Привод редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Проектируемый привод состоит из двигателя 4А112М4У3 и двухступенчатого цилиндрическо-червячного редуктора. Вал двигателя напрямую является быстроходным валом редуктора; двигатель к редуктору крепится за счет своего фланцевого исполнения. На выходном валу редуктора находятся две звездочки, которые передают крутящий момент через двухрядную роликовую цепь на приводные валы.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчеты привода

КПД привода определяем по формуле:

где - КПД закрытой цилиндрической передачи ззц=0,97. - КПД червячной передачи зч=0,8. Требуемая мощность электродвигателя:

КПД привода

P- мощность на каждом из приводных валов, кВт. Принимаем синхронную частоту вращения двигателя =1500мин-1. Исходя из =4,6кВт и =1500мин-1 выбираем электродвигатель 4А112М4У3 мощностью Pэ=5,5кВт и частотой вращения вала nэ=1445 мин-1.

Общее передаточное число привода

где n - частота вращения тихоходного вала, мин-1. Принимаем передаточное отношение цепной передачи .Тогда передаточное число редуктора:

Распределяем на - передаточное отношение быстроходной ступени редуктора и - передаточное отношение тихоходной ступени редуктора.



где - передаточное отношение тихоходной ступени редуктора;

- передаточное отношение быстроходной ступени редуктора (для закрытой цилиндрической косозубой передачи )

Мощность Pi, частота вращения ni и вращающий момент Ti на i вале привода:

Вал 1:

Вал 2:

кВт

Вал 3:

кВт

Вал 4:

кВт



Параметры Pi, ni, Ti определены верно, так как на каждом из концов тихоходного вала получены величины, совпадающие с исходными данными: и .

2. Расчет передач редуктора

2.1 Расчет тихоходной ступени

Исходные данные:

Передаточное число ступени ;

Частота вращения червяка ;

Частота вращения червячного колеса ;

Вращающий момент на валу червяка ;

Вращающий момент на валу червячного колеса;

Расчетный срок службы ;

Кратковременная перегрузка ;

Типовой режим нагружения - 2;

Привод - нереверсивный;

Расположение червяка - нижнее горизонтальное (под червячным колесом).

Выбор материала червяка и венца червячного колеса

Принимаем материал червяка - 40Х, закалка ТВЧ до твердости

H= 45…50HRCэ с последующим шлифованием и полированием витков. Тип червяка - эвольвентный.

Выбор материала венца червячного колеса:

где - скорость скольжения, м/с

По таблице 1П.32 приложения 1П при Vs<5 м/с в качестве венца червячного колеса принимаем безоловянную бронзу БрА9ЖЗЛ: способ отливки П - в песок; уВ=425 МПа, уТ=195 МПа.

Определение допускаемых контактных напряжений при расчёте передачи на сопротивление усталости активных поверхностей зубьев червячного колеса

Для материала венца колеса - безоловянная бронза:

Определение основных параметров червячной передачи

Исходя из передаточного числа uТ=22,58 принимаем:

-число витков червяка z1=2;

-число зубьев червячного колеса

Условие отсутствия подрезания зубьев z2?26 выполняется.

Коэффициент диаметра червяка q:

По 1П.33 приложения 1П принимаем стандартное значение q=12,5. Тогда:

Модуль упругости материалов червяка и колеса соответственно: - сталь; - бронза. Тогда приведённый модуль упругости:



Определим предварительную величину межосевого расстояния:

где Т2 - вращающий момент на валу червячного колеса, Н·м

По ряду Ra40 (таблица 1П.13 приложения 1П) принимаем ближайшее стандартное значение

Предварительная величина модуля зацепления:

По табл. 1П.33 приложения 1П принимаем стандартное значение m=6,3 мм.

Данной величине соответствует ранее принятое стандартное значение

q=12,5.

Коэффициент смещения:

Условие |x|?0,75 выполняется

Размеры нарезанной части червяка

Делительный диаметр:



Начальный диаметр:

Делительный угол подъёма:

Начальный угол подъёма витков:

Высота головки витков:

где - коэффициент высоты головки h*a1=1 для всех видов червяков

Диаметр вершин витков:

Высота ножки витков:

где - коэффициент высоты ножки для эвольвентных червяков.

Диаметр впадин витков:

Длину нарезаемой части b1 определяем по уравнениям, приведённым в таблице 1П.34 приложения 1П. Согласно примечания 2 к данной таблице при x=-0,18 определяем предварительно b1 при x=-0,5 и x=0

при x=-0,5

при x=0

В качестве расчетной величины принимаем наибольшее значение b1=86,3 мм.

Согласно примечанию 1 к таблице 1П.34 приложения 1П при m<10мм для шлифуемого червяка b1 увеличивают на 25мм. Окончательно принимаем

b1 = 111 мм.

Размеры венца червячного колеса

Делительный диаметр:

Начальный диаметр:

Высота головки зубьев:

где - коэффициент высоты головки зубьев для передач со смещением.

Диаметр вершин зубьев в среднем сечении:

Высота ножки зубьев:

где - коэффициент высоты ножки для эвольвентных червяков.

Диаметр впадин зубьев колеса в среднем сечении:

Наибольший диаметр червячного колеса:

Принимаем =303,3 мм.

Ширина венца червячного колеса:

Принимаем =68мм.

Условный угол обхвата 2д червяка венцом колеса:



Что находится в рекомендуемых пределах

Проверочный расчёт передачи на сопротивление контактной

усталости активных поверхностей зубьев червячного колеса

Уточним скорость скольжения VS. Для этого определим окружную скорость червяка V1:

Тогда скорость скольжения VS:

Что незначительно отличается от предварительно рассчитанной VS=3,3 м/с.

Оставляем без изменений ранее принятый материал венца червячного колеса - безоловянную бронзу.

Уточним [уH]:

Приведённый угол трения ц между стальным червяком и колесом из бронзы принимаем в зависимости от VS: ц =2°

Тогда КПД червячной передачи:



Уточним вращающий момент на валу червячного колеса:

Коэффициент динамической нагрузки KV при расчёте червячной передачи при <3 м/с принимают KV =1. Принимаем KV =1.

Коэффициент концентрации нагрузки Kв при переменной нагрузке принимают Kв =1,1.

Коэффициент расчётной нагрузки KH при расчёте на сопротивление контактной усталости:

Торцовый коэффициент перекрытия в средней плоскости червячного колеса:

Расчётное контактное напряжение:

Условие сопротивления контактной усталости уH=201,7 МПа<[уH]=225 МПа выполняется.

Определение допускаемых напряжений изгиба [уF] при расчёте зубьев колеса на сопротивление усталости при изгибе

Для реверсивной передачи:

где - допустимое напряжение изгиба при расчёте зубьев колеса на

сопротивление усталости при изгибе, МПа

- предел выносливости, МПа

- коэффициент долговечности

Определим коэффициент долговечности YN.

Суммарное число циклов перемены нагружений:

где .

Для типового режима нагружения 2 коэффициент эквивалентности KFE=0,1.

Эквивалентное число циклов нагружения:

Тогда коэффициент долговечности при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:

При этом должно выполняться условие .

Принимаем YN=0,87.

Тогда при уВ=425 МПа для бронзы БрА9ЖЗЛ:

Проверочный расчёт зубьев червячного колеса на сопротивление усталости при изгибе

Окружная сила на червячном колесе:

Эквивалентное число зубьев колеса:

Принимаем коэффициент формы зуба червячного колеса в зависимости от линейным интерполированием:

Коэффициент расчетной нагрузки KF=KH=1,1.

