Главная Коллекция "Otherreferats" Производство и технологии Редуктор цилиндрический двухступенчатый

Редуктор цилиндрический двухступенчатый

Определение силовых и кинематических параметров редуктора. Расчет межосевого расстояния для тихоходной и быстроходной ступеней. Определение параметров прямозубой и косозубой передач. Компоновка цилиндрического двухступенчатого соосного редуктора.

Рубрика Производство и технологии
Вид методичка
Язык русский
Дата добавления 03.10.2017
Размер файла 927,2 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

2

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

Санкт-Петербургский институт машиностроения (ВТУЗ - ЛМЗ)

Кафедра теории механизмов и деталей машин

РЕДУКТОР Цилиндрический Двухступенчатый

Методические указания к курсовому проекту по дисциплине «Детали машин» для студентов всех специальностей

Санкт-Петербург 2007

1. Подготовка исходных данных к проектированию

1.1 Индивидуальное техническое задание на проектирование редуктора

Шифр задания представляет собой четырехзначное число АБВГ, каждая цифра которого определяет: А- номер схемы редуктора (рис.1); Б - вращающий момент на тихоходном валу редуктора ; В - угловую скорость вала редуктора ; Г- срок службы редуктора и режим его работы: средний (С), тяжелый (T) или постоянный (П) (табл.1).

а А=1

б А=2

в А=3

Рис. 1 Схемы двухступенчатых цилиндрических редукторов: а) несоосный; б) несоосный с фланцевым креплением электродвигателя; в) соосный.

Соединительные муфты: 1- компенсирующая на быстроходном валу; 2 - компенсирующая на тихоходном валу; 3 - втулочная глухая на быстроходном валу

Таблица 1

Исходные параметры и режимы нагружения редуктора

Номер варианта

Б

В

Г

Режим

ч

1

250

16

5000

П

2

355

12,5

6300

П

3

500

10

8000

Т

4

710

8

10000

Т

5

1000

7,1

12500

Т

6

1400

6,3

16000

С

7

2000

5,6

20000

С

1.2 Выбор электродвигателя

Формула для определения требуемой мощности электродвигателя

(1)

где Р - мощность электродвигателя, кВт;

- общий КПД привода (включая редуктор и соединительные муфты на его внешних валах);

з1 ? 0,98 - КПД зацепления, для двухступенчатого редуктора принимают x1 = 2;

з2 ? 0,99 - КПД пары подшипников качения, для редукторов с тремя валами принимают x2 = 3;

з3 ? 0,99 - КПД соединительных компенсирующих муфт МЗ и МУВП, для схем рис.1, а, в принимают x3 = 2; для схемы рис.1, б принимают x3 = 1.

По каталогу, приведенному в конце методических указаний, учебных пособиях [2], [3], справочнике [4], выбирают короткозамкнутый асинхронный двигатель серии 4А мощностью Рэл ? Р с номинальной частотой вращения nэл, близкой к синхронной частоте 1500 об/мин.

Угловая скорость электродвигателя

(2)

где nэл - номинальная частота вращения об/мин.

1.3 Определение силовых и кинематических параметров редуктора

Общее передаточное число редуктора:

(3)

Передаточное число тихоходной ступени Uт выбирают в зависимости от общего передаточного числа редуктора Up по следующей разбивке (такой набор обеспечивает минимальную массу редуктора):

10

12,5

16

20

22,4

25

28

31,5

35,5

40

3,1

3,3

3,5

3,8

3,9

4,0

4,2

4,3

4,5

4,7

Передаточное число быстроходной ступени

(5)

Вращающие моменты на тихоходном Тт, промежуточном Тп и быстроходном ТБ валах редуктора определяют по формулам:

; (6)

Угловые скорости этих же валов редуктора (индексы Б, П, Т):

(7)

1.4 Выбор материала зубчатых колес

Рекомендуется использовать в обеих ступенях редуктора и для шестерни и для колеса объемную закалку или поверхностное упрочнение активной поверхности предварительно нарезанных зубьев с последующей финишной обработкой. Это способствует не только повышению работоспособности редуктора, но и снижению массы и габаритов.

Основные механические характеристики материалов зубчатых колес выбирают по табл.2.

6

Таблица 2

Механические характеристики сталей

Деталь

Марка стали

Размер заготовки (диаметр

или толщина)

Термо-химическая обработка

Твердость

Прочность,

Базовый предел выносливости,

сердцевины

поверхности

контактный

при изгибе

Колесо

45

без ограничения

нормализация

194 НВ

194 НВ

600

350

276

270

160

1,8 НВ + 65

1,8 НВ

45

<250

закалка ТВЧ 2мм

194 НВ

45…50 HRC

770

440

365

330

200

14 НRC + 165

400

40Х

улучшение

230...280 НВ

740

510

314

390

225

1,8 НВ + 65

1,8 НВ

40Х

закалка

45...50 HRC

1280

1020

510

640

370

16,5 НRC + 135

600

40ХН

закалка

1180

980

470

590

340

16,5 НRC + 135

600

Шестерня

18ХГТ

50

цементация

240...300 НВ

56..63

HRC

980

780

390

490

280

23 HRC

800

30ХГТ

100

1080

780

430

540

314

12ХН2

780

590

314

390

225

20Х

40

НВ>212

830

620

330

412

235

1.5 Учет режима работы и числа циклов

Ступенчато изменяющуюся за время нагрузку Ti (рис.2,а) заменяют постоянной расчетной Трасч, действующей за эквивалентное время (рис.2,б). Пиковой нагрузкой Тпик, развивающейся в течение весьма ограниченного времени , при расчете на контактную и изгибную выносливость зубьев пренебрегают. Ступень длительно действующей наибольшей нагрузки приравнивают к заданной (режим работы и срок службы редуктора соответствует данным табл.1). Находят эквивалентное число циклов перемены контактных (индекс H) или изгибных (индекс F) напряжений у колеса.

Для быстроходной ступени

(8)

Для тихоходной ступени

(9)

где i - индекс ступени нагрузки (на рис.2 i = 1,2,3); Трасч - расчетная нагрузка, принимают ТрасчН = Т расчF = Т1 (см. рис.2); и - коэффициенты зависящие от режима (табл.3).

Коэффициенты и , учитывающие влияние числа циклов, определяют по формулам

(10)

(11)

где , - базовые числа циклов, принимают ; .

Принимают: при ; при .

Рис. 2 График нагрузки Т, ступенчато изменяемой по времени: а- переменная нагрузка; б- расчетная Трасч

Таблица 3

Относительные величины ступеней нагрузки и времени их действия, коэффициенты

Величина

Режим работы и ступени нагрузки

С

Т

П

i=1

i=2

i=3

i=1

i=2

i=3

i=1

Тi /T1

1

0,5

0,1

1

0,75

0,2

1

Li/L1

0,1

0,5

0,4

0,2

0,5

0,3

1

KH=( Тi /T1)6 Li /L1

0,11

0,29

1

KF=( Тi /T1)9 Li /L1

0,1

0,24

1

1.6 Определение допускаемых напряжений

При изготовлении шестерни из цементуемых сталей допускаемые напряжения находят по материалу колеса.

Для контактных напряжений

, (12)

где - допускаемое контактное напряжение, Н/мм2;

- допускаемый коэффициент запаса по контактным напряжениям, принимают при поверхностном упрочнении зубьев и при НВ350 и при объемной закалке;

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности зубьев, принимают при мкм (финишная обработка зубьев), при (чистовое зубонарезание);

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости, принимают при и в проектировочных расчетах;

- коэффициент долговечности, см. формулу (10).

