Редуктор одноступенчатый цилиндрический косозубый

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Государственное образовательное учреждение среднего профессионального образования

«Выксунский металлургический техникум»

Пояснительная записка

РЕДУКТОР ОДНОСТУПЕНЧАТЫЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ КОСОЗУБЫЙ

Руководитель проекта

Макова Л.В.

Федин А.Д.

Выкса 2015



Содержание

Введение

1. Общая часть

1.1 Кинематический расчёт привода

1.2 Общий КПД привода зоб и потребная мощность электродвигателя Pэпотр., кВт, вычисляется по формуле

1.3 Потребленная мощность эл.двигателя Pэпотр

1.4 Число оборотов на валу потребителя nвых, об/мин, вычисляется по формуле

1.5 Частота вращения вала электродвигателя nэ, об/мин, вычисляется по формуле

1.6 По каталогу подбираем электродвигатель

1.7 Общие передаточные отношение привода Uоб, вычисляется по формуле

1.8 Определяем число оборотов n, об/мин, на каждом валу

1.9 Угловая скорость щ, 1/с, на каждом валу

1.10 Мощность Р, кВт, на каждом валу привода

1.11 Вращающие моменты T, H?м, на каждом валу

2. Расчёт закрытой косозубой зубчатой передачи

2.1 Выбор марки материала, назначение химико-термической обработки зубьев; определение допускаемых напряжений

2.2 Определение параметров передачи

2.3 Вычисление окружной скорости и сил, действующих в зацеплении

2.4 Проверочный расчёт на контактную и изгибную выносливость зубьев

3. Расчёт валов редуктора

3.1 Ориентировочный расчёт валов

3.2 Приближенный расчет валов

4. Расчёт элементов корпуса редуктора

4.1 Конструктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора

4.2 Конструктивные размеры валов, подшипниковых узлов

5. Подбор подшипников

5.1 Быстроходный (ведущий) вал

5.2 Тихоходный вал

6. Подбор шпонок и их проверочный расчет

6.1 Тихоходный вал

7. Посадки деталей и сборочных единиц редуктора (П 48)

8. Выбор смазки в редукторе

Список используемых источников



Введение

Редуктором называют зубчатый, червячный или зубчато-червячный передаточный механизм, выполненный в закрытом корпусе и предназначенный для понижения угловой скорости и повышения вращающего момента.

Редукторы бывают одноступенчатые, многоступенчатые и многоскоростные (коробка передач).

В зависимости от расположения валов редукторы разделяются на горизонтальные и вертикальные.

Как любая передача редуктор может выполнять следующие функции:

1) изменение частоты вращения рабочего органа (изменение момента);

2) изменение направления вращения рабочего органа;

3) изменение частоты вращения рабочего органа при постоянной частоте вращения двигателя.

Проектируемый редуктор предназначен для привода ленточного конвейера на предприятиях промышленности строительных материалов.

Проектируемый одно ступенчатый редуктор состоит из следующих частей:

корпус, крышка корпуса, зубчатая пара, быстроходный и тихоходный валы, подшипники качения, крышки подшипников, шпонки, распорные втулки, масло отражательные кольца, крепежные детали (болты), смотровой люк, пробка-отдушина, масломерное устройство (щуп), масло сливная пробка, рым-болт. Электродвигатель передает вращающий момент клиноременной передачи с нее. Клиноременная передача соединена с мощью муфты с быстроходным валом . Тихоходный вал соединен муфтой с валом ленточного транспортера . Муфты привода не дают усилий на вал.

Зубчатая передача работает в масляной ванне.



1. Общая часть

1.1 Кинематический расчёт привода

Мощность потребителя Pвых, кВт , вычисляется по формуле

Pвых. = P3= FV,

где F - тяговое усилие, кН;

V - скорость ленты транспортёра, м/с;

Р вых. =P3=1,8 ? 1,1=1,98

1.2 Общий КПД привода зоб и потребная мощность электродвигателя Pэпотр., кВт, вычисляется по формуле

зоб = з1? з2?з3,

зоб = зрп? з2м? з зп? з3п

где: зр - КПД ремённой передачи, зр =0,95;

зм - КПД муфты, зм =0,98;

зз - КПД закрытой зубчатой передачи, зз =0,98;

зп - КПД пары подшипников, зп =0,99;

зоб =0,95?0,982?0,98?0,993=0,87 (1.2)

