Проектирование цилиндрического редуктора

Назначение привода и его описание

редуктор вал подшипник муфта

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Применение редукторов обусловлено экономическими соображениями. Масса и стоимость двигателя при одинаковой мощности понижаются с увеличением его быстроходности. Оказывается экономически целесообразным применение быстроходных двигателей с понижающей передачей, вместо тихоходного двигателя без передачи. Наиболее широко используются асинхронные двигатели с частотой 750 и 1500 оборотов в минуту.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т. д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.). В данном проекте разрабатывается двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор.

Зубчатые передачи являются основными видом передач в машиностроении. Их основные преимущества: высокая нагрузочная способность, и, как следствие, малые габариты; большая долговечность и надежность работы; высокий КПД; постоянство передаточного отношения; возможность применения в широком диапазоне мощностей, скоростей, передаточных отношений. Недостатки: шум при работе, невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа, незащищенность при перегрузках, возможность возникновения значительных динамических нагрузок из-за вибрации.

Подшипники служат опорами для валов, Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. В данном приводе используются роликовые радиально-упорные и шариковые радиально-упорные подшипники, которые воспринимают радиальную и осевую нагрузки в конической и цилиндрической передачах.

Кинематический расчет и выбор электродвигателя

Рисунок 2.1 — Кинематическая схема привода

Выбор электродвигателя

Исходные данные для проектирования:

Окружная сила на барабане конвейера .

Скорость ленты конвейера .

Диаметр барабана .

Срок службы привода .

Коэффициенты

Требуемая мощность электродвигателя:

,

где — КПД привода.

.

где — КПД зубчатой конической передачи,

— КПД зубчатой цилиндрической передачи,

— КПД пары подшипников качения,

— КПД муфты,

— КПД клиноременной передачи [1, табл.5.4].

Мощность на ведомом валу привода P₄:

.

Тогда

.

Частота вращения ведомого вала привода n₄, и угловая скорость ведомого вала привода щ_4:

,

где D — диаметр барабана, мм;

— скорость вращения барабана, м/с.

.

Вращающий момент на ведомом валу Т_4:

,

где — мощность на ведомом валу привода, Вт.

Определяем частоту вращения электродвигателя, для этого из табл.1.2[7] выбираем средние значения передаточных чисел ременной и двух зубчатых передач:

U_р=2,5-передаточное число клиноременной передачи;

U_т=3-передаточное число конической косозубой передачи;

U_б=4-передаточное число цилиндрической косозубой передачи;

.

Принимаем электродвигатель 132М6: ,

.

Таблица 2.1-Технические данные асинхронного двигателя из табл 2.4

Общее передаточное число привода:

;

.

Произведем разбивку общего передаточного числа редуктора по ступеням

где — передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней соответственно.

Из стандартного ряда номинальных передаточных чисел принимаем [2, c.137].

Из стандартного ряда номинальных передаточных чисел принимаем [2, c.137].

Ошибка определения передаточного числа

Кинематический и силовой расчеты

Частота вращения ведущего вала привода щ₁:

.

Вращающий момент на ведущем валу привода Т₁:

.

Частота вращения ведущего вала редуктора n₂ и его угловая скорость вращения щ₂:

.

Вращающий момент на ведущем валу редуктора Т₂:

.

Мощность на ведомом валу редуктора P₂:

.

Частота вращения промежуточного вала редуктора n₃ и его угловая скорость вращения щ₃:

.

Вращающий момент на промежуточном валу редуктора Т₃:

Мощность на ведущем валу редуктора P₃:

.

Результаты расчетов заносим в таблицу 2.2.

Таблица 2.2 — Результаты кинематического и силового расчета

Расчет механических передач. Расчет конической передачи

Выбор материалов, назначение твердости зубьев Для шестерни и колеса принимаем сталь 40ХН.

Термическая обработка шестерни — улучшение и закалка ТВЧ. Твердость поверхности зубьев шестерни HRC 45…50.

Термическая обработка колеса — улучшение и закалка ТВЧ. Твердость поверхности зубьев колеса HRC 42…46.

Расчет допускаемых контактных?? HP и изгибных уFP напряжений Допускаемые напряжения при расчете на контактную усталость активных поверхностей зубьев:

где — предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базе испытаний ;

[3, табл.10.16];

[3, табл.10.16];

— коэффициент безопасности, [3, табл.10.16].

