Редуктор цилиндрический двухступенчатый развернутой схемы с быстроходной косозубой ступенью и тихоходной прямозубой ступенью

ПЗ.docx

Кинематический расчет редуктора7
1 Определение КПД и выбор электродвигателя8
2 Определение передаточных чисел частот вращения
угловых скоростей и вращающих моментов на валах9
Расчет тихоходной ступени редуктора
(цилиндрической прямозубой передачи)11
1 Выбор материала и определение допускаемых
контактных напряжений11
2 Проектный расчет12
3 Проверочный расчет15
Расчет быстроходной ступени редуктора
(цилиндрической косозубой передачи)19
контактных напряжений19
2 Проектный расчет20
3 Проверочный расчет23
Расчет цепной передачи27
Предварительный расчет валов редуктора32
1 Быстроходный вал32
2 Промежуточный вал35
Расчет шпоночных соединений41
1 Шпонки быстроходного вала редуктора42
2 Шпонки промежуточного вала редуктора44
3 Шпонки тихоходного вала редуктора45
Конструирование колес редуктора47
1 Конструирование шестерни быстроходной ступени47
2 Конструирование колеса быстроходной ступени48
3 Конструирование шестерни тихоходной ступени50
4 Конструирование колеса тихоходной ступени51
Конструктивные размеры деталей корпуса редуктора53
Эскизная компоновка редуктора58
Проверка долговечности подшипников60
1 Подшипники быстроходного вала редуктора61
1.1 Реакции опор быстроходного вала редуктора61
1.2 Построение эпюр изгибающих и крутящего моментов
быстроходного вала редуктора63
1.3 Расчет долговечности подшипников
быстроходного вала редуктора65
2 Подшипники промежуточного вала редуктора67
2.1 Реакции опор промежуточного вала редуктора67
2.2 Построение эпюр изгибающих и крутящего моментов
промежуточного вала редуктора69
2.3 Расчет долговечности подшипников
промежуточного вала редуктора72
3 Подшипники тихоходного вала редуктора73
3.1 Реакции опор тихоходного вала редуктора73
3.2 Построение эпюр изгибающих и крутящего моментов
тихоходного вала редуктора75
3.3 Расчет долговечности подшипников
тихоходного вала редуктора78
Библиографический список79
Спроектировать двухступенчатый цилиндрический редуктор (рисунок 1) развернутой схемы с быстроходной косозубой ступенью и тихоходной прямозубой ступенью.
Мощность на выходном валу редуктораPвых = 38 кВт;
Частота вращения выходного валаnвых = 28 обмин;
Срок службы редуктора25 000 ч.
Дополнительные условия
Цепь открытой передачи
Направление зубьев шестерни косозубой ступени
Передаточное число быстроходной ступени редуктора
Материал быстроходной ступени редуктора
Материал тихоходной ступени редуктора
Концы валов редуктора
Подшипники быстроходного вала редуктора
Подшипники промежуточного вала редуктора
Подшипники тихоходного вала редуктора
Угол αц наклона линий соединяющей центры вращения звездочек цепной передачи
Кинематический расчет редуктора
В целях унификации условных обозначений компонентов редуктора принимаем следующие обозначения звеньев механических передач (см. рисунок 1):
– шестерня (ведущее звено) быстроходной ступени редуктора;
– колесо (ведомое звено) быстроходной ступени редуктора;
– шестерня (ведущее звено) тихоходной ступени редуктора;
– колесо (ведомое звено) тихоходной ступени редуктора;
– ведущая звездочка (ведущее звено) цепной передачи;
– ведомая звездочка (ведомое звено) цепной передачи;
– барабан конвейера.
Для обозначения осей вращения и параметров валов редуктора принимаем следующие обозначения:
I – ось вращения вала электродвигателя она же ось вращения быстроходного вала редуктора она же ось вращения быстроходного вала редуктора она же ось вращения быстроходного вала быстроходной ступени редуктора;
II – ось вращения промежуточного вала редуктора она же ось вращения тихоходного вала быстроходной ступени редуктора она же ось вращения быстроходного вала тихоходной ступени редуктора;
III – ось вращения тихоходного вала редуктора она же ось вращения тихоходного вала тихоходной ступени редуктора она же ось вращения быстроходного вала цепной передачи;
IV – ось вращения тихоходного вала редуктора она же ось вращения тихоходного вала цепной передачи она же ось вращения барабана конвейера.
1 Определение КПД и выбор электродвигателя
КПД ступеней редуктора в соответствии с данными таблицы 1.1 [1]:
передачи редуктора (закрытые зубчатые передачи с цилиндрическими колесами):
открытая цепная передача:
потери в опорах (из расчета на одну пару опор):
Общий КПД редуктора:
Требуемая мощность двигателя:
Принимаем эту мощность в качестве расчетной.
По приложению ПЗ [1] выбираем электродвигатель серии 4А типоразмера 112М4 с номинальной мощностью 55 кВт и синхронной частотой вращения магнитного поля статора nc = 1500 обмин.
