Компоновка редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

1.1. Общий КПД привода равен произведению частных КПД:

Где КПД, учитывающий потери в муфте;

КПД, учитывающий потери в конической передаче;

КПД, учитывающий потери в цилиндрической передаче;

КПД, учитывающий потери в одной паре подшипников качения;

;

1.2 Требуемая мощность электродвигателя равна:

где - мощность на валу барабана ;

здесь - окружное усилие на барабане ;

- окружная скорость вращения приводного барабана

;

;

1.3 Требуемая частота вращения вала электродвигателя



где частота вращения ведомого вала привода;

диапазон возможных общих передаточных чисел,

здесь минимальные и максимальные значения передаточного числа быстроходной конической передачи;

минимальные и максимальные значения передаточного числа тихоходной цилиндрической передачи;

;

1.4 Выбор электродвигателя

По каталогу [1, с. 12, с.13] выбираем электродвигатель.

Характеристика электродвигателя

Таблица 1.

Тип	Исполнение	Мощность, кВт	Число пар полюсов	Асинхронная частота, nдв, об/мин		d1, мм	l1, мм
4А132М6		7,5	6,8	970	2,5	38	80

1.5 Общее передаточное число привода

1.6 Разбивка передаточного числа между ступенями

Из стандартного ряда чисел принимаем:

что допускаемо

1.7 Мощность, частота вращения, вращающие моменты на всех валах привода.

1.7.1 Ведущий вал редуктора

1.7.2 Промежуточный вал редуктора



1.7.3 Ведомый вал редуктора

Таблица 2. Результаты кинематического расчета привода

Валы привода	Р, кВт	n, об /мин	w, рад /с	Т, Н·м
Ведущий вал редуктора	7,25	970	101,53	71,4
Промежуточный вал редуктора	6,96	307,9	32,23	216
Ведомый вал редуктора	6,75	68,4	7,2	937,5



2. Расчет передач редуктора

шестерня колесо подшипник электродвигатель

2.1 Расчет быстроходной конической прямозубой передачи

2.1.1 Материал шестерни и колеса

2.1.1.1 Шестерня: материал - сталь 40Х, термообработка - улучшение,

HB 269...302 (HB1СР 285,5), уВ=900 МПа; уТ=750 МПа;

2.1.1.2 Колесо: материал - сталь 40Х, термообработка - улучшение,

HB235...262 (HB2СР 248,5), уВ=790 МПа; уТ=640 МПа;

2.1.2 Допускаемые контактные напряжения

где предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

коэффициент безопасности

коэффициент долговечности:

Здесь базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости:

млн циклов

; млн циклов

эквивалентное число циклов перемены напряжений на весь срок службы (наработка), млн. циклов;

при постоянной нагрузке:

здесь число одинаковых колес, сцепляющихся с рассчитываемым;

частота вращения рассчитываемого колеса;

срок службы привода (ресурс) ,ч

следует принимать [2, c.9]

следует принимать

Для конических прямозубых передач в качестве расчетного допускаемого напряжения , следует принимать меньшее значение из полученных для шестерни и колеса

>



2.1.3 Допускаемые напряжения изгиба

где предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий

базовому числу циклов перемены напряжений;

коэффициент запаса прочности:

коэффициент долговечности:

здесь базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости:

эквивалентное число циклов перемены напряжений на весь срок службы (наработка), млн. циклов;

при постоянной нагрузке:

т.е

При коэффициент долговечности [2, c.11]



2.1.4 Проектный расчет закрытой конической прямозубой передачи

2.1.4.1 Внешний делительный диаметр колеса

Где

коэффициент относительной ширины колес; при проектном расчете передачи рекомендуется принимать

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (предварительный);

коэффициент, учитывающий вид конической передачи;

для конических колес с прямыми зубьями;

Принимаем



2.1.4.2 Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:

2.1.4.3 Число зубьев шестерни и колеса:

2.1.4.3.1 Число зубьев шестерни

Предварительное значение зубьев шестерни:

Уточненное значение зубьев шестерни:

Принимаем

2.1.4.3.2 Число зубьев колеса

Принимаем

2.1.4.4 Фактическое передаточное число



Разность между расчетным и фактическим передаточными числами:

2.1.4.5 Углы делительных конусов шестерни и колеса , град

2.1.4.6 Внешний окружной модуль

Принимаем

2.1.4.7 Окончательное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни ,мм:

2.1.4.8 Внешнее конусное расстояние:

2.1.4.9 Ширина зубчатых венцов колес, мм

Принимаем

2.1.4.10 Уточнить значение коэффициента ширины зубчатого колеса:

2.1.4.11 Среднее конусное расстояние:

2.1.4.12Средний окружной модуль:

2.1.4.13 Средний делительный диаметр шестерни и колеса:

2.1.5 Средняя окружная скорость в зацеплении:

Степень точности

2.1.6 Уточнение коэффициента нагрузки:

Коэффициент нагрузки при расчете на контактную прочность:

где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки между зубьями;

для колес с прямыми зубьями;

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;

для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями;

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку;

2.1.6 Расчетное контактное напряжение

где - окружная сила в зацеплении;

498 МПа < 515,5 МПа

Допускаемая перегрузка не более 5%

2.1.7 Геометрические размеры шестерни и колеса

2.1.7.1 Внешняя высота головки зуба

- коэффициенты смешения шестерни и колеса

-коэффициент головки зуба

2.1.7.2 Внешняя высота ножки зуба

-коэффициент радиального зазора

2.1.7.3 Внешняя высота зуба



2.1.7.4 Угол ножки зуба

2.1.7.5 Угол головки зуба

2.1.7.6 Угол конуса вершин

2.1.8.6 Угол конуса впадин

2.1.7.7 Внешний делительный диаметр



2.1.7.8 Внешний диаметр вершин

2.1.7.9 Внешний диаметр впадин

2.1.8 Расчетные напряжения изгиба в зубьях шестерни и колеса:

где коэффициент формы зуба шестерни и колеса;

коэффициент вида конических колес;

- для прямозубых колес;

коэффициент нагрузки;

здеськоэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

-для прямозубых колес

- коэффициент учитывающий не равномерность распределения нагрузки

-для прирабатывающихся колес

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку;

2.1.9 Усилия в зацеплении

2.1.9.1 Окружная сила

2.1.10.2 Радиальная сила на шестерне, равная осевой силе на колесе

направление вращения совпадает с направлением линии наклона зуба,

где угол зацепления;

2.1.10.3 Осевая сила на шестерне, равная радиальной силе на колесе

направление вращения совпадает с направлением линии наклона зуба,

2.2 Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи.

2.2.1 Материал шестерни и колеса

2.2.1.1 Шестерня: материал - сталь 40Х, термообработка - улучшение, HB 269...302 (HBСР3 285,5), уВ=900 МПа; уТ=750 МПа; [3, c.7]

2.2.1.2 Колесо: материал - сталь 40Х, термообработка - улучшение, HB 235...262 (HBСР4 248,5), уВ=790 МПа; уТ=640 МПа; [3, c.7]

2.2.2 Допускаемые контактные напряжения

где предел контактной выносливости базовом числе циклов;

коэффициент запаса прочности:

для колес с однородной структурой материала [3, c. 7]

коэффициент долговечности:

Здесь базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости:

эквивалентное число циклов перемены напряжений на весь срок

службы (наработка), млн. циклов;

при постоянной нагрузке:

здесь число одинаковых колес, сцепляющихся с

рассчитываемым;

частота вращения рассчитываемого колеса;

срок службы привода (ресурс);

при следует принимать



Для прямозубых зубчатых передач в качестве допускаемого контактного напряжения принимают меньшее из двух ранее рассчитанных для шестерни и колеса , т.е:

2.2.3 Допускаемые напряжения изгиба

где предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий

базовому числу циклов перемены напряжений;

коэффициент безопасности:

коэффициент долговечности:

здесьбазовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости:

эквивалентное число циклов перемены напряжений на весь срок

службы (наработка), млн. циклов;

при постоянной нагрузке:

т.е

При следует принимать

2.2.4 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи

2.2.4.1 Предварительное значение межосевого расстояния

Где вспомогательный коэффициент;

для прямозубых передач;

-вращающий момент на валу колеса рассчитываемой передачи

- передаточное число рассчитываемой передачи;

коэффициент относительной ширины колеса по межосевому расстоянию;

для прямозубых колес

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба

- для прирабатывающихся зубьев; [3, c.12]