Коэффициент долговечности :

где — базовое число циклов перемены напряжений, принимаем по графику [3, рис. 10.41].

Пересчет твердости производится по графику [3, рис. 10.40]:

45HRC = 425HB

42HRC = 380HB

Тогда

;

— расчетное число циклов перемены напряжений;

где — частота вращения того из колес, по материалу которого определяется допускаемое напряжение, мин^-1;

с — число зацеплений зуба за один оборот колеса (с = 1);

— расчетный срок службы передачи, час;

;

;

;

Тогда для шестерни:

Так как, то принимаем показатель степени m = 20.

Для шестерни Для колеса Допускаемые напряжения для шестерни и колеса и соответственно равны

;

.

Расчетное допускаемое контактное напряжение

.

Допускаемые напряжения при расчете на сопротивление усталости зубьев при изгибе определяются по уравнению (отдельно для шестерни и колеса)

где [3, табл.10.16] - предел выносливости зубьев при изгибе;

— коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности, [3, c.281];

— коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;

;

;

;

d — делительный диаметр, мм;

— наименьший коэффициент запаса прочности,

[3, табл.10.16];

— коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений;

Коэффициент долговечности определяем по формуле

где — базовое число циклов перемены напряжений, [3, c.281];

— расчетное число циклов перемены напряжений;

где — частота вращения того из колес, по материалу которого определяется допускаемое напряжение, мин^-1;

с — число зацеплений зуба за один оборот колеса (с = 1);

— расчетный срок службы передачи, час;

;

;

;

.

Тогда для шестерни:

Для колеса:

Для шестерни:

Принимаем .

Для колеса:

.

Принимаем .

Допускаемые напряжения на изгиб для шестерни и колеса:

;

.

Допускаемые контактные и изгибные напряжения при кратковременных перегрузках:

[3, табл.10.16];

.

, [3, табл.10.16].

Производим проектировочный расчет конической передачи Средний делительный диаметр шестерни :

где — для непрямозубых колес;

— вращающий момент на шестерне;

- коэффициент ширины шестерни относительно среднего диаметра при и .

Принимаем .

где — угол делительного конуса шестерни.

[4, рис. 6.19] - коэффициент распределения нагрузки по ширине венца;

— допускаемые контактные напряжения.

Т.к. передача быстроходная, принимаем число зубьев шестерни

Тогда число зубьев колеса

.

Угол делительного конуса колеса определим по формуле

.

Угол наклона кругового зуба принимаем .

Ориентировочное значение среднего модуля:

где — для непрямозубых колес;

— вращающий момент на шестерне;

[4, рис. 6.19] - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца;

— коэффициент, учитывающий влияние формы зуба и концентрации напряжений, принимается по графику [4, рис. 6.14] в зависимости от эквивалентного числа зубьев z_v:

;

.

Для шестерни —; для колеса — .

Определяем

;

Так как, то расчет зубьев на прочность при изгибе будем вести для шестерни.

В качестве допускаемой нагрузки принимаем .

Принимаем по ГОСТ 9563–60.

Внешний окружной модуль :

.

Число зубьев плоского колеса :

.

Среднее конусное расстояние :

.

Внешнее конусное расстояние :

.

Ширина зубчатого венца :

.

Принимаем .

Расстояние от внешнего торца до расчетного сечения :

.

Средний делительный диаметр :

;

.

Внешний делительный диаметр :

;

.

Внешняя высота зуба

.

Смещение :

.

.

Внешняя высота головки зуба :

;

.

Внешнюю высоту ножки зуба :

;

.

Угол ножки зуба :

;

.

Угол головки зуба :

;

.

Внешний диаметр вершин зубьев :

;

.

Определим усилия в передаче.

Окружная сила в зацеплении :

,

где — крутящий момент на валу-шестерне, Н•мм.

Принимаем направление зубьев шестерни — правое, направление зубьев колеса — левое.

Осевая и радиальная :

.

Проверочные расчеты передачи по напряжениям?? HP и?? FP

Проверочный расчет на контактную усталость активных поверхностей зубьев:

,

где — коэффициент, учитывающий механические свойства материала,;

— коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, ;

— коэффициент суммарной длины контактных линий, где — коэффициент торцового перекрытия;

Тогда

.