Для напряжений изгиба

(13)

где - допускаемое напряжение изгиба, ;

- допускаемый коэффициент запаса прочности при изгибе, принимают ;

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки к зубу, принимают для режимов нагрузки, указанных на рис.2,а и схем редукторов, приведенных на рис.1;

- коэффициент долговечности, см. формулу (11).

Результаты вычислений заносят в табл.4. Они являются исходными данными к проектированию.

П р и м е ч а н и е. По указанию преподавателя коэффициенты долговечности могут назначаться равными 1.

Таблица 4

Результаты вычислений

Наименование, единица измерения

Обозначение

Значение

Источник

Требуемая мощность электродвигателя, кВт

Р

формула (1)

Передаточное число редуктора

формула (3)

Передаточное число ступени:

тихоходной

быстроходной

разбивка (4)

формула (5)

Крутящие моменты на валах, Н.м

тихоходном

промежуточном

быстроходном

формулы (6)

Угловые скорости валов,

тихоходного

промежуточного

быстроходного

формулы (7)

Допускаемые напряжения,

тихоходной ступени

быстроходной ступени

формулы

(12) и (13)

2. Последовательность расчета передач

Определение межосевого расстояния тихоходной ступени, формула (14) с последующим округлением в большую сторону по табл. 5.

Определение модуля зацепления m для тихоходной ступени, формула (15) и табл.6.

Определение параметров зацепления тихоходной ступени, разделы 5.1 и 5.2.

Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям, формула (16) и напряжениям изгиба, формула (17).

Уточнение (в случае необходимости) марок сталей или параметров зацепления по результатам расчета.

Определение межосевого расстояния быстроходной ступени, формула (14), табл. 5. Для соосного редуктора расчет не требуется, т.к. .

Ориентировочное определение модуля зацепления m для быстроходной ступени, формула (15) табл.6.

Определение параметров зацепления быстроходной ступени, раздел 6.

Проверочный расчет быстроходной ступени по контактным напряжениям, формула (16) и напряжениям изгиба, формула (17).

Уточнение (в случае необходимости) марок сталей или параметров зацепления по результатам расчета.

Определение окружной Ft T и радиальной Fr T составляющих силы в зацеплении для тихоходной, а также окружной Ft Б, радиальной Fr Б и осевой составляющих для быстроходной ступеней.

3. Расчет межосевого расстояния для тихоходной и быстроходной ступеней

По условию контактной прочности, мм

(14)

где - для прямозубых колес;

- для косозубых колес в диапазоне ;

- вращающий момент на валу шестерни, Нм (для тихоходной ступени , для быстроходной ступени );

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба (рис.3) в зависимости от шbd - выбранного коэффициента ширины колеса bw относительно диаметра шестерни шbd =bw /dw, целесообразно выбирать для тихоходной ступени и - для быстроходной;

- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния ().

Полученное значение округляют до ближайшего стандартного по табл.5, предпочитая первый ряд второму.

Таблица 5

Межосевые расстояния, мм (по СТ СЭВ 229-75)

I ряд

40

50

63

80

100

125

160

200

250

315

400

II ряд

-

-

71

90

112

140

180

224

280

355

-

Рис. 3 График для определения коэффициента для различных редукторов: 1- быстроходная ступень несоосного редуктора; 2- тихоходная ступень соосного редуктора; 3- быстроходная ступень соосного редуктора и несоосного с фланцевым двигателем, тихоходная ступень несоосного редуктора с фланцевым двигателем

4. Расчет модуля зацепления

По условию изгибной прочности, мм

m ? (wF t /[уF])?YFYе, (15)

где - удельная окружная нагрузка, .

Для предварительных расчетов

,

где - крутящий момент на валу шестерни, Н.м (для тихоходной ступени

Т1= ТП, для быстроходной ступени - Т1 = ТБ);

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба (по графику на рис.4 для тех же значений и номеров кривых, что и при определении по рис.3);

- коэффициент формы зуба, предварительно принимают для колеса и для шестерни;

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых колес , для косозубых .

Полученное значение модуля увеличивают до стандартного по табл.6. с учетом требований разделов 5 и 6.

Таблица 6

Модули зацепления, мм (по СТ СЭВ 310-76)

I ряд

1,0

-

1,5

2,0

2,5

3,0

4,0

5,0

6,0

8,0

II ряд

1,25

1,375

1,75

2,25

2,75

3,5

4,5

5,5

7,0

9,0

Рис. 4 График для определения коэффициента

5. Расчет параметров прямозубой передачи

5.1 Расчет без смещения исходного контура при нарезании

Расчет без смещения можно выполнить только в том случае, когда суммарное число зубьев отвечает условию , при этом - целое число. В этом случае суммарный коэффициент смещения , диаметры делительных окружностей колеса и шестерни и совпадают с диаметрами начальных окружностей и соответственно, а угол зацепления .

Число зубьев шестерни (округляют до целого числа и сравнивают с по табл.7, при этом ), колеса .

Диаметры делительных и начальных окружностей шестерни и колеса , ; диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса , ; диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса , ; рабочая ширина венца колеса (округлить до стандартного линейного размера).

5.2 Расчет со смещением исходного контура

В тех случаях, когда суммарное число зубьев по условию получается дробным, необходимо округлить до целого, а передачу выполнить со смещением. При округлении в меньшую сторону смещение будет положительным , а в большую - отрицательным . Положительное смещение предпочтительнее, т.к. передача при этом обладает большей нагрузочной способностью.

Тогда угол зацепления , рад (с точностью до третьего знака), где .

Коэффициент суммы смещений

,

где ; .

Разбивку выполняют в соответствии с рекомендациями табл.7.

Таблица 7

Разбивка коэффициента суммы смещений прямозубых передач

0

0

0

17

0

+ 0,3

- 0,3

13

0…0,5

0

17 - 16

0,5…1,0

0,5

- 0,5

9

Число зубьев шестерни , но не ниже (табл.7) и не выше 25, число зубьев колеса ; делительный диаметр шестерни , колеса ; начальный диаметр шестерни , колеса ; диаметр окружности впадин зубьев шестерни , колеса ; диаметр окружности
вершин зубьев шестерни , колеса ; рабочая ширина венца (округлить до стандартного линейного размера).

6. Расчет параметров косозубой передачи (без смещени)

Предварительное число зубьев: , где - нормальный модуль, вычисленный по формуле (15) и выбранный по табл.6.

Полученное значение округляют до ближайшего целого.

Точное значение угла наклона зубьев . Если полученное значение в выходит за пределы , то следует изменить .

Число зубьев шестерни , для несоосного редуктора не выше 25, а для соосного редуктора не выше 30, колеса ; диаметры делительной и начальной окружностей шестерни , колеса ; диаметры окружностей вершин зубьев шестерни , колеса ; диаметры окружностей впадин зубьев шестерни , колеса ; рабочая ширина венца колеса (округлить до стандартного линейного размера).

Примечание: все диаметры считать с точностью до 0,01 мм.

7. Проверочный расчет передач тихоходной и быстроходной ступеней по контактным напряжениям

Необходимое условие прочности:

, (16)

где - коэффициент материала, для стальных колес ; - коэффициент геометрии, для прямозубых колес , для косозубых колес - ; - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых колес ; для косозубых - .