- расчетное контактное напряжение;

Полученное значение округляем до стандартного; принимаем

2.2.4.2 Модуль зацепления

Ближайшее стандартное значение:

2.2.4.3 Рабочая ширина шестерни и колеса



2.2.4.4 Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса:

2.2.5 Фактическое значение передаточного числа

Расхождение с исходным значением:

;

2.2.6 Геометрические размеры шестерни и колеса

2.2.6.1 Диаметры делительных окружностей

Проверяем условие:

2.2.6.2 Диаметры начальных окружностей

2.2.6.3 Диаметры окружностей выступов

2.2.6.4 Диаметры окружностей впадин

2.2.7 Окружная скорость колеса и степень точности

Степень точности

2.2.8 Уточнение коэффициента нагрузки

Коэффициент нагрузки при расчете на контактную прочность:



Коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость:

где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

для прямозубой передачи;

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба;

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку;

2.2.9 Расчетное контактное напряжение

где - вспомогательный коэффициент;

-для прямозубых передач;

- окружная сила в зацеплении;

-делительный диаметр;

=369мм;

-рабочая ширина венца колеса;

=70мм;

- коэффициент нагрузки;

=1,07

2.2.10 Расчетные напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса

где коэффициент формы зуба шестерни и колеса;

при

при

коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

для прямозубых передач;

коэффициент нагрузки;

-коэффициент относительной ширины шестерни;

2.2.11 Усилия в зацеплении

2.2.11.1 Окружная сила

2.2.11.2 Радиальная сила

где угол зацепления;

2.2.11.3 Сила нормального давления



3. Предварительный расчет валов

При предварительном расчете валы, работающие одновременно на изгиб и кручение, следует рассчитывать на чистое кручение. Действие же на вал изгибающего момента учитывается тем, что допускаемые напряжения на кручение принимается заниженными из интервала:

3.1 Ведущий вал редуктора

Так как вал редуктора посредством муфты соединяется с валом электродвигателя, то необходимо согласовать их диаметры, принимая диаметр выходного вала редуктора из интервала:

Где диаметр вала электродвигателя;

Окончательно принимаем:

Конструктивно назначаем диаметр вала под уплотнение:

диаметр вала под подшипником:

диаметром буртика:



3.2 Промежуточный вал редуктора

Диаметр вала под колеса при

Окончательно принимаем

Конструктивно назначаем диаметр вала под подшипник:

диаметр буртика:

3.3 Ведомый вал редуктора

Диаметр выходного кольца вала редуктора при

Окончательно принимаем

Конструктивно назначаем диаметр вала под подшипником:

под уплотнение:

под колесом:

диаметр буртика:

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

4.1 Быстроходная коническая прямозубая передача

4.1.1 Шестерня: заготовка - прокат, выполнена заодно с валом

Ее параметры:

4.1.2 Колесо: заготовка - поковка (свободная ковка), выполнена насадным

Его параметры:

Толщина обода:

Принимаем

Толщина диска:

Принимаем

Диаметр ступицы:

Принимаем

Длина ступицы:

Принимаем

Размеры фасок:

- по торцам колес:

Принимаем

- по торцам ступицы

4.2 Тихоходная цилиндрическая прямозубая передача

4.2.1 Шестерня: заготовка - поковка (свободная ковка), выполнена насадным.

Его параметры:

4.2.2 Колесо: заготовка - поковка (свободная ковка), выполнена насадным

Его параметры:



Толщина обода:

Принимаем

Толщина диска:

Принимаем

Диаметр ступицы:

Принимаем

Длина ступицы:

Принимаем

Размеры фасок:

- по торцам колес:

- по торцам ступицы



Рис. 1 Коническое колесо



Рис. 2 Цилиндрическое колесо



5. Конструирование элементов корпуса редуктора

5.1 Размеры элементов литого корпуса

Таблица 2. Размеры элементов литого корпуса

Параметр	Ориентировочные соотношения (размеры, мм)
Толщина стенки корпуса и крышки редуктора двухступенчатого	принимаем принимаем
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса	принимаем
Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса
Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки	принимаем
Толщина рёбер основания корпуса	принимаем
Толщина ребер крышки	принимаем
Диаметр фундаментных болтов	принимаем болт М20
Диаметр болтов: - у подшипников - соединяющих основание корпуса с крышкой - крепящих смотровую крышку	принимаем болт М16 принимаем болт М12 принимаем болт М8
Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса до оси болтов	при М20 при М16 [4, с.6] при М12
Ширина нижнего и верхнего пояса основания корпуса	при М20 [4, с.6] при М16
Размеры штифта: диаметр длина 1	принимаем 2
Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса - по диаметру - по торцам	принимаем

