Расчет и проектирование одноступенчатого, цилиндрического, шевронного редуктора общего назначения

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

В машиностроении находят широкое применение редукторы, механизмы, состоящие из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащих для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ременную передачу.

Назначение редуктора -- понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Механизмы, служащие для повышения угловой скорости, выполнены в виде отдельных агрегатов, называют мультипликаторы.

Конструктивно редуктор состоит из корпуса (литого, чугунного или сварного стального), в котором помещаются элементы передачи -- зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Привод предполагается размещать в закрытом, отапливаемом, вентилируемом помещении, снабженным подводом трехфазного переменного тока.

Привод к горизонтальному валу состоит из цилиндрического редуктора, быстроходный вал которого соединен с двигателем ременной передачей, а на тихоходном валу располагается компенсирующая муфта.

1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода

Определяем общий КПД привода

зобщ = зрп * зпкІ * ззп

где зрп - коэффициент полезного действия клиноременной передачи;

зрп = 0,95…0,97 (табл. 2.2, стр.41 [1]);

принимаем зрп = 0,97;

ззп - коэффициент полезного действия закрытой зубчатой

цилиндрической косозубой передачи;

ззп = 0,96…0,97(табл. 2.2, стр.40 [1]);

принимаем ззп = 0,96;

зпк - коэффициент полезного действия подшипников качения;

зпк = 0,98…0,995 (табл. 3, стр.41 [1]);

принимаем зпк = 0,99;

зобщ = 0,97*0,96*0,99І = 0,913

Определяем требуемую мощность рабочей машины. Для этого определим величины на тихоходном валу:

Частота вращения:

отсюда об/мин

Момент на тихоходном валу:

Н•м

Мощность на выходном валу редуктора:

кВт

Ррм = Р3 = 2,0 квт

Определяем требуемую мощность двигателя Рдв., квт:

Рдв = Ррм / зобщ = 2,0 / 0,913 = 2,19 квт

Определяем номинальную мощность двигателя Рном., квт:

Рном ? Рдв

Из таблицы 2.1 стр. 39 [1] выбираем тип двигателя

1. 4АМ80В2У3 (п = 2850 об/мин.) Рном = 2,2 квт;

2. 4АМ90L4У3 (п = 1425 об/мин.) Рном = 2,2 квт;

3. 4АМ100L6У3 (п = 950 об/мин.) Рном = 2,2 квт;

4. 4АМ112МА8У3 (п = 700 об/мин.) Рном = 2,2 квт;

Т.к. двигатели с большой частотой вращения имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами весьма металлоемки, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения малой мощности. Следовательно в данной ситуации подходит трехфазный асинхронный двигатель серии 4А типа 90L: 4АМ90L4У3

Характеристики двигателя следующие:

Рном = 2,2 квт; пном = 938 об/мин. (табл. к9, стр. 384 [1])

Определяем передаточные числа привода и его ступеней. Передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя пном к частоте вращения приводного вала рабочей машины прм (п3) при номинальной нагрузке.

U = пном / прм

3.U = 950 / 54 = 17,5

Общее передаточное число U:

U = Uрп * Uзп

где Uрп - передаточное число ременной передачи, которое должно быть в пределах 2…4 (табл. 2.3, стр. 43 [1]);

Uзп - передаточное число зубчатой передачи.

Приняв передаточное число зубчатой передачи за 5 (табл. 2.3, стр. 43 [1]) получим передаточное число ременной передачи:

Uрп = U / Uзп

Uрп = 17,5 / 5 = 3,5

Определяем мощность каждой ступени:

РI = Рраб.м = 2,19 квт

РII = РI * зрп = 2,19 * 0,97 = 2,124 квт

РIII = РII * зпкІ * ззп = 2,214 * 0,99І * 0,96 = 2,0 квт

Определяем угловые скорости на каждой ступени привода:

nI = пдв = 950 об/мин.

nII = nI / Uрп = 950 / 3,5 = 271 об/мин.

nIII = nII / Uзп = 271 / 5 = 54 об/мин.

Определяем моменты ступеней привода.

ТI =

wI = = = 99,4 (рад/с)

wII = = 28,36 (рад/с)

wIII = = 5,5 (рад/с)

ТI = = = 22 (Нм)

ТII = = = 74,9 (Нм)

Т III = = = 368,8 (Нм)

2. Расчет клиноременной передачи

Выбираем сечение клинового ремня, предварительно определив угловую скорость и номинальный вращающий момент ведущего вала:

При таком значении вращающего момента принимаем сечение ремня типа А, минимальный диаметр . Принимаем.

Определяем передаточное отношение i без учета скольжения .

Находим диаметр ведомого шкива, приняв относительное скольжение е = 0,02:

.

Ближайшее стандартное значение . Уточняем передаточное отношение i с учетом е:

.

Определяем межосевое расстояние а: его выбираем в интервале

принимаем близкое к среднему значение а = 400 мм.

Расчетная длина ремня:

.

