Проектирование 2-х ступенчатого соосного цилиндрического редуктора

1. Техническое задание Рассчитать редуктор, если заданы:

требуемая мощность N_т = 3,5 кВт;

частота вращения n_т = 30 об/мин.

1 — электродвигатель;

2 — муфта;

3 — редуктор.

Рис. 1. Двухступенчатый горизонтальный цилиндрический соосный косозубый редуктор

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2.1 Расчет КПД По таблице 2.1 выбираем КПД механических передач.

КПД закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими колесами з₁ = 0,98. Потери на трение в подшипниках на обе пары каждого вала з₂ = 0,99.

КПД муфты .

Общий КПД привода:

.

2.2 Определение требуемой мощности двигателя По таблице 2.2 по требуемой мощности подбираем двигатель серии АОП2−42−6 с N_ном = 4кВт, n = 955об/мин.

По таблице 2.3 подбираем диаметр вала ротора d_дв = 32 мм.

2.3 Определение передаточных отношений Общее передаточное отношение привода:

Намечаем частные передаточные отношения редуктора.

По формулам из таблицы 1.3 имеем:

;

.

Получаем .

Отклонение, что меньше допускаемого

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора:

ведущего вала редуктора

;

;

промежуточного вала редуктора

ведомого вала редуктора

2.4 Определение вращающихся моментов на валах Вращающийся момент на валу электродвигателя (на входном валу редуктора) Вращающийся момент на промежуточном валу редуктора Вращающийся момент на выходном валу редуктора

3. Расчет зубчатых колес редуктора Рис. 2. Кинематическая схема цилиндрического двухступенчатого соосного редуктора Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками. По таблице 3.3 принимаем для шестерен сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 230; для колес сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 200.

Редуктор нереверсивный, предназначен для длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения.

3.1 Определение допускаемых контактных напряжений Допускаемые контактные напряжения на поверхности зубьев цилиндрических колес при проектном расчете здесь — предел контактной выносливости при базовом числе циклов (принимаем по таблице 3.2 [2]):

= .

Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора K_HL = 1. Коэффициент запаса прочности выбирается в пределах 1,1ч1,2, принимаем = 1,15.

Принимаем значения коэффициента нагрузки для случая несимметричного расположения колес К_Нв = 1,25 (таблица 3.1 [2]).

Коэффициенты ширины венцов по межосевому расстоянию для быстроходной ступени и для тихоходной ступени (так сделано потому, что тихоходная ступень более нагружена, чем быстроходная).

3.2 Расчет тихоходной передачи

3.2.1 Определение межосевого расстояния из условия контактной выносливости поверхностей зубьев В соосном редукторе межосевые расстояния быстроходной и тихоходной ступеней равны: а_Б = а_Т.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяется по формуле

==246 мм.

Здесь принято

Округляем межосевое расстояние до ближайшего значения по стандарту СТ СЭВ 229−75 (мм): по первому ряду выбираем а_щ = 250 мм.

3.2.2 Определение нормального модуля Нормальный модуль:

По стандарту СТ СЭВ 310−76 (мм) по первому ряду выбираем m_nТ = 4.

3.2.3 Определение основных размеров шестерни и колеса.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев в = 10? и определяем число зубьев шестерни

=

Принимаем z₃ = 20.

Тогда число зубьев колеса: .

Проверим межосевое расстояние Для косозубых колес со стандартным модулем:

При проверке обнаружилось несоответствие полученного результата с ранее принятым значением, а_щТ = 250 мм по стандарту. В этом случае надо устранить расхождение изменением угла в по формуле

; в = 16?15'.

Теперь проверяем расчеты, определив диаметры делительных окружностей Проверка: =

Диаметры вершин зубьев

;

.

Ширина колеса и шестерни

;

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру

.

3.2.4 Определение окружной скорости колес тихоходной ступени При скорости до 5 м/с назначаем 8-ю степень точности.

3.2.5 Проверка контактных напряжений Назначаем коэффициенты для проверки контактных напряжений где — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, который определяется по таблице 3.5[2]. При твердости НВ 350 и =1,28, = 1,058;

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, который определяется по таблице 3.4. = 1,06;

— коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, который определяется по таблице 3.6. = 1,00.