2 Определение передаточных чисел частот вращения
угловых скоростей и моментов на валах
Частота вращения вала двигателя при номинальной нагрузке:
где s – скольжение s = 004.
Общее передаточное число редуктора:
Передаточные числа ступеней с учетом требований для передач входящих в редуктор общего назначения ([1] таблица 1.2):
в соответствии с ГОСТ 2185–66 [2] для быстроходной ступени редуктора принимаем:
для тихоходной ступени редуктора:
для цепной передачи:
Частоты вращения колес механических передач:
Угловые скорости колес механических передач:
(цилиндрической прямозубой передачи)
1 Выбор материала и определение допускаемых
контактных напряжений
Принимаем для зубчатых колес цилиндрической зубчатой передачи сталь 40Х с термообработкой улучшением ([1] таблица 3.3); твердость шестерни HB 270 колеса HB 245.
Допускаемое контактное напряжение:
где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;
– коэффициент долговечности при числе циклов больше базового ([1] стр. 28);
– коэффициент безопасности ([1] стр. 29).
Для улучшенной легированной стали с твердостью менее HB 350 ([1] таблица 3.2):
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости поверхности зубьев ([1] (3.8)):
где – коэффициент нагрузки;
– коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию по ГОСТ 2185–66 принимаем
где – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями для прямозубых колес ([1] с. 26);
– коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца ([1] таблица 3.1);
– динамический коэффициент ([1] с. 27).
По ГОСТ 2185–66 принимаем стандартную величину:
Торцевой модуль зацепления:
По ГОСТ 9563–60 [3] принимаем стандартную величину торцевого модуля зацепления:
Суммарное число зубьев:
Число зубьев шестерни:
Принимаем число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Уточняем передаточное число:
Отклонение от принятого составляет:
что входит в интервал 25% допустимый для зубчатых передач с передаточным числом до 45 [2].
Проверяем межосевое расстояние:
Основные размеры шестерни и колеса:
делительные диаметры:
проверяем межосевое расстояние:
диаметры вершин зубьев:
диаметры впадин зубьев:
согласно требований ГОСТ 2185–66 по ГОСТ 6636–69 [4] из ряда Ra20 принимаем:
3 Проверочный расчет
Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес:
По таблице 3.6 [1] назначаем 8-ю степень точности передачи.
Уточняем составляющие коэффициента нагрузки ([1] таблицы 3.4–3.6):
Уточняем коэффициент нагрузки:
Действующие контактные напряжения ([1] (3.5)):
Условие прочности выполнено.
Отклонение действующих контактных напряжений от допускаемых составляет:
Такое отклонение входит в допустимый интервал 15% превышения допускаемых напряжений над действующими.
Силы действующие в зацеплении:
где – угол зацепления для стандартных эвольвентных передач
Условие прочности по напряжениям изгиба:
где – действующие напряжения изгиба МПа;
– коэффициент нагрузки;
– коэффициент прочности зуба зависящий от числа зубьев колес;
– допускаемые напряжения изгиба МПа.
где – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев для несимметричного расположения колес ([1] таблица 3.7);
– коэффициент учитывающий динамическое действие нагрузки для прямозубых передач при твердости зубьев менее НВ 350 и окружной скорости 3 8 мс при 8-й степени точности ([1] таблица 3.8).
Коэффициент прочности зуба для шестерни ([1] с. 35):
Допускаемое напряжение изгиба:
где – предел выносливости при базовом числе циклов
– коэффициент запаса прочности.
Для стали 40Х с термообработкой улучшением ([1] таблица 3.9):
Коэффициент запаса прочности:
где – коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала ([1] таблица 3.9);
– коэффициент учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса
Допускаемые напряжения:
Определяем отношение
Дальнейший расчет производим для зубьев колеса для которых найденное отношение меньше ([1] с. 35).
(цилиндрической косозубой передачи)
Для заданной стали 45 принимаем термообработку улучшением ([1] таблица 3.3); твердость шестерни HB 230 колеса HB 200.
– коэффициент долговечности при длительной эксплуатации передачи ([1] стр. 28);
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости поверхности зубьев ([1] (3.7)):
где – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями для косозубых колес ([1] с. 26);
Нормальный модуль зацепления:
По ГОСТ 9563–60 [3] принимаем стандартную величину нормального модуля зацепления:
где – угол наклона зубьев.
Назначаем предварительно угол наклона зубьев:
Уточняем величину угла наклона зубьев:
Действующие контактные напряжения ([1] (3.6)):
Превышение допускаемых контактных напряжений над действующими составляет:
– коэффициент компенсирующий погрешность расчетной схемы изгиба косых зубьев;
– коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями ([1] стр. 39).
– коэффициент учитывающий динамическое действие нагрузки для косозубых передач при твердости зубьев менее НВ 350 и скорости от 3 8 мс при 8-й степени точности ([1] таблица 3.8).