1.3 Потребленная мощность эл.двигателя Pэпотр

Pэпотр. =,

P1=

P1=

1.4 Число оборотов на валу потребителя nвых, об/мин, вычисляется по формуле

nвых= n3 =

n3=

Примечание: Дб в метрах ( Дб = 380 мм = 0,38 м)

1.5 Частота вращения вала электродвигателя nэ, об/мин, вычисляется по формуле

nэ = n1 = nвых? uзп? uрп

uзп = 4

uрп = 2,5

nэ = n1 = 70,0636 ? 4? 2,5

1.6 По каталогу подбираем электродвигатель

4А112МВ8У3

Pэ.=3 кВт,

nэ=710 мин-1,



1.7 Общие передаточные отношение привода Uоб, вычисляется по формуле

Uоб ==

Uоб=

Распределяем передаточное отношение между ступенями передач

Uобщ =U1?U2?U3 = Uрп . Uзп . Uтр-ра ,

U3= Uтр-ра = 1,

U2 = Uзп = 4,

U1= Uрп =

U1=принимаем 2,5

1.8 Определяем число оборотов n, об/мин, на каждом валу

n1= nэ = 710,

n2=

n3= nвых = 70,0636

1.9 Угловая скорость щ, 1/с, на каждом валу

щ1=

щ1=

щ2=

щ2=

щ3=

щ3=

1.10 Мощность Р, кВт, на каждом валу привода

Р1= Рэпотр = 2,2758

P2=P1?зр ?зм ,

P2 =2,2758?0,95?0,98=2,1187

P3=P2? зз? з3п? зм,

P3=2,1187?0,98?0,993?0,98 =1,9743

P3 ? Рвых. 1,9743 ? 1,98

1.11 Вращающие моменты T, H?м, на каждом валу

T1=

T1=

T2=

T2=



T3=

T3=

Проверка

T3= Твых. = (F . Д)/2 = (1,8 . 1000 . 0,3)/2 = 210

Таблица № 1 - Сводные данные кинематического расчёта

№ вала или передачи	U	P , кВт	n, об/мин	щ, 1/с	Т, Н м
1	2,5	2,2758	710	74,3	30,6298
2	4	2,1188	284	29,7253	71,2759
3	1	1,9243	70,06	7,3	270,45



2. Расчёт закрытой косозубой зубчатой передачи

2.1 Выбор марки материала, назначение химико-термической обработки зубьев; определение допускаемых напряжений

Используя таблицу П21 и П28, назначаем для изготовления зубчатых колёс сталь 45 с термической обработкой:

· нормализация - для колеса

· улучшение - для шестерни.

Допускаемые напряжения на контактную и изгибную выносливость зубьев вычисляем по формулам

унр= унро?kHL,

где унро- допускаемое контактное напряжение, МПа

уFp= уFp0?kFL,

где уFp0-допустимое напряжение при расчёте на выносливость зубьев при изгибе, МПа.

По таблице П28 для стали 45, нормализация, HB 180…200

унро=420МПа,

NНО=107,

уFp0=110 МПа - для реверсивной передачи,

уFp0=130 МПа - улучшение НВ240…280

унро=600 МПа,

NНО=1,5?107 ,

уFp0=130 МПа - для реверсивной передачи,

NFО=4?106 - для шестерни.

Назначаем ресурс передачи

tч?104 часов

по формуле

NНЕ=NFE=60?tч?n,

находим число циклов перемены напряжений

NНЕ= NFE=60?tч?n2?60?104?70,0636=4,2036?107 (2.1.4)

Так как NНЕ>NНО и NFE> NFО, то значения коэффициентов долговечности вычисляем по формулам

kHL,

kFL ,

kHL=1 и kFL=1

Итак, допускаемые напряжения уII, МПа

для колеса

уIIнр= унро?kHL,

уIIнр =420?1=420 МПа,

уIIFр= уFp0? kFL,

уIIFр =110?1=110 МПа ,

для шестерни



уIнр= унро?kHL,

уIнр=600?1=600 МПа ,

уIFр= уFp0?kFL,

уIFр=130?1=130 МПа.

2.2 Определение параметров передачи

Параметры закрытых зубчатых передач начинают определять с вычисления межосевого расстояния ащ , мм, по формуле

ащ? kа(U2+1)

где kа=4300- для стальных косозубых колёс

шва - коэффициент ширины колеса шва=0,2…0,8, принимаем шва=0,6 получаем

швd=0,5?шва? (U2+1),

шва =0,5?0,6(4+1)=1,5

kНв - определяем по таблице П25

kНв=1,08

Итак

ащ?4300(4+1) =215000 . 0,4886 . 10-5 = 0,121

По СТСЭВ 229-75 принимаем ащ =125 мм.