Ближайшее стандартное значение L = 1250 мм, L0=1700

Вычисляем

и определяем новое значение а с учетом стандартной длины L:

Угол обхвата меньшего шкива

Скорость

По таблице определяем величину окружного усилия , передаваемого клиновым ремнем: на один ремень.

.

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня:

.

Коэффициент режима работы при заданных условиях , тогда допускаемое окружное усилие на один ремень:

.

Определяем окружное усилие:

.

Расчетное число ремней:

.

Определяем усилия в ременной передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения

Предварительное натяжение каждой ветви ремня:

;

рабочее натяжение ведущей ветви

;

рабочее натяжение ведомой ветви

;

усилие на валы

.

2. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

1. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений.

Поскольку, в проектном задании к редуктору не предъявляется жёстких требований в отношении габаритов передачи, а изготовление колёс осуществляется в условиях мелкосерийного производства, то выбираем материалы со средними механическими качествами. В проектном задании указано, что редуктор должен быть общего назначения, кроме того передаваемая мощность невелика (1,8 квт). Для таких редукторов экономически целесообразно применять колёса с твёрдостью ? 350 НВ, при этом достигается лучшая прирабатываемость зубьев колеса, обеспечивается чистовое нарезание зубьев колёс после термообработки, высокая точность их изготовления. Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число раз (2,5) больше нагружений зубьев колеса, для достижения одинаковой контактной усталости обеспечиваем механические характеристики материала шестерни выше, чем материала колеса. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ1 назначаем больше твёрдости колеса НВ2 (стр. 48 [1]); НВ1-НВ2=20…50

Мощность на рабочем валу РIII = 2,0 квт;

передаточное число редуктора Uзп =5;

частота вращения рабочего вала nIII = 54 об/мин;

передача нереверсивная.

1.Пользуясь таблицей 3.2, стр.50 [1], подбираем подходящий материал.

Сталь 45, которой присущи следующие характеристики:

Dпред. - любой;

Sпред. - любая;

Твёрдость заготовки 179…207 НВ;

Gв = 600 Н/ммІ;

Gт = 320 Н/ммІ;

G-1 = 260 Н/ммІ;

Данный материал подходит для изготовления колеса редуктора, в качестве термообработки используют нормализацию.

Сталь 45, которой присущи следующие характеристики:

Dпред. =125 мм;

Sпред. =80 мм;

Твёрдость заготовки 335…262 НВ;

Gв = 780 Н/ммІ;

Gт = 540 Н/ммІ;

G-1 = 335 Н/ммІ;

Данный материал подходит для изготовления шестерни редуктора, в качестве термообработки используют улучшение.

2 Допускаемые контактные напряжения при расчётах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [G]н1 и колёса [G]н2.

Определяем коэффициент долговечности KнL :

KнL =

где, Nно - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

Если N> Nно , то принимаем KнL = 1 (стр. 51[1]).

По таблице 3.1, стр. 49 [1] определяем допускаемое контактное напряжение [G]но, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений Nно.

[G]но = 1,8 НВср+67

НВср1 = (235+262)/2 = 248,5

[G]но1 = 1,8*248,5+67 = 514,3 Н/ммІ

НВср2 = (179+207)/2 = 193

[G]но2 = 1,8*193+67 = 414,4 Н/ммІ

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [G]н1 и колеса [G]н2 (стр. 51 [1]):

[G]н1 = KнL1*[G]но1 = 1*514,3 Н/ммІ

[G]н2 = KнL2*[G]но2 = 1*414,4 Н/ммІ

Среднее допускаемое контактное напряжение (стр. 51 [1]):

[G]н = 0,45* ( [G]н1+[G]н2 ) = 0,45* (514,3+414,4) = 0,45*928,7 = 418 Н/ммІ

3 Определяю допускаемое напряжение изгиба [G]F.

Проверочный расчёт зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [G]F1 и [G]F2. Определяю коэффициент долговечности (стр. 52, [1]):

KнL

где, NFO = 4*10 - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

Т.к. N> NFO (стр. 52, [1]), то принимаем КFL = 1.

Допускаемое напряжение изгиба [G]F0, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NFO.

[G]F0 = 1,03 НВср (табл. 3.1, стр. 49 [1])

НВср1 = 248,5 ; НВср2 = 193

[G]F01 = 1,03*248,5 = 256 Н/ммІ

[G]F02 = 1,03*193 = 199 Н/ммІ

Элемент передачи	Марка стали	Dпред, мм; Sпред, мм;	Термооб- работка	НRCэ1ср НВ2ср	[G]н	NF
					Н/ммІ
Шестерня Колесо	45 45	125 80	У Н	248,5 193	514,3 414,4	256 199

3. Расчет цилиндрической передачи

Исходные данные: крутящий момент на колесе , частота вращения колеса ; передаточное число ; расчетные допускаемые контактные напряжения

;

3.1 Проектный расчет цилиндрической косозубой передачи

1.Межосевое расстояние ()

,

где Кa - вспомогательный коэффициент, МПа1/3.Согласно ГОСТ 21354-87 для косозубых передач МПа1/3.

- коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки.

