Проектирование двухступенчатого цилиндрического редуктора с косыми зубьями

Promezhutochny_val_.cdw

ФСЭ.КП.26.05.06.353.33040107
ГУМРФ им.адм.С.О.Макарова
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
.*Размер обеспеч. инстр.
.Термообраотка ТВЧ до твердости поверхности 48 50 HRC
сердцевины до твердости 200НВ
Общие допуски по ГОСТ 30893. 1:Н14

Vykhodnoy_val_.cdw

ФСЭ.КП.26.05.06.353.33040107
ГУМРФ им.адм.С.О.Макарова
Термообраотка ТВЧ до твердости поверхности 48 50 HRC
сердцевины до твердости 200НВ
Общие допуски по ГОСТ 30893. 1:Н14

124_D.cdw

ФСЭУ.КП.26.05.06.353.33040107ПС
ГУМРФ им.адм. С.О. Макарова
ФСЭ.КП.26.05.06.353.17033051.01.001.СБ
ФСЭ.КП.26.05.06.353.17033051.01.003
ФСЭ.КП.26.05.06.353.17033051.01.004
ФСЭ.КП.26.05.06.353.17033051.01.005
ФСЭ.КП.26.05.06.353.17033051.01.006
ФСЭ.КП.26.05.06.353.17033051.01.007

koleso_bystrokhodnoe.cdw

*Размер обеспеч. инстр.
Термообраотка ТВЧ до твердости поверхности 48 50 HRC
сердцевины до твердости 200НВ
Общие допуски по ГОСТ 30893. 1:Н14
ГУМРФ им.адм.С.О.Макарова
ФСЭ.КП.26.05.06.354.17033016.01
ФСЭ.КП.26.05.06.353.33040107
Cталь 50 Гост1050-88
Коэффициент смещения

Koleso_tikhokhodnoe_.cdw

*Размер обеспеч. инстр.
Термообраотка ТВЧ до твердости поверхности 48 50 HRC
сердцевины до твердости 200НВ
Общие допуски по ГОСТ 30893. 1:Н14
ГУМРФ им.адм.С.О.Макарова
ФСЭ.КП.26.05.06.354.17033016.01.007
ФСЭ.КП.26.05.06.353.33040107
Коэффициент смещения
Сталь 50 ГОСТ 1050-88

Masloukazatel_1_.cdw

ГУМРФ им.адм.С.О.Макарова
* Размеры для справок
Общие допуски по ГОСТ 30893. 1:Н14
ФСЭ.КП.26.05.06.354.17033016.01.002
ФСЭ.КП.26.05.06.353.33040107

Shesternya_bystrokhodnaya_.cdw

Термообраотка ТВЧ до твердости поверхности 48 50 HRC
сердцевины до твердости 220НВ
Общие допуски по ГОСТ 30893. 1:Н14
ГУМРФ им.адм.С.О.Макарова
ФСЭ.КП.26.05.06.354.17033016.01.008
ФСЭ.КП.26.05.06.353.33040107
Коэффициент смещения

Shesternya_tikhokhodnaya_.cdw

Термообраотка ТВЧ до твердости поверхности 48 50 HRC
сердцевины до твердости 220НВ
Общие допуски по ГОСТ 30893. 1:Н14
ГУМРФ им.адм.С.О.Макарова
ФСЭ.КП.26.05.06.354.17033016.01.009
ФСЭ.КП.26.05.06.354.33040107
Коэффициент смещения
Сталь 45Х ГОСТ 4543-71

Vkhodnoy_val_.cdw

ФСЭ.КП.26.05.06.353.33040107
ГУМРФ им.адм.С.О.Макарова
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Термообраотка ТВЧ до твердости поверхности 48 50 HRC
сердцевины до твердости 220НВ
Общие допуски по ГОСТ 30893. 1:Н14

