Расчет и проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора

Министерство образования Республики Беларусь Минский государственный машиностроительный колледж Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по «Технической механике»

Тема: Расчет и проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора Разработал:

учащийся гр.1-Дк Зеньков Д.И.

Минск 2005

Перечень документов Расчетно-пояснительная записка Сборочный чертеж одноступенчатого цилиндрического редуктора Спецификация Чертеж вала тихоходного Чертеж колеса зубчатого

1 Краткое описание работы привода

Тяговым органом заданного привода является цепной конвейер В цепных передачах (рис. 1, а) вращение от одного вала к другому передается за счет зацепления промежуточной гибкой связи (цепи) с ведущим / и ведо-мым 2 звеньями (звездочками).

Рис. 1 Схема цепной передачи В связи с отсутствием проскальзывания в цепных передачах обеспечивается постоянство среднего передаточного числа. Наличие гибкой связи допускает значительные межосевые рас-стояния между звездочками. Одной цепью можно передавать движение одновременно на несколько звездочек (рис. 1, б). По сравнению с ременными цепные передачи имеют при прочих равных усло-виях меньшие габариты, более высокий КПД и меньшие нагрузки на валы, так как отсутствует необходимость в большом пред-варительном натяжении тягово-го органа.

Недостатки цепных передач: значительный износ шарниров цепи, вызывающий ее удлине-ние и нарушение правильности зацепления; неравномерность движения цепи из-за геометри-ческих особенностей ее зацеп-ления с зубьями звездочек, в

результате чего появляются до-полнительные динамические нагрузки в передаче; более высокие тре-бования к точности монтажа передачи по сравнению с ременными передачами; значительный шум при работе передачи.

Цепные передачи предназначаются для мощности обычно не более 100 кВт и могут работать как при малых, так и при больших скоростях (до 30 м/с). Передаточные числа обычно не превышают 7.

Применяемые в машиностроении цепи по назначению подразде-ляются на приводные, передающие энергию от ведущего вала к ведо-мому; тяговые, применяемые в качестве тягового органа в конвейерах; грузовые, используемые в грузоподъемных машинах. Из всех типов природных цепей наибольшее распространение имеют роликовые с числом рядов от 1 до 4, втулочные , однои двухрядные, и зубчатые.

Кинематическая схема привода цепного конвейера приведена на рис. 2.

Вращение привода передается от электродвигателя 1 ведущим звездочкам цепного конвейера 8 посредством клиноременной передачи 2, муфт 3 и 5, косозубого одноступенчатого редуктора 4, цепной передачи 6 и зубчатой открытой прямозубой передачи 7. При этом на кинематической схеме римскими цифрами обозначены тихоходные (I, III, VI) и быстроходные (II, IV, V) валы соответствующих передач.

Рис. 2 Кинематическая схема привода цепного конвейера.

2 Кинематический расчет привода

2.1 Определение требуемой мощности и выбор двигателя

Исходные данные:

— тяговое усилие цепи F_t=13кН

— скорость цепи V=0,35 м/с

— шаг тяговой цепи Р_t=220мм

— число зубьев ведущих звездочек z=7

— срок службы привода — 4 года в две смены.

Определяем мощность на тихоходном валу привода по формуле (1.1) [1,с.4]

Р_VI= F_t· V (2.1)

где Р_VI — мощность на тихоходном валу:

Р_VI=13· 0,25=3,25кВт.

Определяем общий КПД привода по формуле (1.2) [1,с.4]

По схеме привода

(2.2)

где[1, с. 5, табл.1.1]: — КПД ременной передачи;

— КПД зубчатой закрытой передачи;

— КПД цепной передачи;

— КПД зубчатой открытой передачи;

— КПД одной пары подшипников качения;

— КПД муфты.

Сделав подстановку в формулу (1.2) получим:

Определяем мощность, необходимую на входе[1,с.4]

(2.3)

где Р_тр — требуемая мощность двигателя:

Определяем частоту вращения и угловую скорость тихоходного вала

(2.4)

об/мин

(2.5)

Выбираем электродвигатель [1,с.390,табл. П1, П2]

Пробуем двигатель 4А112М4:

Р_дв.=5,5кВт;

n_с=1500об/мин;

S=3,7%

d_дв.=32мм.

