Расчет привода с соосным двухступенчатым цилиндрическим редуктором

Размещено на http://www.allbest.ru/

Республика Беларусь

Белорусский государственный университет транспорта

Кафедра «Детали машин и подъемно-транспортные механизмы»

РАСЧЕТ ПРИВОДА С СООСНЫМ ДВУХСТУПЕНЧАТЫМ ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ РЕДУКТОРОМ

ВВЕДЕНИЕ

В настоящее время привод машин и механизмов осуществляется в основном электродвигателями переменного тока с частотой от 750 до 3000 об/мин. Однако, рабочие органы машин в большинстве случаев имеют небольшую частоту вращения (барабан, лебедка, ведущий барабан ленточного транспортера и т.д.) или более высокую частоту вращения, чем электродвигатель.

Для преобразования вращающегося движения электродвигателя на вал рабочего органа применяют механические передачи, предназначенные для использования целого ряда других функций, основными из которых являются:

1. Повышение или понижение крутящего момента;

2. Изменение траектории или характера движения;

3. Регулирование и изменение скорости;

4. Предохранение деталей и узлов машин от поломки при перегрузках;

В данном курсовом проекте рассчитывается привод, состоящий из следующих основных сборочных единиц: электродвигатель, клиноременная передача, редуктор, муфта соединения.

1. ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА С ДВУХСТУПЕНЧАТЫМ СООСНЫМ ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ РЕДУКТОРОМ И РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ

Задание: спроектировать зубчатый цилиндрический двухступенчатый соосный редуктор (рисунок 1) с приводом от электродвигателя при помощи ременной передачи (рисунок 2).

Рисунок 1 - Кинематическая схема зубчатого цилиндрического двухступенчатого соосного редуктора

Клиноременная передача расположена в горизонтальной плоскости, работает с постоянной нагрузкой в запыленном помещении. В соответствии с общей схемой привода оси валов редуктора должны лежать в горизонтальной плоскости.

Основные данные: мощность на выходном валу редуктора, ; частота вращения выходного вала, .

Привод предназначен для длительной эксплуатации.



Рисунок 2 - Кинематическая схема привода:1 - электродвигатель; 2 - клиноременная передача; 3 - редуктор зубчатый цилиндрический соосный; 4 соединительная муфта

2 РАСЧЕТ ПРИВОДА

2.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле:

где - общий КПД привода;

По данным, приведенным в таблице А.1 [2], принимаем:

- КПД клиноременной передачи ();

- КПД зубчатой передачи с цилиндрическими колесами, работающей в масляной ванне ();

- КПД учитывающий потери в паре подшипников качения ().

,

.

По таблице А.2 [2] выбираем трехфазный асинхронный короткозамкнутый электродвигатель серии 4А80В2У3; .

Определяем мощности на валах привода



2.2 Кинематический расчет привода

Общее передаточное число:

Производим разбивку передаточного числа по ступеням согласно рекомендациям таблицы А.1 [2]. Так как редуктор является соосным, то принимаем предварительно , тогда передаточное число редуктора , а передаточное число клиноременной передачи

Определяем частоты вращения валов привода:

частота вращения вала электродвигателя

частота вращения ведущего вала редуктора

частота вращения промежуточного вала редуктора

частота вращения ведомого вала редуктора

Определяем крутящие моменты на валах:

на валу электродвигателя

на ведущем валу редуктора

на промежуточном валу редуктора

на ведомом валу редуктора

Определяем ориентировочно диаметры всех валов привода:



где - допускаемое напряжение кручения.

Обычно принимаем - для редукторных и других аналогичных валов.

или

или

или

или

3. РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Определение основных размеров ремня [5, стр.16].

1. Определим расчетный передаточный момент

где Ср - коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи и режим ее работы (табл.2.2.2 [5]);

2. Минимальный расчетный диаметр ведущего шкива (табл.2.2.1 [5])

тогда (по табл.2.2.4 [5])

3. Расчетный диаметр ведомого шкива

По таблице 2.2.4 [5]

4. Действительное передаточное число проектируемой передачи:

где - коэффициент упругого скольжения.

5. Минимальное межосевое расстояние

6. Расчетная длина ремня.

По таблице 2.2.6 [5]

7. Межосевое расстояние:

8. Угол обхвата ремнем меньшего шкива

9. Скорость ремня

10. Определение число ремней в передачи.

