Проектирование редуктора для привода

• Введение
• 1. Энергетический и кинематический расчёты привода
• 1.1 Определение мощности привода и общего КПД
• 1.2 Выбор электродвигателя
• 2. Расчёт зубчатой цилиндрической передачи редуктора
• 2.1 Выбор материала для изготовления шестерни и колеса
• 2.2 Определение допускаемых контактных напряжений при расчёте на выносливость
• 2.3 Определение допускаемых контактных напряжений при расчёте на контактную прочность при действии максимальной нагрузки
• 2.4 Проектировочный расчёт на контактную выносливость
• 2.5 Проверочный расчёт на контактную выносливость
• 2.6 Проверочный расчёт на контактную прочность при действии максимальной нагрузки
• 2.7 Определение допускаемых напряжений изгиба при расчёте на выносливость
• 2.8 Определение допускаемых напряжений при расчёте на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
• 2.9 Проверочный расчёт на выносливость при изгибе
• 2.10 Проверочный расчёт на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
• 2.11 Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи
• 3. Расчёт открытой конической передачи
• 3.1 Выбор материала для изготовления зубчатых колёс
• 3.2 Определение допускаемых контактных напряжений
• 3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
• 3.4 Проектировочный расчёт по напряжениям изгиба
• 3.5 Проверочный расчёт на выносливость при изгибе
• 3.6 Проверочный расчёт на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
• 3.7 Параметры зацепления передачи
• 4. Предварительный расчёт валов. Выбор муфты
• 5. Конструктивные размеры элементов зубчатых колёс, корпуса и крышки редуктора
• 5.1 Конструктивные размеры шестерни и колеса
• 5.2 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
• 6. Первый этап эскизной компоновки
• 7. Проверка долговечности подшипников по динамической грузоподъёмности
• 7.1 Определение сил действующих в зубчатом зацеплении и на валы
• 7.2 Определение опорных реакций возникающих в подшипниковых узлах валов и проверка долговечности подшипников
• 8. Второй этап эскизной компоновки
• 9. Проверка прочности шпоночных соединений
• 10. Уточнённый расчёт валов
• 11. Назначение посадок основных деталей редуктора
• 12. Смазка редуктора
• 13. Сборка редуктора
• Литература

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, ременную или цепную передачу.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и повышение крутящего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

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

Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: тип передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); число ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); тип зубчатых колёс (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.); относительное расположение валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенности кинематической схемы (развёрнутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах передачи обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

редуктор привод вал муфта

1. Энергетический и кинематический расчёты привода

1.1 Определение мощности привода и общего КПД

Определим общий КПД привода ([3], с.5−7):

где — КПД муфты, ;

— КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, ;

— КПД открытой зубчатой конической передачи, ;

— КПД учитывающий потери пары подшипников качения, ;

— КПД учитывающий потери в опорах вала приводного барабана,

;

Потребная мощность электродвигателя

кВт.

1.2 Выбор электродвигателя

Учитывая рекомендации ([3], с.5−7) и полученные выше некоторые параметры привода выбираем электродвигатель по ГОСТ 13 859–68 ([3], с. 51, табл.2).

Таблица 1 — Техническая характеристика электродвигателя

1.1 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по отдельным передачам Передаточное отношение привода Согласно рекомендации ([3], с.7) принимаем и определяем передаточное число открытой конической передачи:

1.2 Определение силовых и кинематических параметров привода Частоты вращения валов об/мин; об/мин;

об/мин; об/мин.

Определим мощности на валах кВт;

кВт;

кВт;

кВт.

Определим крутящие моменты

Н· м;

Н· м;

Н· м;

Н· м.

2. Расчёт зубчатой цилиндрической передачи редуктора

2.1 Выбор материала для изготовления шестерни и колеса

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, назначаем для шестерни и колеса легированную сталь 40Х (поковка) ([3], с. 53, табл.4, 6, с. 54, табл.7).

Таблица 2 — Механические свойства сталей

Назначаем твёрдость шестерни и колеса НВ, НВ, исходя из условия

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений при расчёте на выносливость

Общее число работы привода за расчётный период работы

часа.

С учётом циклограммы нагрузки определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений для колеса 2:

.

Для шестерни 1:

.

Базовое число циклов перемены напряжений для колеса 2:

.

Для шестерни 1:

.

Т.к. и, принимаем коэффициент долговечности равный ([3], с.14).

Пределы контактной выносливости поверхностей зубьев для колеса 2 и шестерни 1 ([3], с. 57, табл.8):

МПа,

МПа.