[4, рис. 6.13] - коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

[4, рис. 6.19] - коэффициент распределения нагрузки по ширине венца;

— коэффициент динамической нагрузки.

Удельная окружная расчетная сила :

где — вращающий момент на ведущем валу передачи, Н? мм;

— ширина венца зуба, мм.

Определим значения этих коэффициентов:

Окружная скорость шестерни:

Принимаем степень точности передачи — 8 [2, табл.8.2].

Тогда

[2, табл.8.3].

Получим

.

Так как, то недогрузка составила

.

Проверочный расчет на сопротивление усталости при изгибе:

где — коэффициент, учитывающий влияние формы зуба и концентрации напряжений, принимается по графику в зависимости от эквивалентного числа зубьев z_v;

— коэффициент, учитывающий наклон зуба;

.

Принимаем .

— коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

.

— коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

[4, рис. 6.19] - коэффициент распределения нагрузки по ширине венца;

[2, табл.8.3] - коэффициент динамической нагрузки.

где — степень точности передачи.

Принимаем .

Удельная окружная расчетная сила :

где — вращающий момент на ведущем валу передачи, Н?мм;

— ширина венца зуба, мм.

.

Прочность зубьев при изгибе обеспечена.

Так как, то недогрузка составила

.

Расчет косозубой цилиндрической передачи

Выбор материалов, назначение твердости зубьев.

Для шестерни и колеса принимаем сталь 40Х.

Термическая обработка шестерни — улучшение и закалка ТВЧ. Твердость поверхности зубьев шестерни HRC 48…53.

Термическая обработка колеса — улучшение и закалка ТВЧ. Твердость поверхности зубьев колеса HRC 42…45.

Допускаемые напряжения при расчете на контактную усталость активных поверхностей зубьев:

где — предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базе испытаний ;

;

;

— коэффициент безопасности, [3, табл.10.16].

Коэффициент долговечности :

где — базовое число циклов перемены напряжений, принимаем по графику [3, рис. 10.41].

Пересчет твердости производится по графику [3, рис. 10.40]:

48HRC = 470HB

42HRC = 380HB

Тогда

;

— расчетное число циклов перемены напряжений;

где — частота вращения того из колес, по материалу которого определяется допускаемое напряжение, мин^-1;

с — число зацеплений зуба за один оборот колеса (с = 1);

— расчетный срок службы передачи, час;

;

;

;

.

Тогда для шестерни:

Для колеса Так как, то принимаем показатель степени m = 6.

Для шестерни Для колеса Принимаем .

Допускаемые напряжения для шестерни и колеса и :

;

.

Расчетное допускаемое контактное напряжение

.

Допускаемые напряжения на изгиб для шестерни и колеса:

;

.

Допускаемые контактные и изгибные напряжения при кратковременных перегрузках

;

.

, [3, табл.10.16].

Производим проектировочный расчет цилиндрической передачи Межосевое расстояние :

где — вспомогательный коэффициент для косозубых колес;

— вращающий момент на колесе;

- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

Примем .

[3, рис. 10.17] - коэффициент распределения нагрузки по ширине венца;

— допускаемые контактные напряжения.

Принимаем .

Ширина зубчатого венца колеса :

.

Принимаем .

Тогда ширина зубчатого венца шестерни :

.

Определяем модуль зубьев :

.

Принимаем модуль .

Предварительный угол наклона зубьев :

.

Суммарное число зубьев :

.

Действительное значение угла наклона :

.

Число зубьев шестерни

;

;

.

Тогда число зубьев колеса

.

Фактическое передаточное число :

6;

.

Делительный диаметр:

;

.

Диаметр вершин :

;

.

Диаметр впадин :

;

.

Определим усилия в передаче.

Окружная сила в зацеплении :

,

где — крутящий момент на валу-шестерне, Н•мм.

Принимаем направление зубьев шестерни — правое, направление зубьев колеса — левое.

Осевая, Н, и радиальная :

;

.

Проверочные расчеты передачи по напряжениям?? HP и?? FP

Проверочный расчет на контактную усталость активных поверхностей зубьев:

,

где — коэффициент, учитывающий механические свойства материала,;

— коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, ;

— коэффициент суммарной длины контактных линий,

Расчет клиноременной передачи

По таблице 3.11 [4, ч.1] при моменте на ведомом шкиве выбираем ремень сечения Б и его размеры:

Размеры сечения

Площадь сечения

По табл.3.20 [4, ч.1] при угле профиля канавок выбираем диаметры шкивов.