По эмпирическому соотношению

mn=(0,01…0,02) ,

определяем нормальный модуль mn, мм

ащ=(0,01…0,02)125= (1,25…2,25) ,

По СТСЭВ 310-76 принимаем mn=2 мм.

Назначаем угол наклона линии зуба в и находим число зубьев шестерни и колеса. Из рекомендованных значений в=80…200 принимаем в=150. Используя формулу

получаем

z1=

z1=

принимаем z1=24, тогда

z2=U?z1 ,

z2=4?24= 96,

принимаем z2=96.

Уточняем передаточное число, U, частоту вращения n, мин-1 , угловую скорость щ, рад/с, тихоходного вала (ведомого) и угол наклона линии зуба

U= 

U=

n3=

n3=

щ3=

щ3=

Из формулы

ащ=,

получаем

cosв=

cosв=

в=16012'.

Определяем размер окружного модуля



По формулам находим делительные диаметры, d, мм, диаметры вершин зубьев da , мм, и впадин df, мм, шестерни и колеса

d1=mt?z1,

d1=2,084?24=50,016

d2=mt?z2,

d2=2,084?96=200,064

da1=d1+2mn,

da1=50,016+2?2,084=54,184

da2=d2+2mn,

da2=200,064+2?2,084=204,232

df1=d1 - 2,5mn,

df1=50,016 -2,5 . 2,84=44,806

df2=d2 - 2,5mn,

df2=200,064- 2,5?2,084=194,854

По формуле уточняем межосевое расстояние ащ, мм

ащ=,

ащ=

Определяем ширину венца зубчатых колес b, мм

b= шва?ащ,

b =0,6?125=75

принимаем

b1=75 мм - для колеса,

b2=78 мм - для шестерни.

Таблица № 3 Результаты расчетов элементов зубчатого зацепления

Шестерня	z1	d1	da1	df1	b1	mn	mt	в	a?
	24	50,016	54,184	44,806	75	2	2,084	16°12'	125
Колесо	z2	d2	da2	df2	b2
	96	200,064	204,232	194,854	78

2.3 Вычисление окружной скорости и сил, действующих в зацеплении

Определяем окружную скорость н, м/с и назначаем степень точности передачи

н=

н=

Вычисляем силы, F, Н, действующие в зацеплении окружная сила

Ft=

Ft=

осевая сила

Fа=Ft?tg,

Fа=2,85?103?tg160 12'=827,925

радиальная (распорная) сила



Fr=Ft

Fr=

Параметр	Обознач.	Расчет. формула	Значение параметров для
			шестерни	колеса
Межосевое расстояние, мм	aw		125
Модуль зацепления нормальный, мм	mn	(0,01…0,02) aw	2
Шаг зацепления нормальный, мм	pn
Число зубьев суммарное	ZУ		120
Число зубьев шестерни	Z1		24
Число зубьев колеса	Z2			96
Передаточное число			4
Диаметр делительной окружности, мм	d		50	200
Диаметр окружности выступов, мм	da		54	204
Диаметр окружности впадин, мм	df		44	194
Высота зуба, мм	h		4,5
Толщина зуба, мм	S		3,14
Ширина впадины, мм	е		3,14
Ширина венца, мм	b		75	78
Окружная скорость, м/с	V		0,74
Степень точности зацепления по ГОСТ 1643-72	8



2.4 Проверочный расчёт на контактную и изгибную выносливость зубьев

Определяем коэффициенты, входящие в уравнение

zH =1,73 при в=160 12',

zM =274?103Па1/2

zе =0,7796

ев =>0,9

то по формуле

еa ?[1,88-3,2(1/z1+1/z2)]cosв,

еa =[1,88-3,2(1/24+1/96)]cos160 12'=1,6453

kHв =1,08 ,

kHv =1,01,

kHu =1,05,

Коэффициент нагрузки

Кн = Кнv?КHв?КHu =1,01?1,08?1,05=1,1453 (2.4.1.4).

По уравнению проверяем контактную выносливость зубьев, Па

е,



=1,73?274?103?0,7796,12,1876?106

<420МПа.