- коэффициент торцового перекрытия,, ; - угол профиля в вершине зубьев, , , - угол зацепления в торцовом сечении, для прямозубых колес, для косозубых колес ; - удельная расчетная окружная нагрузка, Н/мм; - коэффициент распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых колес , для косозубых - по графику (рис. 5) в зависимости от скорости и степени точности;- тот же, что и в расчете по формуле (14);- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, зависит от скорости и от степени точности (аналогично коэффициенту ), определяется по табл. 8.

Рис. 5 График определения коэффициента распределения нагрузки между зубьями для 7 и 8-й степеней точности (по ГОСТ 21354-75)

Таблица 8

Зависимость коэффициента от окружной скорости

Степень точности

Твердость

Вид зубьев

при

1

2

4

6

8

10

7-я

НВ350

Прямозубые

1,04

1,07

1,14

1,21

1,29

1,36

Косозубые

1,02

1,03

1,05

1,06

1,07

1,08

НВ350

Прямозубые

1,03

1,05

1,09

1,14

1,19

1,24

Косозубые

1,00

1,01

1,02

1,03

1,03

1,04

8-я

НВ350

Прямозубые

1,04

1,08

1,16

1,24

1,32

1,4

Косозубые

1,01

1,02

1,04

1,06

1,07

1,08

НВ350

Прямозубые

1,03

1,06

1,1

1,16

1,22

1,26

Косозубые

1,01

1,01

1,02

1,03

1,04

1,05
Таблица 9
Зависимость коэффициента от окружной скорости

Степень точности

Твердость

Вид зубьев

при

1

2

4

6

8

10

7-я

НВ350

Прямозубые

1,08

1,16

1,33

1,50

1,67

1,80

Косозубые

1,03

1,06

1,11

1,16

1,22

1,27

НВ350

Прямозубые

1,03

1,05

1,09

1,13

1,17

1,22

Косозубые

1,01

1,02

1,03

1,05

1,07

1,08

8-я

НВ350

Прямозубые

1,10

1,20

1,38

1,58

1,78

1,96

Косозубые

1,03

1,06

1,11

1,17

1,23

1,29

НВ350

Прямозубые

1,04

1,06

112

1,16

1,21

1,26

Косозубые

1,01

1,02

1,03

1,05

1,07

1,08
При по формуле (16) следует повысить , выбрав другую марку стали и термообработку, или изменить параметры, увеличив или , предварительно убедившись в правильности расчетов, для чего сравнить расчет по формуле (16) с расчетом по формуле (14) и выяснить причину расхождений.
При (в основном для быстроходной ступени соосного редуктора) после проверки по формуле (17) целесообразно уменьшить (соответственно и ) для снижения металлоемкости редуктора.
8. Проверочный расчет передач тихоходной и быстроходной ступеней по напряжениям изгиба

Необходимое условие прочности:

, (17)

где - удельная расчетная окружная нагрузка, Н/мм;

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых колес , для косозубых - по графику (рис. 5) аналогично для формулы (16); - то же, что и в расчете по формуле (15); - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, по табл. 9; - коэффициент формы зуба по табл.10; - коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев , ; - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых колес , для косозубых ( - то же, что и при определении в формуле (16)).

При невыполнении условия (17) следует увеличить модуль зацепления без изменения , за счет уменьшения и . Значение при этом не изменится. При F ?[F] корректировка модуля в сторону уменьшения нецелесообразна.

Таблица 10

Зависимость коэффициента формы зуба от приведенного числа зубьев и коэффициента смещения

Коэффициент смещения

при

12

14

17

20

25

30

40

50

60

80

100

200

0.8

2.9

3.0

12

3.10

3.19

3.21

3.3

3.33

3.39

3.41

3.49

3.56

3.63

0.7

3.12

3.14

3.18

3.2

3.23

3.3

3.35

3.39

3.41

3.42

3.5

3.56

3.63

0.6

3.3

3.3

3.3

3.31

3.32

3.33

3.4

3.41

3.42

3.43

3.5

3.57

3.63

0.5

4.46

3.42

3.40

3.39

3.39

3.40

3.42

3.42

3.43

3.44

3.56

3.58

3.63

0.4

3.68

3.6

3.53

3.50

3.48

3.45

3.45

3.46

3.46

3.50

3.58

3.59

3.63

0.3

3.9

3.78

3.68

3.61

3.58

3.53

3.50

3.50

3.55

3.57

3.60

3.6

3.63

0.2

4.0

3.82

3.74

3.68

3.61

3.59

3.58

3.58

3.58

3.60

3.60

3.63

0.1

4.08

3.91

3.79

3.70

3.62

3.6

3.6

3.61

3.61

3.61

3.63

0.0

4.3

4.1

3.72

3.80

3.72

3.64

3.62

3.61

3.61

3.61

3.63

- 0.1

4.3

4.06

3.70

3.78

3.67

3.69

3.64

3.64

3.62

3.63

- 0.2

4.22

4.10

3.83

3.75

3.73

3.65

3.65

3.62

3.63

- 0.3

4.45

4.33

3.93

3.81

3.75

3.69

3.69

3.63

3.63

9. Расчет составляющих усилий в зацеплении

Определение составляющих усилий в зацеплении требуется для дальнейших расчетов при проектировании корпуса, подшипников и валов редуктора.

Для тихоходной ступени (прямозубой):

- окружная сила, Н;

- радиальная сила, Н.

Для быстроходной ступени (косозубой):

- окружная сила, Н;

- радиальная сила, Н;

- осевая сила, Н.

10. Расчет подшипников качения

Подшипники выбирают по требуемой динамической грузоподъемности С и требуемому по условиям прочности диаметру вала , а также учитывают условия нарезания шестерни, габаритные размеры подшипников и требования взаимозаменяемости.

Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника , где m=3 для шариковых и m=3,33 для роликовых подшипников, - ресурс подшипника в миллионах оборотов, - эквивалентная нагрузка. Условия контакта рабочих элементов подшипника характеризуются параметром е, величина которого для радиальных и радиально-упорных шариковых подшипников выбирается или непосредственно по начальному углу контакта (при ), или по отношению (- осевая нагрузка, - статическая грузоподъемность подшипника) по табл. 10. Для радиально-упорных конических роликовых подшипников . Осевая нагрузка до определенного предела оказывает положительное влияние на условие контакта рабочих элементов подшипника и в радиальных и радиально-упорных подшипниках при ( - радиальная нагрузка) не учитывается. Предварительный выбор подшипников производят в предположении, что, и формула для эквивалентной нагрузки имеет вид , где - динамический коэффициент; - коэффициент эквивалентной нагрузки, зависящий от режима. Выбранный по каталогу подшипник проверяют по условию, а при невыполнении этого условия - по ресурсу , где , где и - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (табл. 14), - по табл. 12, - по табл. 13. Последовательность расчета и выбора подшипников с учетом всех требований изложена в табл. 11.

10.1 Расчет нагрузок на подшипники

Радиальной нагрузкой на подшипник является реакция опоры вала от действия сил в зацеплении зубчатых колес редуктора, а осевой - осевая составляющая силы в зацеплении косозубой пары.

Для определения реакций опор выполняют предварительную компоновку редуктора и составляют расчетные схемы каждого вала. На рис.6 показана предварительная компоновка двухступенчатого цилиндрического несоосного редуктора, а на рис.7 -- соосного.