Диаметр ведущего шкива:

Диаметр ведомого шкива:

Фактическое передаточное число:

гдекоэффициент упрогого скольжения.

Расхождение с требуемым передаточным числом

.

Скорость ремня Межосевое расстояние а:

Расчетная длина ремня:

Ближайшая стандартная длина ремня:

Уточненное межосевое расстояние:

при надевании ремня:

для компенсации вытяжки ремня:

Угол обхвата ремня:

Условиевыполняется.

Окружное усилие:

Поправочные коэффициенты:

Угла обхвататабл.3.7[4, ч.1]

Скороститабл.3.8[4,ч.1]

Режима работытабл.3.9[4,ч.1]

Число пробегов ремня:

Условие выполняется.

Исходное удельное окружное усилие:

при и при .

Допускаемое удельное окружное усилие:

Необходимое число ремней:

— где — площадь сечения одного ремня, применяется по таблице 3.11 [4, ч.1].

Принимаем z=5.

Сила, действующая на валы:

Расчетная долговечность ремня:

гдепредел усталости для клиновых кордтканевых ремней;

— показатель степени кривой усталости для клиновых ремней.

Наибольшее напряжение в ремне

— где ₁— напряжение растяжения в ведущей ветви ремня:

где _u -напряжение изгиба на малом шкиве:

где Е_u — модуль упругости при изгибе ремня где _ц -напряжение от центробежных сил:

— где =1,2, кг/м³-плотность материала ремня.

Таким образом Принимаем

Следовательно

Определяем размеры шкивов из табл.3.20 [4,ч1.] выбираем для заданного сечения следующие параметры:

Диаметры шкивов:

Наружные диаметры шкивов:

Выбор подшипников

Выбор подшипников быстроходного вала Выбираем роликовый конический однорядный подшипник 7208А ГОСТ 27 365–87.

Запишем параметры подшипника в таблицу 4.1.

Таблица 4.1 — Параметры подшипника

Выбор подшипников промежуточного вала Выбираем роликовый конический однорядный подшипник 7208А ГОСТ 27 365–87. Запишем параметры подшипника в таблицу 4.2.

Таблица 4.2 — Параметры подшипника

Выбор подшипников тихоходного вала Выбираем роликовый конический однорядный подшипник 7211А ГОСТ 27 365–87. Запишем параметры подшипника в таблицу 4.3.

Таблица 4.3 — Параметры подшипника

Выбор муфт

Зубчатые муфты применяются для соединения валов нагруженных большими крутящими моментами при различной комбинации радиальных, угловых и осевых смещений. Определим расчетный момент, Н•м, определяем по формуле.

где — коэффициент режима работы для привода для конвейера [5,стр. 195]

— крутящий момент на муфте, Н•м.

Выбираем муфту со следующими размерами, записанными в таблицу 4.4

Таблица 4.4 — Геометрические параметры зубчатой муфты Сила, нагружающая вал от муфты,, Н, определяется по формуле

где .

Проверку муфты производим по напряжениям смятия рабочих поверхностей зубьев.

.

где m — модуль зацепления, мм;

b — длина зуба, мм.

Окончательно принимаем зубчатую муфту 1−1000-60−1 ГОСТ 5006–94.

Расчет шпоночных соединений

Методика расчета

Для закрепления на валах зубчатых колес и муфт применены призматические шпонки, выполненные по ГОСТ 23 360–78.

Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям на смятие при принятой длине.

,

где T — крутящий момент на валу, Н•мм;

d — диаметр вала, мм;

h — высота шпонки, мм;

t₁ — глубина паза вала, мм;

l — полная длина шпонки, мм;

b — ширина шпонки, мм;

Шпонка, удерживающая шкив Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки, глубина паза вала. Принимаем длину шпонки .

Тогда:

.

Принимаем шпонку 8750 ГОСТ 23 360–78.

Шпонка, удерживающая коническое колесо Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки, глубина паза вала. Принимаем длину шпонки .

Тогда:

.

Принимаем 2 шпонки 14 936 ГОСТ 23 360–78.

Шпонка, удерживающая цилиндрическое колесо Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки, глубина паза вала. Принимаем длину шпонки .

Тогда:

.