Нормальный модуль:

Напряжение изгиба:

что меньше [уF]=59,2 МПа.

Проверочный расчёт передачи на контактную прочность при кратковременной перегрузке.

По формуле 2.34 и таблице 1П.32 приложения 1 для безоловянной бронзы предельно допускаемые контактные напряжения:

[уHmax]= 2[уT]=2·195=390 МПа

Максимальные контактные напряжения при кратковременной перегрузке:

Контактная прочность зубьев при кратковременной перегрузке обеспечена.

Проверочный расчёт передачи на изгибную прочность при кратковременной перегрузке.

По формуле 2.35 и таблице 1П.32 приложения 1П предельно допускаемые напряжения изгиба:

[уFmax]= 0,8уT=0,8·195=156 МПа

Максимальное напряжение изгиба при кратковременной перегрузке:

Изгибная прочность зубьев червячного колеса при кратковременной перегрузке обеспечена.

Тепловой расчёт червячной передачи

Определим температуру масла в картере редуктора:

где P1 - мощность на валу червяка, Вт

КТ - коэффициент теплоотдачи, при естественном охлаждении

КТ=16 Вт/(м2·°С)

А - площадь поверхности охлаждения корпуса за исключением

поверхности дна, которой он прилегает к раме (по чертежу редуктора), А=0,75

Ш=0,3 - коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса в раму или плиту.

Условие выполняется t=790C<[t]=80…900C

2.2 Расчет быстроходной ступени

Исходные данные:

Передаточное число ступени U=UБ=2

Частота вращения шестерни

Частота вращения колеса

Вращающий момент на шестерни

Вращающий момент на валу колеса

Расчетный срок службы передачи

Привод - нереверсивный;

Типовой режим нагружения - 2;

Кратковременная перегрузка ;

Выбор варианта термической обработки и определение средних твердостей.

Так как вращающий момент на колесе рассчитываемой пары Т2=59 Нм, что меньше 1400 Н·м, то принимаем термообработку зубчатых колес по варианту I, а именно:

термообработка шестерни - улучшение; твёрдость - 269..302 НВ;

термообработка колеса - улучшение; твёрдость - 235...262 НВ.

Средние твёрдости Н:

Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости.

Предел контактной выносливости поверхности зубьев Hlim (1-шестерня; 2-колесо):

По таблице 1П.9 приложения 1П принимаем коэффициенты запаса прочности SH при расчете на контактную выносливость: для шестерни - SH1 = 1,1; для колеса - SH2 = 1,1.

Определим базовое число циклов напряжений NHlim для шестерни и колеса:

По таблице 1П.8 приложения 1П коэффициент, характеризующий интенсивность типовых режимов нагружения передачи при подсчёте на сопротивление контактной усталости, для заданного типового режима

Для рассчитываемой ступени зуб шестерни и зуб колеса за один оборот зацепляются только один раз, соответственно число зацеплений с1=с2=1.

Эквивалентное число циклов напряжений NHE за расчетный срок службы передачи Lh:

где с - число зацеплений зуба рассматриваемого зубчатого колеса за

один его оборот

n - частота вращения рассматриваемого зубчатого колеса,

Lh - расчетный срок службы передачи, ч

Определяем коэффициент долговечности ZN:

Допустимые контактные напряжения для шестерни и колеса:

[н]1=0,9нlim1=0,9641

[н]2=0,9нlim2=0,9567

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения при расчёте косозубой и шевронной передач на сопротивление контактной усталости согласно ГОСТ 21354-87 принимают:

[н]=0,45([н]1+[н]2)=0,45(524+464)=445 МПа

При этом должно выполнятся условие;

где [уH]min -минимальное напряжение из [уH]1 и [уH]2

В нашем случае [уH]min=[уH]2

Так как [уH]2=464 МПа, а 1,25[уH]2=580 МПа, то условие не выполняется, поэтому принимаем [уH]= [уH]2=464 МПа.

Принимаем [н]=464 МПа.

2.3 Определение геометрических параметров ступени

Расположение зубчатых колес относительно опор - консольное, поэтому коэффициент ширины венца шестерни относительно межосевого расстояния согласно таблице 1П.11 приложения 1П принимаем следующим.

Тогда коэффициент рабочей ширины венца шестерни относительно её делительного диаметра:

По таблице 1П.12 приложения 1П при HB1<350 и HB2<350 для кривой Iа в зависимости от принимаем коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине контактных линий:

Определим межосевое расстояние ступени по формуле:

,мм

где - межосевое расстояние, мм

- вспомогательный коэффициент (для косозубой передачи =430);

u - передаточное число рассматриваемой передачи;

- вращающий момент на колесе рассматриваемой передачи.

По ряду Ra40 (таблица. 1П.13 приложение 1П) принимаем ближайшие стандартное значение аw=90 мм.

Принимаем нормальный модуль:

По таблице 1П.14 приложения 1П принимаем стандартное значение mn=1,5

Ширина венца колеса:

Принимаем b2=22

Угол наклона зубьев в косозубой нераздвоенной передаче составляет . Коэффициент осевого перекрытия примем равным 1,2. Тогда угол наклона зубьев равен:

Число зубьев шестерни:

Принимаем z1=39

При этом, с целью исключения подрезания зубьев шестерни должно выполнятся условие z1? zmin

Для шевронных и косозубых передач zmin=17cos3в=17cos314,88674=15,3. Условие выполняется, принимаем передачу без смещения.

Число зубьев колеса:

Фактическое передаточное число рассчитываемой ступени:

Уточняем окончательно угол наклона зубьев :

cos=

= 12,838568°

Делительные диаметры шестерни и колеса:

Проверка:

Диаметры окружностей вершин:

Диаметры окружностей впадин:

Ширина венца шестерни:

Принимаем b1= 28 мм

Уточним коэффициент :

Выбор материала зубчатых колёс и размеров заготовок

Диаметр заготовки шестерни:

Толщина заготовки диска колеса:

Толщина заготовки обода колеса:

Для варианта термообработки I выбираем сталь 45 для шестерни и колеса.

Так как Dзаг=69мм<Dпред=80мм и Sзаг=12мм<Sпред=50мм для шестерни, то сталь 45 можно взять.

Так как max(Dзаг, Sзаг)<Sпред=80 для колеса, то сталь 45 также можно взять.

Определение степени точности передачи.

Окружная скорость передачи в полюсе зацепления:

По табл.1П.15 принимаем 8-ю степень точности изготовления зубчатых колес.

Окончательное определение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление контактной усталости.

Уточняем допускаемое напряжение [уH]:

[H]=

Принимаем параметр шероховатости поверхности зубьев колёс Ra=1,6 мкм, тогда ZR=0,95.

Так как V<5м/с, то ZV=1.

Уточняем значения [уH], [H]1, [H]2 :

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения при расчёте косозубой и шевронной передач на сопротивление контактной усталости согласно ГОСТ 21354-87 принимают:

[н]=0,45([н]1+[н]2)=0,45(553,6+489,7)=469,4 МПа

При этом должно выполнятся условие;

где [уH]min -минимальное напряжение из [уH]1 и [уH]2

В нашем случае [уH]min=[уH]2

Так как [уH]2=489,7 МПа, а 1,25[уH]2=612 МПа, то условие не выполняется, поэтому принимаем [уH]= [уH]2=489,7 МПа.

Принимаем [н]=489,7 МПа.

Определение сил, действующих в косозубом зацеплении

Окружная сила Ft на колесе и шестерне:

Радиальная сила Fr на шестерне и колесе:

Осевая сила Fa на шестерне и колесе:

Определение коэффициента нагрузки KH

Коэффициент нагрузки при расчёте передачи на сопротивление контактной усталости:



где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.