Определяем асинхронную частоту вращения электродвигателя по формуле (1.3) [1,c.6]:

n_a=n_c· (1-S); (2.6)

n_a=1500· (1−0,037);

n_a=1444,5 об/мин Определяем общее передаточное число привода

; (2.7)

Производим разбивку прердаточного числа по ступеням. По схеме привода

U_общ.=U_р.п.· U_з.з.· U_ц.п.· U_з.о.; (2.8)

Назначаем по рекомендации [1,c.7,c36]:

U_р.п.=3;

U_ц.п.=3;

U_з.о.=4; тогда

U_з.з.= U_общ./(U_р.п.· U_ц.п.· U_з.о.);

U_з.з.=2,94, что входит в рекомендуемые пределы Принимаем U_з.з.=3.

Тогда

Находим:

(2.9)

;

Допускается ?U=±3%

Принимаем окончательно электродвигатель марки 4А112М4

2.2 Определение частоты вращения и угловой скорости каждого вала

По формуле (2.5) определяем угловую скорость вала двигателя

;

;

n_дв.=1444,5 об/мин.

По схеме привода (рис.1) определяем частоты вращения и угловые скорости каждого вала

; ;

; ;

; ;

; ;

;

; ;

;

;

;

; ;

;

;

что близко к полученному в п. 2.1.

2.3 Определение мощностей и вращающих моментов на каждом валу

Определяем мощность на каждом валу по схеме привода

;

;

;

;

; ;

; ;

; ;

; ;

; ;

; ;

что близко к определенному ранее в п. 2.1.

Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формуле

(Нм) (2.10)

;; Нм;

;; Нм;

;; Нм;

;; Нм;

;; Нм;

;; Нм;

;; Нм.

Проверка:

(2.11)

;

Нм Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.

Таблица 1

Параметры кинематического расчета

3 Расчет закрытой косозубой передачи

3.1 Исходные данные

Мощность на валу шестерни и колеса Р₂=3,866 кВт

Р₃=3,684 кВт Вращающий момент на шестерне и колесе Т₂=76,67 Нм

Т₃=218,69 Нм Передаточное число U=3

Частота вращения шестерни и колеса n₂=481,5 об/мин

n₃=160,5 об/мин Угловая скорость вращения шестерни и колеса щ₂=50,42 рад/с

щ₃=16.8 рад/с Передача нереверсивная.

Расположение колес относительно опор симметричное.

3.2 Расчет параметров зубчатой передачи

Выбираем материал для шестерни и колеса по табл.3.3 [1,c.34]:

шестерня — сталь 40Х, термообработка — улучшение 270НВ, колесо — сталь 40Х, термообработка — улучшение 250НВ.

Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле (3.9) [1,c.33]:

(3.1)

где у_Hlimb — предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

К_HL — коэффициент долговечности;

[S_H] - коэффициент безопасности;

по [1,c.33]: К_HL =1; [S_H] =1,1.

Определяем у_Hlimb по табл.3.2 [1,c.34]:

у_Hlimb =2НВ+70; (3.2)

у_Hlimb1 =2270+70; у_Hlimb1 =610МПа;

у_Hlimb2 =2250+70; у_Hlimb1 =570МПа.

Сделав подстановку в формулу (3.1) получим

; МПа;

; МПа.

Определяем допускаемое расчетное напряжение по формуле (3.10) [1,c.35]:

(3.3)

;

МПа.

Определяем межосевое расстояние передачи по формуле (3.7) [1,c.32]:

(3.4)

где К_а — числовой коэффициент;

К_Hв — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

— коэффициент ширины;

Т₂ — вращающий момент на колесе (по схеме привода Т₂=Т₃)

Выбираем коэффициенты:

К_а =43 [1,c.32];

К_Hв =1,1 [1,c.32,табл.3.1];

=0,315 назначаем по ГОСТ 2185–66 с учетом рекомендаций [1,c.36];

Т₂=Т₃=218,69Нм.

Подставив значения в формулу (3.4) получим:

; мм;

Принимаем окончательно по ГОСТ 2185–66 [1,c.36]

мм.

Определяем модуль [1,c.36]:

(3.5)

;

;

Принимаем по ГОСТ 9563–60 модуль m_n=2,0 мм [1,c.36]

Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:

(3.6)

Принимаем предварительно в=12є (в=8є…12є), тогда cosв=0,978

; ;

Принимаем зуба.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [1,c.37]:

;

;; ;

;

; .