где Р1=2,15 кВт - передаваемая мощность;

Р0=3,83 - мощность, передаваемая одним ремнем (таблица 2.2.7 [5]);

Ск - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче. Предварительно принимается равным 1.

- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (таблица 2.1.3 [5]);

- коэффициент, учитывающий длину ремня
(таблица 2.2.6 [5]);

- коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи и режим ее работы (табл.2.2.2 [5]);

11. Расчет силы нагружающей вал.

где - предварительное натяжение ремня;

- окружное усилие;

- коэффициент тяги.

Для передач с периодическим контролем натяжения ремня

Ремень нормального сечения В(Б) расчетной длиной , IV класса:

Ремень В(Б)-2000 IV ГОСТ 1284.1-89

4. РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

4.1 Выбор материалов для зубчатых колес

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колес сравнительно недорогую сталь 45, а для шестерен легированную сталь 40Х. По таблице А.3[2] назначаем для колес термообработку: улучшение 192…240 НВ, , , для шестерни второй ступени - улучшение 260…280НВ, , ; зубьям шестерни первой ступени - азотирование поверхности 50…59 HRC, при твердости сердцевины 26…30 HRC, , .

Определение допускаемых контактных напряжений. Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяем по материалу колеса, как более слабому по формуле

где - предел контактной выносливости, определяется по таблице А.4[2].

; для шестерни первой ступени (азотирование).

- коэффициент долговечности при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают .

Определяем рабочее число циклов напряжений по формуле

где t - суммарный срок службы, ч, называемый ресурсом передачи, или число часов работы передачи за расчетный срок службы;

n - частота вращения того из колес, по материалу которого определяют допускаемые напряжения;

c - число зацеплений зуба за один оборот колеса (равно числу колес находящихся в зацеплении с рассчитываемым).

Определяем рабочее число циклов напряжений для колеса второй ступени

Определяем рабочее число циклов напряжений для шестерни второй ступени

Определяем рабочее число циклов напряжений для колеса первой ступени

Определяем рабочее число циклов напряжений для шестерни первой ступени

Базовое число циклов определяем по рисунку 3 [2] в зависимости от твердости зубьев колеса. При твердости зубьев колеса 200НВ, . Так как расчетное число циклов больше базового, то коэффициент долговечности принимаем .

Коэффициент безопасности для первой ступени , для второй ступени .

Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяем по материалу колеса, как более слабому .

Для колеса первой ступени также , а для шестерни .

Допускаемые контактные напряжения для первой ступени определяем по формуле

Так как , поэтому принимаем .

Определение допускаемых напряжений изгиба. Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле

где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба; определяется по таблице А.4 [2]:

для колес обеих ступеней

для шестерни второй ступени

для шестерни первой ступени

по таблице А.4 [2] выбираем коэффициент безопасности

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. В данном случае , т.к. действует односторонняя нагрузка.

Коэффициент долговечности принимаем .

Тогда допускаемые напряжения изгиба

для колес обеих ступеней ;

для шестерни второй ступени ;

для шестерни первой ступени .

Определение допускаемых напряжений при кратковременной перегрузке. Предельные контактные напряжения для колес обеих ступеней

;

для шестерни второй ступени

;

для шестерни первой ступени

.

Предельные напряжения изгиба для колес обеих ступеней

;

для шестерни второй ступени

;

для шестерни первой ступени

4.2 Расчет второй тихоходной ступени

Расчет начинается со второй тихоходной косозубой пары как более нагруженной и, в основном, определяющей габариты редуктора.

Определение межосевого расстояния и других параметров [3]:

где - приведенный модуль упругости, ;

- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния; принимаем по рекомендациям таблицы А.5 [2], ;

- коэффициент концентрации нагрузки, определяется по графику в зависимости от - коэффициента ширины шестерни

;

По рисунку 6 [2] определяем для симметричного расположения колес относительно диаметра.

;

Округляем расчетное значение а2 для нестандартных редукторов по ряду:

Тогда принимаем .

Принимаем ширину колеса

.

По таблице А.7 [2] выбираем

Тогда

По таблице А.8 [2] назначаем модуль

Определяем угол наклона зубьев

где - коэффициент осевого перекрытия. Рекомендуют принимать . Принимаем

Определяем :

Тогда .