Тогда = 1,058· 1,06·1,00 = 1,12.

Условие прочности зубчатой передачи по контактным напряжениям:

< 408 Н/мм²,

т.е. условие прочности по контактным напряжениям выполнено.

цилиндрический двухступенчатый соосный редуктор

3.2.6 Определение сил, действующих в зацеплении тихоходной ступени Окружная сила =;

Радиальная сила ,

где =20?;

Осевая сила .

3.2.7 Проверка зубьев тихоходной ступени по напряжению изгиба Для косозубых колес проверка проводится по формуле Определяем коэффициент нагрузки ,

где — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев; выбираем по таблице 3.7[2]. При и твердости? НВ 350, =1,154;

— коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки; выбираем по таблице 3.8. Принимаем при 8-ой степени точности, твердости? НВ 350 и скорости V до 3 м/с, =1,1.

Таким образом, =1,154· 1,1=1,27.

Подбор коэффициента формы зуба Y_F проводится в зависимости от эквивалентных чисел зубьев.

Для шестерни

=; 3,98.

Для колеса: =;

Определение допускаемого напряжения проводим по формуле По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при нулевом цикле =1,8 НВ.

Для шестерни =.

Для колеса =.

Коэффициент запаса прочности ,

где — коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес; по таблице 3.9 = 1,75;

— коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. Для поковок и штамповок =1,0.

= 1,75· 1,0 = 1,75.

Определяем допускаемые напряжения и отношения :

Для шестерни:; .

Для колеса:; .

Найденное отношение меньше для колеса, следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев колеса. Определяем коэффициент Y_в, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми:

Y_в = .

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия е_б = 1,5 и 8-ой степени точности К_Fб = 0,75.

=, что значительно меньше [у]_F4 = 206Н/мм²

Следовательно условие прочности по напряжениям изгиба также выполнено.

3.3 Расчет быстроходной передачи Допускаемое контактное напряжение для материала колеса такое же, как в тихоходной ступени: [у]_Н = 408Н/мм².

3.3.1 Определение межосевого расстояния Из условия соосности а_Б = а_Т = 250 мм.

3.3.2 Определение нормального модуля.

Нормальный модуль для быстроходной ступени в целях увеличения плавности и бесшумности передачи принимают несколько меньше, чем в тихоходной. Принимаем m_nБ = 2,5.

3.3.3 Определение основных размеров шестерни и колеса Принимаем предварительно угол наклона зубьев в = 10?.

Определяем число зубьев шестерни:

= .

Тогда число зубьев колеса: = 27· 6,3 = 170,1. Принимаем z₂ = 170.

Проверим межосевое расстояние.

Для косозубых колес со стандартным модулем:

.

Уточняем

; в_Б = 9?56'.

Теперь проверяем расчеты, определив диаметры делительных окружностей

;

.

Проверка: .

Диаметры вершин зубьев

;

Ширина колеса и шестерни

;

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру

=

3.3.4 Определение окружной скорости колес быстроходной ступени

=

При скорости до 5 м/с назначаем 8-ю степень точности.

3.3.5 Проверка контактных напряжений.

Назначаем коэффициенты для проверки контактных напряжений:

где — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, который определяется по таблице 3.5.

При твердости? НВ 350 и = 1,01, = 1,04;

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, который определяется по таблице 3.4. = 1,08;

— коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, который определяется по таблице 3.6. = 1,0.

Тогда = 1,04· 1,08·1,0 = 1,12.

Условие прочности зубчатой передачи по контактным напряжениям:

.

<<, что типично для

I ступени 2-х ступенчатых редукторов.

Условие прочности по контактным напряжениям выполнено.

3.3.6 Определение сил, действующих в зацеплении быстроходной ступени.

Окружная сила

Радиальная сила

где =20?

Осевая сила

3.3.7 Проверка зубьев быстроходной ступени по напряжению изгиба Для косозубых колес проверка проводится по формуле Коэффициент нагрузки

где — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев; выбираем по таблице 3.7. При и твердости НВ 350, =1,10;

— коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки; выбираем по таблице 3.8. Принимаем при 8-ой степени точности, твердости НВ 350 и скорости V от 3 м/с до 8 м/с, =1,3.