Определяем коэффициенты, входящие в уравнение

Коэффициент нагрузки

КF = КFб?КFв?КFu =0,91?1,16?1,03=1,087

По формуле вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса

По таблице П27, интерполируя, определим коэффициент формы зуба шестерни



Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе

Прочность зубьев колеса оказалась ниже, чем зубьев шестерни, по этому проверку на выносливость по напряжение изгиба, следует выполнить для зубьев колеса. Значение коэффициента найдём с помощью формулы

По уравнению проверяем выносливость уF , МПа, зубьев при изгибе

уF<уFP

68,6 МПА<110 МПа



3. Расчёт валов редуктора

3.1 Ориентировочный расчёт валов

Для ведущего вала редуктора принимаем

Диаметр d, м, ведущего (быстроходного) вала редуктора находим из уравнения прочности

Заметим, что в случае применения стандартной муфты разница между диаметрами соединяемых валов не должно превышать 20…..25%. Диаметр запроектированного эл.двигателя 4А112М равен 32 мм и ориентироваться на стандартную муфту нельзя.

Назначаем посадочные размеры под уплотнение и подшипники

Диаметр вала под манжетное уплотнение:

Диаметр вала под подшипник:

Диаметр вала под упорный бурт:

Для ведомого вала редуктора

Т3= 4 . Т2, Н?м

Т2= 4?71,2759 = 285,1



без учёта КПД передачи

= 4,17?10-2

Принимаем db2=42 мм,

Диаметр вала под уплотнение: ,

Диаметр вала под подшипник: ,

Диаметр вала под зубчатое колесо:

Конструктивные размеры зубчатого колеса ступицы

принимаем

Длина ступицы мм,

принимаем

Толщина обода д0, мм,

принимаем д0 = 7 мм,

Колесо изготавливаем из поковки, конструкция дисковая

Толщина е, мм, диска

принимаем е =20 мм,

Диаметры отверстий в диске назначаются конструктивно, но не менее 15ч20мм.

3.2 Приближенный расчет валов

Прочность валов проверили по гипотезе наибольших касательных напряжений (III теория прочности).

Быстроходный вал

Т.к. быстроходный вал изготавливают вместе с шестерней, то его материал известен - сталь 45, для которой предел выносливости -1, МПа

0,43,

где =820 МПа - для стали 45,

0,43?820=352 МПа,

Допускаемое напряжение изгиба [u]-1, МПа, при симметричном цикле напряжений вычисляем. напряжение зацепление корпус редуктор

[u]-1= []Kрu ,

где [n] - коэффициент запаса прочности

[n] =1,3…3, принимаем [n] =2,2,

К- коэффициент концентрации напряжений

К=1,2…2,5, принимаем К=2,2,

Kрu - коэффициент режима загрузки

При расчете на изгиб Kрu= 1…1,65, принимаем Kрu=1,

[u]-1=[] 1=72,7 МПа (3.2.1.2).

Вычерчиваем схему напряжения вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов

а) определяем реакции эпюр в вертикальной zOy от сил Fr и Fa

= - Fr?a1 - Fa?0,5d1 + YB?2a1=0,

YB=,

YB = +

YB ==431,07 + 207,04 = 638,1162 Н (3.2.1.3),

= -YA?2a1 - Fa?0,5d1+Fr?a1= 0,

YA= -

YA =431,07 - 207,04= 224,03 Н (3.2.1.3.4).

б) Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости хОz от оси Ft

XA=XB= 0,5Ft,

XA=XB = 0, 5?2850= 1425 Н

в) Для построения эпюр определяем размер изгибающих моментов в характерных точках (сечениях) А,С и В в плоскости yOz

MA=MB=0,

Мслев= YA? a1,

Мслев =224,03?0,050= 11,015 Н?м (3.2.1.3.6),

Мсправ= YB?a1,

Мсправ = 638,1162 ? 0,050 = 31,25 Н?м (3.2.1.3.7),

(MFr,Fa)мах= 31,9 Н?м,

в плоскости хОz

MA=MB=0,

МС= хА?а1,

МС = 1425 ? 0,050 = 71,25 Н?м (3.2.1.3.8) ,

МFt=71,25 Н?м,

г) Крутящий момент

Т=Т1=71,2759 Н?м (3.2.1.3.9) ,

д) Выбираем коэффициент масштаба и строим эпюры

ММ, Ft = 25 ,

ММFr,Fa=10 .

Вычисляем наибольшие напряжения изгиба и кручения для сечения С : суммарный изгибающий момент

Мu = ,



Мu == 78,06 Н?м

Следовательно

u = =,

u == 17,74 Па (3.2.1.4.2).