Reduktor_.cdw

ФСЭ.КП.26.05.06.354.33040107 СБ
ГУМРФ им.адм. С.О. Макарова
Технические характеристики
Вращающий момент на выходном валу
Частота вращения входного вала
Объем масляной ванны 20.25 л
Технические требования
После обмотки провести внешний осмотр редуктора
а так же температуру масла
должна превышать 70-80 градусов С.
Необработанные поверхности красить:внутри редуктора
масляной краской;снаружи - серой нитроэмалью.
Редуктор залить маслом индустриальным И-Г-А 46 ГОСТ
479.4-87 до установленного уровня.
Редуктор обкатывать без нагрузки в течении двух часов
Плоскость разъёма перед сборкой покрыть тонким слоем
герметика КТ-34 ГОСТ 24285-80.
Необработанные поверхности внутри редуктора красить красной
эмалью НЦ-5123 ГОСТ 7462-73
наружные поверхности корпуса
красить серой эмалью ПФ-115 ГОСТ 65462-76.
Осевой зазор в радильно упорных подшипниках 39
мм. Регулировку производить прокладками 21.
После регулировки при затянутых болтах крышек валы должны
*Размеры для справок.

пояснительная записка.docx

Федеральное агентство морского и речного транспорта
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования
Государственный университет морского и речного флота имени адмирала С.О. Макарова
ОСНОВ ИНЖЕНЕРНОГО ПРОЕКТИРОВАНИЯ
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ на тему:
«Проектирование двухступенчатого цилиндрического редуктора с косыми зубьями»
Частота вращения двигателя: 1500 обмин.
Передаточное отношение редуктора: i = 28
Расчет мощности привода 3
Разбивка передаточного отношения редуктора по ступеням 4
Расчет первой ступени зубчатой передачи 5
Расчет второй ступени зубчатой передачи 11
Ориентировочный расчет валов 17
Выбор подшипников качения 19
Определение длинны валов 20
Определение предварительных размеров зубчатых колес 22
Приближенный расчет валов 23
Приближенный расчет быстроходного вала первой ступени 24
Приближенный расчет промежуточного вала 39
Приближенный расчет тихоходного вала второй ступени 34
Уточненный расчет валов 39
Уточненный расчет быстроходного вала 41
Уточненный расчет промежуточного вала 43
Уточненный расчет тихоходного вала второй ступени 45
Расчет подшипников качения 45
Вычисление расчетной долговечности подшипников быстроходного вала первой ступени 45
Вычисление расчетной долговечности подшипников промежуточного вала 47 Вычисление расчетной долговечности подшипников тихоходного вала второй ступени . .. . .49
Расчет шпоночных соединений 51
Выбор системы смазки редуктора 52
Список использованной литературы . . . .53
РАСЧЕТ МОЩНОСТИ ПРИВОДА
Расчет потребной мощности привода вычисляется по формуле:
????п = 77 кВт – мощность на ведомом валу;
Мощность привода должна быть достаточной для обеспечения работы потребителя и преодоления сил трения. Непроизводственные потери энергии учитываются КПД. Для зубчатой пары КПД находится в следующих пределах:
мощность на ведомом валу:
мощность на промежуточном валу:
мощность на ведущем валу:
Таким образом мощность привода (двигателя) должна быть следующей:
РАЗБИВКА ПЕРЕДАТОЧНОГО ОТНОШЕНИЯ РЕДУКТОРА ПО СТУПЕНЯМ
Передаточное отношение двухступенчатого редуктора равно:
????1 – предполагаемое передаточное отношения первой ступени; ????2 – предполагаемое передаточное отношения второй ступени.
– отношение коэффициентов ширины венцов зубчатых колес первой и
второй ступеней (согласно рекомендациям).
Предполагаемое передаточное отношение второй ступени редуктора:
РАСЧЕТ ПЕРВОЙ СТУПЕНИ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Выбираем материал шестерни и колеса:
Шестерня: сталь 40Х;
Определяем механические характеристики материала шестерни и колеса:
Определяем частоту вращения валов редуктора:
????дв = ????1 = 1500 мин1
Находим допускаемые контактные напряжения материала колеса [????]???? МПа (расчет по контактным напряжениям выполняется только для колеса так как его материал менее прочен чем материал шестерни):
[????]???? = 275 ???????? = 275 210 = 577.5 Мпа.