Таким образом, =1,1· 1,3=1,43.

Подбор коэффициента формы зуба Y_F проводится в зависимости от эквивалентных чисел зубьев.

Для шестерни: =; 3,84

Для колеса: =;

Определение допускаемого напряжения проводим по формуле По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при нулевом цикле =1,8НВ:

Для шестерни =

Для колеса принимаем =

Коэффициент запаса прочности

где — коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес; по таблице 3.9 = 1,75;

— коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. Для поковок и штамповок =1,0.

= 1,75· 1,0 = 1,75.

Определяем допускаемые напряжения и отношения :

Для шестерни:; .

Для колеса:; .

Найденное отношение меньше для колеса, следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев колеса. Повышение прочности косых зубьев учитываем коэффициентом Y_в:

Y_в =

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия е_б = 1,5 и 8-ой степени точности К_Fб = 0,75.

= =

= 28,2Н/мм² < = 206Н/мм², следовательно условие прочности по напряжениям изгиба также выполнено.

4. Предварительный расчет валов Проектирование вала начинаем с ориентировочного определения диаметра выходного конца его из расчета на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям без учета влияния изгиба где М_К — крутящий момент, Н· мм;

[]_К — допускаемые напряжения на кручение, Н/мм².

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего М₁ = 40· 10³ Н· мм;

промежуточного М₂ = М₃ =252· 10³ Н· мм;

ведомого М₄ = 1260· 10³ Н· мм.

4.1 Ведущий вал Диаметр выходного конца ведущего вала при []_К =25 Н/мм²

=

Т.к. вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора d_B1 и d_дв .

У подобранного электродвигателя d_дв= 32 мм.

Принимаем d_B1 .

Выбираем МУВП по ГОСТ 21 424–75 с расточками полумуфт под d_дв=32мм и d_B1 = 25 мм.

Диаметр следующей ступени определим по формуле

где с — фаска, соответствующая диаметру d_B1.

Принимаем диаметр шеек под подшипники d_П1 = 30 мм.

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

4.2 Промежуточный вал У промежуточного вала определяем диаметр под колесом z₂ по пониженным допускаемым напряжениям []_К =15 Н/мм²:

=

Принимаем диаметр вала под колесом d_K2 = 45 мм.

Диаметр шеек под подшипники d_П2 = 40 мм.

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

4.3 Ведомый вал Расчет ведется при []_К =25 Н/мм².

Диаметр выходного конца вала:

=

Принимаем d_B4 = 65 мм.

Диаметр шеек под подшипники d_П4 = 70 мм.

Диаметр вала под колесом d_K4 = 75 мм.

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

5.1 Быстроходная ступень Шестерня:

делительный диаметр d₁ = 69 мм;

диаметр вершин зуба d_а1 = 74 мм;

ширина венца зуба b₁ = 70 мм;

шестерню изготавливаем заодно целое с валом.

Колесо:

делительный диаметр d₂ = 431 мм;

диаметр вершин зуба d_а2 = 436 мм;

ширина венца зуба b₂ = 63 мм.

Диаметр ступицы колеса:

.

Длина ступицы колеса

принимаем = = 63 мм Толщина обода

принимаем = 10 мм.

Толщина диска: .

5.2 Тихоходная ступень Шестерня:

делительный диаметр d₃ = 83 мм;

диаметр вершин зуба d_а3 = 91 мм;

ширина венца зуба b₃ = 106 мм;

шестерню изготавливаем заодно целое с валом.

Колесо:

делительный диаметр d₄ = 417 мм;

диаметр вершин зуба d_а4 = 425 мм;

ширина венца зуба b₄ = 100 мм.

Диаметр ступицы колеса:

.

Длина ступицы колеса:

принимаем = 100 мм Толщина обода

принимаем = 12 мм.

Толщина диска

.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора Для вычерчивания общего вида редуктора рассчитываем необходимые размеры для элементов корпуса и крепежных деталей:

7. Первый этап компоновки редуктора Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и шестерен относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Последовательность выполнения компоновки.