Уточняем фактическое передаточное число

;

;

Определяем отклонение передаточного числа от номинального

; .

Допускается ?U=±3%

Уточняем угол наклона зубьев по формуле (3.16) [1,c.37]:

(3.7)

;; .

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [1,c.37]:

(3.8)

; мм;

; мм.

Проверяем межосевое расстояние

(3.9)

; мм.

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса

; ;

;; (3.10)

; (3.11)

мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм;

; мм.

Проверяем соблюдение условия (т.к. Ш_ba<0,4)

;

; ;

0,315>0,223

Значит, условие выполняется.

Определяем окружные скорости колес

; м/с;

;

; м/с;

м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес — 8 В [1,c.32].

Определяем фактическое контактное напряжение по формуле (3.6) [1,c.31]

(3.12)

где К_Н — коэффициент нагрузки:

К_Н =К_НЬ К_Нв К_Н;

К_НЬ — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

К_Нв — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине;

К_Н — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

Уточняем коэффициент нагрузки

К_НЬ =1,09; [1,c.39, табл.3.4]

К_Н =1; [1,c.40, табл.3.6]

;; ,

тогда К_Нв =1,2; [1,c.39, табл.3.7]

К_Н =1,091,21; К_Н =1,308.

Сделав подстановку в формулу (3.12) получим

;

МПа.

Определяем ?у_Н

;

; недогрузки, что допускается.

Определяем силы в зацеплении

— окружная

; (3.13)

; Н;

— радиальная

; (3.14)

; Н;

— осевую

; (3.15)

; Н.

Практика показывает, что у зубчатых колес с НВ<350 выносливость на изгиб обеспечивается с большим запасом, поэтому проверочный расчет на выносливость при изгибе не выполняем.

Все вычисленные параметры заносим в табл.2.

Таблица 2

Параметры закрытой зубчатой передачи

4 Расчет тихоходного вала редуктора

4.1 Исходные данные Исходные данные выбираем из табл.1 и табл.2 с округлением до целых чисел:

Н;

Н;

Н.

;

Н;

Т₃=219Н;

d=187мм;

b=40мм.

По кинематическое схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора. Для этого мысленно расцепим шестерню и колесо редуктора. По закону равенства действия и противодействия :

F_a1= F_a2= F_a;

F_t1= F_t2= F_t;

F_r1= F_r2= F_r.

Схема усилий приведена на рис. 3.

Рис. 3 Схема усилий, действующих на валы редуктора

4.2 Выбор материала вала

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 45 с пределом прочности у_в = 700МПа

[1,c.34, табл.3.3].

Определяем пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба и кручения

[1,c.162]

[1,c.164]

; МПа;

; .

4.3 Определение диаметров вала

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение

(4.1)

где [ф_к]=(20…40)Мпа [1,c.161]

Принимаем [ф_к]=30Мпа.

; мм.

Согласовываем d_в с диаметром муфты упругой втулочной пальцевой МУВП, для этого определяем расчетный момент, передаваемый муфтой

Т_р3=Т₃К (4.2)

где К — коэффициент, учитывающий условия эксплуатации привода.

К=1,3…1,5 [1,c.272, табл.11.3]

Принимаем К=1,5

Подставляя в формулу (4.2) находим:

Т_р3=2191,5;

Т_р3=328,5Нм.

Необходимо соблюдать условие

Т_р3<[T] (4.3)

где [Т] - допускаемый момент, передаваемый муфтой.

В нашем случае необходимо принять [Т] 500Ни [1,c.277, табл.11.5]

Тогда принимаем окончательно

d_м2=40мм;

l_м2=82мм. (Длина полумуфты) Тип 1, исполнение 2.

Проверяем возможность соединения валов стандартной муфтой

;

; мм.

Так как соединение валов стандартной муфтой возможно.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а40:

мм.

Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.4), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10 мм.

Рис. 4 Приближенная конструкция ведомого вала мм;

мм — диаметр под уплотнение;

мм — диаметр под подшипник;

мм — диаметр под колесо.

4.4 Эскизная компоновка ведомого вала

Назначаем предварительно подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии по мм подшипник № 308, у которого D_п=90мм; В_п=23мм [1,c.394, табл. П3].