Выберем коэффициент ширины венца колеса первой ступени. Для косозубых передач рекомендуется ???? = 025 0315. Принимаем ????1 = 025.
Выбираем предварительно коэффициент нагрузки ????. При несимметричном или консольном расположении зубчатых колес ???? 15.
Определяем крутящий момент на ведомом валу рассчитываемой ступени:
Расчетный крутящий момент определяемый по формуле:
Вычисляем предварительное значение межосевого расстояния рассчитываемой ступени ????????1 мм:
???????? = 43 – коэффициент межосевого расстояния для косозубых и шевронных передач;
[????]???? = 5775 МПа – допускаемые контактные напряжения;
Межосевое расстояние принимаем равным ближайшему большему из ряда нормальных линейных размеров.
Принимаем ????????1 (по ГОСТу) = 224 мм.
Определяем ширину венцов зубчатых колес ???? мм:
???? = ????????1 ????????1 = 025224 = 56 мм.
Определяем нормальный модуль зубьев ???????? мм:
????????1 = (001 002) ????????1 = 001 224 = 224 мм
По ГОСТ 9563-60 принимаем ближайшее стандартное значение модуля ????????1 = 225 мм.
Выбираем угол наклона линии зуба для косозубых колес.
Согласно рекомендациям ???? = 8 15° поэтому принимаем: ????1 = 10°.
Определяем числа зубьев шестерни и колеса принимая ближайшие целые значения:
Суммарное число зубьев: ;
Число зубьев шестерни:
Определяем уточненное значение передаточного числа рассчитываемой ступени:
Определяем уточненное значение угла наклона линии зуба:
Определяем диаметры делительных окружностей ????1 и ????2 мм:
Вычисляем уточненное значение межосевого расстояния ????????1 мм по формуле:
Уточненное значение межосевого расстояния принимаем равным ближайшему большему из ряда нормальных линейных размеров.
Принимаем ???????? (по ГОСТу) = 250 мм.
После корректировки межосевого расстояния требуется уточнить значения диаметров делительных окружностей:
Уточняем ширину венцов зубчатых колес ???? мм:
???? = ???????? ???????? = 025 250= 625 мм
Находим вспомогательные величины необходимые для определения коэффициента нагрузки:
Вспомогательный коэффициент при несимметричном или консольном расположении зубчатых колес и отношении принимаем ([1] табл. 5). Вспомогательный коэффициент =1 – при постоянной нагрузке =06 – при незначительных колебаниях нагрузки; = (025 03) – при значительных колебаниях нагрузки. Принимаем =06 ([1] стр. 15).
Определяем (по таблице) уточненное значение коэффициента концентрации нагрузки ([1] табл. 6):
При твердости поверхности зубьев 350 HB следует принять:
Определяем окружную скорость на быстроходном валу рассчитываемой ступени ???? мс:
Устанавливаем (по таблице) уточненное значение динамического коэффициента:
При окружной скорости
Определяем уточненное значение коэффициента нагрузки:
???? = ????конц ????дин = 116 11 = 1276
Выполняем проверочный расчет на контактную прочность по уточненным значениям:
Частоты вращения ведомого вала рассчитываемой ступени ????2 обмин:
Номинальным и расчетным моментам ведущего и ведомого валов рассчитываемой ступени согласно уточнённым данным:
Контактным напряжениям ???????? МПа:
Расчитываем эквивалентные числа зубьев фиктивных прямозубых колес:
По эквивалентным числам зубьев определяем коэффициенты формы зубьев ????1 и ????2 ([1] табл. 8)
Определяем окружные усилия в зацеплении ???????????? и ????????????расч Н:
????????1расч = ???? ????????1 = 1276 2241= 2860 Н
????????2расч = ???? ????????2 = 1276 2195= 2801 Н
Определяем допускаемые напряжения изгиба для материала шестерни и колеса [????]и???? МПа по формуле:
????ПИ = 14 – коэффициент учитывающий повышение прочности на изгиб косых зубьев по сравнению с прямыми;
[????1????] – предел выносливости материала шестерни и колеса 420 МПа;
[????] = 15 19 – требуемый коэффициент запаса (принимаем [????] = 16);
???????? = 16 18 – эффективный коэффициент концентрации напряжений (принимаем
Выполняем проверку прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса по напряжениям изгиба ????и???? Мпа:
Определяем диаметры окружностей шестерни и колеса:
Вершин зубьев шестерни:
????????1 = ????1 + 2 ????????1 = 58 + 2 225 = 625 мм.
Вершин зубьев колеса:
????????2 = ????2 + 2 ????????1 = 442 + 2 225 = 4465 мм.
Впадин зубьев шестерни:
????????1 = ????1 25 ????????1 = 58 – 25 225 = 524 мм.
Впадин зубьев колеса:
????????2 = ????2 25 ????????1 = 442 25 225 = 4364 мм.
РАСЧЕТ ВТОРОЙ СТУПЕНИ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Уточняем передаточное отношение второй ступени по фактическому значению передаточного отношения первой ступени:
Уточненное значение скорости вращения тихоходного вала первой ступени:
Скорость вращения тихоходного вала второй ступени:
[????]???? = 275 ???????? = 275 176 = 484 Па
Коэффициент ширины венца колеса второй ступени:
Расчетный крутящий момент определяемый по формуле:
Вычисляем предварительное значение межосевого расстояния рассчитываемой ступени ????????2 мм:
Принимаем ????????2 (по ГОСТу) = 280 мм.
???? = ????????2 ????????2 = 04280 = 112 мм.
????????2 = (001 002) ????????2 = 001 280 = 28 мм.
По ГОСТ 9563-60 принимаем ближайшее стандартное значение модуля ????????2 = 30 мм.
Согласно рекомендациям ???? = 8 15° поэтому принимаем: ????2 = 12°.
Суммарное число зубьев:
Число зубьев шестерни: 39
Число зубьев колеса: 144
Вычисляем уточненное значение межосевого расстояния ????????2 мм по формуле:
Принимаем ????????2 (по ГОСТу) = 315 мм.
???? = ????????2 ????????2 = 04 315 = 126 мм
Вспомогательный коэффициент при несимметричном расположении зубчатых колес и отношении 1 принимаем =14; ([1] табл. 5);
Вспомогательный коэффициент =1 – при постоянной нагрузке =06 – при незначительных колебаниях нагрузки; = (025 03) – при значительных колебаниях нагрузки. Принимаем =06 ([1] стр. 15).
Определяем (по таблице) уточненное значение коэффициента концентрации нагрузки ([1] табл. 6):
При окружной скорости [1] табл. 7):
???? = ????конц ????дин = 116 10 = 116
Частоты вращения ведомого вала рассчитываемой ступени ????3 обмин:
По эквивалентным числам зубьев (по таблице) определяем коэффициенты формы зубьев ????1 и ????2 ([1] табл. 8):
????????3расч = ???? ????????3 = 116 6582 = 7635Н
????????4расч = ???? ????????4 = 116 6452 = 7484 Н
[????1????] – предел выносливости материала шестерни и колеса МПа;
[????] = 15 19 – требуемый коэффициент запаса (принимаем [????] = 17);
Вершин зубьев шестерни:
????????1 = ????1 + 2 ????????2 = 134 + 2 3 = 140 мм.
????????2 = ????2 + 2 ????????2 = 496 + 2 3 = 502 мм.
????????1 = ????1 25 ????????2 = 134 25 3 = 1265 мм.
????????2 = ????2 25 ????????2 = 496 25 3 = 4885 мм.
Определяем фактическое значение передаточного отношения редуктора:
ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
Валы изготовлены из стали 45 с механическими характеристиками:
???????? = 600 МПа ???????? = 340 МПа ????1 = 260 МПа ???????? = 190
Расчет ведется по уточненным данным (частота вращения ???? (мин1) крутящий момент ???? (кН м) мощность ???? (кВт) считаем неизменной).
Определение диаметра быстроходного вала первой ступени ????в1 мм:
Скорость вращения вала:
Расчетный крутящий момент:
Допускаемое напряжение кручения:
Принимаем по ГОСТ 6636-69.
Определение диаметра промежуточного вала ????в2 мм:
Расчетный крутящий момент:
????2расч = 057 кН м.
Допускаемое напряжение кручения: [Па.
Определение диаметра тихоходного вала ????в3 мм:
Допускаемое напряжение кручения: [Па
Принимаем по ГОСТ 6636-69. Рассчитанные диаметры принимаются в качестве диаметров цапф валов редуктора.
ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
В косозубых редукторах на опоры всегда действует осевая нагрузка возрастающая с увеличением угла наклона зубьев. Если угол наклона ???? ≤ 9° то можно устанавливать радиальные шарикоподшипники а при ???? > 9° – радиально-упорные (шариковые или роликовые).
По диаметрам цапф определенных на ориентировочном этапе расчета из каталога подшипников качения предварительно подберем подшипники:
По ГОСТ 831-75 радиально-упорные подшипники.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДЛИНЫ ВАЛОВ
Зазоры (мм) между ступицами зубчатых колес между зубчатыми колесами и корпусом:
???? – толщина стенки корпуса редуктора рассчитанная следующим образом:
???? = 0025 ????????(т) + 3
????????(т) = 315 мм – межосевое расстояние тихоходной ступени редуктора.
???? = 0025 315 + 3 = 11 мм.
Длину валов определяют на основании компоновочного чертежа редуктора который выполняется тонкими линиями на миллиметровой бумаге в выбранном масштабе при установленной последовательности операций.
С учетом масштаба чертежа расстояния ????1 ????2 ????3 между центрами зубчатых колес и подшипниками необходимые для расчетов валов находятся из рисунка:
????1 = 05 ????1 + + 05 ????1 + 3 = 05 19 + 12 + 05 62 + 3 = 555 мм.
????2 = 05 ????1 + 2 + 05 ????1 + 3 + ????2 = 05 19 + 2 12 + 05 62 + 3 + 126 = 1935 мм.
????3 = 05 ????2 + + 05 ????1 + 3 = 05 29 + 12 + 05 62 + 3 = 605 мм.
????4 = 05 ????1 + + 05 ????2 = 05 62 + 12 + 05 126 = 106 мм.
????5 = 05 ????2 + + 05 ????2 + 3 = 05 29 + 12 + 05 126 + 3 = 925мм.
????6 = 05 ????3 + 2 + ????1 + 05 ????2 + 3 = 05 39 + 2 12 + 62 + 05 126 + 3 = 1715 мм.
????7 = 05 ????3 + + 05 ????2 + 3 = 05 39 + 12 + 05 126 + 3 = 975мм.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫХ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС
На рис.2 показаны конструкции зубчатых колёс.
Рис.2 – Конструкции зубчатых колес
Рис.3 – Размеры зубчатых колес
Размеры зубчатых колёс определяют исходя из выполненных расчетов и конструктивных соображений. На рис.3 b и di – ширина венца и диаметр делительной окружности определены из расчётов.
Зная диаметры валов и ширину венца каждого колеса проектируют зубчатые колёса редуктора. При проектировании придерживаются следующих правил:
????ст = 16 ????в – диаметр ступицы зубчатого колеса или шестерни;
В случае если ????ст ≥ 15 ????а то шестерня выполняется совместно с валом.
????ст = (12 15)????в – длина ступицы (при условии ????ст ≥ ????).
На промежуточном валу для колеса:
????ст2 = 16 55 = 88 мм.
????ст2 = 15 55 = 825 мм ≥= 625 мм
Для колеса тихоходного вала второй ступени:
80 = 120 мм. ≤ = 126 мм
ПРИБЛИЖЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
Усилие возникающее в косозубом зацеплении дает три взаимно перпендикулярные составляющие (рис.4): окружное усилие ???????? радиальное усилие ???????? и осевое усилие ????????.
Величина окружного усилия ???????? – определяется из расчета.
Рис.4 – Усилия в косозубом зацеплении
Радиальное усилие из выражения:
???????? – угол зацепления в нормальном сечении (обычно ???????? = 20°);
???? – угол наклона линии зуба.
???????? = ???????? ????????????
Приближенный расчет быстроходного вала первой ступени
Для расчета необходимы следующие данные:
Угол зацепления в нормальном сечении принимаем:
Угол наклона линии зуба:
???????????????? = 0985
Окружное усилие ????????1 (кН):
Радиальное усилие ????????1 (кН) вычисляем по формуле:
Осевое усилие ????????1 (кН):
????????1 = ????????1 ???????????? = 2241 0176 = 039 кН.
Изгибающий момент от осевого усилия ????????????1 (кН м):
Рис.5 – Расчетная схема быстроходного вала для усилий действующих в вертикальной и горизонтальной плоскостях.
)Определим реакции опор в вертикальной плоскости ???????? и ???????? кН:
)Определим реакции опор в горизонтальной плоскости ???????? и ???????? кН:
)Определим приведенные или эквивалентные моменты Мэкв (кН м) в местах установки зубчатых колес по четвертой гипотезе прочности:
и – изгибающий и коутящий момент;
и – изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостях.
)Определим диаметр вала в месте установки зубчатого колеса ????в1 мм:
????1 = 60 МПа – предел выносливости материала вала (для увеличения жесткости вала принимается пониженное значение предела выносливости: ????1 = 50 60 МПа
)По ГОСТ 6636-69 примем ????в1 = 28 мм;