Эквивалентное число зубьев шестерни:
Для стали 45 с термообработкой улучшением ([1] таблица 3.9):
Расчет цепной передачи
Число зубьев ведущей звездочки:
Число зубьев ведомой звездочки:
Отклонение от принятого ранее передаточного числа составляет:
Такое отклонение входит в допустимый интервал 3%.
Шаг цепи ([1] (5.22)):
где – коэффициент эксплуатации;
– допускаемое давление в шарнирах МПа;
где – динамический коэффициент при работе ленточного конвейера предполагаем спокойную нагрузку и ([1] стр. 86);
– коэффициент межосевого расстояния (длины цепи) для a = (30 50)t принимаем ([1] стр. 86);
– коэффициент наклона передачи к горизонту для угла наклона 45° ([1] стр. 86);
– коэффициент способа регулирования натяжения цепи принимаем автоматическое регулирование и ([1] стр. 86);
– коэффициент смазки и загрязнения передачи принимаем непрерывную капельную смазку и ([1] стр. 86);
– коэффициент периодичности работы передачи принимаем трехсменный режим работу редуктора и
Допускаемое давление в шарнирах для частоты вращения ведущей звездочки ориентировочно принимаем по таблице 5.15 [1]:
Согласно задания принимаем цепь роликовую двухрядную. Тогда:
По ГОСТ 13568–97 [5] принимаем цепь приводную роликовую двухрядную типа 2ПР с шагом:
Допускаемая частота вращения ведущей звездочки передачи при выбранном шаге цепи ([1] таблица 5.14):
Среднее давление в шарнирах:
где – проекция опорной поверхности шарнира ([1] таблица 5.13).
Интерполируя данные таблицы 5.15 [1] для и шага цепи по (4.13) получаем величину:
С учетом поправки на число зубьев ведущей звездочки (см. примечание к таблице 5.15 [1])
допускаемое давление в шарнирах:
Сопоставление величин (4.19) и (4.22) показывает что выбранная цепь удовлетворяет условия надежности и износостойкости.
Предварительно принимаем межосевое расстояние:
Уточняем межосевое расстояние:
Для обеспечения свободного провисания цепи предусматриваем уменьшение межосевого расстояния на 04%:
Делительные диаметры звездочек ([1] (5.16)):
Наружный диаметр ведущей звездочки ([1] (5.17)):
где – диаметр ролика для выбранной цепи ([1] таблица 5.13).
Наружный диаметр ведомой звездочки ([1] (5.17)):
Центробежная сила действующая на цепь:
где – масса 1 м цепи ([1] таблица 5.13).
Усилие от провисания цепи:
где – коэффициент провисания цепи для расположения цепи под углом 45° к горизонту
Расчетная нагрузка на валы:
где – разрушающая нагрузка для выбранной цепи ([1] таблица 5.13).
Интерполируя данные таблицы 5.16 [1] для и шага цепи по (4.13) получаем величину нормативного коэффициента запаса прочности цепи:
Сопоставление величин (4.43) и (4.44) показывает что выбранная цепь удовлетворяет условию прочности.
Предварительный расчет валов редуктора
Ориентировочно определяем минимальный диаметр выходного участка вала из условия прочности на кручение без учета влияния изгиба ([1] (6.16)):
где – допускаемое напряжение кручения.
Муфта соединяющая вал электродвигателя и быстроходный вал редуктора не вызывает изгиба. Для частоты вращения вала по (1.10) принимаем допускаемые напряжения:
Цилиндрический выходной участок вала электродвигателя 4А типоразмера 112М4 имеет диаметр 32 мм и длину 58 мм ([1] приложение П4). Для соединения с коническим выходным участком быстроходного вала редуктора по ГОСТ 21424–93 [6] принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту с параметрами:
– со стороны электродвигателя полумуфта исполнения 1 с диаметром цилиндрического отверстия под вал
– со стороны редуктора полумуфта исполнения 3 с наибольшим диаметром конического отверстия под вал
По ГОСТ 12081–72 [7] принимаем конический выходной участок вала типа 2 исполнения 1 с номинальным диаметром:
Диаметр вала под подшипник принимаем
Предварительно по ГОСТ 831–75 [8] выбираем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники диаметров 2 (легкая серия) серии ширин 0 (узкая серия) тип 46207 с номинальным диаметром отверстия внутреннего кольца:
номинальным углом контакта дорожки качения наружного кольца:
номинальным диаметром наружной цилиндрической поверхности наружного кольца:
номинальной шириной внутреннего кольца:
динамической грузоподъемностью:
статической грузоподъемностью:
По ГОСТ 20226–82 [9] диаметр заплечика внутреннего кольца таких подшипников:
Решение о конструктивном исполнении шестерни принимается на основании анализа величины расстояния x от впадин зубьев шестерни до шпоночного паза ([1] рисунок 8.7). Для исполнения шестерни отдельно от вала должно выполняться соотношение:
Диаметр для посадки шестерни принимаем:
Из рисунка 8.7 [1] для ведущего вала редуктора:
где – глубина шпоночного паза в отверстии ступицы колеса.