Так как окружная скорость и степень точности изготавливаемых колес равна 8, то принимаем

оставим прежним, так как при уточнении изменился мало

(=1,18).

;

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи (приняли по таблице 1П.17 приложения 1П);

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев (приняли по таблице 1П.18 приложения 1П);g0=5,6

Окончательно коэффициент нагрузки:

Проверочный расчёт передачи на сопротивление контактной усталости.

Условие контактной выносливости согласно ГОСТ 21354-87:

ZEZHZ

где ZE - коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес; для сталей при Е=2,1 МПа: ZE=190 МПа

ZН - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

ZН==,

где - делительный угол профиля в торцевом сечении;

- основной угол наклона зубьев;

где - коэффициент осевого перекрытия зубьев;

- коэффициент торцового перекрытия зубьев.

Так как >1,то:

Z=

Тогда:

Сопротивление контактной усталости обеспечивается.

Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на выносливость при изгибе

Допускаемое напряжение изгиба на переходной поверхности зуба, не вызывающее усталостного разрушения материала, определяют согласно ГОСТ 21354-87 по формуле:

[F]= YN YA,

где Flim - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа (принимаем по таблице 1П.9 приложения 1П);

YN - коэффициент долговечности при расчете на изгиб;

SF - коэффициент запаса прочности (принимаем по таблице 1П.9 приложения 1П);

YА - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки.

По таблице 1П.9 приложения 1П принимаем:

уFlim1=1,75·HHB1=1,75·285,5=499,625 МПа

уFlim2=1,75·HHB2=1,75·248,5=434,875 МПа

SF1=SF2=1,7

Базовое число циклов напряжений при расчете на изгиб:

NFlim1= NFlim2=4•106

Эквивалентное число циклов напряжений:

где - выбираем по таблице 1П.8 приложения 1П.

Так как NFE1>NFlim1, то YN1=1, и NFE2>NFlim2, то YN2=1.

YA=1, так как привод нереверсивный.

Окончательно допускаемые напряжения изгиба:

[F1]= YN1YA=11=293,9 МПа

[F2]= YN2YA=11=255,8 МПа

Определение коэффициента нагрузки

Коэффициент нагрузки при расчете зубьев на выносливость при изгибе:

KF=KFKFKFV

Физический смысл коэффициентов KF, KF и KFV тот же, что и

коэффициентов KH, KH и KHV (здесь индекс "F" обозначает, что эти коэффициенты используются при расчете зубьев на изгиб).

При этом:

KF=1,22 - по таблице 1П16 приложения 1П;

KF =1,4- по таблице 1П12 приложения 1П (по кривой Ia);

KFV = 1+F=1+0,23=1,23

где

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи;

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев.

Тогда коэффициент нагрузки:

KF=KFKFKFV=1,221,41,23=2,1

Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе

Условие выносливости зубьев при изгибе согласно ГОСТ 21354-87:

F= [ F ],

где YFS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию

напряжений;

Y - коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

При коэффициенте смещения х=0:

YFS =3,47+

где Zv - эквивалентное число зубьев.

В нашем примере для шестерни и колеса по формуле:

zv1=

zv2=

YFS1 =3,47 + =3,47+=3,78

YFS2 =3,47+=3,47+=3,63

Y=1-=1-1,038·=0,889

Так как Y>0,7, то принимаем Y=0,89.

Так как <1, то:

Yе= .

F1==МПа;

F1<[F1]=293,9 МПа;

F2==МПа;

F2<[F2]=255,8 МПа.

Условия выносливости зубьев шестерни и колеса при изгибе выполняются.

Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки

Проверочный расчет передачи на контактную прочность при перегрузке выполняется по условию:

Нmax=Н [Нmax]min

где Hmax - максимальное контактное напряжение при перегрузке, МПа;

Н - фактическое контактное напряжение, полученное при расчете передачи на контактную выносливость, МПа;

Тпуск/Т - кратковременная перегрузка привода.

[Hmax]min - предельно допускаемое контактное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя, МПа.

[Hmax]min =[Н max]2=2,8T2 =2,8540=1512 МПа

Проверим условие:

Н max=Н=433=642 МПа <[Н max]min =1512 МПа

Условие выполняется.

Проверочный расчет передачи при изгибе пиковой нагрузкой

Проверочный расчет передачи при изгибе максимальной нагрузкой выполняется по условию:

F max=F[F max],

где F max - максимальное напряжение изгиба при перегрузке, МПа;

F - фактическое напряжение изгиба на переходной поверхности зуба, не вызывающее усталостного разрушения материала, МПа

[F max] - предельно допускаемое напряжение изгиба, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, МПа.

Величина [уFmах] определяется по таблице 1П9 приложения 1П для соответствующего вида термообработки:

[F max]1=2,74HHB1=2,74285,5=782,27 МПа

[F max]2=2,74 HHB2 =2,74248,5=680,89 МПа

Проверочный расчет по проводим отдельно для шестерни и колеса.

Для шестерни:

F max1=F1=96,62,2=212,5 МПа < [F max]1=782,27 МПа,

Для колеса:

F max2=F2=1182,2=259,6 МПа < [F max]2=680,89 МПа

Условие выполняется как для шестерни, так и для колеса.

3. Расчет цепной передачи

Исходные данные:

Мощность на валу ведущей звездочки

Частота вращения ведущей звездочки n1=nIII=32 мин-1;

Передаточное число UЦ=2;

Условия эксплуатации: работа без пыли; передача открытая; расположение под углом к горизонту; смазка удовлетворительная; натяжение цепи не требуется.

3.1 Выбор типа цепи

Рассчитываемая цепная передача является последней ступенью привода.

Поэтому при небольшой скорости движения она будет испытывать

значительные нагрузки. Выберем приводную роликовую цепь.

3.2 Выбор чисел зубьев звездочек

Число зубьев ведущей звездочки роликовой цепи:

z1=29-2·uц ? 13

uц=2: z1=29-2·2=25 ? 13.

Число зубьев ведомой звездочки: z2=uц·z1=2·25=50.

Чтобы избежать неравномерного износа зубьев и шарниров, примем:

z1=25, z2=51.

Для того, чтобы роликовая цепь в процессе изнашивания не соскакивала с большей звездочки, необходимо выполнение условия:

z2=51<z2max=120

Тогда фактическое передаточное число:

uц.ф.=

Отклонение uц.ф. от uц:

3.3 Предварительное определение межосевого расстояния

По соображениям долговечности цепи предварительную величину межосевого расстояния будем принимать в диапазоне: а=(30…50)·Pц.

3.4 Определение коэффициента эксплуатации kэ

По таблице 1П.26 приложения 1П:

Коэффициент динамической нагрузки kg=1,3 (нагрузка переменная);

Коэффициент межосевого расстояния ka=1 (для а=(30…50)·Pц).

Коэффициент наклона передачи к горизонту kH=1 (б=45<60).

Коэффициент регулировки натяжения цепи kрег=1,25 (натяжение цепи не регулируется).

Коэффициент смазки и загрязнения передачи kс=1 (производство без пыли, качество смазки II).

Коэффициент режима работы kреж=1,25 (работа в две смены).