При проектных расчётах принимают ; при симметричном расположении колёс принимают

- коэффициент ширины колеса, ГОСТ 2185-66

Принимаем для колес после улучшения

Межосевое расстояние округляем в большую сторону до стандартного по ГОСТ 2185-66 принимаем =160мм;

2. Назначаем нормальный модуль по соотношению , имеем . По ГОСТ 9563-80 принимаем , т.к. для силовых передач

3. Задаваясь предварительным углом наклона зубьев Определяем число зубьев шестерни.

Принимаем . Число зубьев колеса

4.Уточняем передаточное число

отклонение от требуемого u 0,00 (допускается ± 4%)

5.Уточняем угол наклона зубьев

Что находится в рекомендуемых пределах изменения угла

6.Определяем диаметры делительных окружностей колёс.

7. Проверка межосевого расстояния:

8. Определяем ширину зубчатых колёс.

Округляем до стандартного значения по ГОСТ 6636-69

Ширину зубчатого венца шестерни назначаем на (5…8)мм больше, т.е.

Принимаем

3.2 Проверочный расчет косозубых цилиндрических передач

Проверочный расчет проводим в соответствии с ГОСТ 21354-87

1. Расчетная зависимость для проверки передачи на контактную выносливость зубьев имеет вид

2. Определяем коэффициенты

-коэффициент, учитывающих форму сопряженных поверхностей зубьев.

где - угол наклона зубьев, - угол зацепления.

При коэффициенте смещения инструмента угол зацепления , имеем . В нашем случае

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, МПа1/2.

где:

- приведённый модуль упругости; -коэффициент Пуассона,

Для пары стальных колес имеем

;,тогда

-коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

- для косозубых колес

где - коэффициент торцового перекрытия зубьев.

Z1; Z2 - числа зубьев, соответственно, шестерни и колеса;

- делительный угол наклона зубьев

К -коэффициент, учитывающий осевое перекрытие зубьев в косозубых передачах. Значение К принимаем в зависимости от

Принимаем К =0,95

Для зубьев колес, нарезанных без смещения режущего инструмента, при <200 коэффициент торцового перекрытия составляет

,

3. Окружная сила

T1 и T2 - крутящие моменты на шестерни и колесе соответственно.

4. Коэффициент нагрузки

K А - коэффициент внешней динамической нагрузки; K HV - коэффициент динамичности нагрузки, возникающей в зацеплении взаимодействующих колёс передачи; K Hв -коэффициент концентрации нагрузки по длине контактных линий зубьев.

При равномерном режиме работы электродвигателя коэффициент K А выбирают в зависимости от режима работы рабочего органа: K А = 1,0 - равномерный режим.

Определяем коэффициент концентрации нагрузки K Hв

Для прирабатывающихся зубьев колес (хотя бы одно из колес имеет твердость зубьев менее 350HB) при переменной нагрузке

где- коэффициент начальной концентрации нагрузки, выбираемый по таблице в зависимости оти расположения шестерни относительно опор вала;

-коэффициент, учитывающий влияние переменного режима нагружения на степень прирабатываемости колёс.

Здесь Ti, ti - крутящий момент и время его действия на i-й ступени блока нагружения. Тном - номинальный момент, t - срок службы передачи.

В нашем случае. Значит

Определяем коэффициент динамичности нагрузки КНV.

Степень точности передачи выбирается в зависимости от окружной скорости колес и наличия особых требований к передаче; уровню шума, точности вращения и т.д.

Находим окружную скорость

При таком значении скорости принимаем 8-ю степень точности.

Тогда

Коэффициент нагрузки

Таким образом имеем:

Недогрузка передачи составляет

3.3 Проверяем передачу на изгибную выносливость зубьев

1. Запишем условие прочности по напряжениям изгиба для зубьев колеса и шестерни

Пользуясь рекомендациями, считаем коэффициент концентрации нагрузки и коэффициент динамичности нагрузки

Коэффициент формы зуба и находим в зависимости от числа зубьев рассчитываемого колеса и коэффициента смещения режущего инструмента

Эквивалентное число зубьев для косозубых колес

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

,

где - коэффициент, учитывающий многопарность зацепления;

- коэффициент, учитывающий осевое перекрытие зубьев; - коэффициент торцевого перекрытия.

Для передач, применяемых в редукторостроении можно принимать, тогда

В нашем случае

Коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев:

Условие прочности имеет вид

Допускаемые изгибные напряжения

; ;

Следовательно, на изгибную выносливость проверяем зубья шестерни.

Допускается перегрузка 5% но, несмотря на значительную недогрузку уменьшать модуль и ширину колес нельзя.

3.4 Геометрические характеристики зацепления

Расчет геометрических характеристик передачи внешнего зацепления рассчитывают по ГОСТ 16532-70. Для рассчитываемой передачи имеем геометрические параметры:

, ; ; ; , .

Определяем основные размеры шестерни и колеса.

1.Диаметры окружностей вершин зубьев:

где - коэффициент головки зуба исходного контура.

В соответствии с ГОСТ 13755-81 у исходного контура с , имеем ; x - коэффициент смещения режущего инструмента.