Выполняем эскизную компоновку вала редуктора. Необходимо определить длину вала L и расстояния от середины подшипников до точек приложения нагрузок a, b и с (рис.5).

Рис. 5 Эскизная компоновка ведомого вала е=(8…12)мм — расстояние от торца подшипника до внутренней стенки корпуса редуктора;

К=(10−15)мм — расстояние от внутренней стенки корпуса до торца зубчатого колеса.

Принимаем

l_ст=b+10мм — длина ступицы колеса:

l_ст=40+10=50мм;

(30…50)мм — расстояние от торца подшипника до торца полумуфты.

Принимаем 40 мм.

Определяем размеры а, b, с и L.

а=b=Вп/2+е+К+lст/2;

а=b=23/2+10+11+50/2;

а=b=57,5 мм Принимаем а=b=58мм.

с= Вп/2+40+lм/2;

с=23/2+40+82/2;

с=93,5 мм Принимаем с=94мм.

L=Вп/2+a+b+c+ lм/2;

L=23/2+58+58+94+82/2;

L=262,5 мм;

Принимаем L=280мм.

4.5 Расчет ведомого вала на изгиб с кручением.

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у) Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:

m_а=[Fad/2]:

m_а=164· 18 710^-3/2;

m_а=30,7Нм.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1m_Ау=0

— R_By· (a+b)+F_r·am_а=0

R_By=(F_r· аm_а)/ (a+b);

R_By= (899· 0,058−30,7)/ 0,116;

R_By==184,8Н Принимаем R_By=185Н

2m_Ву=0

R_Аy· (a+b)-F_r·bm_а=0

R_Аy==(F_r· b+ m_а)/ (a+b);

R_Аy =(899· 0,058+30,7)/ 0,116;

R_Аy =714,15Н Принимаем R_Аy=714Н Проверка:

F_Ку=0

R_Аy— F_r+ R_By=714−899+185=0

Назначаем характерные точки 1,2,2', 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1у=0;

М_2у= R_Аy· а;

М_2у=714· 0,058;

М_2у =41,4Нм;

М_2'у= М_2у— m_а(слева);

М_2'у=41,4−30,7;

М_2'у =10,7Нм;

М_3у=0;

М_4у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм (рис.6)

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1m_Ах=0;

Рис. 6 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала.

F_М· (a+b+с)-R_Вх·(a+b) — F_t· a=0;

972· (0,058+0,058+0,094)-R_Вх·(0,058+0,058)-2431·0,058=0;

R_Вх=(204.12−141)/0,116;

R_Вх=544,13Н

R_Вх544Н

2m_Вх=0;

— R_Ах· (a+b)+F_t·b+F_м·с= 0;

R_Ах=(24 310,058+9720,094)/0,116;

R_Ах=2003,15Н

R_Ах2003Н Проверка

m_Кх=0;

— R_Ах+ F_t— F_м+R_Вх=-2003+2431−972+544=0

Назначаем характерные точки 1,2,2', 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1х=0;

М_2х= -R_Ах· а;

М_2х=-2003· 0,058:

М_2х=-116,2Нм;

М_3х=- F_м · с;

М_3х=-972· 0,094;

М_3х=-8,65Нм М_4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х.

Крутящий момент Т_I-I=0;

Т_II-II=T₁=F_t· d/2;

Т_II-II=243 118 710^-3/2;

Т_II-II=227,3Нм

5 Расчет быстроходного вала редуктора

5.1 Исходные данные

Исходные данные выбираем из табл.1 и табл.2 с округлением до целых чисел:

Н;

Н;

Н.

;

Н;

Т₃=212,2Н;

d=63мм;

b=44мм.

Схема усилий, действующих на валы редуктора приведена на рис. 3.

5.2 Выбор материала вала

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 45 с пределом прочности у_в = 700МПа

[1,c.34, табл.3.3].

Определяем пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба и кручения

[1,c.162]

[1,c.164]

; МПа;

; .

5.3 Определение диаметров вала

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение по формуле (4.1):

; мм.

Согласовываем d_в с диаметром муфты упругой втулочной пальцевой МУВП, для этого определяем расчетный момент, передаваемый муфтой по формуле (4.2):

Т_р3=Т₃К

где К — коэффициент, учитывающий условия эксплуатации привода.