Тогда коэффициент режима эксплуатации:

kэ= kд · kа · kн · kрег · kс ·kреж=1,3·1·1·1,25·1·1,25=2,03

3.5 Определение коэффициентов kZ и kn

Число зубьев малой звездочки типовой передачи принимаем z01=25 (по таблице 1П.27 приложения 1П). Число зубьев малой звездочки проектируемой передачи z1=25. Тогда коэффициент числа зубьев:

kZ=

Частота вращения малой звездочки проектируемой передачи n1=32 мин-1. Ближайшая частота вращения малой звездочки типовой передачи n01=50мин-1. Тогда коэффициент частоты вращения:

kn==1,56

3.6 Выбор цепи

Расчетная мощность, передаваемая однорядной цепью для проектируемой передачи:

PP=

Принимаем решение о переходе на трехрядную цепь, в связи с большим значением расчетной мощности.

Введем коэффициент числа рядов kряд, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по рядам цепи: kряд=2,5.

Тогда расчетная мощность, передаваемая одним рядом трехрядной цепи.

PPґ==2,28 кВт

Ближайшей допускаемой расчетной мощностью [PP] по таблице 1П.27 приложения 1.П при z01=25 и n01=50 мин-1 является [PP]=3,2 кВт для одного ряда цепи шагом Рц=25,4 мм.

Обозначение цепи: 3ПР-25,4- 57600 ГОСТ 13568-75.

Уточняем делительные диаметры звездочек:

Скорость цепи:

V= 0,34 м/с,

По таблице 1П.25 приложения 1.П при V=0,34м/с назначаем для цепи густую внутришарнирную смазку (качество смазки II).

3.7 Определение межосевого расстояния и длины цепи

Предварительная величина a: а=(30…50)·Pц.

Следуя рекомендациям при uц=2 принимаем а=35·pц=35·25,4=889 мм

Длина цепи в шагах или число звеньев цепи:

Округляем до целого четного числа lp=108.

Для принятого значения lp уточняем а:

Так как цепная передача работает лучше при небольшом провисании холостой ветви цепи, то расчетное межосевое расстояние а уменьшаем на величину 2..3 мм и тогда окончательное величина межосевого расстояния:

а=882,7-2,7=880мм.

3.8 Силы в цепной передаче и требования монтажа

Окружная сила:

Ft= Н

По таблице 1П.30 приложения 1.П коэффициент провисания цепи kf=1.

По таблица 1П.28 приложения 1.П масса 1 м цепи 3ПР с шагом Рц=25,4мм составляет 7,5 кг, то есть погонная масса q=7,5кг/м.

g -ускорение свободного падения g=9,81м/с2

Тогда натяжение цепи от силы тяжести провисающей ведомой ветви:

Fq=kf·a·q·g=1·0,88·7,5·9,81=64,7 Н

Натяжение цепи от центробежных сил:

FV=q·V2=7,5·0,342=0,9 Н

Разрушающая нагрузка для цепи 3ПР с шагом рц=25,4: Fр=170100 H.

Уточним расчетный коэффициент запаса прочности цепи:

S=24,5

Допускаемый коэффициент запаса прочности смотрим по таблице 1П.31 приложения 1.П [S]=7,3.

Цепь 3ПР-25,4- 113400 ГОСТ 13568-75 подходит, так как S=24,5>[S]=7,3.

Нагрузка на валы цепной передачи:

Fц=kМ·Ft =1,05·5294=5558,7 Н

При монтаже цепной передачи предельное отклонение ?S звездочек от одной плоскости и предельные углы их смещения , перекоса валов и их скрещивания :

?S=(1,2…1,4)=(1,2…1,4)=1,125…1,31 мм;

=(0,07…0,15)/=(0,07…0,15)/=0,07…0,16°;

=(0,1…0,2)/=(0,1…0,2)/=0,1…0,21°;

=(0,05…0,1)/=(0,05…0,1)/=0,05…0,1°.

4. Выбор типов подшипников и схем их установки

Входной вал является одновременно валом двигателя, поэтому тип подшипников и схема их установки заложены в конструкции двигателя.

Для промежуточного вала предусматриваем установку подшипников по схеме “одна опора фиксирующая, вторая плавающая”. Причем на фиксирующей опоре предварительно намечаем установку двух роликовых конических однорядных подшипников, а на плавающей опоре - одного шарикового радиального однорядного подшипника.

Для выходного вала предусматриваем установку подшипников по схеме “враспор”. В качестве опор принимаем конические роликоподшипники.

Подшипниковые крышки принимаем привертными.

5. Проектный расчет и разработка конструкций валов редуктора

Выбор типоразмеров подшипников качения

5.1 Определение диаметров ступеней бысроходного вала

Быстроходный вал является валом двигателя, поэтому его размеры смотреть для двигателя 4А112М4У3 ГОСТ 19523-81.

5.2 Определение диаметров ступеней промежуточного вала

Рис. 5.1 - Вал промежуточный

Определим предварительный диаметр выходного конца вала:

где Т - крутящий момент на валу, Нм

- допускаемое напряжение на кручение, МПа

Поскольку полученное значение d1 намного отличаются от df1=63,67 мм, то с

целью недопущения резких перепадов диаметров на валу, расчет будем вести от червяка.

d3 выбираем из условия df1>d3 - это необходимо для свободного выхода инструмента при нарезании витков червяка. Принимаем d3=d4=58мм.

С целью снижения концентрации напряжений предусматриваем минимальный перепад диаметров d2 и d3.Учитывая, что на d2 устанавливаем шариковый радиальный однорядный подшипник, согласуем d2 с диаметром внутреннего кольца подшипника и принимаем d2=50 мм. При этом подшипник - 310 ГОСТ8338-75.

d5 принимаем также равным 50 мм. На этот участок вала устанавливаем пару роликовых конических однорядных подшипников 7310A ТУ 37.006.162-89.

На d6 предусматриваем резьбовой участок для установки шлицевой гайки (ГОСТ 11871-88) и принимаем d6=М451,5.

d1 принимаем согласованно с ГОСТ 12080-66 на цилиндрические концы валов:

d1=45 мм, l1=82 мм.

5.3 Определение диаметров тихоходного вала

Рис. 5.2 - Вал тихоходный

Определим предварительные диаметры выходных концов вала:

d1, d5 принимаем согласованно с ГОСТ 12080-66 на цилиндрические концы валов: d1=d5=50 мм, l1= l5=82 мм.

Участки вала d2, d4 служат для установки конических роликоподшипников, а также буртиками для упора ведущих звездочек.

Исходя из d1=d5=50 мм выбираем по таблице 2П.3 приложения 2.П размер фаски f=1,6мм. Высота буртика для упора ступицы: Тогда d2 =d4=50+ 2=50+23=56мм.

Согласуем d2, d4 с диаметром внутреннего кольца подшипников и принимаем:d2=d4=60 мм.

В то же время необходимо, чтобы диаметры d2, d4 обеспечивали съем подшипников без извлечения шпонок на концевых участках вала. Такая операция возможна при выполнении условия:

где - высота шпонки, мм

- глубина паза вала, мм

Окончательно принимаем d2=d4=60 мм.

По таблице 2П.15 принимаем роликовый конический подшипник:

7212 ТУ 37.006.162-89.

d3 принимаем с учетом минимального перепада диаметров d2(d4) и d3:

d3=65 мм.

Диаметр наружной поверхности распорных колец по обе стороны от ступицы червячного колеса:

dб.к. = d3+2 hб.к. = 65 + 2•5=75 мм

где hб.к.=2f=22,5=5 мм - высота буртика для червячного колеса.

6. Конструирование элементов передач привода

6.1 Конструирование насадной шестерни

Шестерню принимаем насадную, которая будет устанавливаться на быстроходный вал редуктора (вал двигателя). Диаметр вала под ступицей шестерни d=32 мм. Основные размеры шестерни: dа1=63 мм; d1=60 мм; df1=56,25 мм; b1=31,25 мм; mn=1,5 мм; в=12,838568°.