В нашем случае

2.Диаметры окружностей впадин зубьев.

где- коэффициент радиального зазора исходного контура

Согласно ГОСТ 13755-81 имеем

3.5 Определение усилий в зацеплении

В зацеплении косозубой передачи действует три силы.

Окружная сила:

.

Осевая сила:

Радиальная сила

4. Подбор муфты

Исходные данные: тип муфты - упругая, передаваемый момент Т2=368.8Нм; режим работы нереверсивная нагрузка с умеренными толчками; поломка муфты приводит к аварии машины без человеческих жертв.

1. Определяем расчетный момент муфты

,

где - номинальный момент на муфте; =Т2=368.8 Нм; К - коэффициент режима работы.

Коэффициент, учитывающий режим работы К=К1К2, где К1 =1,2 - коэффициент безопасности; (поломка муфты вызывает аварию машины); К2 =1,3 - коэффициент, учитывающий характер нагрузки (при нереверсивной нагрузке).

В данном случае

;

2. Выбор типа компенсирующей муфты

Муфта выбирается по каталогу так, чтобы соблюдалось условие

.

В нашем случае обосновано применение муфты МЦ-50 МН 2091-61 по ГОСТ 20742-81, имеющей =750 Нм, диаметр отверстия под вал 40 мм, L = 170 мм, наружный диаметр муфты D = 210 мм, число зубьев звездочки z =24, шаг цепи p = 25,4 мм.

3. Определение силы, действующей со стороны муфты на вал

Frм =(0,2…0,3)Ftм,

где Ftм - окружная сила на муфте, Ftм =2T/dp ; здесь Т- крутящий момент на валу, Т= Т2= 368.8 Нм; dp - расчетный диаметр, м.

Для цепных муфт диаметр делительной окружности звездочки

.

В нашем случае

Окружная сила на муфте

.

Следовательно, нагрузка от муфты на вал

.

Принимаем

4. Проверяем возможность посадки муфты на вал редуктора

Определяем расчетный диаметр вала в месте посадки муфты

.

;

;

.

С учетом ослабления вала шпоночной канавки имеем

Эта величина приближенно равна посадочному диаметра муфты dм = 40 мм.

Таким образом муфта проходит по посадочному диаметру вала и в дальнейших расчётах диаметр вала под муфту принимаем

5. Расчёт валов

Исходные данные: крутящий момент на быстроходном валу ; крутящий момент на тихоходном валу ; окружная сила ; осевая сила ; радиальная сила ; ширина колеса ; сила на валу от натяжения ременной передачи ; диаметр шестерни ; диаметр колеса

5.1 Проектный расчёт быстроходного вала цилиндрического редуктора

Расстояния (мм) ведущего вала можно принимать по ориентировочной рекомендации [7, стр. 284] в зависимости от передаваемого момента:

, где - длина ступицы колеса:

(b - ширина колеса).

- зазор между зубчатыми колесами и внутренними стенками корпуса редуктора: . В данном случае

;; ;.



Расчетная схема быстроходного вала

Определяем согласно расчетной схеме реакции опор в горизонтальной плоскости из условия равновесия:

,

отсюда

Первоначальное направление реакции ХВ выбрано верно.

Проверка: .

Определяем реакции опор в вертикальной плоскости из условия равновесия

Проверка: .

Радиальная нагрузка на опору А

Радиальная нагрузка на опору В

Определяем изгибающие моменты в характерных сечениях вала:

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

- для среднего сечения шестерни

- под подшипником В

- под подшипником А

- под шкивом ременной передачи

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

- под подшипниками

- под шестерней

Построение эпюр изгибающих и крутящего момента

Определяем диаметры вала в его характерных сечениях по зависимости

, где - эквивалентный момент,

, где - суммарный изгибающий момент.

,

где - изгибающие моменты в рассматриваемом сечении в горизонтальной и вертикальной плоскостях,

- крутящий момент в рассматриваемом сечении вала,

- допускаемое изгибное напряжение, ;

Принимаем

Определяем расчётный диаметр вала под шестерней. Имеем

тогда ;

Учитывая ослабление вала шпонкой принимаем диаметр вала под шестерней

Полученный диаметр вала округляем до ближайшего большего по ГОСТ 6636-69 из стандартного ряда: Принимаем

Проверяем возможность применения насадной шестерни , , следовательно, шестерню делаем вал - шестерню.

7. Определяем расчётный диаметр вала под подшипником А.

Имеем

8. Определяем расчётный диаметр вала под подшипником В.

Имеем

C учетом ступенчатой конструкции вала принимаем диаметр под подшипники 40 мм

9. Определим диаметр вала под шкивом

Принимаем по ГОСТ 6636-69 .

5.2 Проектный расчёт тихоходного вала цилиндрического редуктора

Расстояния f и W можно принимать по ориентировочной рекомендации [7, стр. 284] в зависимости от передаваемого момента:

, где - длина ступицы колеса:

(b - ширина колеса).

- зазор между зубчатыми колесами и внутренними стенками корпуса редуктора: . В данном случае

;; ; .