Проводим две вертикальные осевые линии на расстоянии а_щБ = 250 мм и а_щТ = 250 мм.

Вычерчиваем в виде прямоугольников упрощенно шестерню за одно целое с валом и колесо.

Ориентировочно намечаем для валов радиальные шарикоподшипники легкой серии.

Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки, используя данные из таблицы 8.1.

Получаем следующие подшипники:

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и внутренней стенкой корпуса:

по диаметру, А = (1…1,2)· д = (1…1,2)· 10 = 10…12мм, принимаем 10 мм;

по торцам А₁ ?А = 10 мм.

Вычерчиваем зубчатые колеса в виде прямоугольников и очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, отступая от наиболее выступающих элементов зубчатых колес на расчетное расстояние, А = 10 мм.

Размещаем подшипники в корпусе редуктора, углубив их от внутренней стенки корпуса на расстояние у = 5 мм.

Определяем замером расстояния: на ведущем валу l₁ = 58 мм; на промежуточном валу l₂ = 59 мм; l₃ = 168 мм, l₄ = 77 мм; на ведомом валу l₅ = 80 мм.

8. Проверка долговечности подшипника

8.1 Ведущий вал Из предыдущих расчетов имеем: окружная сила Р_Б = 1159 Н;

радиальная сила Р_rБ = 428 Н;

осевая сила Р_аБ = 203 Н.

Из первого этапа компоновки имеем: l₁ = 58 мм, d₁ = 69 мм

n₁ = 955об/мин.; .

Находим реакции опор:

В плоскости XZ:

;

В плоскости YZ

;, откуда

;

;, откуда

.

Проверка:; , .

Определяем суммарные реакции

;

Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре 1. Намечаем подшипники радиальные однорядные по ГОСТ 8338–75, легкая серия. Обозначение подшипника 206:

d = 30 мм; D = 62 мм; В = 16 мм; С =15кН; С₀ = 10кН.

Эквивалентная нагрузка, необходимая для определения расчетной долговечности, рассчитывается по формуле:

где радиальная нагрузка = = 641 Н;

осевая нагрузка 203 Н;

(вращается внутреннее кольцо); = 1 (по таблице 7.1 [2]);= 1(по таблице 7.2 [2]).

Для подбора X и Y вычислим отношение Этой величине (по таблице 7.3 [2]) соответствует е = 0,21.

Отношение

Расчетная долговечность, млн. об

млн.об.

Расчетная долговечность, ч.

ч Для построения эпюр действующих моментов определяем значения изгибающих моментов В плоскости XZ

Участок .

;

при: ;

при: .

Участок .

;

при: ;

при: .

В плоскости YZ

Участок .

;

при: ;

при: .

Участок .

;

при: ;

при: .

Рис. 3. Расчетная схема ведущего вала

8.2 Промежуточный вал Из предыдущих расчетов имеем: окружная сила Р_Б = 1159Н;

Р_Т = 6072Н;

радиальная сила Р_rБ = 428Н;

Р_rТ = 2302Н;

осевая сила Р_аБ = 203Н;

Р_аТ = 1770Н.

Из первого этапа компоновки имеем: l₂ = 59 мм; l₃ = 168 мм; l₄ = 77 мм.

d₂ = 431 мм; d₃ = 83 мм.

n₂ = 151,6 об/мин.; М_кр2 = 252· 10³ Нмм.

Находим реакции опор:

В плоскости XZ:

Составляем уравнение равновесия относительно точки 3:

;, откуда найдем Составляем уравнение равновесия относительно точки 4:

;, откуда найдем

.

Проверка:;, .

В плоскости YZ:

Составляем уравнение равновесия относительно точки 3:

;

Составляем уравнение равновесия относительно точки 4

;

Проверка

;, .

Суммарные реакции

;

.

Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре 4. Намечаем подшипники радиальные однорядные по ГОСТ 8338–75, легкая серия. Обозначение подшипника 208:

d= 40 мм; D = 80 мм; В = 18 мм; С =25,1 кН; С₀ = 17,8 кН.

Эквивалентная нагрузка, необходимая для определения расчетной долговечности, рассчитывается по формуле:

где радиальная нагрузка ==4634Н;

осевая нагрузка 1770 203 = 1567Н;

; = 1;= 1.