Рисунок 2 - Построение крутящих и изгибающих моментов на быстроходном валу

к= =,

к ==8,1 Па,

Определяем эквивалентные напряжения эш , МПа, по гипотизе наибольших касательных напряжений и сравниваем его значение с допускаемым

эш= []-1

эш===23,5 МПа,

что значительно меньше 23,5 МПа ? 72,7 МПа.

Тихоходный вал

Материал для изготовления тихоходного вала - сталь 35,

Для которой по таблице П3 при d<100 мм, ув = 510 МПа и

Предел выносливости -10,43в;

-1=0,43?510=219 МПа

Допускаемые напряжения изгиба []-1,МПа определяются по формуле

[]-1= []Kрu,

где [n] =1,3…3, принимаем [n] =2,2,

К=1,2…2,5, принимаем К=2,2,

Kрu= 1…1,65, принимаем Kрu=1,

[]-1=[]?1= 45,25 МПа.

Вычерчиваем схему нагружения тихоходного вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов

а) Определяем реакции опор в вертикальной плоскости yOz от оси Fr и Fa

= -Fr?a2- Fa?0,5d2+YB?2a2=0,

YB==+,

YB ==1351,2626 Н,

= -YА?2a2- FА?0,5d2+ Fr?a2=0,

YА=-,

YА ==431,07 - 920,19 = - 489,12 Н

б) Вычисляем реакции опор в горизонтальной плоскости xOz от сил Ft

XA=XB=0,5? Ft,

XA=XB =0,5?2850 = 1425 Н,

в) Размер изгибающих моментов M, Н?м, в характерных точках (сечениях) А, С и В

в плоскости yOz

MA=MB=0,

= YА?a2,

= -489,12 ? 0,045= -22,01 Н м,

= YB?a2,

=1351,2626 ? 0,045= 60,8 Н м

(МFr,Fa)мах= 60,8 Н м,

в плоскости xOz

MA=MB=0,

MC =XA?a2,

MC =1425 ? 0,045= 64,125 Н м,

МFt = 64,125 Н м,

Суммарный изгибающий момент Мu , Н?м , в сечении С

Мu =,

Мu == 88,36 Н м.

г) Крутящий момент

Т=Т2=270,45 Н?м,

д) Выбираем коэффициент масштаба и строим эпюры.

Наибольшее напряжение изгиба и кручения в опасном сечении С

Диаметр вала в опасном сечении =56 мм - ослаблен шпоночной канавкой, поэтому в расчет следует ввести значение d, меньшее на 8…10% . Принимаем d=51 мм - расчетный диаметр вала в сечении С, получаем

u ==,

u == 6,788 МПа,

к= =,

к ==10,38 МПа.

Эквивалентное напряжение по III теории прочности

эквIII= ,

эквIII==21,85 МПа,



Что значительно меньше [уu]-1 = 45,25 МПа

Рисунок 3 - Построение крутящих и изгибающих моментов на тихоходном валу



4. Расчёт элементов корпуса редуктора

4.1 Конструктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора

Толщина стенки корпуса д, мм

принимаем д = 5 мм.

Толщина стенки крышки корпуса редуктора1, мм

1=0,02а?+1…5,

1=0,02?125+2,5 =5 мм

принимаем 1= 5 мм.

Толщина верхнего пояса корпуса редуктора S, мм

S1,5,

S = 1,5?5= 7,5 мм

принимаем S= 8 мм.

Толщина пояса крышки редуктора S1, мм

S11,51,

S1= 1,5?5= 7,5 мм,

принимаем S1= 8 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса редуктора t, мм

t(22,5),

t = (22,5) ?5=10..12,5 мм (4.1.5),

принимаем t=12 мм.

Толщина ребер жесткости корпуса редуктора С, мм

С=0,85,

С = 0,85?5= 4,25 мм,

принимаем С=5 мм.

Диаметр фундаментных болтов dф, мм

dф=(1,5…2,5),

dф = (1,5…2,5) ?5=7,5…12,5 мм,

принимаем dф=10 мм.

Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту) К2, мм

К22,1 dф ,

К2=2,1?10 = 21 мм,

принимаем К2=21 мм.

Диаметр болтов dк, мм, соединяющих корпус с крышкой редуктора

dк (0,5…0,6) dф ,

dк = (0,5…0,6) . 10=5…6 мм,

принимаем dк= 5 мм.