Расчетная схема быстроходного вала

Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости:

,

Проверка: .

Опорные реакции в вертикальной плоскости

Проверка:

Радиальная нагрузка на опору С.

Радиальная нагрузка на опору D

Построение эпюр изгибающих и крутящего момента

Определяем изгибающие моменты в характерных сечениях вала:

- под подшипником D

в вертикальной плоскости

в горизонтальной плоскости

от муфты

- под подшипником С

в вертикальной плоскости

в горизонтальной плоскости

от муфты

- под колесом

в вертикальной плоскости

в горизонтальной плоскости

от муфты

Определяем диаметры в характерных сечениях вала.

Диаметр вала под муфту найден ранее

Определяем диаметр вала под подшипником С

Имеем

; ; ;

;

Принимаем , что позволит создать буртики для упора муфты .

Определяем расчётный диаметр вала под колесом.

Имеем

тогда ;

Учитывая ослабление вала шпонкой, принимаем диаметр вала под колесом

Полученный диаметр вала округляем до ближайшего большего по ГОСТ 6636-69 из стандартного ряда c таким учетом, чтобы диаметр под колесом , т.е.

5.3 Расчет соединений каждого вала редуктора с размещаемыми на нем деталями передач

Расчет шпоночных соединений производят по допускаемым напряжениям смятия .

;

зубчатый передача цилиндрический редуктор вал

Т - передаваемый крутящий момент; d - диаметр вала; -напряжение смятия; - расчетная длина шпонки ( - для шпонки со скругленными концами).

Подбор шпоночных соединений для быстроходного вала

1) Под шкивом: d=25 мм, по ГОСТ 23360-78 ; ;

Определим расчетную длину шпонки по формуле:

Подбор шпоночных соединений для тихоходного вала

1) Под колесом: d=50 мм, по ГОСТ 23360-78 ; ;

Определим расчетную длину шпонки:

2) Под муфтой: d=40 мм, по ГОСТ 23360-78 ; ;

Определим расчетную длину шпонки:

Расчёт валов на выносливость.

Проверку валов на усталостную прочность (выносливость) ведут по условию S [S] ,

где S - расчетное значение коэффициента запаса выносливости вала в его рассматриваемом предположительно опасном сечении;

S необходимое значение коэффициента запаса выносливости.

Необходимое значение коэффициента запаса выносливости вала [S] принимают равным: [S] = 1.5…2.0.

Расчетное значение коэффициента запаса выносливости S при совместном действии кручения и изгиба определяется из зависимости:

,

где S , S коэффициенты запаса выносливости по нормальным и касательным напряжениям.

Коэффициент запаса выносливости S по нормальным напряжениям рассчитывают по следующей зависимости:

Коэффициент запаса выносливости S по касательным напряжениям вычисляют по формуле

где -1, -1 - пределы выносливости при симметричном цикле, зависящие от марки материала; а, а - амплитуды напряжений цикла: , ; m, m - средние напряжения цикла: ; К, К - эффективные коэффициенты концентрации напряжений и соответственно [3, с. 171]; е, е - масштабные факторы, зависящие от размеров диаметра [3, с. 171], в, в - коэффициенты, учитывающие влияние шероховатости, зависят от состояния поверхности [3, с. 171]; ш, ш - коэффициенты, учитывающие влияние асимметрии цикла [3, с. 171].

В сечении колеса концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. В сечении возникают изгибающий и крутящий моменты. Материал-сталь 45 как наиболее распространенный для изготовления валов .

Проверка быстроходного вала

Определяем нормальные напряжения под шестерней, концентратор напряжений - галтель.

и - амплитуды напряжений цикла

и - средние напряжения цикла.

Эффективные коэффициенты концентрации нормальных К и касательных К напряжений для сечений с геометрическими источниками концентраций этих напряжений (галтели, канавки, проточки, шпоночные пазы и т.д.) определяют по таблицам ГОСТ 25.504 - 82 в зависимости от вида концентратора, его размеров и предела прочности в материала вала.

Масштабные факторы для вала d=32 мм по [7, стр. 292]:

.

Коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла для легированных сталей:

[7, стр. 292].

- коэффициенты, учитывающие влияние шероховатости

Проверка тихоходного вала

Определяем нормальные напряжения под колесом, концентратор напряжений - шпоночная канавка.

,

Эффективные коэффициенты концентрации нормальных К и касательных К напряжений

Масштабные факторы для вала d=50 мм по [7, стр. 292]: .

Коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла для легированных сталей:

[7, стр. 292].

- коэффициенты, учитывающие влияние шероховатости

В обоих случаях выносливость валов обеспечена.

6. Выбор и расчет подшипников

6.1 Выбор подшипников быстроходного вала

Исходные данные: радиальные нагрузки на подшипники:,; внешняя осевая нагрузка Fa=500 H; частота вращения вала n1 = 271 об/мин; диаметр вала под подшипником;расстояние между подшипниками l = 120 мм; требуемый ресурс подшипников [Lh] = 10000ч.