Для подъема корпуса редуктора предназначены проушины в ребрах и грузовые крюки, отлитые в виде ребер. (рис. 1)

Толщина подъемных ушей:

- корпуса

- крышки

Корпусные детали перед расточкой отверстий для подшипников валов фиксируют относительно друг друга с помощью конических штифтов.

На крышке корпуса для осмотра механизма и заливки масла имеется смотровое окно (люк), закрываемое крышкой. Редукторы с большим тепловыделением должны иметь отдушину, устанавливаемую на крышке смотрового окна (рис. 3). Наличие отдушины предотвращает повышение давления воздушной среды со взвешенными частицами масла через стык корпуса и уплотнение валов в крышках подшипников.

В нижней части корпуса редуктора имеется отверстие с резьбой для спуска масла и промывки редуктора; отверстие закрывается пробкой с дюймовой резьбой. (рис. 4)

Контроль уровня масла, находящегося в редукторе, производится с помощью железного маслоуказателя. (рис. 5)



5.2 Конструирование стаканов и крышек подшипников

Стаканы применяются для создания самостоятельного сборочного комплекта вала с подшипником и фиксирующими опорами для удобства сборки редуктора. (рис. 6)

Толщина стенки стакана для наружного диаметра подшипника D = 72мм:

Толщина упорного буртика и толщина фланца :

Высота упорного буртика t и размер фаски r :

где диаметр болта;

принимаем ;

принимаем

Диаметр и число болтов для крепления крышек подшипников и стаканов:

при D = 72мм и диаметре болтов М8, число болтов - 4



Рис. 3 Грузовые крюки и проушины в ребрах

Рис. 4 Штифт



Рис. 5 Смотровое окно и крышка с отдушиной

Рис. 6 - Пробка сливного отверстия



Рис. 7 Жезловый маслоуказатель



Рис. 8 Стаканы



Рис. 9 Крышка подшипниковая глухая



Рис. 10 Крышка подшипниковая сквозная



6. Первый этап эскизной компоновки

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороны проводим горизонтальную осевую линию - ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальных линий - оси промежуточного и ведомого валов.

Проводим вертикальные линии - оси промежуточного и ведомого вала.

От точки пересечения осей ведущего и ведомого валов под углом , проводим осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки ОС равные Re =123,9мм. Проверяем расстояние от точки С до осей СД и СВ

Конструктивно оформляем по найденным геометрическим размерам коническую шестерню и коническое колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Для этого в точках С к образующим делительных конусов восстанавливаем перпендикуляры, на которых откладываем высоту головки зуба и высоту ножки зуба . Концы отложенных отрезков соединяем с точкой О линиями, которые представляют собой образующие конусов вершин и впадин зубьев. По направлению к точке О откладываем ширину зуба и проводим границу зуба.

Выбираем подшипники (табл. 5), схему их установки, смазку передачи и подшипников. При пластической смазке предусматриваем мазеудерживающие кольца. Смазка передачи картерная, подшипников ведущего и промежуточного валов - пластичная, т.к. один из подшипников ведущего вала удален и это затрудняет попадание в него масляных брызг.

Таблица 5. Характеристика подшипников

Валы	№подш	d, мм	D, мм	B, мм	T, мм	б, град	C, кН	Со, кН	е	Y	Yo
Ведущий	72,08	40	80	20	19,75	14°	46,5	32,5	0,38	1,56	0,86
Промежуточный	72,08	40	80	20	19,75	14°	46,5	32,5	0,38	1,56	0,86
Ведомый	212	60	125	26	-	-	96	82	0,37	-	-

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 9 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой и торцом подшипника 10 мм, оставив место для мазеудерживающих колец.

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к середине контактных площадок.

Для однорядных роликоподшипников:

Замером находим расстояние от середины шестерни до точки приложения реакции первого подшипника. Второй подшипник устанавливаем на расстоянии между реакциями подшипников равном:

Отступив от торца конического зубчатого колеса 20 мм конструктивно оформляем по найденным геометрическим размерам цилиндрическую шестерню и колесо.