При этом минимальная толщина тела шестерни:

6.2 Конструирование насадного зубчатого колеса

Колесо выполняем насадным и устанавливается на промежуточный вал редуктора. Диаметр вала под ступицей колеса d=45 мм. Основные размеры колеса: dа2=123 мм; d2=120 мм; df2=116,25мм; b2=22 мм; mn=1,5 мм; в=12,838568°.

Учитывая среднесерийный тип производства, принимаем для изготовления колеса заготовку, полученную штамповкой в двухсторонних штампах. Размеры конструктивных элементов колеса определяем на основании таблицы 6.1 (учебного пособия).

Размеры обода:

толщина .

ширина b2=22 мм.

Размеры ступицы:

диаметр внутренний d=45 мм.

диаметр наружный

длина

Размеры диска:

толщина

радиус скруглений R=6 мм.

Ступицу колеса выполняем несимметричной относительно обода, смещая её к центру редуктора.

Размер фасок в отверстии ступицы по таблице 2П.3. приложения 2.П

f=1,6 мм.

Размер фасок на торцах зубьев:

Так как средняя твёрдость зубьев колеса Нколеса < 350 НВ, то принимаем угол фасок на торцах зубьев бф=45°.

6.3 Конструирование червячного колеса

После расчёта червячной передачи получены следующие размеры червячного колеса: dаМ2=303,3 мм; b2=68 мм; m=6,3 мм. Диаметр вала под ступицей d=65 мм.

Учитывая среднесерийный тип производства и наибольший диаметр червячного колеса daM2=303,3 мм, принимаем конструкцию сборного червячного колеса с симметрично расположенным диском (рис 6.6.а учебного пособия). Размеры конструктивных элементов червячного колеса:

толщина венца

Принимаем S=16 мм.

толщина диска

Размеры ступицы:

диаметр

длина

Размер фасок в отверстии ступицы принимаем по таблице 2П.3 приложения 2П: f=2 мм для d = 65 мм; размер фаски по торцам зубьев колеса fз=0,5•m=

=0,5•6,3=3 мм.

6.4 Конструирование звездочек цепной передачи

При расчете цепной передачи были получены следующие параметры:

-тип цепи: трехрядная приводная роликовая цепь 2ПР с шагом pц=25,4 мм и разрушающей нагрузкой 113400Н

Цепь 2ПР-25,4- 170100 ГОСТ 13568-75;

-число зубьев звездочек ведущей- z1=25; ведомой - z2=51

-делительные диаметры звездочек: dд1=202,7 мм., dд2=412,6 мм

Конструкцию звездочек разрабатываем с учетом ГОСТ 591-69, который регламентирует метод расчета и построение профиля зубьев звездочек для приводных роликовых цепей, а также поперечное сечение венца.

Диаметр окружности выступов:

De1= мм

De2= мм

По таблице 1П.28 приложения 1.П принимаем диаметр ролика цепи: d1=15,88мм.

Радиус впадин:

r=0.5025?d1+0,05=0,5025?15,88+0,05=8,03мм

Радиус сопряжения:

r1=0,08?d1+r=0,08?15,88+8,03=9,3мм

Диаметр окружности впадин:

Di1=dд1-2r=202,7-2?8,03=186,61мм

Di2=dд2-2r=412,6-2?8,03=396,54мм

Наибольшая хорда:

LX1=dд1cos()-2r=202,7 cos()-2?8,03=186,2мм

LX2=dд2cos()-2r=412,6 cos()-2?8,03=396,32мм

Половина угла впадины:

б1=55-(60/z1) =55-(60/25) =52,60=5236'

б2=55-(60/z2) =55-(60/51) =53,820=5349'

Угол сопряжения:

в1=18-(60/z1)= 18-(60/25)=15,6=1536'

в2=18-(60/z2)= 18-(60/51)=16,82=1649'

Половина угла зуба:

Радиус головки зуба:

r21=d1(1,24cosц1+0,8cosв1-1,3025)-0,05

r22=d1(1,24cosц2+0,8cosв2-1,3025)-0,05

r21=15,88(1,24?cos(14,44)+0,8?cos(15,6)-1,3025)-0,05=10,57 мм

r21=15,88(1,24?cos(15,75)+0,8?cos(16,82)-1,3025)-0,05=10,38 мм

Прямой участок профиля FG;

Расстояние от центра дуги впадины до центра головки зуба;

ОО2=1,24d1=1,24*15,88=19,69 мм.

Смещение центров дуг впадины;

е=0,03*рц=0,03*25,4=0,762 мм.

Координаты точки О1;

а) для ведущей звездочки;

Х1=0,8*d1*sinб1=0,8*15,88*sin52,60=10,09 мм.

Y1=0,8*d1*cosб1=0,8*15,88*cos52,60=7,71 мм.

б) для ведомой звездочки;

Х1=0,8*d1*sinб2=0,8*15,88*sin53,820=10,25 мм.

Y1=0,8*d1*cosб2=0,8*15,88*cos53,820=7,5 мм.

Координаты точки О2;

а) для ведущей звездочки;

Х2=1,24*d1*sin=1,24*15,88*sin=2,47 мм.

Y2=1,24*d1*cos=1,24*15,88*cos=19,54 мм.

б) для ведомой звездочки;

Х2=1,24*d1*sin=1,24*15,88*sin=1,21 мм.

Y2=1,24*d1*cos=1,24*15,88*cos=19,65 мм.

Для принятой трехрядной цепи ведущая и ведомая звездочки выполняются трехрядными.

По табл. 1П.28 приложения 1П: ширина пластины цепи h=24,2 мм.; расстояние между внутренними плоскостями пластин одного ряда Ввн=15,88 мм.; расстояние между осями симметрии рядов цепи А=29,29 мм.

Радиус закругления зуба:

rз=1,7?d1=1,7?15,88=26,996 мм

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений:

h1=0,8?d1=0,8?15,88=12,704 мм

Следует отметить, что широкое распространение получил профиль зуба в осевом сечении со скосом, скос принимают г=200, а размер фаски f=0,2b.

Наибольший диаметр обода:

DС1=pц?ctg(180/z1)-1,3?h=25,4?ctg(180/25)-1,3?24,2=169,6 мм

DС2=pц?ctg(180/z2)-1,3?h=25,4?ctg(180/51)-1,3?24,2=380,36 мм

Радиус закруглений: при pц<35 мм: r4=1.6мм.

Ширина зубьев звездочки:

b2=0,9?Ввн-0,15=0,9?15,88-0,15=14 мм

Ширина венца:

В=(n-1)?A+b=(3-1)?29,29+14=72,58 мм

где n - число рядов цепи.

Толщина обода:

Толщина диска:

Принимаем С1=22 мм.

Принимаем С2=22 мм.

Ступица:

dст=1,55?d=1,55?50=77,5 мм

lcт=lт+(1..3)мм=82+(1…3)=83..84 мм, принимаем lст=84 мм.

где lт - длина концевых участков на тихоходном вале, мм

Звездочки изготавливаются из среднеуглеродистых и легированных сталей 40,45,40Х и 40ХН с термообработкой до 45…50 HRСэ.

7. Конструирование корпуса и компоновка редуктора

7.1 Смазывание и смазочные устройства

Корпус будем изготавливать литьём из серого чугуна СЧ 15.

Исходные данные:

-межосевое расстояние тихоходной ступени аw=180 мм.

-вращающий момент на выходном валу TIII=1074,4 Нм.