Определяем суммарное число зубьев:

Далее, число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

Уточняем значение по межосевому расстоянию

Делительные диаметры шестерни и колеса получаем

Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям по формуле:

где - коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям.

где - коэффициент торцового перекрытия; определяется по формуле:

, по таблице А.11 [2].

;

- коэффициент расчетной нагрузки ;

- коэффициент динамической нагрузки; определяется по таблице А.9 [2].

В зависимости от окружной скорости колеса

По таблице А.10 [2], назначаем 9-ю степень точности. в зависимости от степени точности (таблица А.9[2]). Тогда

.

Расхождение между значениями и не превышает 4%.

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба

где - коэффициент формы зуба. По графику (рисунок 7 [2]) при x=0 находим: для шестерни , для колеса ;

- коэффициент расчетной нагрузки;

По графику (рисунок 5,6 [2])

По таблице А.9 [2]

Выполняем проверочный расчет на перегрузку по формулам:

Условия прочности соблюдаются.

Вторая тихоходная ступень
Передаточное число	u	4
Модуль, мм	m	1,5
Делительный диаметр шестерни, мм	d1	76
Делительный диаметр колеса, мм	d2	304
Число зубьев шестерни	z1	50
Число зубьев колеса	z2	200
Ширина колеса, мм	bw	36

4.3 Расчет быстроходной косозубой ступени соосного редуктора (u=4)

Так как редуктор соосный, то межосевое расстояния для двух ступеней будут одинаковы, таким образом, принимаем .

Определяем параметры шестерни и колеса.

Для определения ширины колеса используем формулу

Принимаем , получим .

Ширину колеса принимаем .

Определяем модуль по формуле

Определяем угол наклона зубьев

;

где - коэффициент осевого перекрытия. Рекомендуют принимать . Принимаем

Определяем :

Тогда .

Определяем суммарное число зубьев:

Далее, число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

Уточняем значение по межосевому расстоянию

Делительные диаметры шестерни и колеса получаем

Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям по формуле

где - коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям.

где - коэффициент торцового перекрытия; определяется по формуле

, по таблице А.11 [2].

;

- коэффициент расчетной нагрузки ;

- коэффициент динамической нагрузки; определяется по таблице А.9 [2].

В зависимости от окружной скорости колеса

По таблице А.10 [2], назначаем 9-ю степень точности. в зависимости от степени точности (таблица А.9[2]). Тогда

.

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба

где - коэффициент формы зуба. По графику (рисунок 7 [2]) при x=0 находим: для шестерни , для колеса ;

- коэффициент расчетной нагрузки;

По графику (рисунок 5,6 [2])

По таблице А.9 [2]

Выполняем проверочный расчет на перегрузку по формулам:

Условия прочности соблюдаются.

Первая ступень
Передаточное число	u	4
Модуль, мм	m	3
Делительный диаметр шестерни, мм	d1	76
Делительный диаметр колеса, мм	d2	304
Число зубьев шестерни	z1	24
Число зубьев колеса	z2	96
Ширина колеса, мм	bw	38

5. ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОЕ ВЫПОЛНЕНИЕ КОМПОНОВОЧНОГО ЧЕРТЕЖА РЕДУКТОРА

Компоновка редуктора выполняется для:

1. размещения внутри редуктора зубчатых колес всех ступеней так, чтобы получить размеры редуктора;

2. проверки, не накладываются ли валы одной ступени на валы другой ступени;

3. Определения расстояния между опорами валов и длин консольных участков;

4. определения точек приложения сил, напруживающих вал.

Компоновочный чертеж представлен на миллиметровой бумаге приложенной к К.П.

Вычерчивание колёс и валов. Наносят межосевые расстояния , проводят осевые линии окружностей делительных диаметров, диаметров вершин зубьев, линий, ограничивающих ширину шестерни и колеса.

Вычерчивают валы (диаметры валов ориентировочно рассчитаны в месте посадки колеса или шестерни, т.е. в опасном сечении).

Для многоступенчатого редуктора наносят межосевые расстояния, вычерчивают последовательно шестерни и колеса ведущего, промежуточного и ведомого валов Зазор между торцами колес принимают S=8..15мм. Вычерчивают валы.

Очерчивание внутренней стенки корпуса. Расстояние от торца и наружного диаметра зубчатых колес до внутренней стенки корпуса для всех редукторов берется е = 10..20мм, зазор между колесом и дном корпуса
С =40..50мм.