Принимаем 2 шпонки 201 256 ГОСТ 23 360–78.

Шпонка, удерживающая зубчатую муфту Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки, глубина паза вала. Принимаем длину шпонки .

Тогда:

.

Принимаем 2 шпонки 181 167 ГОСТ 23 360–78.

Расчет элементов корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса:

;

.

Принимаем мм.

Толщина стенок крышки:

.

Принимаем 8 мм.

Толщина поясов корпуса и крышки:

;

.

Диаметры болтов:

— фундаментных:

Принимаем болты с М16;

— крепящих крышку корпуса у подшипников:

Принимаем болты с М12;

— соединяющих крышку с корпусом:

Применяем болты с М8.

Проверочный расчет валов. Проверочный расчет быстроходного вала

Составляем расчетную схему.

Силы в зацеплении:

;

;

.

Радиальная нагрузка на вал со стороны ременной передачи .

Момент при переносе силы :

.

Расчетная схема представлена на рисунке 7.1.

Определение реакций опор:

Плоскость XOZ:

;

;

;

.

Проверка:

;

;

.

Проверка: .

По полученным данным строим эпюры Суммарные реакции на опорах:

;

.

Диаметр вала в опасном сечении:

Определяем коэффициент запаса прочности.

Для опасного сечения коэффициент запаса прочности n определяется по формуле где — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

— коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

где [5, табл.10.2] - предел выносливости при симметричном цикле изгиба, МПа;

[6, табл.8.3] - эффективный коэффициент концентрации напряжения при изгибе для выточки ;

[6, табл.8.8] - масштабный фактор, т. е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров;

— фактор качества поверхности; - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; - амплитуда значения нормальных напряжений, МПа;

где — изгибающий момент в сечении, Н•мм;

— момент сопротивления сечения вала, мм³;

— среднее значение нормальных напряжений, МПа;

где — осевая нагрузка на вал, Н.

Тогда

.

где [5, табл.10.2] - предел выносливости при симметричном цикле кручения, МПа;

[6, табл.8.3] - эффективный коэффициент концентрации напряжения при кручении для выточки ;

[6, табл.8.8] - масштабный фактор, т. е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров;

— фактор качества поверхности;

 — коэффициент, учитывающий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения;

— амплитуда и среднее напряжения циклов касательных напряжений, МПа;

где — крутящий момент в сечении, Н•мм;

— полярный момент сопротивления сечения вала, мм³;

Тогда

.

Получим коэффициент запаса

.

Проверочный расчет промежуточного вала

Составляем расчетную схему.

Силы в зацеплении:

— на коническом колесе:

;

;

.

— на цилиндрической шестерне:

;

;

.

Момент при переносе осевых сил :

— на коническом колесе:

— на цилиндрической шестерне:

.

Расчетная схема представлена на рисунке 6.2.

Определение реакций опор:

Плоскость XOZ:

;

;

Проверка:

Плоскость YOZ:

;

;

;

.

Проверка:

По полученным данным строим эпюры. Суммарные реакции на опорах:

;

.

Диаметр вала в опасном сечении:

Определяем коэффициент запаса прочности.

Для опасного сечения коэффициент запаса прочности n определяется по формуле

где — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

— коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

где [5, табл.10.2] - предел выносливости при симметричном цикле изгиба, МПа;

[6, табл.8.3] - эффективный коэффициент концентрации напряжения при изгибе для выточки ;

[6, табл.8.8] - масштабный фактор, т. е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров;

— фактор качества поверхности;

 — коэффициент, учитывающий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения;

— амплитуда значения нормальных напряжений, МПа;

где — изгибающий момент в сечении, Н•мм;

— момент сопротивления сечения вала, мм³;

— среднее значение нормальных напряжений, МПа;

где — осевая нагрузка на вал, Н.

Тогда

.

где [5, табл.10.2] - предел выносливости при симметричном цикле кручения, МПа;

[6, табл.8.3] - эффективный коэффициент концентрации напряжения при кручении для выточки ;

[6, табл.8.8] - масштабный фактор, т. е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров;

— фактор качества поверхности;

 — коэффициент, учитывающий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения;

— амплитуда и среднее напряжения циклов касательных напряжений, МПа;

где — крутящий момент в сечении, Н•мм;

— полярный момент сопротивления сечения вала, мм³;

Тогда

.