Размещаем подшипники промежуточного вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 9 мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника 20 мм, оставив место для мазеудерживающих колец.

Находим точку приложения реакции

Замером определяем , и .

Размещаем подшипники ведомого вала.

Замером определяем и

Проработаем гнезда подшипников. Подшипники ведущего вала устанавливаем в стакане, который продолжаем за второй подшипник на 10 мм.

Глубина подшипниковых гнёзд промежуточного вала

Реакции в опорах

Горизонтальная плоскость:

Вертикальная плоскость:

Суммарные реакции

Изгибающие моменты. Построение эпюр изгибающих моментов

Горизонтальная плоскость:

Вертикальная плоскость:

Суммарный изгибающий момент:

Крутящий момент:

Осевые составляющие

Т.к и , то

Расчетная долговечность подшипника, млн.об

Где коэффициент надежности;

коэффициент, учитывающий материал деталей подшипников и условие эксплуатации;

динамическая грузоподъемность подшипника;

эквивалентная нагрузка;

Здесь коэффициент рациональной нагрузки;

коэффициент вращения кольца;

вращается внутреннее кольцо;

коэффициент безопасности;

работа с умеренными толчками;

температурный коэффициент;

температура нагрева не превышает 105°С;

Опора 1:

Отношение

Опора 2:

Отношение

следовательно расчет ведем по опоре 2.

Расчетная долговечность подшипника, ч

где n- частота вращения вала;

n=970об/мин



7. Промежуточный вал редуктора

7.1 Реакции в опорах

Горизонтальная плоскость:

Вертикальная плоскость:

7.2 Суммарные реакции



7.3 Изгибающие моменты. Построение эпюр изгибающих моментов

Горизонтальная плоскость:

Вертикальная плоскость:

Суммарный изгибающий момент:

Крутящий момент:

7.4 Осевые составляющие

Т.к и , то

7.5 Расчетная долговечность подшипника, млн.об

Где коэффициент надежности;

коэффициент, учитывающий материал деталей подшипников и условие эксплуатации;

динамическая грузоподъемность подшипника;

эквивалентная нагрузка;

Здесь коэффициент рациональной нагрузки;

коэффициент вращения кольца;

вращается внутреннее кольцо;

коэффициент безопасности;

работа с умеренными толчками;

температурный коэффициент;

температура нагрева не превышает 105°С;

Опора 3:

Отношение

Опора 4:

Отношение

следовательно расчет ведем по опоре 3.

7.6 Расчетная долговечность подшипника, ч

Реакции в опорах

Горизонтальная плоскость:

Вертикальная плоскость:

Суммарные реакции

Изгибающие моменты. Построение эпюр изгибающих моментов

Горизонтальная плоскость:

Вертикальная плоскость:

Суммарный изгибающий момент:



Крутящий момент:

Расчетная долговечность подшипника, млн.об

Где коэффициент надежности;

коэффициент, учитывающий материал деталей подшипников и условие эксплуатации;

динамическая грузоподъемность подшипника;

эквивалентная нагрузка;

Здесь коэффициент рациональной нагрузки;

коэффициент вращения кольца;

вращается внутреннее кольцо;

коэффициент безопасности;

работа с умеренными толчками;

температурный коэффициент;

температура нагрева не превышает 105°С;

Опора 5:

Опора 6:

следовательно расчет ведем по опоре 5.

Расчетная долговечность подшипника, ч



8. Выбор и проверочный расчет муфт

8.1 Ведомый вал муфта упругая втулочно-пальцевая

За счет использования в конструкции упругих элементов данные муфты обладают способностью амортизировать толчки, удары, демпфировать колебания, разгружать отдельные элементы привода от периодически изменяющихся возмущающих моментов, действующих на вращающиеся массы привода.

Упругие муфты выполняют так же компенсирующие функции, допуская некоторые радиальные и угловые смещения валов.

Наиболее широко применяют в механическом приводе муфты с неметаллическим упругим элементом.

Упругая втулочно-пальцевая муфта получила широкое применение в передачах от электродвигателя.