Для шпонки под вал диаметром 40 мм [10]. Тогда:
Принимаем конструктивное исполнение шестерни заодно с валом.
Осевую фиксацию подшипника расположенного у входной ступени вала предусматриваем с помощью предварительно принятой распорной втулки с внешним диаметром равным диаметру заплечика:
Конструкция быстроходного вала представлена на рисунке 2 в масштабе 1:2.
2 Промежуточный вал редуктора
У промежуточного вала опасное сечение имеют участки находящиеся под колесом быстроходной ступени и шестерни тихоходной ступени. Поскольку вал испытывает сложный изгиб от сил зацепления двух механических передач для частоты вращения по (1.15) принимаем пониженное допускаемое напряжение кручения:
Минимальный диаметр опасного сечения:
Принимаем для установки колеса и шестерни:
Для исполнения шестерни тихоходной ступени отдельно от вала должно выполняться соотношение:
Из рисунка 8.7 [1] для промежуточного вала проектируемого редуктора:
Для шпонки под вал диаметром 38 мм [10]. Тогда:
Сопоставление (5.22) и (5.24) показывает возможность исполнения шестерни отдельно от вала. Принимаем конструктивное исполнение шестерни отдельно от вала.
Диаметры участков вала под подшипники принимаем:
Предварительно по ГОСТ 8338–75 [11] выбираем подшипники радиальные шариковые однорядные серии диаметров 2 (легкая серия) серии ширин 0 тип 207 с номинальным диаметром отверстия внутреннего кольца:
номинальной шириной:
По ГОСТ 20226–82 диаметр заплечика внутреннего кольца такого подшипника:
Принимаем диаметр заплечиков промежуточного вала редуктора:
С целью осевой фиксации колес со стороны подшипников предварительно принимаем распорную втулку с наименьшим внешним диаметром равным диаметру заплечика:
Осевую фиксацию колес с другой стороны предусматриваем в участок вала с диаметром:
Конструкция промежуточного вала редуктора представлена на рисунке 3 в масштабе 1:1.
3 Тихоходный вал редуктора
Поскольку нагрузка от цепной передачи вызывает изгиб вала для частоты вращения по (1.16) принимаем:
Минимальный диаметр выходного участка вала:
Предварительно по ГОСТ 8338–75 выбираем подшипники радиальные шариковые однорядные серии диаметров 2 (легкая серия) серии ширин 0 (узкая серия) тип 212 с номинальным диаметром отверстия внутреннего кольца:
По ГОСТ 20226–82 диаметр заплечика внутреннего кольца таких подшипников:
Принимаем диаметр заплечиков тихоходного вала редуктора:
Диаметр ступени для посадки зубчатого колеса на вал принимаем:
Осевую фиксацию второго подшипника предусматриваем в участок вала с диаметром равным диаметру заплечика.
Осевую фиксацию колеса со стороны второго подшипника предусматриваем в участок вала с диаметром:
Конструкция тихоходного вала редуктора представлена на рисунке 4 в масштабе 1:2.
Расчет шпоночных соединений
Допускаемые напряжения смятия ([1] с. 102 200) для стали:
Из условия прочности на смятие ([1] (6.22)) минимальная необходимая рабочая длина шпонки мм:
где T – передаваемый соединением вращающий момент Н·мм;
d – диаметр вала мм;
h – высота шпонки мм;
t1 – глубина шпоночного паза вала мм.
Принимаем для выходных участков валов шпонки по ГОСТ 23360–78 исполнения 1 устанавливаемые в глухие шпоночные пазы для участков под колесами редуктора шпонки исполнения 2 устанавливаемые также в глухие шпоночные пазы.
1 Шпонки быстроходного вала редуктора
Поскольку принято конструктивное исполнение шестерни цилиндрической зубчатой передачи заодно с валом на быстроходном валу редуктора применяется одно шпоночное соединение для передачи вращающего момента от вала электродвигателя через муфту.
Диаметру участка вала 35 мм (5.4) на котором располагается полумуфта соответствует шпонка сечением 10×8 с размерами:
Минимальная необходимая рабочая длина шпонки на выходном участке быстроходного вала:
где – расчетный диаметр конического участка вала по ГОСТ 12081–72 для участка исполнения 2 диаметром 35 мм
Согласно ГОСТ 12081–72 для диаметра 35 мм длина участка вала исполнения 2:
Тогда максимальная длина глухого шпоночного паза на выходном участке быстроходного вала:
Принимаем шпонку со стандартной длиной:
Рабочая длина шпонки исполнения 1:
что больше минимальной необходимой величины (6.7).
2 Шпонки промежуточного вала редуктора
Диаметру участка вала 38 мм (5.20) соответствует шпонка сечением 10×8 с размерами:
Минимальная необходимая длина шпонки под колесом быстроходной ступени редуктора:
По ГОСТ 23360–78 минимальная длина шпонки 10×8 составляет 22 мм.