Ширина пояса (ширина фланца) К, мм, соединение корпуса и крышки редуктора около подшипников

К=3?dк,

К = 3?5=15 мм,

принимаем К=15 мм,

Ширину пояса К1 назначают на 2…8 мм меньше К,

принимаем К1= 10 мм.

Диаметр болтов, dк.л , мм, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников

dк.л.=0,75dф,

dк.л = 0,75?10= 7,5 мм,

принимаем dк.л.= 6 мм.

Диаметр болтов dп ,мм, для крепления крышек подшипников к редуктору

dп= (0,7…1,4),

dп=(0,7…1,4)?53,5…7 мм,

принимаем dпI= dпII= 5 мм - для быстроходного и тихоходного валов.

Диаметр отжимных болтов можно принимать ориентировочно из диапазона 8…16 мм .

Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия

dк.с. =6…10 мм,

принимаем dк.с. =8 мм.

Диаметр резьбы пробки (для слива масла из редуктора) dп.р,мм

dп.р.(1,6…2,2),



dп.р = (1,6…2,2) . 5= 8…11 мм,

принимаем dп.р.=10 мм.

4.2 Конструктивные размеры валов, подшипниковых узлов

Зазор y, мм, между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом шестерни или колеса определяют из соотношения

y= (0,5…1,5),

y= (0,5…1,5) ?5= 2,5…7,5 мм,

принимаем y =5 мм.

Расстояние y1, мм, между внутренней стенкой корпуса (крышки) редуктора и окружностью вершин зубьев колеса и шестерни

y1( 1,5…3),

y1= (1,5…3) ?5=7,5…15,

принимаем y1=10 мм.

Для обеспечения достаточной вмещаемости масляной ванны картера редуктора расстояние мм, от окружности dа2 до внутренней стенки картера ориентировочно назначают из соотношения

(3…4),

=(3…4) . 5=15…20 мм,

принимаем =18 мм.

Длины выходных конусов быстроходного 1, мм, и тихоходного 2, мм, валов

(1,5…2)dв,

1 (1,5…2)dв1 = 37,5……50 мм,

принимаем 1=40 мм,

2(1,5…2)dв2 = 63……82 мм,

принимаем 2=75 мм.

Назначаем тип подшипников качения для быстроходного и тихоходного валов и определяем конструктивные размеры подшипниковых узлов.

Предварительно назначаем роликоподшипники, воспринимающие как , та и осевую нагрузку при работе с умеренными толчками. При незначительной разнице диаметров участков валов под подшипники (d1I =25 мм; d2II=35 мм) следует ожидать, что для тихоходного вала подойдёт более лёгкая серия подшипника, чем для быстроходного. Здесь типоразмеры подшипникрв намечаются ориентировочно для возможности компоновки редуктора, в дальнейшем при подборе подшипников по динамической грузоподъёмности их параметры будут уточнены. Ориентируясь на среднюю серию подшипника для быстроходного и лёгкую серию для тихоходного валов, по таблице П43 получаем

d = d1 II= 30 мм; D1= 72 мм; Т Iмах =21 мм,

d = d2II = 50 мм; D2= 90 мм; ТII мах =22 мм,

Размер х2dп, мм

принимаем х1=2d1п= 2. 5=10 мм - для быстроходного вала

xII=2dпII = 2?5= 10 мм - для тихоходного вала

Размеры 1I и 2I , мм, ориентировочно принимаем равными 1,5Тмах



1I = 1,5 ТI

1I =1,5?21= 31,5 мм

принимаем 1I =31,5 мм,

2I =1,5ТII

2I = 1.5?22= 33 мм,

принимаем 2I =3 мм,

при Т Iмах= ТII мах

Расстояние от торца подшипника быстроходного вала до торца шестерни

1II8…18 мм,

принимаем 1II=12 мм,

Размер 1III= 8…18 мм,

Принимаем 1III=12 мм,

Осевой размер глухой крышки подшипника тихоходного вала

2II = 8…24 мм,

принимаем 2II=15 мм.

Определение расстояния а1 и а2 по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентировочно принимаем на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и В оси вала

а) тихоходный вал

а2= y +0,5ст,.



а25+0,5?75 =42,5 мм,

принимаем а2=45 мм,

б) быстроходный вал

а1= 1II+0,5b1,

а1=12+0,5?75=49,5 мм,

принимаем а1=50 мм.