В этих муфтах крутящий момент от одной полумуфты к другой передается через пальцы и надетые на них элементы, в качестве которых используют гофрированные резиновые втулки или набор резиновых колец трапециидального сечения. Вследствие деформирования резиновых элементов при передаче момента смягчаются толчки и удары. Но амортизирующая способность муфты незначительна.

Муфта допускает радиальное смещение осевые и угловые до 1°.

Муфту выбираем по диаметру вала и величине расчетного момента:

где коэффициент режима;

Параметры муфты:

Резьба М12; [7, c.10]

Условие прочности на изгиб:

Где наибольшее напряжение при изгибе в опасном сечении пальца;

длина пальца;

диаметр пальца

диаметр окружности, на которой расположены пальцы;

допускаемое напряжение при изгибе;

Условие прочности на смятие:



Где расчетное напряжение смятия;

длина втулки;

допускаемое напряжение на смятие резины;

8.2 Ведущий вал муфта упругая с торообразной резиновойоболочкой

Муфта состоит из двух плумуфт с фланцами упругой оболочки и фланцев (колец ) зажимающих эту оболочку. Оболочка выполнена не разъемной и как правило для прочности ее армируют кордом , а фланцы ( кольца ) для удобства монтажа делаются из двух половин.

Достоинством является способность компенсировать значительные неточности монтажа валов

Муфты допускают осевые смещения ,радиальные , угловые.

Кроме этого одна полумуфта может повернуться относительно другой на угол до .

Муфту выбирают по диаметру вала и величине расчетного момента:

где коэффициент режима;

Параметры муфты:

[7, c.10 ]

Расчет прочности оболочки проводят по напряжениям сдвига в сечении около зажима:

где - диаметр окружности в сечении около зажима;

- толщина оболочки;

- расчетное напряжение сдвига;

=0,4 МПа - допускаемое напряжение на сдвиг для материалов оболочки;



9. Выбор шпонок и проверочный расчет на прочность

Назначаем шпонки призматические со скругленными краями. Материал шпонок - Сталь 45 улучшенная. При стальной ступице

9.1 Ведущий вал редуктора

Шпонка на выходном конце вала (под полумуфтой),

Шпонка ГОСТ 23360-78

Условие прочности:

Где передаваемый момент;

рабочая длина шпонки;

со скругленными краями;

допускаемое напряжение смятия;

9.2 Промежуточный вал редуктора

Шпонка на участке вала под зубчатым колесом,

Шпонка ГОСТ 23360-78

Условие прочности:

Где передаваемый момент;

рабочая длина шпонки;

со скругленными краями;

допускаемое напряжение смятия;

9.3 Ведомый вал редуктора

Шпонка на участке вала под колесом

Шпонка ГОСТ 23360-78

Условие прочности:

,

Где передаваемый момент;



рабочая длина шпонки;

со скругленными краями;

допускаемое напряжение смятия;

9.4 Ведомый вал редуктора

Шпонка на участке вала под полумуфтой

Шпонка ГОСТ 23360-78

Условие прочности:

,

Где передаваемый момент;

рабочая длина шпонки;

со скругленными краями;

допускаемое напряжение смятия;



Рис.11 Шпоночное соединение



10. Второй этап эскизной компоновки

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Оформляю конструкции шестерни и зубчатых колес по размерам, найденным ранее.

Вычерчиваю подшипники, сохраняя при этом ранее принятые зазоры.

На ведущем и ведомом валах остались подшипники, выбранные ранее. Вычерчиваю в разрезе подшипники качения.

Вычерчиваю валы. Шестерни выполняю заодно с валом. Для фиксации зубчатых колес на ведомом вале, промежуточном вале, предусматриваю буртик. Таким образом, зубчатые колеса с одной стороны упираются в буртик, а с другой стороны с помощью кольца фиксируется ближайшим подшипником. Взаимное расположение подшипников ведущего вала фиксируем распорной втулкой. Толщину стенки втулки назначаем из интервала (3...4.5)мм.

Подшипники ведущего вала размещаю в стакане, толщина стенки которого 8 мм. У второго подшипника наружное кольцо фиксируем торцовым выступом крышки подшипника. Для облегчения посадки на вал подшипника, прилегающего к шестерне, диаметр вала уменьшаем на 1 мм на длине, несколько меньшей длины распорной втулки.