Очерчивают наружную стенку корпуса, толщина которого во всех случаях должна быть не менее 8 мм. Ширина стенки корпуса (фланца) W в месте посадки подшипника зависит от передаваемого крутящего момента Т.

Размещение подшипников качения. Зазор между подшипником и внутренней стенкой корпуса 0...5мм.

Для удобства крепления на валу деталей, лёгкости перемещения их на валу к месту посадки, для осевой фиксации зубчатых колёс подшипников и т.д. диаметр вала перед местом посадки деталей уменьшают на 2--5 мм, т е делают ступеньки по направлению от середины к концам.

Диаметры валов под подшипники качения округляют в соответствии с ГОСТ 8338-75 до размеров 12, 15, 17, 20, 25, 30, 35, 40, 45, 50, 55 60, 65, 70, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 130, 140, 150 и т.д.

По диаметру вала выбирают шарикоподшипники, ориентируясь на радиальные однорядные легкой или средней серии класса точности 0, как наиболее простых по конструкции и дешёвых. Подшипники очерчивают по их габаритным размерам.

6. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ВАЛОВ ДВУХСТУПЕНЧАТОГО СООСНОГО ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОПОРНЫХ РЕАКЦИЙ

Выполняем проектный расчет валов и их опор двухступенчатого цилиндрического соосного редуктора. Материал валов - сталь 45, улучшенная, . Срок службы 10000часов.

Вал 1:

Вал 2:

Вал 3:

Определим силы, действующие в зацеплении редуктора.

Рисунок 3 - Схема нагружения валов соосного редуктора и силы, действующие в косозубых цилиндрических зацеплениях

Быстроходная пара

Тихоходная пара

Рассчитываем ведущий вал. Строим расчетную схему сил действующих на вал 1 в вертикальной и горизонтальной плоскости и эпюру крутящих моментов.



Рисунок 4 - Расчетная схема сил действующих на вал в вертикальной и горизонтальной плоскости, эпюра крутящих моментов и изгибающих моментов в вертикальной плоскости

Построение эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости (рисунок 4):

Определяем опорные реакции от силы :

Проверка:

Наибольший момент будет в месте приложения нагрузки :

Строим эпюру (рисунок 4).

Построение эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рисунок 5):

а) определяем опорные реакции от сил и :

Проверка:

Тогда:

а) определяем опорные реакции от силы :

Строим эпюры (рисунок 5):

Рисунок 5 - Эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости

Учитывая изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостях, находим расчетный изгибающий момент в опасном сечении:

Для подбора подшипников качения определяем опорные реакции. Находим суммарные реакции в горизонтальной и вертикальной плоскости в опорах А и В

Общие реакции:

Опора А:

Опора В:

Кроме того, на участке между подшипником и шестерней действует продольная сжимающая сила . Тогда на опоре А возникает осевая реакция (рисунок 6).

Рисунок 6 - Схема действия продольной сжимающей силы, эпюра продольных сил.

Рассчитываем промежуточный вал. Строим расчетную схему сил действующих на вал 2 в вертикальной и горизонтальной плоскости и эпюру крутящих моментов.

Рисунок 7 - Расчетная схема сил действующих на вал в вертикальной и горизонтальной плоскости, эпюра крутящих моментов и изгибающих моментов в вертикальной плоскости

Построение эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости (рисунок 7):

Определяем опорные реакции от силы и :



Строим эпюру (рисунок 7).

Построение эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рисунок 8):

а) определяем опорные реакции от сил и :

Тогда:

б) определяем опорные реакции от сил и :

Тогда:

Строим эпюру (рисунок 8)

Рисунок 8 - Эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости

Учитывая изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостях, находим расчетный изгибающий момент в опасном сечении:

Для подбора подшипников качения определяем опорные реакции. Находим суммарные реакции в горизонтальной и вертикальной плоскости в опорах А и В:

Общие реакции:

Опора C:

Опора D:

Кроме того, на участке между подшипником и шестерней действует продольные сжимающие силы. Тогда на опоре D возникает осевая реакция (рисунок 9).

Рисунок 9 - Схема действия продольной сжимающей силы, эпюра продольных сил

Рассчитываем ведомый вал. Строим расчетную схему сил действующих на вал 3 в вертикальной и горизонтальной плоскости и эпюру крутящих моментов.