)По ГОСТ 8788-68 выбираем размеры сечений шпонок и пазов валов: диаметр вала ????в1 = 28 мм; сечения шпонки: ширина ???? = 8 мм высота = 7 мм; глубина паза: вала ???? = 4 мм втулки ????1 = 33;
)Определим моменты сопротивления нетто (с учетом ослабления сечения вала шпоночными пазами) валов в местах установки зубчатых колес:
а) Осевой ????нетто мм3:
)Определим максимальные напряжения в указанных сечениях:
Приближенный расчет промежуточного вала
????????2 = 2195 кН
????????3 = 6582 кН
????????2 = ????????2 ???????????? = 2195 0176 = 0386 кН.
????????3 = ????????3 ???????????? = 6582 0176 = 1158 кН.
Рис.6 – Расчетная схема промежуточного вала для усилий действующих в вертикальной и горизонтальной плоскостях.
Определим реакции опор в вертикальной плоскости ???????? и ???????? кН:
????1 = 60 МПа – предел выносливости материала вала (для увеличения жесткости вала принимается пониженное значение предела выносливости: ????1 = 50 60 МПа)
)По ГОСТ 6636-69 примем ????в2 = 48 мм;
)По ГОСТ 8788-68 выбираем размеры сечений шпонок и пазов валов: диаметр вала ????в1 = 48 мм; сечения шпонки: ширина ???? = 14 мм высота = 9 мм; глубина паза: вала ???? = 55 мм втулки ????1 = 38;
Приближенный расчет тихоходного вала второй ступени
???????????????? = 0985
Окружное усилие ????????4 (кН):
????????4 = 6452 кН
Радиальное усилие ????????4 (кН) вычисляем по формуле:
Осевое усилие ????????4 (кН):
????????4 = ????????4 ???????????? = 6452 0176 = 1 136 кН.
Изгибающий момент от осевого усилия ????????????4 (кН м):
Рис.7 – Расчетная схема тихоходного вала для усилий действующих в вертикальной и горизонтальной плоскостях.
????1 = 60 МПа – предел выносливости материала вала (для увеличения жесткости вала принимается пониженное значение предела выносливости: ????1 = 50 60 МПа)
)По ГОСТ 6636-69 примем ????в3 = 63 мм;
)По ГОСТ 8788-68 выбираем размеры сечений шпонок и пазов валов: диаметр вала ????в1 = 63 мм; сечения шпонки: ширина ???? = 18 мм высота = 11 мм; глубина паза: вала ???? = 7 мм втулки ????1 = 44;
УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
Уточненный расчет быстроходного вала
Общий коэффициент запаса прочности находим по формуле:
???????? и ???????? – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям ????????:
????1 = 280 МПа – предел выносливости материала вала;
= 089 – масштабный фактор для нормальных напряжений ([1] табл. 11);
???? = 095 – коэффициент влияния шероховатости поверхности зависящий от вида обработки поверхности вала. Рекомендуемые значения ???? = 093 096 меньшие значения соответствуют грубой обточке большие – шлифованию ([1] стр. 20);
???????? = 2 – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений.
= 5599 МПа - из приближенного расчета для быстроходного вала первой ступени.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
предел выносливости по касательным напряжениям;
эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;
масштабный фактор для касательных напряжений
коэффициент характеризующий соотношение пределов выносливости при симметричном и отнулевом циклах изменения напряжения кручения.
из приближенного расчета для быстроходного вала первой ступени.
Результат расчета должен удовлетворять условию:
где допускаемый коэффициент запаса прочности.
Общий коэффициент запаса прочности :
Уточненный расчет промежуточного вала
= 083 – масштабный фактор для нормальных напряжений (согласно рекомендациям – зависит от диаметра и материала вала ([1] табл. 11);
???? = 095 – коэффициент влияния шероховатости поверхности зависящий от вида обработки поверхности вала. Рекомендуемые значения ???? = 093 096 меньшие значения соответствуют грубой обточке большие – шлифованию ([1] стр 20);
= 4573 МПа - из приближенного расчета для быстроходного вала первой ступени.
масштабный фактор для касательных напряжений;
из приближенного расчета для промежуточного вала.
Уточненный расчет тихоходного вала второй ступени