Вычерчиваю мазеудерживающие кольца так, чтобы их торцы выступали внутрь корпуса на 2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней валов кольца устанавливаю на тот же диаметр, что и подшипник. Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников.

Вычерчиваю крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной 2 мм) и болтами. Войлочные уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластической смазкой.

Переход вала к присоединительному концу выполняю на расстоянии 10 мм от торца крышки подшипника, так чтобы ступица не задевала за головки болтов крепления крышки. Длина присоединительного конца определяется длиной ступицы. Аналогично конструируем узел ведомого вала.

Штриховыми линиями вычерчиваю наружные очертания стенки корпуса и бобышек под болты. Наношу контур верхнего фланца. Вычерчиваю фланцы и нижний пояс. Конструирую проушины для подъема. В нижней части корпуса вычерчиваю пробку для спуска масла, и устанавливаю жезловой маслоуказатель.

Для передачи вращающих моментов применяю шпонки призматические по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваю шпонки: на выходном конце ведущего вала (под полумуфтой) ; на промежуточном валу (под колесом) ; под зубчатым колесом ведомого вала ;

Непосредственным измерением уточняю расстояния между опорами и расстояния, определяющие положения зубчатых колес относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняю реакции опор и вновь проверяю долговечность подшипников.



11. Проверочный расчет валов

11.1 Ведущий вал

Материал вала - сталь 40Х; термообработка - улучшение; уВ=900 МПа; уТ=750 МПа;

Проверяем сечение 2-2 (под подшипником). Концентрация напряжения обусловлена напрессовкой подшипника на вал.

11.1.1 Расчет на сопротивление усталости

Условие прочности:

где расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности;

коэффициент запаса прочности при изгибе и кручении;

Здесь предел выносливости материала вала при изгибе/кручении;

эффективный коэффициент концентрации напряжения;

Здесь эффективный коэффициент от формы;

эффективный коэффициент от состояние поверхности;

масштабный фактор;

коэффициент поверхностного упрочнения;

при улучшении;

коэффициент чувствительности к ассиметрии цикла;

амплитуда напряжения при изгибе и кручении;

среднее напряжение при изгибе и кручении

Условимся, что напряжение изменяется по симметричному циклу, а напряжение кручение - по отнулевому.

здесь суммарный изгибающий момент в проверяемом сечении;

момент сопротивления сечения вала изгибу;

Здесь диаметра вала под подшипником;

;

,

здесь передаваемый валом вращающий момент;

момент сопротивления сечения вала кручению;

11.1.2 Расчет на статическую прочность

Условие прочности:

где расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности по текучести;

предел текучести материала вала;

коэффициент перегрузки;

эквивалентное напряжение;

где напряжение изгиба в проверяемом сечении;

напряжение кручения в проверяемом сечении;



11.2 Промежуточный вал

Материал вала - сталь 40Х; термообработка - улучшение; уВ=900 МПа; уТ=750 МПа;

Проверяем сечение 3`-3`

Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки.

11.2.1 Расчет на статическую прочность

Условие прочности:

где расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности по текучести;

предел текучести материала вала;

коэффициент перегрузки;

эквивалентное напряжение;

здесь напряжение изгиба в проверяемом сечении;

где суммарный изгибающий момент в проверяемом сечении;

момент сопротивления сечения вала изгибу;

где -диаметр вала под колесом;

;

- ширина шпоночного паза на валу;

;

-глубина шпоночного паза на валу;

;

;

напряжение кручения в проверяемом сечении;

,

здесь передаваемый валом вращающий момент;

- момент сопротивления сечения вала кручению;



11.2.2 Расчет на сопротивление усталости

Условие прочности:

где расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности;

коэффициент запаса прочности при изгибе и кручении;

Здесь предел выносливости материала вала при изгибе/кручении;

эффективный коэффициент концентрации напряжения;

Здесь эффективный коэффициент от формы;

эффективный коэффициент от состояние поверхности;

масштабный фактор;

коэффициент поверхностного упрочнения;

при улучшении;

коэффициент чувствительности к ассиметрии цикла;

амплитуда напряжения при изгибе и кручении;

среднее напряжение при изгибе и кручении

Условимся, что напряжение изменяется по симметричному циклу, а напряжение кручение - по отнулевому.



