Содержание
Задание
Введение
1.Выбор электродвигателя
2.Выбор и обоснование оптимального варианта конструкции редуктора
3Статическое исследование редуктора
4.Кинематический анализ редуктора
5.Геометрический расчет зубчатых передач
6.Выбор материала и термообработки зубчатых передач
7.Определение допускаемых напряжений
7.1 Допускаемыеконтактные напряжения
7.2 Допускаемыеизгибные напряжения
8.Определение расчетного контактного напряжения в полюсе зацепления зубчатой парыдля тихоходной ступени
9.Определение расчетного изгибного напряжения
10.Определение размеров валов зубчатых колес и выбор подшипников
11.Расчет подшипников промежуточного вала на долговечность
12.Расчет шпонок
13.Расчет промежуточного вала на прочность
14.Расчет соединений
15.Определение размеров корпусных деталей
15.1Обоснование выбора конструкции крышек подшипников
15.2Манжетные уплотнения
15.3Конструирование прочих элементов редуктора
20.Подбор системы смазки
21.Краткое описание сборки редуктора
22.Эскизы стандартных изделий
Списоклитературы
Приложения
Задание № 02
Рассчитать и спроектировать приводную станцию транспортера по схеме 91,применить тип редуктора 21
Быстроходная ступень с косозубым зацеплением
тихоходная ступень с прямозубым зацеплением
Сила тяги, Fk = 8kH;
Скорость, V = 0,21 м/с;
Длительность работы (ресурс), Lh = 18000час;
Режим работы, 2;
Тип производства – средняя серия
Введение
Привод грузоподъемной машины был сконструирован для передачи крутящегомомента на барабан, который обеспечивает поднятие груза со скоростью 0,21 м/с.
Привод грузоподъемной машины (рис. 2) состоит из электродвигателя,редуктора, барабана, троса. Электродвигатель и барабан присоединены к редукторупри помощи муфт. Подъем груза осуществляется тросом, который наматывается набарабан. Барабан приводится в движение от электродвигателя через редуктор имуфты. Редуктор осуществляет повышение крутящего момента и снижение частотывращения до требуемой величины.
/>
рис. 2. Схема привода барабана
Редуктор состоит из быстроходной шевронной передачи и тихоходнойпрямозубой передачи. Смазка зубчатых колес и подшипников осуществляетсяразбрызгиванием.
Для корпуса редуктора была применена современная конструкция. Всевыступающие элементы устранены с наружных поверхностей и введены внутрь. Лапыпод фундаментальные болты не выступают за габариты корпуса. Проушины дляподъема и транспортировки редуктора отлиты заодно с корпусом.
Для удобства сборки корпус выполнен с разъемом. Плоскость разъемапроходит через оси валов.
1. Выборэлектродвигателя
Определим мощность и частоту вращения.
Потребляемую мощность привода (мощность на выходе) определим по формуле[2]:
Рвых = Ft*V =8*10 ³*0,21 = 1680 Вт.
Определим потребную мощность электродвигателя [2]:
Рэ.потр = Рвых/ηобщ,
где ηобщ = ηб*ηозп* ηред*ηм.
Здесь ηб = 0,95 – КПД барабана;
ηозп = 0,94 – КПД открытой зубчатой передачи;
ηред = ηп ³*ηззп ³= 0,99 ³*0,97 ³ = 0,886 – КПДредуктора;
ηм = 0,98 – КПД муфты.
Получаем:
Рэ.потр = 1680/0,95*0,94*0,886*0,98 = 2,17 кВт;
Определим частоту вращения барабана [2]:
60*υ
пб =,
π*Dб
где Dб = 18*dк =18*0,1* √ Ft = 18*0,1* √8*10 ³=160,992 мм;
Получим:
60*0,21*10 ³
/>пб = =24,9 об/мин.
π*160,992
По таблице 24.8 [2] выбираем электродвигатель 90L4/1425:
P=2,2кВт и п=1425 об/мин.