Рисунок 10 - Расчетная схема сил действующих на вал в вертикальной и горизонтальной плоскости, эпюра крутящих моментов и изгибающих моментов в вертикальной плоскости

Построение эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости (рисунок 10):

Определяем опорные реакции от силы :

Строим эпюру (рисунок 10).

Построение эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рисунок 11):

а) определяем опорные реакции от сил :

Тогда:

б) определяем опорные реакции от силы :

Строим эпюры (рисунок 11)

Рисунок 11 - Эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости

Учитывая изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостях, находим расчетный изгибающий момент в опасном сечении:

Для подбора подшипников качения определяем опорные реакции. Находим суммарные реакции в горизонтальной и вертикальной плоскости в опорах H и G:

Общие реакции:

Опора G:

Опора H:

Кроме того, на участке между подшипником и шестерней действует продольные сжимающие силы. Тогда на опоре H возникает осевая реакция (рисунок 12).

Рисунок 12 - Схема действия продольной сжимающей силы, эпюра продольных сил

Определение запаса прочности валов. Определяем коэффициенты прочности S в опасных сечениях валов:

где - коэффициент запаса по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса по контактным напряжениям.

Определяем предел выносливости для всех валов:

Определяем максимальные напряжения в опасных сечениях валов:

;

Напряжения кручения:

Определяем коэффициенты для всех валов:

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;

- масштабный фактор: для вала 1 ; для вала 2 ; для вала 3 ;

- фактор шероховатости, для всех валов ;

и - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости, зависят от механических характеристик материала: - для углеродистых мягких сталей; .

Для вала 1:

(условие не удовлетворяется).

Для вала 2:

(условие не удовлетворяется).

Для вала 3:

(условие не удовлетворяется).

Из-за большого запаса усталостной прочности у валов конструктивно уменьшим их диаметры:

Тогда:

Для вала 1:

(условие удовлетворяется).

Для вала 2:

(условие удовлетворяется).

Для вала 3:

(условие удовлетворяется).

7. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Подбор подшипников качения производится для двух опор. В редукторах для обеих опор одного вала применяются подшипники одного типа и одного размера. В этом случи, подбор производится по более нагруженной опоре.

Подбор подшипников для всех валов многоступенчатой передачи облегчается составлением таблицы, в которую заносятся все заданные, справочные и расчетные значения. При этом многочисленные коэффициенты и результаты вычислений наглядно воспринимаются и легко сравниваются.

1. Данные об условии работы подшипников качения:

n - частота вращения, об/мин;

Lh - срок службы, ч;

L - долговечность, млн. об. Определяется по формуле:

Fr - радиальная нагрузка (Н), равная радиальной реакции R наиболее нагруженной опоры;

Fa - осевая нагрузка (Н).

2. Справочные данные коэффициентов для заданных условий работы подшипника качения:

fh - коэффициент долговечности;

fn - коэффициент, определяемый по частоте вращения подшипника;

v - коэффициент вращения;

Kу - динамический коэффициент;

KT - коэффициент, учитывающий влияние температурного режима работы на долговечность подшипника.

3. Справочные данные предварительно назначенного подшипника по диаметру концов валов:

Серия - при отсутствии осевой нагрузки и сравнительно небольшой ее величине предварительно назначаем самый распространенный и дешевый шариковый радиальный однорядный подшипник средней или легкой серии; при большой осевой силе - подшипник роликовый радиально упорный;

С - динамическая грузоподъемность, кН;

С0 - статическая грузоподъемность, кН;

X,Y - соответственно коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, зависящие от типа подшипника и от ее - параметра осевого нагружения подшипника, характеризующего соотношение осевого и радиального усилий.

4. Расчетные данные подбора подшипников качения.

Подбор производится по динамической грузоподъемности из условия: расчетная динамическая грузоподъемность СР ? Сn (паспортная),

Где Р - эквивалентная нагрузка, определяемая по формуле:

Все данные и результаты расчетов сведены в таблицу 7.1.