Назначаем тип подшипников

На подшипники действуют радиальные и осевые усилия, поэтому назначаем шарикоподшипники радиально-упорные однорядные по ГОСТ 831-75 как наиболее распространенный тип подшипников для передач с цилиндрическими зубчатыми колесами.

Выбираем схему установки подшипников

В нашем случае при dn=40 мм и l=120 мм принимаем установку подшипников «враспор». В рассматриваемой конструктивной схеме каждая из опор ограничивает осевое перемещение вала только в одном направлении. Для этого торцы внутренних колец обоих подшипников упирают в торцы буртиков вала (или в торцы других деталей, расположенных на валу). Внешние торцы наружных колец подшипников упирают в торцы подшипниковых крышек (или в торцы других деталей, установленных в посадочном отверстии подшипникового гнезда корпуса).

Основными достоинствами осевой фиксации валов по схеме «враспор» являются:

а) возможность регулировки величины зазоров в двух опорах;

б) простота конструкции и большая технологичность опор (для их конструктивного воплощения требуется меньшее количество деталей, а обработка посадочных отверстий подшипниковых гнезд может выполняться простейшим сквозным способом).

Недостатки ее следующие:

а) более жесткие допуски на размеры l, L и h, так как погрешности этих размеров приводят к изменению величины «а» осевого зазора в опоре;

б) возможность защемления вала в опорах, вследствие температурных деформаций подшипников, вала и корпуса редуктора;

в) ограниченность расстояний между подшипниками и температурного интервала эксплуатации.

Назначаем типоразмер подшипников

Исходя из того, что диаметр вала под подшипник dn равен 40 мм и что осевая нагрузка Fa=500 Н сравнительно мала, назначаем в первом приближении шарикоподшипник легкой серии: типоразмер 36208, имеющий dn - 40 мм; D=72 мм, динамическую грузоподъемность Cr=22 kH, статическую грузоподъемность Cor=12 kH.

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок на подшипники

Индекс I присваивается подшипнику, у которого осевая составляющая S совпадает с направлением Fa. В нашем случае индекс I присваиваем опоре А .

Для шариковых радиально-упорных подшипников с углом контакта б ? 18є S=e`Fr,

где е` - коэффициент минимальной осевой нагрузки определяется по графику [10 стр. 133] (в нашем случае имеем е` = 0,47); Fr - радиальная нагрузка на подшипник.

В нашем случае:

Находим значения осевых нагрузок:

.

.

5. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

При переменном режиме нагружения для подшипников редуктора имеем:

,

где коэффициент долговечности

.

Здесь - продолжительность работы подшипника при действии нагрузки от Т; - требуемый срок службы подшипника . Так как в редукторах обычно замена подшипников не производится, то срок службы подшипников равен требуемому сроку службы редуктора , тогда

.

В нашем случае коэффициент долговечности:

.

Номинальная эквивалентная нагрузка определяется по зависимости

.

Здесь V - кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника, в нашем случае V=1 (при вращающемся внутреннем кольце подшипника).

Коэффициент безопасности , определяется по рекомендациям [7, стр. 339] в зависимости от характера работы. При нагрузке c умеренными толчками принимаем .

- температурный коэффициент, вводимый при температуре подшипникового узла t>100 oC, температурный коэффициент при t<100 oC.

Fr и Fa - радиальная и осевая нагрузки на подшипники, возникающие при действии номинального момента .

X,Y -коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, назначаемые по ГОСТ 18855-82 в зависимости от отношения .

;;;

В нашем случае для подшипника I (подшипник А) имеем

, тогда X=1, Y=0.

Для подшипника II (подшипник В) имеем

, тогда X=0,45; Y=1,55.

Таким образом,

Т.к. наиболее нагруженным оказался подшипник II, то все дальнейшие расчеты будут производиться для этого подшипника.

6. Определяем расчетную долговечность назначенного подшипника

,

где - коэффициент, зависящий от уровня надежности Р (вероятности безотказной работы). При Р=0,9 =1;

- коэффициент, который учитывает совместное влияние качества металла и условий эксплуатации (смазка, перекос подшипника), зависит от типа подшипника и расчетных условий:

1) обычные условия;

2) наличие масляной пленки в контактах и отсутствие повышенных перекосов;

3) то же и при условии изготовления колец и тел качения подшипника из электрошлаковой или вакуумной сталей.

Принимаем =0,75.

Показатель степени p для шарикоподшипников равен 3.

, что удовлетворяет требованиям.

Таким образом принимаем подшипники для быстроходного вала серии 36208 по ГОСТ 831-75.

6.2 Выбор подшипников тихоходного вала

1. Определяем радиальные нагрузки на подшипники

Поскольку направление силы от муфты неизвестно, реакции опор от нее найдем отдельно, тогда реакции опор остались без изменения, т.е. XC=1381 Н; YC= 1390 Н; XD=1381H; YD= - 890 H.

Значение реакции от силыприбавляется к результирующей.