Рабочая длина шпонки исполнения 2:
что больше минимальной необходимой величины (6.15).
Длина шпоночного паза под шпонку:
Минимальная необходимая длина участка вала под колесом быстроходной ступени редуктора:
Диаметру участка вала 38 мм (5.20) на котором располагается шестерня тихоходной ступени редуктора соответствует шпонка сечением 10×8 с размерами определенными в (6.12)–(6.14). Параметры шпоночного соединения шестерни тихоходной ступени с промежуточным валом соответствует определенным в (6.15)–(6.19).
3 Шпонки тихоходного вала редуктора
Для участка вала диаметром 60 мм (5.36) принимаем шпонку сечением 18×11 с размерами:
Минимальная необходимая рабочая длина шпонки на выходном участке тихоходного вала:
где – расчетный диаметр конического участка вала по ГОСТ 12081–72 для участка исполнения 2 диаметром 60 мм
Согласно ГОСТ 12081–72 для диаметра 60 мм длина участка вала исполнения 2:
что больше минимальной необходимой величины (6.24).
Для участка вала диаметром 69 мм (5.45) принимаем шпонку сечением 20×12 с размерами:
Минимальная необходимая рабочая длина шпонки под колесом тихоходной ступени редуктора:
По ГОСТ 23360–78 минимальная длина шпонки 20×12 составляет 56 мм.
что больше минимальной необходимой величины (6.32).
Минимальная необходимая длина участка вала под колесом тихоходной ступени редуктора:
Конструирование колес редуктора
Конструктивные размеры колес редуктора рассчитываем в соответствии с данными таблицы 8.1 [1] и рисунка 8.2.
1 Конструирование шестерни быстроходной ступени
Фаска на зубчатом венце шестерни и колеса быстроходной ступени редуктора:
По ГОСТ 10948–64 [12] принимаем фаску 08×45º для зубчатого венца шестерни и колеса.
Поскольку в п. 5.1 принято решение об исполнении шестерни заодно с валом остальные ее конструктивные размеры принимаем по результатам расчетов в п. 3.2.
2 Конструирование колеса быстроходной ступени
Длина ступицы колеса ([1] таблица 8.1);
С учетом (6.19) и припуска для обеспечения осевого упора принимаем длину ступицы колеса:
Принимаем конструктивное исполнение колеса со ступицей симметрично выступающей на обе стороны относительно зубчатого венца.
Внутренний диаметр обода:
Диаметр центровой окружности отверстий в диске колеса:
Диаметр отверстий в диске колеса:
Принимаем в отверстия с диаметром:
3 Конструирование шестерни тихоходной ступени
Фаска на зубчатом венце шестерни:
По ГОСТ 10948–64 принимаем фаску 16×45º для шестерни и колеса цилиндрической зубчатой передачи.
Сопоставление величины (6.19) и ширины шестерни по (2.27) показывает что возможность исполнения шпоночного паза под шестерней невозможно.
Принимаем для шестерни симметричную ступицу диаметром по (5.33) и длиной:
Остальные конструктивные размеры шестерни принимаем по результатам расчетов в п. 2.2.
4 Конструирование колеса тихоходной ступени
С учетом (6.35) и припуска для обеспечения осевого упора принимаем длину ступицы колеса:
С целью уменьшения габаритов редуктора в осевом направлении принимаем конструктивное исполнение колеса со ступицей выступающей на одну сторону относительно зубчатого венца.
Конструктивные размеры деталей корпуса редуктора
Для изготовления корпуса редуктора принимаем чугун марки СЧ 15–32.
Размеры деталей корпуса редуктора определяем в соответствии с условными обозначениями конструкцией и соотношениями представленными на рисунке 8.18 и в таблице 8.3 [1] ширину фланцев и размеры под гаечные ключи по материалам [13] таблица 12.7.3.
Толщина стенок корпуса:
где – межосевое расстояние тихоходной ступени редуктора;
толщина стенок крышки:
Наименьший зазор между наружной поверхностью колес и стенкой корпуса:
как расстояние от вершин зубьев колес до стенок корпуса;
как расстояние от торца шестерни до стенок корпуса.