Принимаем коэффициент безопасности ([3], с.13).

Допускаемые контактные напряжения при расчёте на выносливость для колеса 2 и шестерни 1 ([3], с.12):

МПа,

МПа.

Согласно рекомендации ([3], с.14) за расчётное принимаем меньшее значение МПа.

2.3 Определение допускаемых контактных напряжений при расчёте на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Предельные допускаемые напряжения для шестерни 1 и колеса ([3], с.15):

МПа,

МПа.

2.4 Проектировочный расчёт на контактную выносливость

Принимаем значение параметра ([3], с. 59, табл.11).

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца ([3], с.15).

Предварительно принимаем передачу прямозубой.

Определим диаметр начальной окружности шестерни ([3], с.21):

мм.

Окружная скорость шестерни 1 ([3], с.21):

м/с,

т.к. м/с < 6 м/с, то передача действительно является прямозубой.

Ширина венца шестерни 1 ([3], с.21):

мм,

по ГОСТ 6636–69 ([3], с. 59, табл.12) принимаем b₁=60 мм.

Принимаем значение параметра ([3], с. 60, табл.13).

Модуль зацепления ([3], с.22):

мм.

Определяем числа зубьев шестерни 1 и колеса 2 ([3], с.22):

,

принимаем z₁=30 > z_min=17, z₂=150.

Уточняем передаточное число ([3], с.22):

.

Уточняем диаметры начальных окружностей шестерни 1 и колеса 2 ([3], с.22):

мм,

мм.

Межосевое расстояние ([3], с.22):

мм.

Уточняем окружную скорость шестерни 1:

м/с.

2.5 Проверочный расчёт на контактную выносливость

По ГОСТ 1643–72 ([3], с. 62, табл.17) назначаем 8-ю степень точности.

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни 1 и колеса 2 ([3], с. 62, табл.16). Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи ([3], с. 61, табл.15).

Удельная окружная динамическая сила ([3], с.25):

Н/мм.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении ([3], с.25):

где — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([3], с.25).

Коэффициент торцового перекрытия ([3], с.25):

.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий ([3], с.24):

.

Удельная окружная сила ([3], с.25):

Н/мм.

Расчётные контактные напряжения ([3], с.23):

МПа,

где Z_Н =1,77 — коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев ([3], с.24);

Z_М =274 Н^½/мм — коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых зубчатых колёс ([3], с.24).

По формуле 4.24 ([3], с.24):

т.к., то условие контактной выносливости выполняется.

2.6 Проверочный расчёт на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Расчётное напряжение, создаваемое наибольшей нагрузкой ([3], с.26):

МПа,

где .

следовательно, условие прочности выполняется.

2.7 Определение допускаемых напряжений изгиба при расчёте на выносливость

Эквивалентное число циклов перемены напряжений для колеса 2 ([3], с.18):

.

Т.к. ([3], с.18), согласно рекомендации ([3], с.18) принимаем .

Пределы выносливости зубьев при изгибе для колеса 2 и шестерни 1 ([3], с. 57, табл.9):

МПа,

МПа.

Коэффициент безопасности ([3], с.16),

где — коэффициент, учитывающий нестабильность материала колёс ([3], с. 57, табл.9);

— коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса ([3], с.17).

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни 1 и колеса 2 ([3], с.16):

МПа,

МПа,

где — коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрациям напряжений ([3], с. 43,рис.6);

— коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зубьев ([3], с.16);

— коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса (зависит от диаметра вершин шестерни и колеса).

Диаметры вершин шестерни 1 и колеса 2:

мм,

мм.

2.8 Определение допускаемых напряжений при расчёте на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зубьев для шестерни 1 и колеса 2 ([3], с. 58, табл.10):

МПа,

МПа.

Допускаемые предельные напряжения для шестерни 1 и колеса 2 ([3], с. 19)

МПа,

МПа.

2.9 Проверочный расчёт на выносливость при изгибе

Коэффициент, учитывающий форму зуба для шестерни 1 и колеса 2 ([3], с. 46,рис.12):

т.к. ,

то расчёт выполняем по колесу 2 ([3], с.29).

Удельная окружная динамическая сила ([3], с.29):

Н/мм,

где м/с — окружная скорость на колесе 2;

— коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи. Рабочая ширина венца колеса 2 ([3], с.21):

мм.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении ([3], с.29):

где — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([3], с.28);

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ([3], с. 47,рис.13).

Удельная расчётная окружная сила ([3], с.28):

Н/мм.