здесь - напряжение кручения в проверяемом сечении;

11.3 Ведомый вал

Материал вала - сталь 45; термообработка - улучшение; уВ=780 МПа; уТ=540 МПа;

Проверяем сечение 7-7 (под колесом цилиндрической передачи). Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки.

11.3.1 Расчет на сопротивление усталости

Условие прочности:

где расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности;

коэффициент запаса прочности при изгибе и кручении;

здесь предел выносливости материала вала при изгибе/кручении;

эффективный коэффициент концентрации напряжения;

здесь эффективный коэффициент от формы;

эффективный коэффициент от состояние поверхности;

масштабный фактор;

коэффициент поверхностного упрочнения;

при улучшении;

коэффициент чувствительности к ассиметрии цикла;

амплитуда напряжения при изгибе и кручении;

среднее напряжение при изгибе и кручении

Условимся, что напряжение изменяется по симметричному циклу, а напряжение кручение - по отнулевому.

здесь суммарный изгибающий момент в проверяемом сечении;

момент сопротивления сечения вала изгибу;

Здесь диаметра вала под колесом;

;

,

здесь передаваемый валом вращающий момент;

момент сопротивления сечения вала кручению;

11.3.2 Расчет на статическую прочность

Условие прочности:

где расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности по текучести;

предел текучести материала вала;

коэффициент перегрузки;

эквивалентное напряжение;

где напряжение изгиба в проверяемом сечении;

напряжение кручения в проверяемом сечении;



12. Выбор способа смазывания передач и подшипников, сорта масла

Смазывание зубчатого колеса производится окунанием зубчатого колеса на ведомом валу в масло (картерное смазывание), заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю высоту зуба. Данный метод смазывания колес используется при окружной скорости . Объем масляной ванны определяю из расчета масла на 1 кВт передаваемой мощности:

При контактных напряжениях

и средней окружной скорости

Вязкость масла должна быть приблизительно равна . По вязкости принимаю масло индустриальное И - 70А.

Подшипники ведущего и промежуточного вала смазываются пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже, марки УТ-1.

Подшипники ведомого вала смазываются разбрызгиванием.



13. Выбор посадок деталей редуктора

Посадка зубчатого колеса на вал .

Отклонение вала под внутренние кольца подшипников качения .

Отклонение отверстия в корпусе редуктора под наружные кольца подшипников качения.

Посадка стакана в корпус редуктора

Посадка распорных колец

Посадка распорных втулок .

Посадка мазеудерживающих колец .

Посадка муфты на вал .

Отклонение вала под уплотнением .



14. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора.

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и роликовые конические подшипники, предварительно нагретые в масле до 80...100 °С, между подшипниками устанавливается распорная втулка. Затем вал с подшипниками устанавливается в стакан.

В промежуточный вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают мазеудерживающие кольца и устанавливают роликовые конические подшипники, предварительно нагретые в масле.

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем устанавливают шариковые подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывай предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Для создания в подшипниках оптимального зазора производят их регулировку, для чего применяют наборы тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников.

Для регулирования осевого положения конической шестерни обеспечивают возможность перемещения при сборке стакана. Это перемещение также осуществляется с помощью набора металлических прокладок, которые устанавливают под фланцы стаканов.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку под полумуфту.

Затем ввертывают пробку маслосливного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое окно крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

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



Перечень используемой литературы

1. Баширова Г.С., Анненков Д.В. Методические указания «Кинематический расчет привода». г. Орск 2002 г.

2. Баширова Г.С., Анненков Д.В. Методические указания «Расчет закрытой конической передачи». г. Орск 2002 г.

3. Баширова Г.С., Анненков Д.В. Методические указания «Расчет закрытой цилиндрической передачи». г. Орск 2004 г.

4. Баширова Г.С., Анненков Д.В. Методические указания «Конструирование элементов передач и элементов корпуса редуктора». г. Орск 2004 г.

5. Баширова Г.С., Анненков Д.В. Методические указания «Компоновка редуктора». г. Орск 2002 г.

6. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. М.: Машиностроение, 1988 г.

7. Баширова Г.С., Анненков Д.В. Методические указания «Расчет муфт». г. Орск 2002 г.

8. Гузенков П.Г. Учеб. для вузов: “Детали машин” . - 3-е изд., перераб. и доп. М.: Высш. Шк., 1982 г.

Размещено на Allbest.ru