Толщина верхнего фланца корпуса:
толщина нижнего фланца крышки корпуса:
толщина нижнего фланца корпуса (для крепления корпуса и раме принимаем исполнение отверстий в нижнем фланце без бобышек):
Толщина ребер корпуса:
толщина ребер крышки:
Диаметр фундаментных болтов:
по ГОСТ 7798–70 [14] принимаем шесть фундаментных болтов с номинальным диаметром резьбы М20. Таким образом:
Для таких болтов ширина нижнего фланца корпуса:
расстояние от стенки корпуса до центра отверстия фундаментного болта:
Диаметр болтов у подшипников (далее – подшипниковых болтов):
по ГОСТ 7798–70 принимаем подшипниковые болты с номинальным диаметром резьбы М16. Таким образом:
Для таких болтов ширина фланца (используется при конструировании бобышек подшипниковых болтов):
расстояние от центра отверстия под подшипниковый болт до стенки корпуса:
Диаметр болтов соединяющих верхний фланец корпуса и нижний фланец крышки (далее – фланцевых болтов):
по ГОСТ 7798–70 принимаем фланцевые болты с номинальным диаметром резьбы М12. Таким образом:
Для таких болтов ширина верхнего фланца корпуса:
расстояние от стенки корпуса до центра отверстия фланцевых болтов:
Размеры определяющие положение подшипниковых болтов:
предварительно принимаем:
окончательно величина определится при конструировании бобышек подшипниковых болтов в результате согласования с расстоянием от осей этих болтов до осей винтов крепления крышек подшипников:
где – диаметр винтов крепления крышки подшипника.
Основные размеры стакана и крышки подшипникового узла быстроходного вала а также крышек подшипниковых узлов промежуточного и тихоходного валов определяем по данным [13] (таблица 12.1.1; рисунок 12.10.1).
Результаты расчетов представлены в таблице 1. Остальные размеры стакана и крышек подшипников принимаются конструктивно.
Таблица 1 – Основные размеры крышек подшипниковых узлов
Подшипниковый узел вала
резьбы винтов крепления к корпусу редуктора
Диаметр установки винтов
Наружный диаметр фланца
Для болтов у подшипников быстроходного вала:
для болтов у подшипников промежуточного вала:
для болтов у подшипников тихоходного вала:
Размеры гнезд под подшипники:
для быстроходного вала:
для промежуточного вала:
для тихоходного вала:
где – радиус бобышек под подшипниковые болты.
принимаем для гнезд под подшипники промежуточного и тихоходного вала:
Размеры установочных штифтов:
По ГОСТ 3129–70 [15] принимаем штифт конический диаметром 12 мм и длиной:
Эскизная компоновка редуктора
Необходимые для построений данные принимаем:
– размеры венцов звеньев быстроходной ступени редуктора по результатам расчетов п. 3;
– размеры венцов звеньев тихоходной ступени редуктора по результатам расчетов п. 2;
– размеры валов и параметры подшипников по результатам расчетов п. 5;
– размеры и исполнение шпоночных пазов на выходных участках валов по результатам расчетов п. 6;
– размеры и компоновку ступиц колес редуктора по результатам расчетов п. 7;
– размеры и исполнение корпусных деталей по результатам расчетов п. 8.
Принимаем для подшипников смазку брызгами масла образующимися от погружения колес передач в масляную ванну редуктора.
Принимаем расстояние от торцов подшипников до внутренней стенки корпуса:
Расстояние между торцом шестерни тихоходной ступени и торцом ступицы колеса быстроходной ступени принимаем:
Принимаем расстояние от торцов сквозных подшипниковых крышек до торцов ступиц звеньев располагающихся на выходных участках валов:
Точки приложения к валам радиальных реакций подшипников определяем построением с учетом номинальных углов контакта выбранных радиально-упорных подшипников.
У радиальных шарикоподшипников точки приложения радиальных реакций к валам располагаем на середине ширины подшипника.
Эскизная компоновка редуктора представлена на отдельном листе.
Эскизная компоновка редуктора представлена в отдельном файле имеющем формат фрагмента САПР «Компас».
Из эскизной компоновки:
Проверка долговечности подшипников
Расчетная долговечность подшипника млн. об. ([1] (7.3)):
где m – показатель степени;
Pэ – эквивалентная нагрузка Н.
Для роликоподшипников:
для шарикоподшипников:
Расчетная долговечность подшипника ч ([1] (7.4)):
где n – частота вращения подшипника обмин.
Для однорядных радиальных шарикоподшипников радиально-упорных шарико- и роликоподшипников ([1] (7.5)):
где X – коэффициент радиальной нагрузки;
V – коэффициент учитывающий вращение колец при вращении внутреннего кольца V = 1;
Pr – радиальная нагрузка подшипника;
Y – коэффициент осевой нагрузки;
Pa – осевая нагрузка подшипника;
Kб – коэффициент безопасности Kб = 11 ([1] таблица 7.2);
Kт – температурный коэффициент Kт = 1 ([1] таблица 7.1).
1 Подшипники быстроходного вала редуктора
Расчетная схема быстроходного вала редуктора представлена на рисунке 5.