- фактическое контактное напряжение : для быстроходной ступени ; для тихоходной ступени .

- окружная скорость: быстроходной ступени v=4,54 м/c; тихоходной ступени v=2,98 м/c.

7.1 Толщина стенок корпуса

Толщину стенок основания корпуса принимаем:

=2,6 =2,6

где ТТ - вращающий момент на тихоходном валу, Нм

Принимаем =8 мм.

Толщина стенки крышки корпуса:

1=0,9?=0,9?8=7,2 мм > 6 мм

Принимаем 1=8 мм.

7.2 Конструктивное оформление фланцев корпуса

Для соединения крышки с нижней частью корпуса предусматриваем фланцы по всему периметру с плоскости разъёма.

Фланцы имеют размер:

b=1,5?=1,5?8=12 мм, принимаем b=12 мм.

b1=1,5?1=1,5?8=12 мм. принимаем b1=12 мм.

lф=(2…2,2)?=(2…2,2)?8=16…17,6 мм; принимаем lф=16 мм.

Чтобы скрыть несовпадение контуров крышки и нижней части корпуса по причине погрешности изготовления, крышку выполняем с некоторым напуском на величину:

7.3 Конструирование стакана

Стакан предназначен для установки роликоподшипников на фиксирующей опоре промежуточного вала.

По таблице 3П.21 приложения 3П принимаем конструкцию стакана, представленную на рисунке 1.

Размеры:

-толщина стенки стакана: 1=ст=8 мм для D=110 мм;

-толщина фланца: ф=1,2?ст = 1,2?8=9,6 мм, принимаем ф =9,5 мм;

- Da=D+2cт= 110+2?8=126 мм;

-размер винтов dв принимаем М10, число винтов nв=6.

Диаметр фланца стакана:

DФ.СТ.=Dа +(4…4,4)dв=126+(4,0…4,4)10 =166…170 мм, принимаем DФ.СТ. = 170 мм;

При с = dв =10 мм диаметр окружности расположения винтов:

Dв=Dа+2c=126+210=146 мм.

Диаметр отверстий под винты определяем по таблице 3П.22 приложения 3.П: do=11 мм.

Посадка стакана в корпус - H7/Js6.

Стакан выполняем литым из чугуна СЧ15 (ГОСТ 1412-85).

7.4 Конструирование крышек подшипника

В качестве варианта конструктивного исполнения для проектируемого редуктора принимаем привертные крышки (таблица 3П.19 приложения 3П).

Крепление крышек к корпусу производим винтами с цилиндрической головкой и шестигранным углублением “под ключ” по ГОСТ 11738-84.

Материал крышек чугун СЧ15 (ГОСТ 1412-85). Определим основные размеры крышек:

Быстроходный вал:

Крышку заменяет фланец двигателя.

Промежуточный вал:

Крышка устанавливается в стакан на фиксирующей опоре промежуточного вала.

Для D = 110 мм принимаем толщину крышки кр = 7 мм.

Размер винтов dв М10, число винтов nв =6.

При H = dв толщина фланца: 1 = H + 0,8кр = 10 + 0,87 = 15,6 мм, тогда принимаем 1 = 16 мм.

Диаметр фланца крышки:

Dф.кр. = Dа + (4,0…4,4) dв = 110 + (4,0…4,4) 10 =150…154 мм, принимаем конструктивно Dф.кр.=Dф.ст.=170мм.

Принимаем с = dв = 10 мм.

Диаметр окружности расположения винтов:

Dв = Dа ст.+ 2c=126+ 210=146 мм.

Приняв толщину прокладок между крышкой и корпусом ?пр = 2 мм, а также глубину завинчивания винта в чугунный корпус L1 1,5d=1,510 = 15 мм, размер H = dв, толщину пружинной шайбы согласно ГОСТ 6402-70 S = 2,5 мм,определим длину винта l:

l = L1 + ?пр + (1 - H) + S+ф.ст. = 15 + 2 + (16 - 10) + 2,5+9,5 = 35 мм

принимаем l = 35 мм (таблица 2П.31 приложения 2П).

Уточнив размер L1:

L1 = l - ?пр - (1 - H) - S-ф.ст = =35 -2 - (16 - 10) - 9,5-2,5=15 мм

По таблице 3П.22 приложения 3П при нормальном недорезе: L3 = 12 мм.

Окончательно L4 = L1 + L3 = 15 + 12 =27 мм.

Обозначение винта: Винт М10-6gх27.66.05 ГОСТ 11738-84.

Размер канавки ck = 8 мм (таблица 2П.4 приложения 2П).

Размеры центрирующего пояска:

-ширина cn = (1,0…1,5)ck = (1,0…1,5)8 = 8…12 мм, принимаем cn = 10 мм

-толщина 2 = (0,9…1,0) кр = (0,9…1,0)7 ? 6,3…7 мм.

Размер фаски ѓ по торцам крышки (таблица 2П.3 приложения 2П) при

D = 110 мм составляет ѓ = 2,5 мм.

Диаметр отверстия d0 для винта во фланце крышки, как и для стакана

d0=11 мм.

Посадка крышки в стакан - H7/d11.

Тихоходный вал:

Две крышки с отверстиями для выходного вала.

Толщина крышек при D=110 мм - кр=7 мм.

Размер винтов dв М10, число винтов nв = 6.

При H = dв толщина фланца: 1 = H + 0,8dкр = 10 + 0,87 = 15,6 мм,

принимаем 1 = 15 мм.

Диаметр фланца крышки:

Dф.кр. = D+(4,0…4,4) dв = 110+(4,0…4,4)10=150…154 мм, принимаем конструктивно Dф.кр. =150 мм.

Принимаем с = dв = 10 мм.

Диаметр окружности расположения винтов: Dв = D?+ 2c=110 + 210=130 мм.

Приняв толщину прокладок между крышкой и корпусом ?п =2мм,

а также глубину завинчивания винта в чугунный корпус

L1 1,5d =1,510 = 15 мм, размер H = dв, толщину пружинной шайбы согласно ГОСТ 6402-70 S = 2,5мм, определим длину винта l:

l = L1 + ?пр + (1 - H) + S = 15 + 2 + (15 - 10) + 2,5= 24,5 мм

принимаем l = 25 мм.

По таблице 3П.22 приложения 3П при нормальном недорезе: L3 = 12 мм.

Окончательно L4 = L1 + L3 = 15+ 12 =27 мм.

Обозначение винта: Винт М10-6gх27.66.05 ГОСТ 11738-84.

Размер канавки ck = 8 мм (таблица 2П.4 приложения 2П).

Размеры центрирующего пояска:

-ширина cn = (1,0…1,5)ck = (1,0…1,5)8 = 8…12 мм, принимаем cn = 12 мм

-толщина 2 = (0,9…1,0) кр = (0,9…1,0)7 ? 6,3…7 мм.

Размер фаски ѓ по торцам крышки (таблица 2П.3 приложения 2П) при D = 110 мм составляет ѓ = 3 мм.

Диаметр отверстия d0 для винта во фланце крышки, как и для стакана d0=11 мм.

Посадка крышек в корпус - H7/d11.

Манжет на вал по h8.

7.5 Конструктивное оформление приливов для подшипниковых гнёзд

Размер прилива Dпр, расположенного внутри корпуса, не зависит от типа применяемой крышки подшипника и определяется для соответствующего подшипникового гнезда в зависимости от диаметра D растачиваемого отверстия под подшипник.

Определим размер Dпр для подшипниковых гнёзд валов редуктора.