Рис. 6 Предварительная компоновка цилиндрического двухступенчатого несоосного редуктора

Рис. 7 Предварительная компоновка цилиндрического двухступенчатого соосного редуктора

редуктор передача цилиндрический двухступенчатый

Компоновку двухступенчатого несоосного редуктора выполняют в следующей последовательности: наносят межосевые расстояния быстроходной и тихоходной ступеней; контуры колес быстроходной и тихоходной ступеней с размерами , и с зазором 3...5 мм между ними; на расстоянии от торца быстроходного колеса и от торца тихоходного колеса проводят линии центров опор принимая и ; наносят контуры шестерен быстроходной и тихоходной ступеней с размерами , выполнив их ширину больше на 4...6 мм для быстроходной и на 6...10 мм для тихоходной ступеней. Компоновку соосного редуктора выполняют аналогичным образом по рис.7, при этом и принимают такими же, как и для несоосного. Расчетные схемы определения реакций опор каждого вала показаны на рис. 8 для несоосного и на рис.9 для соосного редукторов. Индексами Б и Т обозначены соответственно параметры быстроходной и тихоходной ступеней. Для несоосного редуктора расстояние между опорами всех трех валов одинаково:

Максимальная нагрузка на опору быстроходного вала редуктора

,

где ; , здесь .

Добавочная нагрузка на опору А в виде обусловлена необходимостью предусмотреть возможные нагрузки на выходные концы валов редуктора от компенсирующих муфт или внешних передач. Такие нагрузки обычно принимают в виде изгибающего момента, равного половине крутящего, передаваемого валом. Аналогично для опоры С.

Максимальная нагрузка на опору промежуточного вала

,

где ; ,

здесь .

Максимальная нагрузка на опору тихоходного вала редуктора

.

Для соосного редуктора расположение колес на быстроходном и на тихоходном валах симметричное, поэтому максимальная нагрузка на опору быстроходного вала

, где ; ;

на опору тихоходного вала .

Для промежуточного вала, по схеме (рис. 9) максимальная нагрузка на опору

,

где ;

.

Здесь ; ; .

Рис. 8 Расчетные схемы валов несоосного редуктора

Рис. 9 Расчетная схема промежуточного вала соосного редуктора

10.2 Определение диаметров валов

Наиболее нагруженными являются выходные концы быстроходного и тихоходного валов, которые передают крутящие моменты и , а также по требованиям к редукторам должны выдерживать консольную нагрузку, создающую изгибающий момент , равный половине крутящего. По условию прочности на изгиб и кручение:

,

где .

При (для нереверсивного редуктора) и .

Допускаемое напряжение на изгиб для симметричного цикла

,

где - предел выносливости для симметричного цикла;

- требуемый коэффициент запаса прочности;

- коэффициент, учитывающий размеры детали в опасном сечении;

- коэффициент, учитывающий состояние поверхности;

- эффективный коэффициент концентрации для шпоночного паза.

Учитывая, что , и находятся в функциональной зависимости от ( - предел прочности), а - от и , после сокращений и преобразований, с достаточной степенью точности для любых марок сталей , где для быстроходного вала и для тихоходного вала. Полученные значения округляют до стандартных (табл. 17).

10.3 Выбор подшипников качения

Таблица 11

Наименование

Быстроходный вал

Промежуточный вал

Тихоходный вал

Примечание

1. Радиальная нагрузка на подшипник, Н

Раздел 10.1

2.Осевая нагрузка на подшипник, Н

--

Раздел 9

3.Динамический коэффициент

Таблица 12

4. Коэффициент эквивалентной нагрузки

Таблица 13

5. Эквивалентная нагрузка на подшипник, Н

(предварительно)

6.Частота вращения, об/мин

Таблица 4

7. Долговечность подшипника, ч

По заданию

8. Ресурс подшипника, млн.об.

9. Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника, Н

, для шариковых

10. Расчетный диаметр выходного конца вала, мм

Раздел 10.2

11. Диаметр окружностей впадин шестерни, мм

--

Раздел 6 для быстроходного вала и 5 -для тихоходного

12. Номер подшипника, выбранный по dв, С и при условии d2 < d f1

№

№

№

и № по каталогу

13. Наружный диаметр подшипника, мм, проверка по условию awБ ?(DБ+Dп)/2+5

--

- по формуле (14) для быстроходной ступени. Для соосного редуктора проверка не требуется

14. Окончательно выбранный подшипник.

Динамическая грузоподъемность, Н

Статическая грузоподъемность, Н

№

№

№

не требуется, расчет закончен

По условию взаимозаменяемости целесообразно для промежуточного и тихоходного валов выбирать одинаковые подшипники

Таблица 14

--

При расчет закончен. При продолжают проверку

15. Коэффициенты радиальной и осевой нагрузок

X=

Y=

X=

Y=

--

Таблица 14 по

16. Эквивалентная нагрузка на подшипник, Н

--

17. Ресурс выбранного подшипника, млн.об.

--

Сравнить с по п.8

18. Посадочный диаметр подшипника, мм

По условию , по каталогу

19. Стандартные диаметры выходных валов

dвБ

--

dвТ

Табл. 17

Таблица 12

Динамический коэффициент

Характер нагрузки на подшипник

Спокойная нагрузка (ременные передачи, ленточные конвейеры и др.)

1,0

Легкие толчки, кратковременные перегрузки до 125% (электродвигатели, зубчатые передачи при спокойной нагрузке и невысоких скоростях и др.)

1,1…1,2

Умеренные толчки, кратковременные перегрузки до 150 % ( коробки скоростей и др.)

1,3…1,8

Таблица 13

Коэффициент эквивалентной нагрузки

Режим работы

Обозначение

режима

шариковые подшипники

роликовые подшипники

Средний

С

0,50

0,54

Тяжелый

Т

0,74

0,77

Постоянный

П

1,0

1,0

Таблица 14

Числовые значения Х и Y для радиальных и радиально-упорных однорядных подшипников

Угол контакта

0,014

2,30

0,19

0,028

1,99

0,22

0,056

1,71

0,26

0,084

1,55

0,28

0

0,11

1

0

0,56

1,45

0,30

0,17

1,31

0,34

0,28

1,15

0,38

0,42

1,04

0,42

0,56

1,00

0,44

0,014

1,81

0,30

0,029

1,62

0,34

0,057

1,46

0,37

0,086

1,34

0,41

12

0,11

1

0

0,46

1,22

0,45

0,17

1,13

0,48

0,29

1,04

0,52

0,43

1,01

0,54

0,57

1,00

0,54

18…20

-

0,43

1,00

0,57

24…26

-

1

0

0,41

0,87

0,68

30

-

0,39

0,76

0,80

П р и м е ч а н и е. Для радиально-упорных однорядных роликовых подшипников и при и при