Расчётные напряжения изгиба ([3], с.27):

МПа,

где — коэффициент, учитывающий наклон зуба ([3], с.28);

— коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев ([3], с.28).

Т.к. — условие прочности выполняется.

2.10 Проверочный расчёт на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Расчётное напряжение, создаваемое наибольшей нагрузкой ([3], с.30):

МПа,

т.к. — условие прочности выполняется.

2.11 Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи

Диаметры окружностей впадин шестерни 1 и колеса 2 ([3], с.30):

мм,

мм.

Общая ширина зубчатого венца шестерни 1 и колеса 2:

мм,

мм.

Принимаем по ГОСТ 6636–69 мм, мм.

Параметры зацепления передачи сводим в таблицу.

Таблица 3 — Геометрические параметры зубчатой цилиндрической передачи

3. Расчёт открытой конической передачи

3.1 Выбор материала для изготовления зубчатых колёс

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, назначаем для шестерни и колеса легированную сталь 40Х (поковка) ([3], с. 53, табл.4, 6, с. 54, табл.7).

Таблица 4 — Механические свойства стали

Назначаем твёрдость шестерни и колеса НВ, НВ, исходя из условия

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Пределы контактной выносливости поверхностей зубьев при изгибе шестерни 3 и колеса 4 ([3], с. 57, табл.9):

МПа,

МПа.

Пределы контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни 3 и колеса 4:

МПа,

МПа.

Принимаем коэффициент безопасности S_H =1.1 ([3], с.13).

Допускаемые контактные напряжения при расчёте на выносливость для колеса 4 и шестерни 3:

МПа,

МПа.

За расчётное напряжение принимаем меньшее значение:

МПа.

Предельные допускаемые контактные напряжения для шестерни 3 и колеса 4:

МПа,

МПа.

3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба при расчёте на выносливость для шестерни 3 и колеса 4 ([3], с.16):

МПа,

МПа.

Предельные напряжения, не вызывающие остаточных деформаций или хрупкого излома зубьев для шестерни 3 и колеса 4 ([3], с. 58, табл.10):

МПа,

МПа.

Допускаемое предельное напряжение для шестерни 3 и колеса 4 ([3], с. 19):

МПа,

МПа.

3.4 Проектировочный расчёт по напряжениям изгиба

Согласно рекомендации ([9], с.8−9) зададимся количеством зубьев шестерни 3 и колеса 4:

,

принимаем,. Уточняем величину передаточного отношения:

.

Определяем углы делительных конусов ([3], с.38):

.

Эквивалентные числа зубьев шестерни 3 и колеса 4 ([3], с.40):

.

Значения коэффициентов определяем по графику ([3], с. 46,рис.12):

,

> ,

расчёт выполняем по колесу 4 ([3], с.27).

Средний окружной модуль ([9], с.14):

мм.

где

([9], с.9);

([9], с.9).

Коэффициент, ширины зубчатого венца относительно модуля зацепления ([9], с.14):

;

где

([9], с.14);

([9], с.14).

Рабочая ширина зубчатого венца ([9], с.14):

мм,

по ГОСТ 6636–69 принимаем мм.

Внешнее конусное расстояние ([9], с.14):

мм.

Среднее конусное расстояние ([9], с.14):

мм.

Внешний окружной модуль ([9], с.15):

мм,

по ГОСТ 9563–60 ([3], с. 61, табл.14) принимаем мм.

Фактическое значение среднего окружного модуля ([9], с.15):

мм.

Внешние диаметры шестерни 3 и колеса 4 ([3], с.39):

мм,

мм.

Средние диаметры шестерни 3 и колеса 4 ([3], с.39):

мм,

мм.

Окружная скорость шестерни 3 ([3], с.21):

м/с,

т.к., то принимаем колёса прямозубые.

3.5 Проверочный расчёт на выносливость при изгибе

Расчёт выполняем для менее прочного колеса 4.

Величину коэффициента, учитывающего динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении принимаем согласно рекомендации ([9], с.15). Величину коэффициента при <1, выбираем по таблице 7 ([9], с.16) и принимаем .

Величину коэффициента определяем по формуле 3.11 ([9], с.11):

.

Величину коэффициента, учитывающего распределение нагрузки по ширине зубчатого венца, определяем по формуле 3.9 ([9], с.11):

.

Уточняем значение коэффициента нагрузки по формуле 3.8 ([9], с.11):

.

Определим исходную расчётную окружную силу ([9], с.12):

Н.