Определение габаритных размеров редуктора

Вр = 2 + 2I +ТIIмах +y+ст+y+ ТIIмах+2II+0,5 ТIIмах+1,

Вр =75+33+22+5+75+5+22+15+0,5?22+40 = 303 мм (4.2.6).

Принимаем ширину редуктора Вр =305 мм,

Lр= К1++y1+0,5da2+aw+0,5da1+y1++К1= 2(К1++y1) + 0,5(da2+ da1) + аw ,мм,

Lр= 2(10+5+10)+0,5(204,233+54,184)+125= 304,20 мм.

Принимаем длину редуктора Lр= 305 мм,

Нр= 1+y1+ da2+y11+t,

Нр = 5+10+204,233+18+12=249,233 мм

Принимаем высоту редуктора Нр=250 мм.



5. Подбор подшипников

Подшипники качения подбирают по таблицам ГОСТа в зависимости от размера и направлений, действующих на подшипник нагрузок; диаметра цапфы; характера нагрузки; угловой скорости вращающегося кольца подшипника; желательного срока службы подшипника и его номинальной стоимости.

5.1 Быстроходный (ведущий) вал

Определяем нагрузки, действующие на подшипники

осевая сила

Fa=827,925 Н

радиальная сила

FrA=,

FrA ==1442,49 Н (5.1.1),

FrB=,

FrB ==1561,35 Н (5.1.1.1),

Так как FrB >FrA, то подбор подшипников ведем по опоре «В», как наиболее нагруженной.

Выбираем тип подшипника

Т.к. ()100%=()100%=53,02%>20…25%,



то принимаем радиально-упорные конические роликоподшипники.

По формуле определяем осевые составляющие реакции конических роликоподшипников

при e=0,337,

для средней серии при d=30 мм,

SA= 0,83eFrA,

SA =0,83?0,337?1442,49=403,47 Н,

SВ= 0,83eFrВ,

SВ=0,83?0,337?1561,35=436,72 Н.

По табл. 5 находим суммарные осевые нагрузки

т.к. SA< SВ и

Fa=827,925 > SВ- SA= (436,72>403,47) Н, то

FaA= SA=403,47 Н, и

SВ= SA+Fa=403,47+827,925=1231,325 Н - расчетное

Назначение долговечности подшипника и определяем значение коэффициентов в формуле

Для подшипников редуктора

Lh=(12…25)103 ч,

принимаем Lh=15?103 ч,

V=1, так как вращается внутреннее кольцо,

К=1,6 при умеренных толчках (см. П46)

КТ=1, (см. П 47)



При ==0,788>е=0,337 (5.1.5),

По таблице П43,принимаем Х=0,4 и Y=1,780,

частота вращения быстроходного вала

n=n1=710 ( ),

для роликоподшипников =10/3

По формуле вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника

Стр=(XVFrB+VFaB)KKT(6?10-5Ln)1/2,

Стр= (0,4?1?1561,35+1,780?1231,395)1,6 .1(6?10-5?710)0,3= 31,2?103 =31,2 кН.

По таблице П43 окончательно принимаем конический роликоподшипник 7305 средней серии, для которого

d=30 мм, D=72 мм, Тмах=21 мм, С=39,2 кН,

nпр>3,15 ?103 (об/мин)

Так как С>? Стр , то долговечность назначенного подшипника существенно больше требуемой.

5.2 Тихоходный вал

Определяем нагрузки, действующие на подшипники

осевая сила

Fa=827,395 Н,

радиальная сила



FrA=,

FrA ==1506,6 Н (5.2.1),

FrB=,

FrB ==1963,8 Н (5.2.1.1),

Так как FrB >FrA, то подбор подшипников ведем по опоре «В», как наиболее нагруженной.

Выбираем тип подшипников так как

()100%=()100%=42,1%>20…25%,

то принимаем радиально-упорные конические роликоподшипники.

По формуле 212 вычисляем осевые составляющие реакции для предварительно назначенного подшипника 7207 легкой серии при

е=0,374 и Y = 1,604

SA= 0,83eFrA,

SA =0,83?0,374?1506,6=467,67 Н,

SВ= 0,83eFrВ,

SВ =0,83?0,374?1963,8=609 Н.

По таблице 5 определяем суммарные осевые нагрузки

Так как SA<SB и

Fa=827,395 Н>SВ- SA= (609,6 - 467,67) Н,

то FaA= SA=467,67 Н и

FaB=SA+Fa=467,67+827,395=1205,4 Н - расчетное.