Таблица 15

Шариковые радиальные однорядные подшипники по ГОСТ 8338-75

Обозначение

Параметры подшипника

№

мм

Н

мм

Особо легкая серия, нормальная

17

7

19

6

0,5

2240

1180

9

17

18

8

22

7

0,5

3250

1380

10

20

100

10

26

8

0,5

4600

2000

12

24

101

12

28

8

0,5

5000

2270

14

26

104

20

42

12

1,0

9360

4540

24

38

105

25

47

12

1,0

11200

5040

29

43

106

30

55

13

1,5

13400

7020

35

50

107

35

62

14

1,5

15900

8660

40

57

108

40

68

15

1,5

16800

9450

45

63

109

45

75

14

1,5

21200

12400

50

70

110

50

80

16

1,5

21600

12400

55

75

111

55

90

18

2,0

28200

17300

62

84

112

60

95

18

2,0

29600

18500

68

88

Легкая серия

27

7

22

7

0,5

3250

1380

10

19

29

9

26

8

1,0

4520

2000

12

22

200

10

30

9

1,0

5900

2660

14

26

201

12

32

10

1,0

6880

2700

16

28

202

15

35

11

1,0

7970

3540

19

31

203

17

40

12

1,0

9520

4470

21

36

204

20

47

14

1,5

12000

6300

25

42

205

25

52

15

1,5

14000

7090

30

47

206

30

62

16

1,5

15300

10200

35

57

207

35

72

17

2,0

25100

13900

42

65

208

40

80

18

2,0

32600

18100

47

73

209

45

85

19

2,0

33700

18100

52

78

210

50

90

20

2,0

35500

20200

57

83

211

55

100

21

2,5

43000

25600

63

91

212

60

110

22

2,5

52000

31500

68

101

213

65

120

23

2,5

56000

34700

73

111

214

70

125

24

2,5

61800

38100

78

116

215

75

130

25

2,5

66900

41900

83

121

216

80

140

26

3,0

70000

45400

90

129

Средняя серия

300

10

35

11

1,0

8360

3830

14

30

301

12

37

12

1,5

9630

4730

17

31

302

15

42

13

1,5

11400

5510

20

36

303

17

47

14

1,5

1300

6800

22

41

304

20

52

15

2,0

15500

7940

27

45

305

25

62

17

2,0

22600

11600

32

55

306

30

72

19

2,0

28000

15100

38

65

307

35

80

21

2,5

35200

17900

43

71

308

40

90

23

2,5

41000

22700

48

80

309

45

100

25

2,5

52800

26700

54

90

310

50

110

27

3,0

61500

36300

60

99

311

55

120

29

3,0

71000

42600

65

110

312

60

130

31

3,5

81900

49400

71

118

313

65

140

33

3,5

92400

56700

76

128

314

70

150

35

3,5

104700

64500

81

138

315

75

160

37

3,5

112000

72800

86

148

316

80

170

39

3,5

124500

81700

91

158

317

85

180

41

4,0

133000

91000

98

166

318

90

190

43

4,0

143000

101000

103

176

Тяжелая серия

403

17

62

17

2,0

22800

12100

24

53

405

25

80

21

2,5

36000

20800

34

63

406

30

90

23

47200

27200

39

70

407

35

100

25

55300

31900

44

80

408

40

110

27

3,0

63300

37000

50

90

409

45

120

29

76400

53000

55

107

410

50

130

31

3,5

87500

53000

63

116

411

55

140

33

100000

63700

68

126

412

60

150

35

108000

71400

73

136

413

65

160

37

119000

79600

78

146

414

70

180

42

4,0

143000

107000

85

164

416

80

200

48

163000

127000

95

184

417

85

210

52

5,0

176000

128000

100

190

11. Указания по конструированию корпуса зубчатого цилиндрического редуктора

Конструирование корпуса слагается из двух этапов: выбор конструкции и определение размеров корпуса.

Выбор конструкции во многом определяется традициями, технологичностью, экономичностью и даже эстетичностью внешнего вида. Современные направления в редукторостроении рекомендуют следующие конструктивные решения:

форма корпуса максимально приближена к параллелепипеду, никаких выступающих частей (кроме концов валов), все приливы внутри корпуса;

плоскость разъема - по оси валов, крышки подшипников врезные;

отказ от болтовых соединений - все соединения на винтах или шпильках (кроме фундаментных болтов);

отказ от ребер жесткости (ребра повышают жесткость не более чем на 30%, что ниже погрешности приближенных расчетов на жесткость);

минимальная (по условиям технологии и жесткости) толщина стенок;

отказ от различных маслозащитных колец, сальников и канавок для стекания масла (опыт показывает, что при достаточном объеме масляной ванны масло разбрызгивается мало, через щели не вытекает, густую смазку из подшипников качения не вымывает, а если и попадает в подшипники, то лишь улучшает их работу);

максимальная экономия металла, приливы - для каждого винта отдельно;

минимальные зазоры между деталями и корпусом;

не допускать превышения размеров крепежных деталей (как для соединения основания с крышкой, так и для фундаментных болтов).

Следует помнить, что редуктор относится к стационарным машинам. Все его детали должны быть рассчитаны на один определенный ресурс, поэтому такие требования к конструкции машин, как транспортабельность и ремонтопригодность, должны находиться на втором плане и не вызывать заметного удорожания и усложнения корпуса.

При определении размеров элементов корпуса следует руководствоваться технологическими требованиями к литейным конструкциям и такими критериями работоспособности, как жесткость стенок (в направлении, перпендикулярном плоскости стенок) и прочность крепежных деталей. Все остальные размеры вытекают из размеров зубчатой передачи, подшипников и крепежных деталей.

11.1 Технологические требования

Наиболее распространенный материал для литых корпусов - чугун СЧ15-32. С точки зрения литейной технологии оптимальным является форма корпуса, представляющего собой сочетание простейших поверхностей, соединенных плавными переходами. Толщины стенок, рекомендуемые из технологических соображений, в зависимости от приведенного габарита отливки

,

где и - соответственно длина, ширина и высота отливки, приведены в табл.16 ( и - приближенно по рис.6 или рис.7 с точностью до ).

Таблица 16

Толщины стенок корпуса редуктора

Приведенный габарит , мм

Толщина стенок, мм

до 500

600

750

1000

1500

1800

6

7

8

9

10

12

Рис. 10 Обрыв стенки толщиной в местах отверстий, окон, разъемов

Все приливы на стенках корпуса для размещения крепежа, подшипников и других деталей необходимо выполнять с литейными уклонами 1:5 при размерах до 25 мм (в направлении, перпендикулярном плоскости стенки) и 1:10 при больших размерах (рис.11).

Рис. 11 Литейные уклоны для крепежа, подшипников и других деталей

11.2 Жесткость стенок корпуса

Технические расчеты на жесткость построены на результатах экспериментов и приближенных расчетов корпусов как неразрезных пластин. Жесткость корпуса характеризуется деформацией под действием силы .

Формула для технических расчетов деформации имеет вид

,

где - коэффициент, учитывающий конструктивные особенности корпуса (имеются специальные таблицы и графики);

- половина большего размера нагруженной грани корпуса;

- модуль упругости материала;

- коэффициент Пуассона.

Так как для больших размеров редукторов допускается большая деформация , вводят относительную деформацию , где - межосевое расстояние зубчатой передачи (в многоступенчатых редукторах - большее ).

Выразив и через (по формуле Герца), для усредненного редуктора получим безразмерную зависимость , где - постоянная для усредненного редуктора.

При заданном отношение является постоянным для редуктора любых размеров. Практикой установлена оптимальная толщина стенок, обеспечивающих достаточную жесткость корпуса при любых конструктивных особенностях.

. (18)

Аналогичным образом установлены и другие размеры: толщина стенки под подшипник с наружным диаметром (рис.12) (большие значения - для легких серий подшипников); толщина корпуса под фундаментными болтами и гайками шпилек (рис.13) ,

где - наружный диаметр резьбы болта или диаметр отверстия.

При назначении диаметра отверстий под фундаментные болты целесообразно принимать его таким же, как у выбранного электродвигателя.

Рис. 12 Толщина стенки бобышки под подшипник

Рис. 13 Толщина стенки корпуса под фундаментными болтами и гайками шпилек

12. Методика и последовательность конструирования редуктора

Нанести в масштабе межосевое расстояние, диаметры колес и шестерен, ширины колес и шестерен (рис.14).