Определим передаточное число привода [2]:
и = п/пб = 1425/24,9 = 57,23;
Определим передаточное число редуктора [2]:
иред = и/иозп =57,23/3 = 19,08.
Подготовкаданных и расчетов на ЭВМ
Таблица №1.Данные на ЭВМ
Момент на вых. Валу,
Н*м Перед отн-ние Допуск. напряжения
Отн.
Шир.
Час-та,
об/
мин
Ресурс
ч код № ред SIG1 SIG2 PSI1 PSI2 № № 240 19,08 500 500 0,5 0,4 1425 4500 3 1 21
2. Выбори обоснование оптимального варианта конструкции
Для того, чтобы найти оптимальный вариант конструкции определим длявсех 6 случаев объем и массу конструкции.
/>
рис. 2 Схема редуктора
1. Диаметр шестерни быстроходной передачи d1б =29,38 мм;
Диаметр колеса быстроходной передачи d2б =110,62 мм;
Диаметр шестерни тихоходной передачи d1т =47,5 мм;
Диаметр колеса тихоходной передачи d2т =232,5 мм.
Ширина колеса быстроходной ступени вwб =32,5 мм;
Ширина колеса тихоходной ступени вwт =51,8 мм;
Межосевое расстояние быстроходной ступени аwб = 70мм;
Межосевое расстояние тихоходной ступени аwт = 140мм.
Объем редуктора определим по формуле:
V = LAB,
Где L = d1б/2 + d2т/2 + аwб + аwт;
A = d2т + 2*a;
B = вwб + вwт + 2*с+2*а;
Здесь а = ³√L + 3мм;
с = (0,3 ÷ 0,5)*а.
Массу редуктора определим по формуле:
т = π*γ*(d1б ²* вwб + d2б ²*вwб + d1т ²* вwт + d2т ²*вwт)/4,
где γ=7,8*10ˉ³ г/мм ³ — удельный вес стали.
Получим:
L = 29,38/2 + 232,5/2 + 70 + 140 = 340,94 мм;
а = ³√ 340,94 + 3 = 9,99 мм;
с = (0,3 ÷ 0,5)*9,99 = (2,997 ÷ 4,995) = 4 мм;
В = 32,5 + 51,8 + 2*4 + 2*9,99 = 112,28 мм;
А = 232,5 + 2*9,99 = 252,48 мм;
V = 340,94*112,28*252,48 = 9665122,04 мм ³;
т = π*7,8*10ˉ³*(29,38 ²*32,5 + 110,62 ²*32,5 +47,5 ²*51,8 +
+232,5 ²*51,8) /4 = 20,47 кг.
2. d1б = 27,59 мм d2б =122,41 мм d1т = 52,5 мм d2т =227,5 мм
вwб = 37 мм вwт =48,6 мм аwб = 75 мм аwт = 140мм.
L = 27,59/2 + 227,5/2 + 75 + 140 = 342,545 мм;
а = ³√ 342,545 + 3 = 9,996 мм;
с = (0,3 ÷ 0,5)*9,996 = (2,999 ÷ 4,998) = 4 мм;
В = 37 + 48,6 + 2*4 + 2*9,996 = 113,592 мм;
А = 227,5 + 2*9,996 = 247,542 мм;
V = 342,545*113,592*247,542 = 9631951,22 мм ³;
т = π*7,8*10ˉ³*(27,59 ²*37 + 122,41 ²*37 +52,5²*48,6 + 227,5 ²*48,6)/
/4 = 19,79 кг.
3. d1б = 27,53 мм d2б =132,47 мм d1т = 55 мм d2т = 215мм
вwб = 37,2 мм вwт =50,9 мм аwб = 80 мм аwт = 135мм.
L = 27,53/2 + 215/2 + 80 + 135 = 336,265 мм;
а = ³√336,265 + 3 = 9,95 мм;
с = (0,3 ÷ 0,5)*9,95 = (2,985 ÷ 4,975) = 4 мм;
В = 37,2 + 50,9 + 2*4 +2*9,95 = 116 мм;
А = 215 + 2*9,95 = 234,9 мм;
V = 336,265*116*234,9 = 9162683,23 мм ³;
т = π*7,8*10ˉ³*(27,53 ²*37,2 + 132,47 ²*37,2 +55 ²*50,9 +
+215 ²*50,9)/4 = 19,52 кг.