К=1,3…1,5 [1,c.272, табл.11.3]

Принимаем К=1,5

Подставляя в формулу (4.2) находим:

Т_р3=2191,5;

Т_р3=328,5Нм.

Необходимо соблюдать условие (4.3)

Т_р3<[T]

где [Т] - допускаемый момент, передаваемый муфтой.

В нашем случае необходимо принять [Т] 500Ни [1,c.277, табл.11.5]

Тогда принимаем окончательно

d_м2=40мм;

l_м2=82мм. (Длина полумуфты) Тип 1, исполнение 2.

Проверяем возможность соединения валов стандартной муфтой

;

; мм.

Так как соединение валов стандартной муфтой возможно.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а40:

мм.

Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.7), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм.

Рис. 7 Приближенная конструкция ведущего вала мм;

мм — диаметр под уплотнение;

мм — диаметр под подшипник;

мм — диаметр под колесо.

5.4 Определение возможности изготовления вала-шестерни

Определяем размер х (рис.8)

(5.1)

Рис. 8 Схема для определения размера х По ГОСТ 23 360–78 для диаметра 45 мм предварительно выбираем шпонку сечением bh=149мм. Подставив в формулу (5.1) значения получим

; мм, так как размер получился отрицательный, значит изготовление вала и шестерни отдельно невозможно. Определяем размеры вала-шестерни (рис.9).

Рис. 9 Приближенная конструкция вала-шестерни мм;

мм — диаметр под уплотнение;

мм — диаметр под подшипник;

мм — диаметр технологического перехода;

мм — диаметр впадин зубьев;

мм — диаметр вершин зубьев;

мм — делительный диаметр.

5.5 Эскизная компоновка вала-шестерни

Назначаем предварительно подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии по мм подшипник № 308, у которого D_п=90мм; В_п=23мм [1,c.394, табл. П3].

Выполняем эскизную компоновку вала редуктора. Необходимо определить длину вала L и расстояния от середины подшипников до точек приложения нагрузок a, b и с (рис.10).

l=(0,8…1)d_а — расстояние между серединами подшипников;

l=(0,8…1)67; принимаем l=60мм;

а=b=l/2;

а=b=30мм;

(30…50)мм — расстояние от торца подшипника до торца полумуфты.

Принимаем 40 мм.

с= Вп/2+40+lм/2;

с=23/2+40+82/2;

с=93,5 мм Принимаем с=94мм.

L=Вп/2+a+b+c+ lм/2;

L=23/2+30+30+94+82/2;

L=206,5 мм;

Принимаем L=210мм.

Рис. 10 Эскизная компоновка вала-шестерни

5.6 Расчет вала-шестерни на изгиб с кручением.

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у) Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:

m_а=[Fad/2]:

m_а=164· 6310^-3/2;

m_а=5,2Нм.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1m_Ау=0

— R_By· (a+b)+F_r·am_а=0

R_By=(F_r· аm_а)/ (a+b);

R_By= (899· 0,03−5,2)/ 0,06;

R_By==362,8Н Принимаем R_By=363Н

2m_Ву=0

R_Аy· (a+b)-F_r·bm_а=0

R_Аy==(F_r· b+ m_а)/ (a+b);

R_Аy =(899· 0,03+5,2)/ 0,06;

R_Аy =536,16Н Принимаем R_Аy=536Н Проверка:

F_Ку=0

R_Аy— F_r+ R_By=536−899+363=0

Назначаем характерные точки 1,2,2', 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1у=0;

М_2у= R_Аy· а;

М_2у=536· 0,03;

М_2у =16,1Нм;

М_2'у= М_2у— m_а(слева);

М_2'у=16,1−5,2;

М_2'у =10,9Нм;

М_3у=0;

М_4у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм (рис.11)

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1m_Ах=0;

F_М· (a+b+с)-R_Вх·(a+b) — F_t· a=0;

972· (0,03+0,03+0,094) —R_Вх·(0,03+0,03)-2431·0,03=0;

R_Вх=(149,7−72,9)/0,06;

R_Вх=1279,3Н

R_Вх1279Н

2m_Вх=0;

— R_Ах· (a+b)+F_t·b+F_м·с= 0;

R_Ах=(24 310,03+9720,094)/0,06;

R_Ах=2738,3Н

R_Ах2738Н Проверка

m_Кх=0;

— R_Ах+ F_t— F_м+R_Вх=-2738+2431−972+1279=0

Назначаем характерные точки 1,2,2ё', 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1х=0;

М_2х= -R_Ах· а;

М_2х=-2738· 0,03:

Рис. 11 Эпюры изгибающих и крутящих моментов вала-шестерни М_2х=-82,2Нм;

М_3х=- F_м · с; М_3х=-972· 0,094; М_3х=-8,65Нм М_4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х.