Реакция в опоре С от муфты

Реакция в опоре D от муфты

Радиальная нагрузка в опоре С

Радиальная нагрузка в опоре D

2. Назначаем тип подшипников

На подшипники действуют радиальные и осевые нагрузки, поэтому назначаем радиально-упорные подшипники. Так как на быстроходном валу приняты шариковые радиально-упорные подшипники, то для снижения номенклатуры типов подшипников на тихоходном валу принимаем также шариковые радиально-упорные подшипники.

3. Назначаем схему установки подшипников

При имеем установку подшипников «враспор», т.к. l=120мм.

4. Назначение типоразмера подшипника

При осевая нагрузка на подшипник сравнительно невелика, назначаем шарикоподшипник легкой серии 36209, имеющий; D =87 мм; C = 38,9 кН; Co = 23,2 кН.

5. Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок на подшипники

В нашем случае:

Находим значения осевых нагрузок:

.

.

6. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

, (V=1, =1,5, =1)

В нашем случае для подшипника I (подшипник D) имеем

, тогда X = 1, Y = 0.

Для подшипника II (подшипник C) имеем

, тогда X = 0,45, Y =1,55.

Таким образом,

;

.

Т.к. наиболее нагруженным оказался подшипник II, то все дальнейшие расчеты будут производиться для этого подшипника:

.

6. Определяем расчетную долговечность назначенного подшипника

, что удовлетворяет требованиям.

Таким образом принимаем подшипники для быстроходного вала серии 36209 по ГОСТ 831-75.

7. Выбор смазки

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание поверхностей.

В машиностроении для смазывания зубчатых передач широко применяют так называемую картерную систему, т.е. погружение движущегося колеса в масляную ванну с жидкой смазкой по ГОСТ 20799-75. Смазка должна быть жидкой, чтобы обеспечилось её разбрызгивание в корпусе и образование там масляного тумана, который необходим для непрерывного смазывания всех трущихся частей механической передачи.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации маши.

Принцип назначения сорта масла: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные напряжения в зацеплении, тем большей вязкостью должно характеризоваться масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес [10 стр. 179].

При окружной скорости до 2 м/с и контактных напряжениях уН =600-1000 МПа рекомендуемая кинематическая вязкость масла 60 ммІ/с. Для редуктора принимаем масло И-Г-А-46 по ГОСТ 20799-75.

Подшипники в рассматриваемом варианте оформления опор валов цилиндрических редукторов смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым (при сборке узла) во внутреннюю полость стакана подшипников. Это обусловлено тем, что в рассматриваемом случае величина окружной скорости колес (V < 3 м/с) не позволяет надежно смазывать эти подшипники конденсатом масляного тумана, образующегося при разбрызгивании масла из масляной ванны картера, погруженными в нее колесами редуктора.

Пластичные (мазеобразные) смазочные материалы представляют собой загущенные специальными загустителями жидкие масла с включением различных присадок.

Основными пластичными смазочными материалами, применяемыми в подшипниковых узлах редукторов общего назначения, в настоящее время являются Литол-24 ТУ 21150-75 (для работы в температурном интервале - 40…+130С) и ЦИАТИМ-201 ГОСТ 6267-74 (-60…+90С).

Применим в нашем случае Литол-24 ТУ 21150-75.

8. Выбор типа корпуса редуктора и определение размеров основных его элементов

Корпуса редукторов имеют коробчатую конструкцию, как правило, довольно сложной конфигурации. Поэтому их в большинстве случаев получают методом литья и крайне редко - сваркой .

Отливки из серого чугуна (СЧ12, СЧ15, СЧ18 ГОСТ 1412 - 85) наиболее распространены в машиностроении для изготовления корпусных деталей. Это обусловлено хорошими литейными свойствами серого чугуна, его хорошей обрабатываемостью на металлорежущих станках, низкой стоимостью, достаточно высокой износостойкостью.

Для удобства сборки редукторов их корпуса выполняют разъемными по плоскости, проходящей через оси редукторных валов. Для удобства обработки плоскость разъема корпуса располагают параллельно его установочной плоскости.

При конструктивном оформлении контуров корпуса из центров колес редукторных передач проводят тонкими линиями дуги окружностей радиусами

,

где dа1(2) - внешние диаметры зубчатых колес соответствующих передач редуктора.

В данном случае из центра зубчатого цилиндрического колеса.

a - необходимая величина зазора между наружными поверхностями зубчатых колес и внутренней поверхностью корпуса редуктора, мм.

Зазор «а» рекомендуется назначать по следующему условию:

мм,

где k - величина зазора, требуемого для компенсации неизбежной неточности положения в отливке внутренней поверхности крышки картера.

a > 8 мм.

Толщину д, мм, вертикальных стенок и днища картера редуктора рекомендуется [3, табл. 17.1] назначать по условию обеспечения необходимой жесткости корпуса в зависимости от величины номинального вращающего момента ТТ () на тихоходном валу редуктора:

.

Однако найденную по этой формуле величину толщины стенок картера необходимо согласовать с технологически минимальной толщиной стенок литых деталей Smin по условию д ? Smin. Значения Smin определяют по графикам в зависимости от материала отливки и габаритных размеров картера. Отсюда Smin=6 мм и .