Таблица 7.1 - сводные данные практического подбора подшипников качения для валов

	Обозначение параметров	Вал ведущий
		Ведущий 1	Промежуточный 2	Ведомый3
		d2=20мм	d3 =30 мм	d4 =40 мм
Условия работы подшипников качения	n, об/мин Lh, ч. L, млн. об Fr=Rнаиб, Н Fa=Rос, Н	769.23 10000 460 600,7 117,572	192,3 10000 115 460,9 369,23	48 10000 28,8 830,5 468,805
Справоч.коэф. для зад. Услов.	fh fn v Kу KT	2.71 0.389 1 1,2 1	2.71 0.591 1 1,2 1	2.71 0.896 1 1,2 1

8. ПОДБОР ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ИХ ПО НАПРЯЖЕНИЯМ СМЯТИЯ

На валах в местах крепления деталей, передающих крутящий момент, выполняют шпоночный паз, размеры которого, а также размеры шпонок стандартизованы.

Вал 1, шпонка 1 (Шпонка 6х6х40 СТ СЭВ 189-75):

Глубина паза вала ;

Глубина паза втулки ;

Вал 1, шпонка 2 (Шпонка 8х7х30 СТ СЭВ 189-75):

Глубина паза вала ;

Глубина паза втулки ;

Вал 2, шпонка 3,4 (Шпонка 10х8х30 СТ СЭВ 189-75):

Глубина паза вала ;

Глубина паза втулки ;

Вал 3, шпонка 5 (Шпонка 12х8х30 СТ СЭВ 189-75):

Глубина паза вала ;

Глубина паза втулки ;

Вал 3, шпонка 6 (Шпонка 10х8х45 СТ СЭВ 189-75):

Глубина паза вала ;

Глубина паза втулки ;

Выбранные шпонки проверяем на смятие:

;

где Т - предельный крутящий момент, ;

d - диаметр вала, м;

h - высота шпонки, м;

- длина шпонки, м;

- допускаемое напряжение смятия, 100-120Мпа.

Проверяем шпонки на смятие:

Шпонка 1 ;

Шпонка 2 ;

Шпонка 3 ;

Шпонка 4 ;

Шпонка 5 ;

Шпонка 6 ;

Все шпонки проходят по напряжениям смятия.

9. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ КРЫШКИ И КОРПУСА

Назначение корпуса редуктора, станков и крышек подшипникового узла - обеспечить момент, и воспринимать все силы, действующие в редукторе.

Корпус должен достаточно жестким, чтобы предотвратить перекос осей валов под действием нагрузок. Повышение жесткости при одновременном снижении массы корпуса обеспечивается ребрами жесткости, которые также увеличивают его поверхность охлаждения.

В современном конструировании наблюдается тенденция формообразования корпусов прямолинейными плоскостями. Это облегчает обработку, а горизонтальную поверхность крышки используют как монтажную базу. В серийном производстве корпуса редукторов изготавливают литыми из серого чугуна марки не ниже СЧ15.

Конструкция корпусных деталей редуктора определяется:

- расположением плоскости разъема редуктора. Наиболее распространена конструкция корпусных деталей с разъемом по плоскости, в которой лежат продольные оси валов;

- расположением подшипниковых бобышек в корпусе редуктора:

- корпусные детали с внешним расположением бобышек;

- корпусные детали с внутренним расположением бобышек.

Определенное влияние на конструкцию корпусных деталей имеет тип используемых крышек подшипниковых узлов;

- крышки подшипниковых узлов накладные(приветные);

- крышки подшипниковых узлов накладные(врезные).

Накладные крышки используются в редукторах всех типов.

Закладные крышки используются для цилиндрических, реже для конических и червячных редукторов, что связано с необходимостью регулирования зацепления в таких редукторах.

Для конструирования корпуса редуктора необходимы следующие данные:

1. Межосевое расстояние

aw1=190 мм,

2. Диаметры начальных окружностей и вершин зубьев

d1= 76мм,

d2= 304 мм,

3. Ширина зубчатых колес

b11= 42 мм,

b12= 40 мм,

b21= 40 мм,

b22= 36 мм,

4. Наружные диаметры подшипников

D1= 47 мм,

D2= 62 мм,

D3= 80 мм,

5. Внутренние размеры корпуса из компоновочного чертежа

LBH=530мм,

BBH=180мм.

Далее выбираются и рассчитываются:

1. Форма корпуса редуктора

2. Основные размеры редуктора:

2.1. Толщина стенки корпуса

2.2. Толщина стенки крышки

2.3. Рекомендуемые диаметры болтов, соединяющих:

2.3.1. редуктор с плитой

2.3.2. корпус с крышкой у бобышек подшипников

2.3.3. корпус с крышкой по периметру соединения

2.3.4. корпус со смотровой крышкой

2.3.5. крышку подшипникового узла с корпусом

2.4. Толщина фланцев редуктора:

2.4.1. фундаментного

2.4.2. корпуса и крышки

2.4.3. крышки

10. ВЫБОР ПОСАДОК ДЕТАЛЕЙ

Из существующих 0,6,5,4,2 классов точности подшипников в Машино строении используются подшипники 0, 6 классов точности.