= 078 – масштабный фактор для нормальных напряжений (согласно рекомендациям – зависит от диаметра и материала вала ([1] табл. 11);
= 1996 МПа - из приближенного расчета для быстроходного вала первой ступени.
РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Вычисление расчетной долговечности подшипников быстроходного вала первой ступени
Определим максимальные радиальные нагрузки на подшипник как среднее геометрическое от вертикальных и горизонтальных радиальных реакций опор валов вычисленных в приближенном расчете валов:
Величина осевого усилия ????????1 кН:
Определим приведенные (эквивалентные) нагрузки подшипников ???? кН:
???? = (???? ???? ???????? подш. + ???? ????????) ???????? ????????
???? и ???? – коэффициенты нагрузок;
???? – коэффициент вращения зависит от того какое кольцо подшипника вращается. При вращении внутреннего кольца ???? = 1;
???????? – коэффициент безопасности (динамический коэффициент зависящий от характера нагрузки согласно рекомендациям ???????? = 13 15). Принимаем ???????? = 14 ([1] табл. 6.4);
???????? – температурный коэффициент зависящий от рабочей температуры подшипника (Для большинства редукторов температура которых не превышает 100 °С ???????? = 1). Принимаем ???????? = 1 ([1] табл. 6.5);
Принимаем коэффициенты нагрузок по ГОСТ 18855-73:
Теперь рассчитаем значение ???? кН:
???? = (1 1 1454 + 0 032) 14 1 = 2038 кН
Вычисляем расчетную долговечность наиболее нагруженного подшипника ???? ч:
???? = 2900 мин1 – частота вращения вала;
???? = 3 – для шариковых подшипников.
Расчет показывает что расчетная долговечность ???? больше рекомендуемой нормативной долговечности подшипника качения зубчатых редукторов (согласно рекомендациям должна быть не менее 12 000 часов).
Вычисление расчетной долговечности подшипников промежуточного вала
Величина осевого усилия ???????? кН:
???? = (1 1 494 + 0 0386) 14 1 = 6916 кН
???? = 501 мин1 – частота вращения вала;
Вычисление расчетной долговечности подшипников тихоходного вала второй ступени
Величина осевого усилия ????????3 кН:
????????3 = 1158 кН
???? = (1 1 4385 + 0 1158) 14 1 = 6139 кН
???? = 148 мин1 – частота вращения вала;
РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Для соединения деталей с валами выбираем шпонки призматические со скругленными концами изготовленные из стали 45.
Размеры сечений шпонок пазов и длины подбираем по ГОСТ 23360-78.
Шпонки проверяем на смятие из условия прочности:
???? – передаваемый вращающий момент;
???? – диаметр вала в месте установки шпонки;
????р – рабочая длина шпонки (при скругленных торцах ????р = ???? ???? ???? – ширина шпонки);
????1 – глубина паза вала;
[????см] = 100 МПа – при стальном колесе и спокойной нагрузкой.
Шпонка под шестерней ведущего вала:
Шпонка шестерни промежуточного вала:
Шпонка под ведомым колесом промежуточного вала:
Шпонка под ведом колесом тихоходного вала:
ВЫБОР СИСТЕМЫ СМАЗКИ РЕДУКТОРА
Применяем картерную смазку. Смазка колес осуществляется путем окунания их в масло заливаемое внутрь корпуса. Колесо цилиндрической передачи погружается на высоту зуба..
Объем масляной ванны:
где передаваемая мощность кВт;
Требуемая вязкость масла при скорости 27мс и контактных напряжениях до 600 МПа – 3410-6 м2с.
Применяем индустриальное масло И–ГА 46 ГОСТ 17479.4-87 ([2] табл.2.60) с вязкостью (41 51)10-6 м2с при t=500 С ([2] табл.2.61).
Смазка подшипников осуществляется разбрызгиванием масла.
Уровень масла контролируется маслоуказателем. Для слива загрязненного масла предусмотрено сливное отверстие закрываемое пробкой с конической резьбой.
Для осмотра колес редуктора и заливки масла в крышке корпуса предусмотрено смотровое окно.
Список использованной литературы
Севастеев Д.И. Проектирование зубчатого редуктора: учеб пособие. - СПб.: Изд-во ГМА им. адм. С.О. Макарова
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Машиностроение 2007.- 560 с
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. - Т.1-3.М.: Машиностроение 1978.