006·103 = 60 МПа.
Коэффициенты: ke =57; kt et = 38; yt = 01 [1c166].
s = -1(kve) = 246(57·86) = 50.
st = t-1(kttvet + yt tm) = 142(38·6.0 + 01·60) = 61.
s = sst(s2 + st2)05 = 50·61(502 + 612)05 = 39 > [s] = 25 [1c162].
Материал вала 45: т = 440 МПа;
Мпр = = (43542+07512132)12 = 1137 Нм
экв = МпрКперW = 113721103(503103) = 474 МПа [] = 220 МПа
ВЫБОР И ПРОВЕРКА ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
1.Выбор шпонок. Для соединения валов с деталями выбираем призматические шпонки по ГОСТ 23360-78 [1c. 169].
Напряжение смятия и среза шпонки:
ср = 2Тdlb [cp] = 06[cм]
t1 – глубина паза вала
2.Быстроходный вал. Шпонка на выходном конце b h l =10840 мм
Материал полумуфты – чугун допускаемое напряжение []см = 50 МПа.
sсм = 2×475·10335(8 – 50)(40 –10) = 302 МПа.
ср = 2·475·10335·40·10= 68 МПа
3.Промежуточный вал. Шпонка под колесом b h l = 14 9 70 мм
Материал ступицы – сталь допускаемое напряжение []см =100 МПа.
sсм = 2×2265×10350(9 – 55)(70 – 14) = 462 МПа.
ср = 2·2265·10350·70·14 = 92 МПа
4.Тихоходный вал. Шпонка под колесом b h l = 22 14 110 мм
sсм = 2×121385(14 – 9)(110– 22) = 648 МПа.
ср = 2·1213·10385·110·22= 117 МПа
5.Шпонка на выходном конце b h l = 20 12 100 мм
Материал полумуфты – сталь допускаемое напряжение []см =100 МПа.
sсм = 2×121375(12– 75)(100– 20) = 899 МПа.
ср = 2·1213·10375·100·20 =162 МПа
Условие sсм [s]см и ср [cp] выполняется во всех случаях.
ПОДБОР И ПРОВЕРКА МУФТ
1. Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора используем упругую с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-82 для которой допускаемый передаваемый момент [Т] = 250 Н×м.
Тр = k×T1 = 15×475 = 71 Н×м [T].
k = 15 – коэффициент эксплуатации [1c. 272]
2. Для передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на рабочий вал привода используем упругую втулочно-пальцевую муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 для которой допускаемый передаваемый момент [Т] = 2000 Н×м.
Тр = k×T1 = 15×1213 = 1819 Н×м [T].
1.Смазка зубчатого зацепления осуществляется окунанием колес в масляную ванну. Объем маслянной ванны:
V = (05 08) × Р = (05 08)×358 » 20 л.
Рекомендуемое значение вязкости масла:
-для быстроходной ступени при V = 229 мс – n = 28×10-6 м2 с
-для тихоходной ступени при V = 072 мс – n = 34×10-6 м2 с
среднее значение n = 31×10-6 м2 с . По этой величине выбираем масло индустриальное И-30А ГОСТ 20799-75 [1c. 253].
Смазка подшипниковых узлов пластичная – смазочным материалом УТ-1 ГОСТ 1957-73
Посадки назначаем согласно рекомендациям [1c. 263]:
посадка зубчатого колеса на вал Н7р6 по ГОСТ 25347-82;
посадка полумуфт на вал редуктора Н7
шейки валов под подшипник выполняем с отклонением вала L0k6.
Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7l0.
Перед сборкой внутреннюю поверхность корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку проводят в соответствии со сборочным чертежом редуктора начиная с узлов валов:
-на ведущий вал насаживают втулку роликоподшипники предварительно нагретые в масле до 100оС и мазеудерживающее кольцо ближайший к выходному концу подшипник закрепляют гайкой со стопорной шайбой затем весь узел вставляют в стакан насаживают втулку закладывают шпонку;
-в промежуточный вал закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала затем надевают распорную втулку мазеудерживающие кольца и предварительно нагретые подшипники.
-в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала затем надевают распорную втулку мазеудерживающие кольца и предварительно нагретые подшипники.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку и надевают крышку корпуса. Для центровки устанавливают крышку с помощью двух конических штифтов затем затягивают болты крепящие крышку к корпусу. В подшипниковые гнезда вставляют распорные втулки и устанавливают крышки подшипников которые закрепляют болтами с пружинными шайбами. Перед постановкой сквозных крышек в них вставляют манжетные уплотнения. Между корпусом и фланцами крышек подшипников устанавливают наборы регулировочных шайб. Регулировка конических подшипников и зубчатых зацеплений осуществляется путем изменения числа регулировочных шайб между корпусом и фланцами крышек подшипников и между корпусом и фланцем стакана.
На выходной конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку надевают и закрепляют полумуфту.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе установленной техническими условиями.
Список использованной литературы
Курсовое проектировании деталей машин. С.А. Чернавский К.Н. Боков И.Б. Чернин и др. – М.: Машиностроение 1988. – 416 с.
Филатов Ю.Е. Проектирование зубчатых передач. Учебное пособие ФГБОУВПО ИГЭУ. – Иваново 2011. – 80 с.
Расчет и проектирование деталей машин: Учебное пособие для вузов. Под ред. Г.Б. Столбина и К.П. Жукова. – М.: Высш. шк. 1978. – 247 с.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высш. шк. 1991.–432 с.
Кинематический расчет
Расчет быстроходной ступени
Расчет тихоходной ступени
Конструктивные элементы корпуса
Проверка долговечности подшипников
Проверка прочности шпоночных соединений
Уточненный расчет валов
Расчет и проверка муфт

Редуктор.cdw

Сецификация 03-10.doc

Кольцо мазеудерживающее
коническо-цилиндрический
Прокладка регулировочная
Винт М8×20 ГОСТ 1491-80
Гайка М16 ГОСТ 5927-73
Гайка М20 ГОСТ 5927-73
Шайба 42 ГОСТ 11872-80
Штифт 10 ГОСТ 3129-70
Подшипник ГОСТ 333-79
Подшипник ГОСТ 8338-75
Шпонка ГОСТ 23360-78