Разместить предварительно подшипники качения максимально близко к колесам и шестерням исходя из критерия ремонтопригодности, т.е. возможности ввести захваты съемника между колесом (шестерней) и внутренним кольцом подшипника. При этом расстояние между колесом (шестерней) и подшипником принимают около ширины подшипника. В тех случаях, когда диаметр шестерни меньше или близок к наружному диаметру внутреннего кольца подшипника, или подшипник можно снять с вала, захватив съемником колесо (колесо насажано при этом по переходной посадке с зазором), ограничений по размещению подшипников нет.

Сконструировать врезные крышки подшипников (см. рис.12), исходя из технологичности их обработки на токарном станке, т.е. возможности их крепления в патроне сначала с одной, а затем с другой стороны (не менее 5 мм для прижима кулачка патрона).

Установить крышки вплотную к подшипникам, а затем по наружной поверхности наиболее выступающих крышек провести линию габарита по ширине корпуса редуктора и сдвинуть остальные крышки с подшипниками до уровня этих линий.

Определить толщину стенок корпуса редуктора по условиям технологичности (см. табл.16) и жесткости (см. формулу(18)), и нанести ее пунктирной линией.

Определить толщину стенки в стыке (см. рис.10) и нанести ее сплошной линией (рис.14), оставив минимальные зазоры 5...10 мм между колесами и корпусом в направлении по длине корпуса.

Выполнить приливы под подшипники в соответствии с рис.11 и 12.

Рис. 14 Предварительная компоновка редуктора

12.1 Размеры крепежных деталей

При соединении крышки корпуса с редуктором крепежные винты должны обеспечить равномерное распределение давления на поверхности стыка . Количество винтов z назначают после эскизной компоновки передачи и подшипников, обводки наружного контура корпуса и нанесения толщины стенки в местах, где размеры колес и подшипников позволяют сделать приливы под винты.

Требуемое усилие затяжки одного винта:

, (19)

где - толщина стенки в стыке (- см. рис.10),

- длина периметра стыка.

Диаметр резьбы винта определяют проектным расчетом винта на прочность по расчетной силе .

При окончательном назначении диаметра резьбы следует помнить, что во избежание срыва резьбы при затяжке минимальные диаметры резьбы следует принимать для винтов под отвертку - М6; для винтов с внутренним шестигранником - М8; для шпилек - М12.

12.2 Определение размеров крепежных деталей и элементов корпуса под них

Выбрать места для размещения крепежных деталей соединения крышки редуктора с корпусом. Обычно для цилиндрического двухступенчатого редуктора назначают 6 винтов (шпилек) - 4 по углам и 2 между подшипниками промежуточного и тихоходного вала.

Определить усилие затяжки одного винта (шпильки) по формуле (19) и выбрать тип крепежных деталей из расчета ожидаемого усилия затяжки винта со шлицем под отвертку - 1000 Н, винта с шестигранным углублением - 5000 Н, шпильки 15000 Н (независимо от диаметра резьбы).

Внутренний диаметр резьбы определить по формуле

,

где - допускаемое напряжение материала винта (шпильки) на растяжение.

Выполнить приливы под резьбу в соответствии с рис.15 (высота не менее 10 витков резьбы).

Рис. 15 Размеры приливов корпуса под резьбу шпилек и винтов, мм (см. рис.16)

Выполнить карманы на крышке редуктора под крепежные детали в соответствии с рис.16.

Определить толщину основания редуктора под фундаментными болтами (см. рис.13), рассчитав предварительно диаметр фундаментных болтов по формуле,

где ;

- усилие затяжки болта;

- коэффициент основной нагрузки;

- усилие, возникающее от опрокидывающего момента редуктора под действием вращающих моментов на быстроходном и на тихоходном валах, для 4 фундаментных болтов , - длина корпуса редуктора;

- допускаемое напряжение болта на растяжение.

П р и м е ч а н и е. С целью унификации, при выполнении условия прочности, целесообразно принять диаметр фундаментных болтов тот же, что и для электродвигателя ( d10 в Прил. 1).

Следует помнить, что с целью экономии металла и упрощения обработки толщина основания берется равной толщине стенок редуктора, а утолщение делается только в зоне фундаментных болтов.

винт

шпилька, болт

6

9

12

-

20

8

10

14

-

25

10

12

16

26

30

12

14

18

30

35

14

16

20

34

40

16

18

22

38

45

18

20

-

40

50

20

22

-

45

55

П р и м е ч а н и е. Для карманов, расположенных по углам редуктора, принимают R=K, т.к. угол поворота ключа для углового крепежа больше.

Рис. 16 Габариты мест под гаечные ключи

Выполнить карманы на корпусе редуктора под фундаментные болты в соответствии с рис.16.

Вычертить смотровое окно, маслоуказатель, сливную пробку.

12.3 Конструирование валов и колес редуктора

При конструировании следует исходить из того, что диаметры валов в местах крепления подшипников заданы диаметрами отверстий внутренних колец подшипников. Все остальные диаметры валов конструктивно вытекают из этих диаметров. Диаметр вала , в который упирается внутреннее кольцо подшипника, определяется по табл.15. Этот диаметр назначен таким образом, чтобы на внутреннем кольце подшипника оставалось место для захвата кольца съемником или для упора втулки, удерживающей зубчатое колесо в осевом направлении. Выходные концы валов и шпонки к ним принимают по табл.17 и 18. Для быстроходного вала принимают исполнение 1 с учетом конструирования полумуфты для соединения с валом электродвигателя. Для тихоходного вала исполнение 1 или 2 назначают по результатам расчета шпоночного соединения (табл.20).

Шестерни рекомендуется изготавливать заодно с валом (вал-шестерня).

Конструкция зубчатых колес возможна двух вариантов: сплошных и облегченных.

С точки зрения бесшумности работы и технологичности изготовления сплошные колеса предпочтительнее. Для повышения жесткости и прочности крепления на валу такие колеса целесообразно крепить на валу без шпонок по посадке с натягом по H7/r6; H7/s7 или H7/u7. Такие колеса удобнее и в том отношении, что не требуют осевой фиксации в виде распорных втулок, стопорных колец, резьбы и др. Для облегченных колес выбирают посадку на валу по табл.19, шпоночный паз по табл.18, а длина ступицы назначается по длине шпонки, определенной в соответствии с табл. 20. Облегченные колеса целесообразно выбирать при серийном производстве.

Таблица 17

Концы валов цилиндрические, мм (ГОСТ 120-80-66)

исполнение*

исполнение

1

2

1

2

6

7

8

9

10

11

12

14

16

18

20

22

16

16

20

20

23

23

30

30

40

40

50

50

-

-

-

-

20

20

25

25

28

28

30

30

0,4

0,4

0,6

0,6

0,4

0,4

1,0

1,0

1,0

1,0

1,6

1,6

0,2

0,2

0,4

0,4

0,4

0,4

0,6

0,6

0,6

0,6

1,0

1,0

25

28

32

36

40

45

50

55

60

70

80

90

60

60

80

80

110

110

110

110

140

140

170

170

42

42

58

58

82

82

82

82

105

105

130

130

1,6

1,6

2,0

2,0

2,0

2,0

2,5

2,5

2,5

2,5

3,0

3,0

1,0

1,0

1,6

1,6

1,6

1,6

2,0

2,0

2,0

2,0

2,5

2,5

П р и м е ч а н и е. * Концы валов изготовляются двух исполнений:1 - длинные,

2- короткие

После окончательного определения всех размеров валов и шпонок необходимо выполнить следующие уточненные расчеты:

Проверочные расчеты валов в опасных сечениях (по указанию преподавателя). Обычно это сечения, имеющие наименьший диаметр, нагруженные изгибающим и вращающим моментами и имеющие концентраторы напряжений. Расчет приведен в табл.22.