Промежуточный вал:

Dпр.п.фикс. = 1,25D + 10 = 1,25126 + 10 = 167,5 мм;

Dпр.п.плав. = 1,25D + 10 = 1,25100 + 10 = 135 мм, принимаем Dпр.п.плав.=170 мм.

Тихоходный вал:

Конструктивно принимаем Dпр.т.=D=130 мм.

Размер прилива (бобышки) Dб со стороны установки крышки

подшипника определяют только в случае применения привёртных крышек по формуле:

Dб= Dф.кр + (4…5) мм,

Размеры приливов со стороны крышек соответствующего вала:

Dб.п. = Dф + (4…5) = 170 + (4…5) = 174…175 мм, принимаем Dб.п = 174 мм;

Dб.т. = Dф + (4…5) = 150 + (4…5) = 154…155 мм, принимаем Dб.т.= 154 мм.

7.6 Выбор винтов (болтов) для крепления и штифтов для фиксирования частей корпуса

Для соединения крышки с нижней частью корпуса редуктора используем винты с цилиндрической головкой и шестигранным углублением «под ключ»класса точности А (ГОСТ 11738-84, таблица 2П.33 приложения 2П).

Исходя из межосевого расстояния тихоходной ступени редуктора аw=180 мм по таблице 3П.8 приложения 3П принимаем диаметр резьбы d стяжного винта М14, а так же другие размеры, зависящие от диаметра: d2=24 мм; t1=18 мм; d0=16 мм.

Крепление двигателя к редуктору осуществляем шпильками М12-6g 35.66.05 ГОСТ 22034-76.

Точное фиксирование крышки относительно нижней части корпуса достигается штифтами.

Диаметр штифтов dШТ выбираем по соотношению:

dШТ =(0,7…0,8)d,

где d - диаметр стяжного винта у подшипниковых гнёзд.

В проектируемом редукторе крышку корпуса относительно его нижней части фиксируем двумя коническими штифтами с внутренней резьбой, диаметр dШТ которых составляет:

dШТ =(0,7…0,8)14=9,8…11,2 мм.

По таблице 2П.26 приложения 2П принимаем dШТ =10 мм.

l > 3,5 dШТ = 3,5•10 = 35 мм.

По таблице 2П.26 приложения 2П принимаем l =40 мм.

Обозначение штифта: Штифт 2.10х40 ГОСТ 9464-79.

Боковую крышку фиксируем штифтами: Штифт 2.8*40 ГОСТ 9464-79.

7.7 Конструирование опорной части корпуса

Опорная часть корпуса предназначена для крепления редуктора к раме и выполняется в виде платиков в пределах габарита корпуса.

В проектируемом редукторе диаметр фундаментных болтов:

dФ =1,25d=1,25•14=17,5 мм.

По табл. 2П.29 приложения 2П принимаем dФ М18.

Так как аwТ=180 мм, то число фундаментальных болтов n=4.

Диаметр отверстий под фундаментные болты по таблице 3П.22 приложения 3П для ряда 2: do=20 мм.

7.8 Конструктивное исполнение и основные размеры проушин

Предусматриваем проушины отлитые заодно с корпусом (приложение 3П.15 рисунок 2).

Размеры проушин:

, принимаем а=14 мм.

7.9 Определение основных размеров крышки люков

Для контроля сборки и наблюдения за зацеплением передач при эксплуатации редуктора предусматривают люк.

В проектируемом корпусе предусматриваем люк прямоугольной формы размером 110х 80 мм.

Крышка плоская из листа такой же формы с размерами 150х120 мм.

Толщина крышки:

К=(0,010…0,012)L=(0,010…0,012)•150=1,5…1,8 мм.

Принимаем К = 2 мм.

Крышку крепим винтами dв?д1=6 мм. Принимаем dв М6 длиной l = 14 мм.

Обозначение принятого винта класса точности В, класса прочности 5,6 с покрытием 05:

Винт В.М6-6gх14.56.05 ГОСТ 1491-80.

Шаг расположения винтов:

t=(12…15)dВ=(12…15)•6=72…90 мм

Принимаем число винтов 6.

В крышке предусматриваем пробку-отдушину.

7.10 Смазывание передач и подшипников редуктора, выбор сорта масла

Так как окружная скорость быстроходной ступени v= 4,54м/c < 12,5м/c, а тихоходной ступени vs= 2,97 м/c < 10м/c, то для смазывания передач

редуктора выбираем непрерывный способ смазывания маслом картерным способом.

Выбираем сорт масла И-Т-Д-100 ГОСТ 17479-87 - общий для быстроходной и тихоходной ступеней.

Глубина погружения колеса на промежуточном валу в масло принимаем:

принимаем 10мм.

Для смазывания червячной пары предусматриваем установку разбрызгивателей; при этом уровень масла такой же, как и для цилиндрической передачи.

Подшипники на промежуточном валу будут смазываться за счет разбрызгивания жидкого масла, образования масляного тумана и т.п.

Для смазывания подшипников на тихоходном валу предусматриваем применение пластичной смазки. Для отделения их от внутренней полости корпуса предусматриваем установку мазеудерживающих колец. Для наружного уплотнения подшипников используем резиновые армированные манжеты (2П.10 приложения 2П тип 1).

Для контроля уровня масла принимаем прозрачный маслоуказатель, размеры которого принимаем по таблице 3П.18 приложения 3П.

Для слива масла предусматриваем сливное отверстие, закрываемое маслосливной пробкой с конической резьбой К 1/2"труб. Размеры маслосливной пробки принимаем по таблице 3П.17 приложения 3П. Для улучшения слива масла у сливного отверстия предусматриваем местное углубление, выполняемое в дне нижней части корпуса.

8. Расчёт соединений вал-ступица

8.1 Быстроходный вал

Предусматриваем установку шпонки под шестерней.

Параметры шпонки на валу двигателя d=32 мм: b=10 мм, h1=8 мм, t1=5 мм, t2=3,3 мм.

Принимаем конструктивно длину шпонки: l=56 мм.

Расчётная рабочая длина шпонки для исполнения 2:

lр = l =50мм.

Тогда расчётные напряжения смятия при вращающем моменте на валу

T=30,4 H•м:

- для переходной посадки H7/k6.

8.2 Промежуточный вал

Предусматриваем установку шпонки под колесом.

Параметры шпонки определяем по 2П.9 приложения 2П: b=14 мм, h=9 мм,

t1=5,5 мм, t2=3,8 мм.

Принимаемая длина шпонки:

l = lСТ - (5…10) = 45 - (5…10) = 40…35 мм.

Принимаем стандартное значение l = 36 мм.

Расчётная рабочая длина шпонки для исполнения 1:

lр = l - b = 36 - 14 = 22 мм.

Тогда расчётные напряжения смятия при вращающем моменте на валу

T =59 H•м:

8.3 Тихоходный вал

Предусматриваем установку шпонки под ступицей червячного колеса.

Материал ступицы червячного колеса принимаем таким же, как у червяка - сталь 40Х.Принимаем посадку H7/r6.

Тогда [усм] = 200МПа. Диаметр вала d=65 мм, длина ступицы червячного колеса lст=82 мм.

Параметры шпонки определяем по 2П.9 приложения 2П: b=18 мм, h=11 мм,

t1=7 мм, t2=4,4 мм.

Принимаемая длина шпонки:

l = lСТ - (5…10) = 82 - (5…10) = 77…72 мм.

Принимаем конструктивно стандартное значение l = 70 мм.

Расчётная рабочая длина шпонки для исполнения 1:

lр = l - b = 70 - 18 = 52 мм.

Тогда расчётные напряжения смятия при вращающем моменте на валу T=1074,4 H•м:

Предусматриваем установку шпонок под ступицами ведущих звездочек.