Крутящий момент Т_I-I=0;

Т_II-II=T₁=F_t· d/2; Т_II-II=24 316 310^-3/2; Т_II-II=76,6Нм

6 Подбор подшипников быстроходного вала

Исходные данные

n₂=n_II=481,5мин^-1;

d_п2=40мм;

R_Аy=536Н;

R_Ах=2738Н;

R_By=363Н;

R_Вх=1279Н;

Н.

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники

;

;

Здесь подшипник 2 — это опора, А в сторону которой действует осевая сила F_а (см. рис.11).

;

;

Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)

;

;

Так как соотношение меньше 0,35, то назначаем шариковый радиальный однорядный подшипник легкой серии по d_п2=40мм [1,c.217, табл.9.22].

Подшипник № 208, у которого:

D_n1=80мм;

В_n1=18мм;

С₀=17,8кН — статическая грузоподъемность;

С=32кН — динамическая грузоподъемность. [1,c.393, табл. П3].

Определяем коэффициент осевого нагружения по отношению .

; ;

При е=0,19 [1,c.212, табл.9.18].

Так как меньших значений отношения нет ориентировочно считаем е=0,15

Проверяем выполнение неравенства

;

где V — коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.

.

Определяем номинальную долговечность подшипников в часах

[1,c.211]; (6.1)

F_э=VF_r2KK_ф; [1,c.212];

где K — коэффициент безопасности;

K =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];

принимаем K =1,5;

K_ф — температурный коэффициент;

K_ф =1 (до 100єС) [1,c.214, табл.9.20];

F_э=127 901,51; F_э=4185Н=4,185кН.

Подставляем в формулу (6.1):

; ч.

По условию срок службы редуктора — 4 года в две смены. Исходя из того, что в году 260 рабочих дней имеем:

L_зад=260 824; L_зад=16 640ч:

L_зад>L_h.

Необходимо выбрать подшипник средней серии по d_п2=40мм [1,c.217, табл.9.22].

Подшипник № 308, у которого:

D_n1=90мм;

В_n1=23мм;

С₀=22,4кН — статическая грузоподъемность;

С=41кН — динамическая грузоподъемность.

Подставляем в формулу (6.1):

; ч.

Сейчас условие L_задh выполняется.

7 Подбор подшипников тихоходного вала

Исходные данные

n₃=n_III=160,5мин^-1;

d_п3=40мм;

R_Аy=714Н;

R_Ах=2003Н;

R_By=185Н;

R_Вх=544Н;

Н.

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники

;

;

Здесь подшипник 2 — это опора, А в сторону которой действует осевая сила F_а (см. рис.6).

;

;

Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)

;

;

Так как соотношение меньше 0,35, то назначаем шариковый радиальный однорядный подшипник легкой серии по d_п3=40мм [1,c.217, табл.9.22].

Подшипник № 208, у которого:

D_n2=80мм;

В_n2=18мм;

С₀=17,8кН — статическая грузоподъемность;

С=32кН — динамическая грузоподъемность. [1,c.393, табл. П3].

Определяем коэффициент осевого нагружения по отношению .

; ;

При е=0,19 [1,c.212, табл.9.18].

Так как меньших значений отношения нет ориентировочно считаем е=0,15

Проверяем выполнение неравенства

;

где V — коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.

.

Определяем номинальную долговечность подшипников в часах

[1,c.211]; (6.1)

F_э=VF_r2KK_ф; [1,c.212];

где K — коэффициент безопасности;

K =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];

принимаем K =1,5;

K_ф — температурный коэффициент;

K_ф =1 (до 100єС) [1,c.214, табл.9.20];

F_э=121 261,51; F_э=3189Н=3,189кН.