Получим коэффициент запаса

.

Проверочный расчет тихоходного вала

Составляем расчетную схему.

Силы в зацеплении:

— на цилиндрическом колесе:

;

;

.

Радиальная нагрузка на вал со стороны зубчатой муфты:

.

Момент при переносе силы :

.

Расчетная схема представлена на рисунке 7.3.Определение реакций опор: Плоскость XOZ:

;

;

;

.

Проверка: .

Плоскость YOZ:

;

;

;

.

Проверка:

.

Суммарные реакции на опорах:

;

.

Диаметр вала в опасном сечении:

Определяем коэффициент запаса прочности.

Для опасного сечения коэффициент запаса прочности n определяется по формуле

где — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

— коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

где [5, табл.10.2] - предел выносливости при симметричном цикле изгиба, МПа;

[6, табл.8.5] - эффективный коэффициент концентрации напряжения при изгибе;

[6, табл.8.8] - масштабный фактор, т. е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров;

— фактор качества поверхности;

 — коэффициент, учитывающий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения;

— амплитуда значения нормальных напряжений, МПа;

где — изгибающий момент в сечении, Н•мм;

— момент сопротивления сечения вала, мм³;

— среднее значение нормальных напряжений, МПа;

где — осевая нагрузка на вал, Н;

— ширина шпоночного паза, мм;

— высота шпонки, мм;

— глубина паза вала, мм.

Тогда .

где [5, табл.10.2] - предел выносливости при симметричном цикле кручения, МПа;

[6, табл.8.3] - эффективный коэффициент концентрации напряжения при кручении для выточки ;

[6, табл.8.8] - масштабный фактор, т. е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров;

 — коэффициент, учитывающий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения;

— амплитуда и среднее напряжения циклов касательных напряжений, МПа;

где — крутящий момент в сечении, Н•мм;

— полярный момент сопротивления сечения вала, мм³;

Тогда

.

Получим коэффициент запаса

.

Определение долговечности подшипников. Определение долговечности подшипников быстроходного вала

В таблице 8.1 представлены параметры подшипника 7208А ГОСТ 27 365–87

Таблица 8.1 — Параметры подшипника

Эквивалентная динамическая нагрузка

где X — коэффициент радиальной нагрузки;

V — коэффициент вращения кольца (V=1 при вращении относительно нагрузки внутреннего колеса);

Y — коэффициент осевой нагрузки;

F_r — радиальная нагрузка на подшипник;

F_a — осевая нагрузка на подшипник;

[5, табл.7.4] - коэффициент безопасности;

— коэффициент влияния температуры (при).

Суммарные реакции на опорах

;

.

Осевая сила на валу

.

Осевая составляющая радиальной нагрузки

;

.

Т.к. и, то

;

.

Определяем значения X и Y:

;

Принимаем .

;

Принимаем .

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна

;

.

Т.к., то расчет долговечности ведем по первому подшипнику.

Долговечность подшипника

где — частота вращения вала;

[5, табл. 24.16] - динамическая грузоподъемность

p — показатель степени (p=3,33 для роликовых подшипников).

.

Долговечность подшипника, что больше требуемого срока службы .

Определение долговечности подшипников промежуточного вала

В таблице 8.2 представлены параметры подшипника 7208А ГОСТ 27 365–87.

Таблица 8.2 — Параметры подшипника

Эквивалентная динамическая нагрузка

где X — коэффициент радиальной нагрузки;

V — коэффициент вращения кольца (V=1 при вращении относительно нагрузки внутреннего колеса);

Y — коэффициент осевой нагрузки;

F_r — радиальная нагрузка на подшипник;

F_a — осевая нагрузка на подшипник;

[5, табл.7.4] - коэффициент безопасности;

— коэффициент влияния температуры (при).

Суммарные реакции на опорах

;

.

Осевая сила на валу

.

Осевая составляющая радиальной нагрузки

;

.

Т.к. и, то

;

.

Определяем значения X и Y:

;

Принимаем .

;

Принимаем .

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна

;

.

Т.к., то расчет долговечности ведем по второму подшипнику.

Долговечность подшипника

где — частота вращения вала;

[5, табл. 24.16] - динамическая грузоподъемность

p — показатель степени (p=3,33 для роликовых подшипников).

.

Долговечность подшипника, что больше требуемого срока службы .