Расчет посадки с натягом. Расчет приведен в табл.29.

Таблица 18

Размеры шпоночных соединений, мм (СТ СЭВ 189-75)

Диаметр вала

Размеры шпонки

Глубина паза


ширина

толщина

длина*

вал

втулка

9,10

11,12

14,16

18,20,22

24,25,28,30

32,(35),36,38

40,42

45,48,50

(52),55,(56)

60,63,65

70,(71),75

3

4

5

6

8

10

12

14

16

18

20

3

4

5

6

7

8

8

9

10

11

12

10-40

14-50

18-56

22-80

28-110

36-100

45-110

50-140

56-140

1,8

2,5

3,0

3,5

4,0

5,0

5,0

5,5

6,0

7,0

7,5

1,3

1,6

2,2

2,8

3,3

3,3

3,3

3,8

4,3

4,4

4,9

Примечание. * Длину выбирают в указанных числах из ряда: 10, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90, 100, 110, 125, 140, 160, 180.

Таблица 19

Посадки основных сборок редуктора

Соединение

Посадка по СТ СЭВ 144-75

Условия сборки

Зубчатые колеса на валах при тяжелых ударных нагрузках

H6/r6 (80<<120)

Под прессом

Зубчатые колеса при средних и легких нагрузках, компенсирующие муфты

H7/r6 (<1620)

H7/p6 (80<<120)

Под прессом

Стаканы под подшипники качения в корпусе, распорные втулки

H7/h6

От руки втугую

Внутренние кольца шарикоподшипников на валах

Отклонение вала k6

То же

Наружные кольца шарикоподшипников в корпусе

Отклонение отверстия H7

То же

Крепление колес на валах без шпонок

H7/r6; H7/s7; H7/u8

С нагревом

Таблица 20

Расчет шпоночного соединения

Наименование

Обозначение

Единица измерения

Формула, источник, обоснование

Допускаемое напряжение смятия

Н/мм2

Табл.21

Расчетная высота шпонки

K

мм

Вращающий момент

T

Нм

---

Диаметр вала

d

мм

---

Расчетная длина шпонки

lР

мм

Полная длина шпонки

l

мм

Таблица 21

Допускаемые напряжения смятия

Материал втулки

Характер нагрузки

спокойная

слабые толчки

ударная

СТАЛЬ

150

100

50

ЧУГУН

80

53

22

Таблица 22

Проверочный расчет вала

Наименование

Обозначение

Единица измерения

Формула, источник

Диаметр вала в рассчитываемом сечении

d

мм

---

Момент изгибающий

М

По расчетной схеме рис.8 и 9

Крутящий момент

Т

---

Напряжение изгиба

Материал вала и его механические характеристики

Ст…

в

-1

-1

Таблица 2

Окончание табл. 22

Напряжение от кручения

Н/мм2

Эффективный коэффициент концентрации напряжений: при изгибе

при кручении

Таблица 23, 24

Коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности

Таблица 25

Коэффициент дополнительного упрочнения поверхности

Таблица 26

Коэффициент влияния асимметрии цикла на прочность детали

Таблица 28

Масштабный коэффициент

Таблица 27

Запас прочности по усталостному разрушению при изгибе

То же при кручении

Sф=2ф-1/(фкр{Kф/Ky+шф})

Эквивалентный запас прочности

Допускаемый запас прочности

Таблица 23

Эффективные коэффициенты и в ступенчатом переходе с галтелью

Напряженное

состояние

,

Н/мм2

При отношении

0,01

0,02

0,03

0,05

0,1

0,01

0,02

0,03

0,05

При отношении

При отношении

Изгиб

500

700

900

1200

1,35

1,40

1,45

1,50

1,45

1,50

1,55

1,60

1,65

1,70

1,80

1,90

1,60

1,70

1,80

1,90

1,45

1,55

1,65

1,80

1,55

1,60

1,65

1,70

1,80

1,90

2,00

2,15

1,80

1,95

2,05

2,25

1,75

1,80

2,00

2,20

При отношении

При отношении

Изгиб

500

700

900

1200

1,90

2,00

2,10

2,20

1,95

2,10

2,20

2,40

1,95

2,10

2,25

2,45

2,10

2,25

2,35

2,50

2,15

2,30

2,45

2,65

При отношении

При отношении

Кручение

700

1200

1,30

1,30

1,35

1,40

1,45

1,50

1,45

1,55

1,40

1,50

1,40

1,45

1,60

1,70

1,60

1,70

1,60

1,75

При отношении

При отношении

Кручение

500

700

900

1200

1,55

1,60

1,65

1,75

1,60

1,70

1,75

1,85

1,65

1,70

1,75

1,90

2,20

2,30

2,40

2,60

2,10

2,15

2,25

2,4

Таблица 24

Эффективные коэффициенты концентрации для валов при изгибе и кручении в месте шпоночной канавки

, Н/мм2

Коэффициенты концентрации

500

600

700

800

1000

1,60

1,75

1,90

2,00

2,30

1,40

1,50

1,70

1,90

2,20

Таблица 25

Значение коэффициентов , учитывающих состояние поверхности

, Н/мм2

Шлифование

Обработка чистовая

Обдирка

Необработанная поверхность

400

600

800

1000

1200

1,00

1,00

1,00

1,00

1,00

1,04

1,05

1,10

1,15

1,25

1,16

1,18

1,25

1,35

1,54

1,30

1,40

1,50

1,70

2,20

Таблица 26

Коэффициент поверхностного упрочнения Ky

Вид поверхности обработки

, Н/мм2

Гладкие валы

Валы с малой концентрацией напряжений

Валы с большой концентрацией напряжений

Закалка с нагревом ТВЧ

Азотирование

Цементация

Дробеструйный наклеп

Накатка роликом

600-800

800-1000

900-1200

400-600

700-800

1000-1200

600-1500

-

1,50...1,70

1,30...1,50

1,10...1,25

1,80...2,00

1,40...1,50

1,20...1,30

1,10...1,25

1,20...1,30

1,60...1,70

-

1,50...1,70

3,00

.

2,00

1,50...1,60

1,50...1,60

2,40...2,80

-

1,70...2,10

-

-

-

1,70...2,10

1,80...2,00

П р и м е ч а н и е. Поверхностное упрочнение назначают при недостаточной прочности вала по результатам расчета (табл.22).