При ==0,659>е=0,374 (5.2.5),

по П43 принимаем Х=0,4 и Y=1,624,

Частота вращения тихоходного вала (уточненная)

n2=,

n2==177,5 мин-1.

Требуемую динамическую грузоподъемность подшипника вычислим по формуле

Стр=(XVFrB+VFaB)KKT(6?10-5n2Ln)1/2,

Стр=(0,4?1?1963,8+1,604?1295)1,6?1(6?10-5?177,5)0,3=20,97. 103=20,977 кН.

По таблице П43 окончательно принимаем конический роликоподшипник 7207 легкой серии, для которого

d=50 мм, D=90 мм; Тмах=22 мм; С=51,9 кН,

Так как C ?? Cтр то долговечность назначенного подшипника существенно выше требуемой.

Так как полученное значение Lh ? 25.103 ч , а требуемая долговечность Lh =15.103 ч, то такое значительное увеличение долговечности (в 247 раз) следует рассматривать как большой недостаток выбора подшипника.



6. Подбор шпонок и их проверочный расчет

Шпонки подбирают по таблице ГОСТа в зависимости от диаметра вала, затем шпоночное соединение проверяют смятие

Для выходного конца вала диаметром dв1 =25 мм, по П49 подбираем призматическую шпонку bh=87 мм.

Длину шпонки принимаем из ряда длин, так чтобы они были меньше длины посадочного места вала 1=40 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров шпонок.

Принимаем длину шпонки =35 мм - длина шпонок с округленными торцами.

Расчетная длина шпонки по скругленным торцам

р=- b = 35 - 8=27 мм,

Дополнительные напряжения смятие в предположении посадки полумуфты, изготовленной из стали, [cм ] =100…150 МПа.

По формуле вычисляем расчетное напряжение смятия

см= ,

см ==66,3? 106 Па < [см] (6.1.1.1),

Итак, принимаем шпонку 8735 (СТ СЭВ 189-75).

6.1 Тихоходный вал

Для выходного конца вала при dв2 =42 мм по таблице П49, принимаем призматическую шпонку bh=128 мм, при 2= 75 мм, принимаем для шпонки со скругленными торцами =70 мм

Расчетная длина шпонки

р=- b = 70 - 12=58 мм,

Расчётное напряжение смятия

см= ,

см ==61? 106 Па

Значение этого напряжения лежит в дополнительных пределах, даже в случае посадки на вал чугунной ступицы, при которой , [cм ] =60…90 МПа.

Следовательно, принимаем шпонку 12870 (СТ СЭВ 189-75).

Для вала под ступицу зубчатого колеса при d2=56 мм по таблице П49, принимаем призматическую шпонку bh=1610 мм, т.к. ст=50 мм, то следует принять длину призматической шпонки со скругленными торцами =45 мм

Расчетная длина шпонки

р=- b = 45 - 16 = 29 мм,

Расчетное напряжение смятия

см= ,

см ==73,2? 106 Па < []

Под ступицу колеса выбираем шпонку 161045 (СТ СЭВ 189-75).



7. Посадки деталей и сборочных единиц редуктора (П 48)

Внутренние кольца подшипников насаживаем на валы с натягом; значение которого соответствует полю допуска к6, а наружные кольца в корпус - по переходной посадке, значение которой соответствует полю H7.

Для ступицы детали, насаживают на выходной конец вала, и для ступицы зубчатого колеса принимаем посадки с натягом, значение которого соответствует полю допуска к6 и H7/р6.



8. Выбор смазки в редукторе

Для тихоходных и среднескоростных редукторов смазка зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну картера, объем которой Vк= 0,6Р3=0,6?1,9744 =1,1 (л).

Подшипники качения обычно смазываются из общей масляной ванны редуктора, путем разбрызгивания масла вращающимся зубчатым колесом.

По таблице 4 при =0,7 м/с принимаем масло цилиндровое 52,38 (ГОСТ6411-76), которое заливается в картер редуктора с таким расчетом, чтобы зубчатое колесо погружалось в масло не менее чем на высоту зуба.



Список используемых источников

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. Пособие для машиностроит. спец. техникумов.- М.: Высш.шк., 1984.

2. Зенкин А.С. Допуски и посадки в машиностроении.- Киев: Техника, 1981.

3. Устюгов И.И. Детали машин: Учеб. пособие для учащихся техникумов.- М.: Высш. школа, 1981.

4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся техникумов.- М.: Высш. школа, 1991.

Размещено на Allbest.ru