Принимаем переходную посадку H7/k6. Диаметр концевых участков тихоходного вала - d=50 мм, размер ступицы - lст=82 мм.

Параметры шпонки: b=14 мм, h=9 мм, t1=5,5 мм, t2=3,8 мм.

Принимаемая длина шпонки:

l = lСТ - (5…10) = 82 - (5…10) = 77…72 мм.

Принимаем конструктивно стандартное значение l = 63 мм.

Расчётная рабочая длина шпонки для исполнения 1:

lр = l - b = 63 - 14 = 49 мм.

Тогда расчётные напряжения смятия при вращающем моменте на валу

T=1074,4/2=537,2 H•м:

9. Проверочный расчет валов редуктора

Рис. 9.1 - Силовая схема нагружения привода

9.1 Определение радиальных реакций опор и построение эпюр моментов для промежуточного вала

На фиксирующей опоре будем считать, что точка приложения реакции находится между роликоподшипниками.

Тогда линейные размеры участков вала: l1П=47,5 мм, l2П=155 мм, l3П=170 мм.

Силы на колесе: Ft2П=0,983103 H, Fr2П=0,367103 H, Fa2П=0,224103 H.

Силы на червяке:

Fa1П= Ft2П=7668 H

Определим радиальные реакции опор:

В плоскости YOZ:

Реакции найдены верно.

В плоскости XOZ:



Реакции найдены верно.

Суммарные реакции опор от сил в зацеплении (они же - силы для расчета подшипников):

Приступаем к построению эпюр изгибающих моментов МX (в плоскости YOZ) и МY (в плоскости XOZ), а также эпюры крутящего момента МК (рисунок 9.2).

Плоскость YOZ:

В сечении С: ;

В сечении А: ;

В сечении D слева:

В сечении D справа:

В сечении B:

Плоскость XOZ:

В сечении С:

В сечении А:

В сечении D:

Рис. 9.2 - Эпюры моментов промежуточного вала

9.2 Определение радиальных реакций опор и построение эпюр моментов для тихоходного вала

Линейные размеры участков вала: l1Т=107 мм, l2Т=79 мм, l3Т=79 мм, l4Т=107 мм.

Силы на червячном колесе: Ft2Т=7668 H, Fr2Т=2791 H, Fa2Т=1498 H.

Силы на звездочках: FX= FY= Fц*cos 450=5294*cos 450=3743 H.

Определим радиальные реакции опор:

В плоскости YOZ:

реакции найдены верно.

В плоскости XOZ:

проверка выполняется.

Суммарные реакции опор от сил в зацеплении (они же - силы для расчета подшипников):

Приступаем к построению эпюр изгибающих моментов МX (в плоскости YOZ) и МY (в плоскости XOZ), а также эпюры крутящего момента МК (рисунок 9.3).

Плоскость YOZ:

В сечении С: ;

В сечении А:

В сечении B слева:

В сечении D слева:

В сечении D справа:

В сечении E:

Плоскость XOZ:

В сечениях С и Е:

В сечениях А и B:

В сечении D:



Рис. 9.3 - Эпюры моментов тихоходного вала

9.3 Расчёт промежуточного вала на сопротивление усталости и статическую прочность

Материал вала тот же, что и червяка - сталь 40Х; термообработка - закалка ТВЧ до твёрдости 45…50 HRCЭ, диаметр заготовки D?120 мм. По таблице 9.1 учебного пособия для стали 40Х, диаметре заготовки не более 120 мм и твёрдости не ниже 270 НВ выписываем: уВ=900 МПа, уТ=750 МПа,

у-1=410 МПа, ф-1=240 МПа.

Анализ конструкции вала, а также эпюр изгибающих МX, МY и крутящего МК моментов показывает, что предположительно опасным сечением является сечение D.

Расчёт сечения D на сопротивление усталости:

Концентратор напряжений в сечении D - червяк.

По таблице 9.4 учебного пособия при с принимаем :Ку =2,45; Кф =2,0.

По таблице 9.6 учебного пособия линейным интерполированием Кd=0,6.

Поверхность шлифуется, поэтому по таблице 9.7: КF=1. По таблице 9.8 для закалки ТВЧ и уВ=900 МПа для гладких валов: КV=1,4.

Суммарные коэффициенты КуD и КфD:

КуD=(Ку/Кd+ КF-1)/ КV=(2,45/0,6+1-1)/1,4=2,92;

КфD=(Кф/Кd + КF-1)/ КV=(2/0,6+1-1)/1,4=2,38.

Результирующий изгибающий момент в рассматриваемом сечении:

Крутящий момент МК=59 Н·м=59103 Н·м.

Осевой момент сопротивления сечения:

Полярный момент сопротивления сечения:

Амплитуда напряжений цикла:



Среднее напряжение цикла: уm=0; фm= фa=0,6 МПа.

Коэффициенты шу и шф:

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по усталости:

.

Сопротивление усталости вала в сечении D обеспечивается.

Расчёт сечения D на статическую прочность:

Коэффициент перегрузки КП=ТПУСК/Т=2,2.

Эквивалентное напряжение:

Предельное допускаемое напряжение:

[у]=0,8· уТ=0,8·750=600 МПа.

Статическая прочность вала в сечении D обеспечивается, так как уЕ<[у].

9.4 Расчёт тихоходного вала на сопротивление усталости и статическую прочность

В качестве материала тихоходного вала принимаем сталь 40Х; диаметр заготовки не более 120 мм. По таблице 9.1 учебного пособия для стали 40Х, диаметре заготовки не более 120 мм и твёрдости не ниже 270 НВ выписываем: уВ=900 МПа, уТ=750 МПа,

у-1=410 МПа, ф-1=240 МПа.

Анализ конструкции вала, а также эпюр изгибающих МX, МY и крутящего МК моментов показывает, что предположительно опасными сечениями являются сечения А и B.

Так как вал симметричный, то достаточно проверить только одно сечение, например А.

Расчёт сечения А на сопротивление усталости:

Концентратор напряжений в сечении А - посадка внутреннего кольца подшипника с натягом.

По таблице 9.5 учебного пособия при уВ=900 МПа для d=60 мм и посадки I линейным интерполированием: Ку/Кd =4,3 и Кф/Кd=3,09.

Поверхность шлифуется, поэтому по таблице 9.7: КF=1.Так как поверхность вала дополнительно не упрочняется, то КV=1.

Суммарные коэффициенты КуD и КфD:

КуD=(Ку/Кd+ КF-1)/ КV=(4,28+1-1)/1=4,3;

КфD=(Кф/Кd + КF-1)/ КV=(3,07+1-1)/1=3,09.

Результирующий изгибающий момент в рассматриваемом сечении:

Крутящий момент МК=1074,4 Н·м=1074,4103 Н·м.

Осевой момент сопротивления сечения:

Полярный момент сопротивления сечения:

Амплитуда напряжений цикла:

Среднее напряжение цикла: уm=0; фm= фa=12,7 МПа.

Коэффициенты шу и шф:

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по усталости:

Сопротивление усталости вала в сечениях А и B обеспечивается.

Расчёт сечения А на статическую прочность:

Коэффициент перегрузки КП=ТПУСК/Т=2,2.

Эквивалентное напряжение:

Предельное допускаемое напряжение:

[у]=0,8· уТ=0,8·750=600 МПа.

Статическая прочность вала в сечениях А и B обеспечивается, так как уЕ<[у].

10. Проверочный расчёт предварительно выбранных подшипников качения на заданный ресурс

10.1 Промежуточный вал