Устанавливаются следующие обозначения полей допусков на посадочные диаметры колец подшипников по классам точности:

А) для наружного диаметра - l0,l6,l5,l4,l2;

Б) для диаметра отверстия - L0,L6,L5,L4,L2.

На валы подшипники качения монтируются в системе отверстия. Допуск на основной размер кольца установлен отрицательным относительно нулевой линии, а верхнее отклонение всегда равно нулю.

Посадки вращающихся колец подшипников, для исключения их проворачивания по посадочной поверхности вала, необходимо выполнять с горизонтальным натягом.

Посадки одного из не вращающихся колец подшипника необходимо выполнять с гарантированным зазором для обеспечения регулировки осевого натяга подшипников, а также для компенсации температурных расширений валов и корпуса.

При выборе посадок следует учитывать :

- вращается или не вращается кольцо подшипника относительно действующего на него радиальной нагрузки;

- что определяет вид нагружения кольца;

- режим работы.

Выбираем посадки:

1. Для шестерней и колес - H7/r6;

2. Для внутренних колец подшипников L0/k6;

3. Для наружных колец подшипников H7/l0;

соосный цилиндрический привод редуктор

11. ВЫБОР СМАЗКИ

Работоспособность и долговечность редукторных передач зависит от правильности выбора смазочных материалов, которыми могут быть жидкие нефтяные и синтетические масла, а также пластичные мази.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяется наиболее простой способ - погружения зубчатых колес в ванну с жидким маслом.

Для данного редуктора применим индустриальное масло с V=15 сСт (мм2/с).

Наиболее благоприятные условия для работы подшипников качения редукторов общего назначения создаются при смазке их масляным туманом, создаваемым за счет разбрызгивания масла вращающимися зубчатыми колесами. При этом хорошо отводится теплота, очищается подшипник от продуктов износа, оказывается малое сопротивление вращению.

12. ПОРЯДОК СБОРКИ 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 закладывают шпонку, напрессовывают шестерню до упора в буртик вала, затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипник, предварительно нагретый в масле;

- на промежуточный вал закладывают шпонку, напрессовывают зубчатое колесо до упора в буртик вала, затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипник, предварительно нагретый в масле;

- с другой стороны на промежуточный вал закладывают шпонку, напрессовывают шестеренку до упора в буртик вала, затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипник, предварительно нагретый в масле;

- на ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в буртик вала, затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипник, предварительно разогретый в масле.

Собранные валы устанавливают в основание корпуса редуктора и надевают крышку редуктора, предварительно покрывая поверхность стыка герметиками. Установка происходит с помощью штифтов, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Перед установкой в сквозные крышки закладывают резиновые манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания и закрепляют крышку болтами. Вворачивают пробку в отверстие для слива масла. Закрепляют корпус маслоуказателя к корпусу редуктора. Вворачивают жезловой маслоуказатель. Заливают в корпус масло, закрывают смотровое отверстие крышкой и затягивают болты.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1 Врублевская В.И. Детали машин и основы конструирования. - Гомель: БелИИЖТ, 1991.Ч.I - 88с., ч.II - 66с., ч.III - 84с.

2 Врублевский В.Б., Врублевская В.И. Расчет привода с соосным двухступенчатым цилиндрическим редуктором. - Гомель: БелГУТ, 2003.

3 Иванов М.Н. Детали машин. - М.: Высшая школа, 2000.

4 В.И. Врублевская, И.В. Бородуля Детали машин и основы конструирования. Расчет валов и подбор подшипников качения. - Гомель: БелИИЖТ, 1993.

5 Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда Детали машин. Проектирование. Учебное пособие. - Мн.: «Технопринт», 2001.

6 Р.Д. Бейзельман, Б.В. Цыпкин, Л.Я. Перель Подшипники качения. Справочник. - М.: «Машиностроение», 1975.

7 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин - М.: Высшая школа, 2000.

Размещено на Allbest.ru