4. d1б = 25.76 мм d2б =144,24 мм d1т = 60 мм d2т = 210мм
вwб = 43,1 мм вwт = 49,5мм аwб = 85 мм аwт = 135мм.
L = 25,76/2 + 210/2 + 85 + 135 = 337,88 мм;
а = ³√337,88 + 3 = 9,96 мм;
с = (0,3 ÷ 0,5)*9,96 = (2,99 ÷ 4,98) = 4 мм;
В = 43,1 + 49,5 + 2*4 +2*9,96 = 120,52 мм;
А = 210 + 2*9,96 = 229,92 мм;
V = 337,88*120,52*229,92 = 9362640,74 мм ³;
т = π*7,8*10ˉ³*(25,76 ²*43,1 + 144,24 ²*43,1 +60 ²*49,5 +
+210 ²*49,5)/4 = 20,12 кг.
5. d1б = 24 мм d2б = 156мм d1т = 65 мм d2т = 195мм
вwб = 50,8 мм вwт =48,7 мм аwб = 90 мм аwт = 130мм.
L = 24/2 + 195/2 + 90 + 130 = 329,5 мм;
а = ³√329,5 + 3 = 9,91 мм;
с = (0,3 ÷ 0,5)*9,91 = (2,97 ÷ 4,95) = 4 мм;
В = 50,8 + 48,7 + 2*4 +2*9,91 = 127,32 мм;
А = 195 + 2*9,91 = 214,82 мм;
V = 329,5*214,82*127,32 = 9012115,75 мм ³;
т = π*7,8*10ˉ³*(24 ²*50,8 + 156 ²*50,8 + 65 ²*48,7+
+195 ²*48.7)/4 = 20,35 кг.
6. d1б = 25,29 мм d2б =174,71 мм d1т = 70 мм d2т = 190мм
вwб = 48,5 мм вwт =48,9 мм аwб = 100 мм аwт = 130мм.
L = 25,29/2 + 190/2 + 100 + 130 = 337,65 мм;
а = ³√337,65 + 3 = 9,96 мм;
с = (0,3 ÷ 0,5)*9,96= (2,99 ÷ 4,98) = 4 мм;
В = 48,5 + 48,9 + 2*4 +2*9,96 = 125,32 мм;
А = 190 + 2*9,96 = 209,92 мм;
V = 329,5*214,82*127,32 = 9012115,75 мм ³4
т = π*7,8*10ˉ³*(25,29 ²*48,5 + 174,71 ²*48.5 +70 ²*48,9 +
+190 ²*48.9)/4 = 21,53 кг.
По полученным значениям объемов и масс построим график для всех шестислучаев и по графику выберем оптимальный вариант.
/>
рис. 3 График объемов и масс редуктора для шести вариантов
По графику видно, что оптимальным вариантом конструкции является третийвариант, т. к. в данном случае редуктор обладает минимальной массой и небольшимобъемом.
3. Статическоеисследование редуктора
Определим моменты в зубчатых колесах, а также усилия в зацеплении.