Обычно крышка картера имеет более низкую (по сравнению с картером) нагруженность.

Поэтому с целью экономии материала и снижения массы корпуса толщину ее стенок д1 рекомендуется [3, табл. 10.4] назначать на 10 % меньше толщины стенок картера д, но при этом д1 должна быть больше технологически минимальной толщины стенок литых деталей Smin. В связи с вышеизложенным назначение толщины стенок крышки картера ведут по следующему условию:

д1=Smin=6 мм.

Необходимый наружный диаметр d резьбы этих крепежных болтов определяют из условия прочности стержня винта при обеспечении герметичности стыка картера с его крышкой в номинальном режиме эксплуатации редуктора. В связи с тем, что номинальная нагрузка на стыковочные крепежные винты корпуса редуктора пропорциональна номинальному вращающему моменту ТТ на его тихоходном валу, наружный диаметр d, мм, резьбы рассматриваемых болтов рекомендуется [3, табл. 17.1] определять по следующему условию:

,

Следовательно, мм.

Диаметры отверстий d0, необходимых для прохода через фланцы стержня крепежного болта, назначаем в зависимости от вида его резьбы: мм.

В местах размещения подшипниковых опор валов редуктора на стыковочных фланцах его корпуса предусматривают приливы.

Необходимый наружный диаметр dф резьбы фундаментных (крепящих редуктор к плите, раме и др.) болтов или шпилек (ГОСТ 22032 - 76) определяет прочность их стержней при обеспечении нераскрытия стыка корпуса редуктора с основанием, на котором он устанавливается, в номинальном режиме эксплуатации изделия. В связи с тем, что внешняя нагрузка на фундаментные шпильки пропорциональна номинальному вращающему моменту ТТ на тихоходном валу редуктора, наружный диаметр dф, мм, резьбы рассматриваемых крепежных деталей рекомендуется [3, табл. 10, 4] определять по следующему условию:

. Следовательно мм.

Количество фундаментных шпилек определяется условием наличия напряжений сжатия на всей поверхности стыка опорных лап корпуса редуктора с фундаментной плитой (рамой), обеспечивающим нераскрытие этого стыка в процессе эксплуатации редуктора.

Картер редуктора служит еще и резервуаром для смазочного масла. При работе зубчатых передач редуктора масло постепенно загрязняется продуктами износа, с течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, необходимо периодически менять.

Отработанное масло нужно слить таким образом, чтобы не производить разборку установки, в которой используется редуктор. Для этой цели в корпусе редуктора предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой.

Цилиндрическая резьба не создает надежного уплотнения. Поэтому под пробку с цилиндрической резьбой ставят уплотняющие прокладки, выполненные из промасленного технического картона марки А (ГОСТ 9347 - 74) толщиной 1,0 или 1,5 мм либо из паронита марки УВ (ГОСТ 481 - 71) толщиной 1,0; 1,5 или 2,0 мм. Надежное уплотнение создают также алюминиевые и медные прокладки.

Отверстие для маслоспуска следует располагать там, где в процессе эксплуатации редуктора к нему будет обеспечен удобный доступ. С наружной стороны картера сливное отверстие снабжают бобышкой, которая обеспечивает удобное врезание сверла и позволяет собирать вытекающее из редуктора масло в лоток, ванночку и т.п.

9. Подбор посадок основных деталей редуктора

Выбор посадок на вал внутренних колец подшипников качения производим, в соответствии с ГОСТ 3325 85, в зависимости от класса точности подшипников, режимов их работы и вида нагружения колец подшипника.

Подшипники работают в режиме небольших нагрузок (работа с умеренными толчками) или средние нагрузки в условиях необходимости частого перемонтажа. При вращении вала внутреннее кольцо подшипника качения (при неподвижном наружном) подвергается циркуляционному нагружению. В этом случае его на вал устанавливают с натягом, т.к. при установке циркуляционного нагруженного кольца с зазором происходит неизбежное проскальзование такого кольца по валу, приводящее к обмятию и изнашиванию контактирующих поверхностей. В зависимости от режима работы и класса точности подшипника выбираем посадку на вал внутренних колец подшипников качения k6.

В зависимости от принятой степени точности изготовления зубчатых колес будет 6 квалитет точности (ГОСТ 2464381) изготовления посадочных мест вала.

При умеренной нагруженности (кр 15 МПа) и нереверсивной работе применяют посадки: H6 / k5; H7 / k6; H8 / k7.

Посадку зубчатого колеса на консоль тихоходного вала осуществим по H7 / k6.

Поле допуска на ширину «b» шпоночного паза в вале, предназначенного под призматическую шпонку, выбирают по ГОСТ 23360 - 78 в зависимости от характера шпоночного соединения и вида передаваемой им нагрузки. Для неподвижного соединения шпонки с валом при постоянном нагружении поле допуска на ширину паза вала назначают по N9.

Крышки подшипников быстроходного и тихоходного узла устанавливаются по посадке H7. Размещено на Allbest.ru