Подставляем в формулу (6.1):

; ч.

Условие L_задh выполняется.

8 Подбор и проверочный расчет шпонки быстроходного вала

Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по.

Рис. 12 Сечение вала по шпонке Для выходного конца быстроходного вала при d=34 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=10×8 мм² при t=5мм (рис.12).

При длине ступицы муфты l_М=82 мм выбираем длину шпонки l=70мм.

Материал шпонки — сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и

условия прочности определяем по формуле:

где Т — передаваемый момент, Нмм; Т_II=76,7Н

l_р — рабочая длина шпонки, при скругленных концах l_р=l-b, мм;

[]_см — допускаемое напряжение смятия.

С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст. 3 ([]_см=110…190 Н/мм²) вычисляем:

Условие выполняется.

9 Подбор и проверочный расчет шпонок тихоходного вала

Для выходного конца тихоходного вала при d=34 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=10×8 мм2 при t=5мм. Т_II=218,7Н При длине ступицы муфты l_М=82 мм выбираем длину шпонки l=70мм.

С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст. 3 ([]_см=110…190 Н/мм²) и Т_III=218,7Н вычисляем:

Условие выполняется.

Для соединения тихоходного вала со ступицей зубчатого колеса при d=45 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14×9 мм² при t=5,5 мм. При l_ст=50 мм выбираем длину шпонки l=40мм.

Материал шпонки — сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжения смятия и условия прочности с учетом материала ступицы чугуна СЧ20 ([]_см=70…100 МПа) и Т_III=218,7Н:

Условие выполняется.

Выбранные данные сведены в табл.3.

Таблица 3

Параметры шпонок и шпоночных соединений

10 Выбор системы и вида смазки.

Скорость скольжения в зацеплении V_S = 1.59 м/с. Контактные напряжения _Н = 482,7 Н/мм². По таблице 10.29 из выбираем масло И-Т-Д-680.

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен на глубину h_м (рис.12):

Рис. 13 Схема определения уровня масла в редукторе

h_{м max} 0.25d₂ = 0.25 183 = 46 мм;

h_{м min} = 2m = 22 = 4 мм.

При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.

Объем масляной ванны

V = 0.65P_II = 0.653,866 = 2.5 л.

Контроль уровня масла производится пробками уровня, которые ставятся попарно в зоне верхнего и нижнего уровней смазки. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку.

И для вала-шестерни, и для зубчатого колеса выберем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752–79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.

11 Сборка редуктора

Для редуктора принимаем горизонтальную конструкцию разъемного корпуса, изготовленного литьем из серого чугуна СЧ15. Устанавливаем зубчатую пару с подшипниками. Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса внутренний контур стенок провести с зазором х=8…10мм [3]; такой же зазор предусмотреть между подшипниками и контуром стенок. Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес принимаем у4х; у (32…40)мм Для малонагруженных редукторов (Т₂500Нм) определяем толщины стенок крышки и основания корпуса

; мм, принимаем мм.

Для крепления крышек подшипников в корпусе и крышке предусматриваем фланцы. Крышки торцовые для подшипников выбираем по табл.143 (глухие) и 144 (с отверстием для манжетного уплотнения) [2, т.2, с.255].

Для быстроходного вала:

крышка торцовая глухая типа 2 исполнения 2 диаметром D=90мм ГОСТ 18 511–73;

крышка торцовая с отверстием для манжетного уплотнения типа 1 исполнения 2 диаметром D=90мм ГОСТ 18 512–73.

Для тихоходного вала:

крышка торцовая глухая типа 2 исполнения 2 диаметром D=80мм ГОСТ 18 511–73;

крышка торцовая с отверстием для манжетного уплотнения типа 1 исполнения 2 диаметром D=80мм ГОСТ 18 512–73.

Прорисовываем корпус и крышку редуктора с учетом рекомендаций [3.с.219].

Устанавливаем верхнюю крышку на винты и закручиваем пробки.

1. С. А. Чернавский и др. «Курсовое проектирование деталей машин» М. 1987 г.

2. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. -8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И. Н. Жестковой. — М.: Машиностроение, 1999

3. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. — М.: Высш. шк., 1991

4. Чернин И. М. и др. Расчеты деталей машин. — Мн.: Выш. школа, 1978