Таблица 27

Значения коэффициентов , учитывающих размеры детали в опасном сечении

Напряженное состояние и материал

Значение при диаметре вала, мм

15

20

30

40

50

70

100

200

Изгиб для углеродистой стали

0,95

0,92

0,88

0,85

0,81

0,76

0,70

0,61

Изгиб для высокопрочной легированной стали и кручение для всех сталей

0,87

0,83

0,77

0,73

0,70

0,65

0,59

0,52

Таблица 28

Коэффициент влияния асимметрии цикла на прочность детали

Материал

, Н/мм2

Углеродистая сталь

350...550

650...750

0,00

0,05

Хромоникелевая сталь

300...1200

0,10

Таблица 29

Расчет посадки с натягом

Наименование

Обозначение

Единица измерения

Формула, источник, обоснование

Диаметр вала

мм

Длина ступиц за вычетом фасок

мм

Эскизная компоновка контура

Расчетный диаметр детали

мм

Для сплошного колеса - диаметр впадин зубьев, для облегченного - диаметр ступицы

Вращающий момент

Нм

Коэффициент трения

- при сборке без нагрева (H7/r6); - с нагревом (H7/s7 и H7/u8)

Коэффициент запаса сцепления

Необходимое удельное давление в стыке

Р

Н/мм2

Модуль упругости материала

Е

Н/мм2

Для стали

Расчетный натяг

мкм

Обработка вала

мкм

1,25 при ; 2,5 при

Обработка отверстий

мкм

то же

Требуемый минимальный натяг

мкм

Посадка по условию ei-ES

--

--

Таблица 30

Отклонение отверстия

Отклонение вала

ES

ei

мкм

мкм

---

---

Таблица 30

Поля допусков посадок с натягом (ЕСДП СЭВ)

Диаметр,

Предельные отклонения, мкм

мм

r6

s7

u8

H7

10...18

es

+29

es

+46

es

+60

ES

+18

ei

+18

ei

+28

ei

+33

EI

0

18...24

es

+41

es

+56

es

+74

ES

+21

ei

+28

ei

+36

ei

+41

EI

0

24...30

es

+41

es

+56

es

+81

ES

+21

ei

+28

ei

+36

ei

+48

EI

0

30...40

es

+50

es

+56

es

+99

ES

+25

ei

+34

ei

+35

ei

+60

EI

0

40...50

es

+50

es

+68

es

+109

ES

+25

ei

+34

ei

+43

ei

+70

EI

0

50...65

es

+60

es

+83

es

+133

ES

+30

ei

+41

ei

+53

ei

+87

EI

0

65...80

es

+62

es

+89

es

+148

ES

+30

ei

+43

ei

+59

ei

+102

EI

0

80...100

es

+73

es

+106

es

+178

ES

+35

ei

+51

ei

+71

ei

+124

EI

0

Приложение

Трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А

Таблица П.1

Типы и основные параметры двигателей при нормальной нагрузке

Тип двигателя

Мощность

об/мин

Тип двигателя

Мощность

об/мин

4А71АУ3

0,55

1400

4А132М4У32

11,00

1460

4А71В4У3

0,75

1400

4А160 4У3

15,00

1465

4А80А4У3

1,10

1420

4А160М4У3

18,50

1465

4А80В4У3

1,50

1415

4А180 4У3

22,00

1470

4А90 4У3

2,20

1425

4А180М4У3

30,00

1470

4А100 4У3

3,00

1435

4А300М4У3

37,00

1470

4А100 4У3

4,00

1430

4А200 4У3

45,00

1470

4А112М4У3

5,50

1445

4А225М4У3

55,00

1470

4А132 4У3

7,50

1455

--

--

--

Рекомендуемая литература

Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. М.: Машиностроение, 2001.

Детали машин. Атлас конструкций / Под ред. Д.Н. Решетова. М.: Машиностроение, 1979.

Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. М.: «Академия», 2003.

Иванов М.Н. Детали машин. М.: Высш. шк., 2006.

Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высш. шк., 1975.

Решетов Д.Н. Детали машин. М.: Машиностроение, 1989.

Курсовое проектирование деталей машин / Под ред. В.Н. Кудрявцева. Л.: Машиностроение, 1983.

Ачеркан Н.С. и др. Детали машин. Расчёт и конструирование: Справочник. М.: Машиностроение, 1968.

Жуков К.П., Гуревич Ю.Е. Проектирование деталей и узлов машин. М.: «Станкин», 1999.

10. Оформление курсового проекта: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин. СПб.: ПИМаш, 2001.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора

    Определение вращающих моментов на валах привода двухступенчатого цилиндрического редуктора, передаточных чисел ступеней редуктора. Расчет тихоходной и быстроходной цилиндрических передач. Определение реакций в опорах валов и изгибающих моментов.

    курсовая работа [369,8 K], добавлен 14.02.2013

  • Редуктор цилиндрический двухступенчатый

    Редуктор двухступенчатый, несоосный, его кинетическая схема. Выбор электродвигателя, определение силовых, кинематических параметров привода. Эскизная компоновка редуктора. Расчетная схема валов редуктора, проверочный расчет подшипников. Выбор сорта масла.

    курсовая работа [307,5 K], добавлен 03.03.2010

  • Проектирование 2-х ступенчатого соосного цилиндрического редуктора

    Кинематический расчет цилиндрического двухступенчатого соосного редуктора. Определение нормального модуля. Предварительный расчет валов. Первый этап компоновки редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Проверка прочности шпоночных соединений.

    курсовая работа [549,7 K], добавлен 23.10.2011

  • Проектирование двухступенчатого, цилиндрического соосного редуктора для ленточного конвейера

    Выбор электродвигателя. Расчет тихоходной и быстроходной ступени прямозубых цилиндрических передач. Размеры элементов корпуса и крышки редуктора. Проверка долговечности подшипников, прочности шпоночных соединений. Технологический процесс сборки редуктора.

    курсовая работа [493,3 K], добавлен 03.06.2015

  • Редуктор цилиндрический двухступенчатый

    Кинематический и энергетический анализ привода. Определение требуемой мощности электродвигателя. Определение силовых и кинематических параметров привода. Расчет быстроходной ступени редуктора и быстроходного вала. Конструирование редуктора и колес.

    курсовая работа [194,6 K], добавлен 23.06.2012

  • Конструирование двухступенчатого цилиндрического редуктора

    Методы проектирования двухступенчатого цилиндрического редуктора по соосной горизонтальной схеме. Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора. Выбор электродвигателя. Определение сил в зацеплении. Конструирование корпуса.

    курсовая работа [727,9 K], добавлен 17.06.2011

  • Проектирование двухступенчатого редуктора

    Специфика выбора электродвигателя и расчет основных размеров привода. Проектирование двухступенчатого зубчатого цилиндрического редуктора с раздвоенной косозубой быстроходной передачей и прямозубой тихоходной передачей. Особенности выбора подшипников.

    курсовая работа [389,5 K], добавлен 29.03.2012

  • Конструкция и назначение деталей двухступенчатого редуктора

    Изучение конструкции цилиндрического двухступенчатого редуктора, измерение габаритных и присоединительных размеров. Определение параметров зубчатого зацепления. Расчет допускаемой нагрузки из условия обеспечения контактной выносливости зубчатой передачи.

    лабораторная работа [500,9 K], добавлен 21.04.2011

  • Привод к моечной машине для промывки банок аккумуляторных батарей пассажирских вагонов

    Определение скорости вращения входного вала исполнительного механизма. Расчет кинематических и силовых параметров на валах привода. Компоновка двухступенчатого соосного цилиндрического редуктора. Проектный расчет валов и подшипников зубчатого редуктор.

    дипломная работа [2,8 M], добавлен 13.05.2017

  • Редуктор двухступенчатый соосный двухпоточный

    Проектирование и кинематический расчет электродвигателя редуктора двухступенчатого соосного двухпоточного с внутренним зацеплением тихоходной ступени. Расчет быстроходной ступени привода, валов редуктора, подбор и проверочный расчет шпонок, подшипников.

    курсовая работа [1,6 M], добавлен 22.05.2009

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.

© 2000 — 2025, ООО «Олбест» Все наилучшее для вас