Определим удельную расчётную окружную силу ([9], с.12):

Н· мм.

Усталостный излом зубьев предупреждается при выполнении условия ([9], с.12):

МПа.

т.к., то условие прочности выполняется.

3.6 Проверочный расчёт на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Расчёт выполняем для менее прочного колеса 4.

Остаточные деформации или хрупкий излом зубьев предотвращается при выполнении условия ([3], с.30):

МПа;

т.к. — условие прочности выполняется.

3.7 Параметры зацепления передачи

Внутренний окружной модуль ([9], с.16):

мм.

Наибольшая высота зуба ([9], с.17):

мм.

Наибольшая высота ножки зуба ([9], с.17):

мм.

Наибольшая высота головки зуба ([9], с.17):

мм.

Угол ножки зуба ([9], с.17):

.

Углы конусов вершин ([9], с.17):

.

Углы конусов впадин ([9], с.17):

.

Внешние диаметры вершин ([9], с.17):

мм,

мм.

Параметры зацепления передачи сводим в таблицу.

Таблица 5 — Геометрические параметры открытой конической передачи

4. Предварительный расчёт валов. Выбор муфты

Полученные значения при расчёте округляем по ГОСТ 6636–69.

Быстроходный вал.

Определяем минимальный диаметр вала ([3], с.35):

мм,

где МПа. Диаметр входного конца вала ([3], с.36): мм, где мм — диаметр вала электродвигателя ([5], с. 524, табл.2.4).

Диаметр вала под подшипники ([4], с.35):

мм,

где ([4], с. 37, табл.3.1); принимаем мм.

Диаметр вала для упора подшипников ([4], с.35):

мм,

где ([4], с. 37, табл.3.1); принимаем мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Рис. 1 Быстроходный вал

Тихоходный вал.

Определяем минимальный диаметр вала ([3], с.35):

мм,

принимаем мм.

Диаметр вала под подшипники ([4], с.35):

мм,

где ([4], с. 37, табл.3.1); принимаем мм.

Диаметр вала для упора подшипников и посадки колеса ([4], с.35):

мм,

где ([4], с. 37, табл.3.1); принимаем мм.

Диаметр буртика для упора колеса ([4], с.36):

мм,

где ([4], с. 37, табл.3.1); принимаем мм.

Рис. 2 Тихоходный вал

Выбираем муфту, упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21 424–75. Муфта упругая втулочно-пальцевая 250−38-I.2-У3 ГОСТ 21 424–75 ([6], с. 192).

мм — диаметр посадочных отверстий полумуфт;

Н· м — номинальный передаваемый крутящий момент.

5. Конструктивные размеры элементов зубчатых колёс, корпуса и крышки редуктора

5.1 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполним за одно целое с валом, её размеры см. табл.3.

Колесо — кованное; основные геометрические параметры см. табл.3.

Диаметр ступицы ([1], с. 148, табл.8.1):

мм,

по ГОСТ 6636–69 принимаем d_ст = 105 мм.

Длина ступицы ([1], с. 148, табл.8.1):

мм,

по ГОСТ 6636–69 принимаем l_ст = 80 мм.

Толщина обода ([1], с. 148, табл.8.1):

мм,

принимаем мм, т.к. значение должно быть не менее 8 мм.

Толщина диска ([1], с. 148, табл.8.1):

мм,

по ГОСТ 6636–69 принимаем с= 18 мм.

Диаметр центровой окружности ([1], с. 148, табл.8.1):

мм,

где D_{0 -} внутренний диаметр обода, мм.

Диаметр отверстий ([1], с. 148, табл.8.1):

мм,

по ГОСТ 6636–69 принимаем d_отв= 22 мм.

Фаски венца на диаметре вершин ([1], с. 148, табл.8.1):

мм.

5.2 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора ([1], с. 157, табл.8.3):

мм,

мм,

согласно рекомендации принимаем мм, мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса ([1], с. 157, табл.8.3):

мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса ([1], с. 157, табл.8.3):

мм.

Толщина нижнего пояса корпуса (без бобышки) ([1], с. 157, табл.8.3):

мм,

по ГОСТ 6636–69 принимаем р = 20 мм. Толщина рёбер основания корпуса ([1], с. 157, табл.8.3):

мм,

по ГОСТ 6636–69 принимаем m = 8 мм.

Толщина рёбер крышки ([1], с. 157, табл.8.3):

мм,

по ГОСТ 6636–69 принимаем m₁ = 8 мм.

Диаметр фундаментных болтов ([1], с. 157, табл.8.3):

мм,

по ГОСТ 6636–69 принимаем d₁ = 18 мм.