Для подбора X и Y вычислим отношение

Этой величине соответствует е 0,283.

Отношение Расчетная долговечность, млн.об.:

млн.об.

Расчетная долговечность, ч

ч.

Для построения эпюр действующих моментов определяем значения изгибающих моментов.

В плоскости XZ

Участок .

;

при: ;

при: .

Участок .

;

при: ;

при: .

Участок .

;

при :

;

при :

В плоскости YZ

Участок .

;

при: ;

при: .

Участок .

;

при :

;

при :

Участок .

;

при :

при :

Рис. 4 Расчетная схема промежуточного вала

8.3 Ведомый вал Из предыдущих расчетов имеем: окружная сила Р_Т = 6072Н;

радиальная сила Р_rТ = 2302Н;

осевая сила Р_аТ = 1770Н.

Из первого этапа компоновки имеем: l₅ = 80 мм; d₄ = 417 мм.

n₃ = 30,3об/мин.; М_кр3 = 1260· 10³Нмм.

Находим реакции опор:

В плоскости XZ:

В плоскости YZ:

Составляем уравнение равновесия относительно точки 6:

;

Составляем уравнение равновесия относительно точки 5:

:

.

Проверка:; , .

Суммарные реакции

;

.

Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре 6. Намечаем подшипники радиальные однорядные по ГОСТ 8338–75, легкая серия.

Обозначение подшипника 214:

d= 70 мм; D = 125 мм; В = 24 мм; С =47,9кН; С₀ = 37,4кН.

Эквивалентная нагрузка, необходимая для определения расчетной долговечности, рассчитывается по формуле:

где радиальная нагрузка 4601,3Н;

осевая нагрузка =1770Н;

; = 1;= 1.

Для подбора X и Y вычислим отношение

Этой величине соответствует е 0,43.

Отношение

.

Расчетная долговечность, млн.об.:

млн.об.;

Расчетная долговечность, ч.:

ч.

Для построения эпюр действующих моментов определяем значения изгибающих моментов.

В плоскости XZ

Участок ₅.

при: ;

при: .

Участок .

;

при: ;

при: .

В плоскости YZ

Участок .

;

при: ;

при: .

Участок .

;

при: ;

при: .

Рис. 4. Расчетная схема ведомого вала

9. Проверка прочности шпоночных соединений Шпонки выбираем призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины по ТССЭВ 189−75. Материал шпонок — сталь 45, нормализованная. Проверка прочности шпоночных соединений проводится по формуле Допускаемое напряжение на смятие при чугунной ступице, стальной ступице. Длину шпонки выбираем так, чтобы она была несколько меньше длины ступицы на (5…10 мм). Параметры призматических шпонок выбираем по таблице 10.1. 1].

9.1 Ведущий вал На ведущем валу проверяем шпонку под полумуфтой. Ее параметры:

;; ;; .

Длина шпонки (при длине ступицы полумуфты МУВП 60мм). Момент на ведущем валу

(полумуфты МУВП изготавливают из чугуна марки СЧ 21).

Условие смятия выполнено.

9.2 Промежуточный вал На смятие будем проверять шпонку под колесом быстроходной ступени, поскольку шестерню изготавливаем заодно целое с валом. Параметры

;;; ;

Длина шпонки (при длине ступицы колеса). Момент на промежуточном валу .

Условие смятия выполнено

9.3 Ведомый вал На смятие проверяем шпонку под колесом тихоходной ступени. Параметры

;;; ;

Длина шпонки (при длине ступицы колеса). Момент на ведомом валу .

.

Условие смятия выполнено.

10. Уточненный расчет валов Принимаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему). Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности п для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями [п]. Прочность соблюдается при При п > 2,5 требуется расчет на жесткость.

10.1 Ведущий вал Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом) — сталь 45, термообработка — улучшение.

По таблице 3.3 при диаметре заготовки вала до 90 мм () среднее значение

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений Сечение, А — А.

В этом сечении при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту возникают только касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности определяется по следующей зависимости где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

.

При;; .