1.1 Реакции опор быстроходного вала редуктора
Реакции опор в плоскости xz:
сумма моментов относительно точки 1:
сумма моментов относительно точки 2:
Реакции опор в плоскости yz:
Суммарные реакции равные эквивалентным радиальным динамическим нагрузкам:
1.2 Построение эпюр изгибающих и крутящего моментов быстроходного вала редуктора
Изгибающие моменты в плоскости xz:
с левой стороны от сечения I–I:
с правой стороны от сечения I–I:
с левой стороны от сечения II–II:
с правой стороны от сечения II–II:
с левой стороны от сечения III–III:
с правой стороны от сечения III–III:
отличие величины (10.22) от (10.23) на 4 Н·мм объясняется округлением величин реакций опор до одного десятичного знака;
с левой стороны от сечения IV–IV:
с правой стороны от сечения IV–IV:
Изгибающие моменты в плоскости yz:
скачок изгибающего момента в плоскости в сечении обусловлен наличием дополнительного момента вызванного осевым усилием в зацеплении;
Крутящий момент на быстроходном валу численно равен вращающему:
Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении III–III:
Эпюры изгибающих и крутящего моментов быстроходного вала редуктора представлены на рисунке 5.
1.3 Расчет долговечности подшипников быстроходного вала редуктора
Долговечность подшипника в млн. об. рассчитываем по (10.1) с учетом (10.3) долговечность в ч. по (10.4).
Эквивалентную нагрузку рассчитываем по (10.5) с учетом принятых в экспликации величин.
Для подшипников 46207 выбранных в качестве опор быстроходного вала проектируемого редуктора по данным таблицы 7.3 [1]:
Осевые составляющие радиальных реакций радиально-упорных шарикоподшипников ([1] (7.8)):
Осевые нагрузки подшипников по данным рисунка 8.5.1 б и таблицы 8.5.1 [13]:
Эквивалентная нагрузка подшипника опоры 1:
Эквивалентная нагрузка подшипника опоры 2:
Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику опоры 1:
что превышает заданную долговечность редуктора.
2 Подшипники промежуточного вала редуктора
Расчетная схема промежуточного вала редуктора представлена на рисунке 6.
2.1 Реакции опор промежуточного вала редуктора
сумма моментов относительно точки 3:
сумма моментов относительно точки 4:
2.2 Построение эпюр изгибающих и крутящего моментов промежуточного вала редуктора
с левой стороны от сечения V–V:
с правой стороны от сечения V–V:
с левой стороны от сечения VI–VI:
с правой стороны от сечения VI–VI:
отличие величины (10.61) от (10.62) на 5 Н·мм объясняется округлением величин реакций опор до одного десятичного знака;
с левой стороны от сечения VII–VII:
с правой стороны от сечения VII–VII:
отличие величины (10.63) от (10.64) на 5 Н·мм объясняется округлением величин реакций опор до одного десятичного знака;
с левой стороны от сечения VIII–VIII:
с правой стороны от сечения VIII–VIII:
скачок изгибающего момента в сечении VI–VI вызван действием осевого усилия
Крутящий момент на промежуточном валу численно равен вращающему:
Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях VI–VI и VII–VII:
Эпюры изгибающих и крутящего моментов промежуточного вала редуктора представлены на рисунке 6.
2.3 Расчет долговечности подшипников промежуточного вала редуктора
Долговечность подшипника в млн. об. рассчитываем по (10.1) с учетом (10.3) долговечность в ч по (10.4).
Эквивалентную нагрузку рассчитываем по (10.5).
При отсутствии осевого усилия ([1] таблица 7.3 примечание 2):
Тогда для подшипника опоры 3 формула (10.5) принимает вид:
Эквивалентная нагрузка подшипника опоры 4:
Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику опоры 4:
3 Подшипники тихоходного вала редуктора
Расчетная схема тихоходного вала редуктора представлена на рисунке 7.
Составляющие нагрузки на вал от цепной передачи:
3.1 Реакции опор тихоходного вала редуктора
сумма моментов относительно точки 5:
сумма моментов относительно точки 6:
3.2 Построение эпюр изгибающих и крутящего моментов тихоходного вала редуктора
с левой стороны от сечения IX–IX:
с правой стороны от сечения IX–IX:
с левой стороны от сечения X–X:
с правой стороны от сечения X–X:
отличие величины (10.100) от (10.101) на 6 Н·мм объясняется округлением величин реакций опор до одного десятичного знака;
с левой стороны от сечения XI–XI:
с правой стороны от сечения XI–XI:
отличие величины (10.102) от (10.102) на 6 Н·мм объясняется округлением величин реакций опор до одного десятичного знака;
с левой стороны от сечения XII–XII:
с правой стороны от сечения XII–XII:
отличие величины (10.108) от (10.109) на 8 Н·мм объясняется округлением величин реакций опор до одного десятичного знака;
отличие величины (10.110) от (10.111) на 8 Н·мм объясняется округлением величин реакций опор до одного десятичного знака;
Крутящий момент на тихоходном валу численно равен вращающему:
Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях X–X и XI–XI:
Эпюры изгибающих и крутящего моментов тихоходного вала редуктора представлены на рисунке 7.
3.3 Расчет долговечности подшипников тихоходного вала редуктора
Тогда для подшипника опоры 5 формула (10.5) принимает вид:
Эквивалентная нагрузка подшипника опоры 6:
Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику опоры 6:
Библиографический список
Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие для техникумов С. А. Чернавский [и др.]. – М. : Машиностроение 1979. – 351 с.