Диаметры болтов у подшипников ([1], с. 157, табл.8.3):

мм,

по ГОСТ 6636–69 принимаем d₂ = 12 мм.

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой ([1], с. 157, табл.8.3):

мм,

по ГОСТ 6636–69 принимаем d₃ = 8 мм.

Размеры определяющие положение болтов d₂ ([1], с. 157, табл.8.3):

мм,

мм,

по ГОСТ 6636–69 принимаем мм, мм.

Принимаем болты крепления крышек подшипников М8, их число на каждой крышке 6 штук.

Диаметры отверстий в гнёздах подшипников мм, мм.

Диаметр штифтов ([1], с. 157, табл.8.3) мм, по ГОСТ 6636–69 принимаем d_ш = 8 мм.

Длина штифта ([1], с. 157, табл.8.3) мм, по ГОСТ 6636–69 принимаем l_ш = 28 мм.

6. Первый этап эскизной компоновки

Вычерчиваем упрощённо шестерню и колесо в виде прямоугольников. Шестерня выполнена за одно целое с валом. Длина ступицы колеса больше ширины венца и выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса. Принимаем зазор между торцом ступицы и внутренней стенкой корпуса. Принимаем зазор от внутренней стенки корпуса до окружности вершин зубьев .

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипника. Замером находим расстояние от центральной линии до середины подшипника на тихоходном и быстроходном валах. Устанавливаем глубину гнёзд для посадки подшипников в корпус редуктора.

Толщину фланца крышки подшипника устанавливаем согласно рекомендаций по проектированию ([1], с. 194).

7. Проверка долговечности подшипников по динамической грузоподъёмности

7.1 Определение сил действующих в зубчатом зацеплении и на валы

Определим силы действующие на быстроходный и тихоходный валы.

Н.

Силы действующие на шестерню 1 и колесо 2:

окружная сила:

Н;

радиальная сила:

Н.

Силы действующие на шестерню 3 и колесо 4:

окружная сила:

Н;

радиальная и осевая силы:

Н,

Н,

Н,

Н.

7.2 Определение опорных реакций возникающих в подшипниковых узлах валов и проверка долговечности подшипников

Находим реакции опор:

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н,

Н.

Находим суммарные реакции опор:

Н,

Н,

Н,

Н.

Строим эпюры изгибающих и крутящего момента для быстроходного вала.

Эпюра изгибающего момента относительно оси Х:

Н· м,

.

Эпюра изгибающего момента относительно оси Y:

,

Н· м,

.

Эпюра крутящего момента:

Н· м.

Строим эпюры изгибающих и крутящего момента для тихоходного вала. Эпюра изгибающего момента относительно оси Х:

Н· м,

Н· м, .

Эпюра изгибающего момента относительно оси Y:

Н· м,

Н· м,

Н· м.

Эпюра крутящего момента:

Н· м.

Выбираем подшипники по наиболее нагруженным опорам.

Быстроходный вал.

Подшипник радиальный однорядный 309 средней серии по ГОСТ 8338–75: d = 45 мм, D = 100 мм, B = 25 мм, r = 2.5 мм, С₀ = 26,2 кН, С = 37,1 кН.

Эквивалентная нагрузка 78 ([1], с. 195):

Н.

Расчётная долговечность:

млн. об.

Расчётная долговечность:

часов.

Долговечность превышает требуемое значение, значит выбранный подшипник подходит.

Тихоходный вал.

Подшипник радиальный однорядный 311 средней серии по ГОСТ 8338–75: d = 55 мм, D = 120 мм, B = 29 мм, r = 2.5 мм, С₀ = 41,8кН, С = 54,9 кН.

Эквивалентная нагрузка 78 ([1], с. 195):

Н.

Расчётная долговечность:

млн. об.

Расчётная долговечность:

часов.

Долговечность превышает требуемое значение, значит выбранный подшипник подходит.

8. Второй этап эскизной компоновки

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно с валом.

Конструируем узел ведущего вала. Наносим осевые линии, удалённые от середины редуктора на определённые расстояния. Используя эти линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения. Вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками и болтами. В крышках подшипниковых узлов вычерчиваем войлочные уплотнения.

Аналогично конструируем узел ведомого вала.

При проектировании обращаем внимание на то, чтобы все детали были зафиксированы в осевом направлении; детали крепления на мешали работе узлов редуктора.

Вычерчиваем шпонки призматические со скруглёнными торцами, принимая их длины согласно рекомендаций.