;

Для углеродистых и легированных сталей. Значение выбираем по таблице 11.2. Принимаем = 1,68. Значение выбираем по таблице 11.3. Принимаем, тогда Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его муфтой с валом электродвигателя.

10.2 Промежуточный вал Материал вала — сталь 45, термообработка — улучшение (т.к. на промежуточном валу находится шестерня, изготавливаемая заодно с валом из стали 45 улучшенной). По таблице 3.3 при диаметре заготовки вала от 90 мм до 120 мм () среднее значение Предел выносливости при симметричном цикле изгиба Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений Принимаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему). Определяем коэффициент запаса прочности для наиболее опасного сечения, которым является сечение А-А под колесом быстроходной ступени. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

По данным расчета изгибающие моменты относительно оси Y

;

относительно оси Х

.

Результирующий изгибающий момент:

.

Моменты сопротивления нетто:

Кручению

;

изгибу

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

По таблицам 11.2 и 11.3 принимаем:

= 1,765; = 1,63;;;

Коэффициенты запаса прочности:

;

Общий коэффициент запаса прочности:

Такой большой коэффициент запаса прочности позволяет не проверять сечение с галтелью в месте перехода от посадочного диаметра колеса к диаметру буртика вала, в которое упирается колесо при установке.

10.3 Ведомый вал Материал вала — сталь 45 нормализованная Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений Принимаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему). Определяем коэффициент запаса прочности для сечения, в котором возникает наибольший изгибающий момент. Это сечение А-А под колесом тихоходной ступени. И в этом случае концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки.

Из предыдущих расчетов имеем изгибающие моменты:

относительно оси Y

;

относительно оси Х

.

Результирующий изгибающий момент

.

Моменты сопротивления нетто Кручению

;

изгибу

.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений По таблицам 11.2 и 11.3 принимаем

= 1,6; = 1,5;;;

Коэффициенты запаса прочности

;

Общий коэффициент запаса прочности

11. Выбор сорта масла Смазка зубчатых зацеплений производится окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяется из расчета 0,25 дм³ на 1кВт передаваемой мощности Подшипники смазываются тем же маслом засчет разбрызгивания. По таблице 12.1 устанавливаем вязкость масла.

В быстроходной паре V=3,45м/с, рекомендуется вязкость

В тихоходной паре V=0,66м/с, рекомендуется вязкость Среднее значение По таблице 12.1 выбираем индустриальное масло И-100А с вязкостью Уровень масла контролируется трубчатым маслоуказателем.

12. Сборка редуктора Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На ведущий вал насаживают шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до 80 — 100 ⁰С. В промежуточный вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо плотно до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. В ведомый вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранный ведомый вал укладывают в основание картера редуктора и надевают корпус редуктора, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки корпус устанавливают на картер, с помощью двух конических штифтов затягивают болты крепления корпуса к картеру. В той же последовательности производят установку промежуточного и ведущего валов.

После этого на ведущий вал надевают распорные кольца, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок. Перед установкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные соединения, пропитанные горячим маслом.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Затем ввертывают пробку маслосливного отверстия с прокладкой и трубчатый маслоуказатель. Заливают в картер масло и закрывают заливное отверстие.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Список используемой литературы

1. Детали машин. Учеб. пособ./В.И. Мигненко, А. П. Осипов; Самар. гос. техн. ун-т, филиал в г. Сызрани. Самара, 2002. 68 с.

2. Чернавский С. А. Курсовое проектирование деталей машин. Учеб. пособ. для техникумов. — М.: Машиностроение, 1979. — 351с.

3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. — 5-е изд., перераб. и доп. — М.: Высш. шк., 1998. — 447с., ил.

4. Чернилевский Д. В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования: Учеб. пособие для студентов вузов. — 3-е изд., исправл. — М.: Машиностроение, 2004. — 560 с., ил.

5. В. И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х томах. 6-ое изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1982.

6. Детали машин. Атлас конструкций. 4-е изд./Под ред. Д. Н. Решетова. -М.: Машиностроение, 1970. — 360 с.

7. Допуски и посадки. Справочник в 2-х частях. 6-е изд. ./Под ред. В. Д. Мягкова, М. А. Палей. — Л.: Машиностроение, 1982. — 543 с.