ГОСТ 2185–66. Передачи зубчатые цилиндрические. Основные параметры. – Введ. 1968 – 01 – 01 ; с изм. 1978 –04 1982–06 1991–12. – М. : Изд-во стандартов 1994. – 4 с.
ГОСТ 9563–60. Колеса зубчатые. Модули. – Введ. 1962–07–01 ; с изм. 1979–06 1988–05. – М. : Изд-во стандартов 1994. – 4 с.
ГОСТ 6636–69. Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные линейные размеры. – Взамен ГОСТ 6636–60 ; введ. 1970–01–01 ; с изм. 1981–07 1988–10. – М. : Изд-во стандартов 2004. – 5 с.
ГОСТ 13568–97. Цепи приводные роликовые и втулочные. Общие технические условия. – Взамен ГОСТ 13568–75 ; введ. 2000–07–01. – Минск: Межгос. совет по стандартизации метрологии и сертификации; – М. : Изд-во стандартов 2003. – 23 с.
ГОСТ 21424–93. Муфты упругие втулочно-пальцевые. Параметры и размеры. – Взамен ГОСТ 21424–75 ; введ. 1996–07–01. – Минск: Межгос. совет по стандартизации метрологии и сертификации; – М. : Изд-во стандартов 1996. – 9 с.
ГОСТ 12081–72. Концы валов конические с конусностью 1:10. Основные размеры допускаемые крутящие моменты. – Введ. 1975–01–01 ; с изм. 1979–11 1979–06. – М. : Изд-во стандартов 1994. – 11 с.
ГОСТ 831–75. Подшипники шариковые радиально-упорные однорядные. Типы и основные размеры. – Взамен ГОСТ 831–62 ; введ. 1977–01–01. – М. : Стандартинформ 2005. – 13 с.
ГОСТ 20226–82. Подшипники качения. Заплечики для установки подшипников качения. Размеры. – Взамен ГОСТ 20226–74 ; введ. 1983–01–01. – М. : Изд-во стандартов 1982. – 43 с.
ГОСТ 23360–78. Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шпоночные с призматическими шпонками. Размеры шпонок и сечений пазов. До- пуски и посадки. – Взамен ГОСТ 8788–68 ГОСТ 8789–68 и ГОСТ 7227–58 в части призматических шпонок ; введ. 1980–01–01 ; с изм. 1984–03 1986–11. – М. : Изд-во стандартов 1993. – 17 с.
ГОСТ 8338–75. Подшипники шариковые радиальные однорядные. Основные размеры. – Взамен ГОСТ 8338–57 ; введ. 1976–07–01 ; с изм. 1983–10. – М. : Стандартинформ 2003. – 11 с.
ГОСТ 10948–64. Радиусы закруглений и фаски. – Взамен ГОСТ 4137 ; введ. 1965–07–01 ; с изм. 1982–03. – М. : Изд-во стандартов 1989. – 3 с.
Курмаз Л. В. Детали машин. Проектирование: Справочное учебно-методическое пособие Л. В. Курмаз А. Т. Скобейда. – 2-е изд. испр. – М. : Высш. шк. 2005. – 309 с.
ГОСТ 7798–70. Болты с шестигранной головкой класса точности В. Конструкция и размеры. – Взамен ГОСТ 7798–62 ; введ. 1972–01–01 ; с изм. 1974–02 1981–03 1985–03 1989–03 1995–07. – М. : Стандартинформ 2010. – 13 с.
ГОСТ 3129–70. Штифты конические незакаленные. Технические условия. – Взамен ГОСТ 3129–60 ; введ. 1971–07–01 ; с изм. 1979–05 1983–12 1988–05. – М. : Изд-во стандартов 1992. – 5 с.

РЧ Вал.cdw

*Размер обеспеч. инстр.
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-mK
КП.420300.15.03.05.19

РЧ Колесо.cdw

Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
разноименных профилей
сопряженного зубчатого
Радиусы скруглений - 2
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-mK
КП.420300.15.03.05.20

Спецификация.doc

КП.420300.15.03.05.ПЗ
Пояснительная записка
КП.420300.15.03.05.СБ
Крышка смотрового люка
КП.420300.15.03.05.05
Прокладка регулировочная
КП.420300.15.03.05.19
КП.420300.15.03.05.20
Шайба 16 ГОСТ 6402-70
Шайба 12 ГОСТ 6402-70
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Шайба 8 ГОСТ 6402-70
Шайба 6 ГОСТ 6402-70

СЧ.cdw

Плечо приложения консольной нагрузки -
половина длины посадочного участка вала
Редуктор обкатать по 10 15 мин
на всех режимах нагрузки
Поверхности соединения "корпус-крышка" перед
сборкой покрвть уплотнительной пастой типа
После сборки валы редуктора должны провора-
без стуков и заедания
КП.420300.15.03.05.СБ
Техническая характеристика
Объем маслянной ванны - 4 л

ЭК.cdw

ЭК.frw