Остальные элементы редуктора проектируем согласно рекомендаций ([1], с. 197−200).

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечения шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23 360–78 ([7], с. 363, табл.8.45). Материал шпонок сталь 45 — нормализованная.

Напряжение сжатия и условие прочности ([1], с. 200):

.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице Н/мм². Быстроходный вал.

d = 38 мм, b x h = 12×8 мм, t = 5 мм, l = 40 мм.

следовательно, условие прочности выполняется. Тихоходный вал.

Из двух шпонок — под зубчатым колесом и шестерней открытой передачи — более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры сечения шпонки).

Проверяем шпонку на выходе вала.

d = 50 мм, b x h = 14×9 мм, t = 5,5 мм, l = 50 мм.

следовательно, условие прочности выполняется.

10. Уточнённый расчёт валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности п для опасных сечений и сравнения их с допускаемыми значениями [n]. Прочность соблюдается при = 2,5.

Произведём расчёт для предположительно опасных сечений каждого вала.

Быстроходный вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни, т. е. сталь 40Х, термообработка — улучшение.

При диаметре заготовки до 120 мм среднее значение Н/мм² ([1], с. 28, табл.3.3).

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба ([1], с. 201):

Н/мм².

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений ([1], с. 201):

Н/мм².

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 ([1], с. 201):

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

.

При d = 38 мм, b = 12 мм, t = 5 мм,

мм^3,

Н/мм².

Принимаем, , ([1], с.96−99).

После подстановки получим:

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его с муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.

Тихоходный вал.

Материал вала — сталь 45 — улучшение.

Среднее значение Н/мм².

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Н/мм².

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Н/мм².

Сечение А-А

Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки.

Принимаем, ,, , ([1], с.96−99).

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Н· мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Н· мм.

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:

Н· мм.

Момент сопротивления кручению при d = 65 мм, b = 20 мм, t = 7,5 мм:

мм³.

Момент сопротивления изгибу:

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Н/мм².

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Н/мм².

Среднее значение .

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

.

Сечение Б-Б

Концентрация напряжения обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

Принимаем ,.

Изгибающий момент:

Н· мм.

Осевой момент сопротивления:

мм³.

Амплитуда нормальных напряжений:

Н/мм².

Среднее значение. Полярный момент сопротивления:

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Н/мм².

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б:

.

Сечение В-В

Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки.

Принимаем, ,, , Изгибающий момент:

Н· мм.

Момент сопротивления при b = 14 мм, t = 5,5 мм:

мм³.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Н/мм².

Момент сопротивления кручению сечения:

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Н/мм².

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В-В:

.

Во всех сечениях коэффициент запаса прочности превышает допускаемое минимальное значение параметра. Соответственно условия прочности выполняются.

11. Назначение посадок основных деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в ([1], с. 169, табл.8.11).

Посадка зубчатого колеса на вал H7/h6, соответствует лёгкопрессовой посадке 2-го класса точности.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными ([1], с. 169, табл.8.11).

12. Смазка редуктора

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны V_м определяем из расчёта 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности.

дм³.

Принимаем масло И-Г-А 46 по ГОСТ 17 479–87.

Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Сорт смазки — УТ-1 ГОСТ 1957;73.

13. 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 и валов.

На быстроходный вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

В тихоходный вал закладывают шпонку 20×12×70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала. Затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса герметиком. Для центровки устанавливают крышку на корпус и помощью двух конических штифтов. Затягивают болты крепления крышки и корпуса.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку и устанавливают крышки подшипников с комплектом металлических прокладок. В сквозные крышки подшипников перед установкой, в проточки устанавливают войлочное уплотнение, предварительно пропитанное горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку винтами.

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

1. Чернавский С. А. «Курсовое проектирование деталей машин», М., Машиностроение, 1979 г.

2. М/УК 150

3. М/УК 151

4. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. «Детали машин. Курсовое проектирование», М., Высшая школа, 1984 г.

5. Иванов М. Н., Иванов В. Н. «Детали машин. Курсовое проектирование», М., Высшая школа, 1984 г.

6. Анурьев В. И. «Справочник конструктора машиностроителя», М., Машиностроение 1979 г., т. 2.

7. Федоренко В. А., Шошин А. И. «Справочник по машиностроительному черчению», Л., Машиностроение, Ленинградское отделение, 1981 г.

8. Шейнблит А. Е. «Курсовое проектирование деталей машин», М., Высшая школа, 1991 г.

9. М/УК 149