Определение долговечности подшипников тихоходного вала

В таблице 8.3 представлены параметры подшипника 7211А ГОСТ 27 365–87. Таблица 8.3 — Параметры подшипника

Таблица

Эквивалентная динамическая нагрузка

где X — коэффициент радиальной нагрузки;

V — коэффициент вращения кольца (V=1 при вращении относительно нагрузки внутреннего колеса);

Y — коэффициент осевой нагрузки;

F_r — радиальная нагрузка на подшипник;

F_a — осевая нагрузка на подшипник;

[5, табл.7.4] - коэффициент безопасности;

— коэффициент влияния температуры (при).

Суммарные реакции на опорах

;

.

Осевая сила на валу

.

Осевая составляющая радиальной нагрузки

;

.

Т.к. и, то

;

.

Назначение посадок деталей редуктора

Посадки:

— цилиндрического зубчатого колеса на вал Н7/p6;

— конического зубчатого колеса на вал Н7/p6;

— шкива на быстроходном валу редуктора Н7/j6;

— зубчатой муфты на тихоходном валу редуктора H7/k6;

— крышек с манжетным уплотнением H7/h8;

— крышек без уплотнения H7/d11;

— колец на валах F8/k6;

— стакана в корпус H7/js6;

— шпонки в вал N9/h9;

— шпонки в ступицу Js9/h9.

Цапфы валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6, отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников Н7.

Описание сборки и смазки редуктора. 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 быстроходный вал (поз.14) насаживают подшипники (поз.38), предварительно нагретые в масле до 80−100С, затем вал с подшипниками устанавливают в стакан (поз.11);

— в промежуточный вал (поз.15) закладывают шпонку (поз.46) и напрессовывают зубчатое колесо (поз.16), а затем на вал устанавливают подшипники (поз.38), нагретые предварительно в масле.

— на тихоходный вал (поз.13) устанавливают зубчатое колесо (поз.17) аналогично рекомендациям, приведенным выше, а затем устанавливают подшипники (поз.39), нагретые предварительно в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора (поз.18) и надевают крышку корпуса (поз.19), покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса уплотнительной пастой типа «Герметик». Для базирования крышки относительно корпуса используют конические штифты (поз.50). После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников (поз.4,5,6,7). Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия (поз.12) с прокладкой (поз.20) и маслоуказатель (поз.3). Заливают в корпус масло (2,4 л) и закрывают смотровое отверстие крышкой (поз.2) с прокладкой из картона; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Так как окружные скорости редуктора не превышают 12 м/с, то смазывание зубчатых колес может осуществляться картерным способом, т. е. окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.

Из конструктивных соображений принимаем количество масла, заливаемого в редуктор: 2,4 литра. Это количество масла удовлетворяет условию 0,5 — 0,8 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности. Контроль уровня масла ведется с помощью маслоуказателя.

Рекомендуемое значение вязкости масла при и окружной скорости до 2 м/с составляет. Исходя из этого выбираем для смазки масло И-40А ГОСТ 20 799–75.

Для смазки подшипников применяем пластическую смазку Циатим-201 ГОСТ 6261–74

Литература

1.Расчеты деталей машин: Справ. пособие / А. В. Кузьмин, И. М. Чернин, Б. С. Козинцов. — 3-е изд., перераб. и доп. — Мн.: Выш. шк., 1986. — 400с.: ил.

2.Иванов, М. Н. Детали машин: Учеб. Для студентов втузов / Под ред. В. А. Финогенова. — 6-е изд., перераб. — М.: Высш. шк., 2000. — 383 с.: ил.

3.Скойбеда, А. Т. Детали машин и основы конструирования: учебник / А. Т. Скойбеда, А. В. Кузьмин, Н. Н. Макейчик; под общ.ред. А. Т. Скойбеды. — 2-е изд., перераб. — Мн.: Выш. Шк., 2006. — 560 с.: ил.

4.Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. Часть 1/А.В. Кузьмин, Н. Н. Макейчик, В. Ф. Калачев и др. — Мн.: Выш. школа, 1982.-208 с., ил.

5.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. — 447 с., ил.

6.Курсовое проектирование деталей машин: Учеб пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/С.А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. — 2-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1987. 416 с., ил.

7.Дунаев П. Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. — 2-е изд., перераб. и доп. — Высш. шк., 1990. — 399 с.