Вращающий момент на колесе тихоходной ступени:
Т2тк = Т2т/ηп = 240,4/0,99 = 242,82 Н*м;
Вращающий момент на шестерне тихоходной ступени:
Т2тк
/>Т1тш =,
ηз*ит
где ηз – КПД зацепления;
ит – передаточное число на тихоходной ступени;
Получим:
242,82
/>Т1тш = =64,02 Н*м;
0,97*3,91
Вращающий момент на колесе промежуточного вала:
Т1тш 64,02
/>/>Т2б = = = 32,33 Н*м;
2* ηп 2*0,99
Вращающий момент на шестерне быстроходной ступени:
Т2б 32,33
/>/>Т1б = = = 6,93 Н*м;
ηз *иб 0,97*4,81
Вращающий момент на входе в редуктор:
/>
рис. 4 Схема усилий в зацеплении
4. Кинематическийанализ редуктора
Найдем частоту вращения быстроходного вала:
пэ = п1б =1425 об/мин;
Частота вращения промежуточного вала:
п2б = п1т = п1б/иб =1425/4,81 = 296,3 об/мин;
Частота вращения тихоходного вала:
п2т = п1т/ит =296,3/3,91 = 75,8 об/мин;
Частота вращения барабана:
пб = п2т/иозп =75,8/3 = 25,3 об/мин;
По формуле ω= π*п/30 определим соответствующие угловыескорости:
ω1б = π*п1б/30 =π*1425/30 = 149,15 сˉ¹;
ω2т = π*п2т/30 =π*78,5/30 = 8,2 сˉ¹;
ω2б = ω1т = π*п2б/30 =π*296,3/30 = 31,02 сˉ¹;
ωб = π*пб/30 =π*24,9/30 = 2.61 сˉ¹.
Определим окружные скорости на быстроходной ступени:
υ1б = Т1б*ω1б/ Ft1б =6,93*149,15/0,503 = 2,055 м/с;
υ2б = Т2б*ω2б/ Ft2б =32,33*31,02/0,488 = 2,055 м/с;
Определим окружные скорости на тихоходной ступени:
υ1т = Т1тш*ω1т/ Ft1т =64,02*31,02/2,328= 0,853 м/с;
υ2т = Т2тк*ω2т/ Ft2т = 242,82*8,2/2,259= 0,88 м/с;
5. Геометрическийрасчет зубчатых передач
Тихоходная прямозубая ступень
диаметр делительной окружности у шестерни [1 ]:
d1 = т*z1 =2,5*22 = 55 мм;
диаметр делительной окружности у колеса [1 ]:
d2 = т*z2 =2,5*86 = 215 мм;
диаметр начальной окружности у шестерни [1 ]:
dw1 = 2*aw/(и+1)= 2*135/(3,91 +1) = 54,99 мм;
диаметр начальной окружности у колеса [1 ]:
dw2 = 2*aw*и/(и+1)= 2*135*3,91/(3,91 +1) = 215 мм;
диаметр основной окружности у шестерни [1 ]:
dв1 = т*z1*cosα = 2,5*22*cos 20º = 51,68 мм;
диаметр основной окружности у колеса [1 ]:
dв2 = т*z2*cosα = 2,5*86*cos 20º = 202 мм;
диаметр окружности впадин у шестерни [1 ]:
df1 = d1 –2*(с+т) = 55 – 2*(0,25+2,5) = 49,5 мм;
диаметр окружности впадин у колеса [1 ]:
df2 = d2 –2*(с+т) = 215 – 2*(0,25+2,5) = 209,5 мм;
диаметр окружности вершин у шестерни [1 ]:
dа1 = d1 +2*т= 55 + 2*2,5 = 60 мм;
диаметр окружности вершин у колеса [1 ]:
dа2 = d2 +2*т= 215 + 2*2,5 = 220 мм.
Быстроходная косозубая ступень
диаметр делительной окружности у шестерни [1 ]:
d1 = т*z1/соsβ = 1,5*16/ соs 29,329º= 27,53 мм;
диаметр делительной окружности у колеса [1 ]:
d2 = т*z2/соsβ = 1,5*77/ соs 29,329º= 132,48 мм;
диаметр начальной окружности у шестерни [1 ]:
dw1 = 2*aw/(и+1)= 2*80/(4,81 +1) = 27,54 мм;
диаметр начальной окружности у колеса [1 ]:
dw2 = 2*aw*и/(и+1)= 2*80*4,81/(4,81 +1) = 132,46 мм;
диаметр основной окружности у шестерни [1 ]:
dв1 = т*z1*cosα = 1,5*16*cos 20º = 22,55 мм;
диаметр основной окружности у колеса [1 ]:
dв2 = т*z2*cosα = 1,5*77*cos 20º = 108,53 мм;
диаметр окружности впадин у шестерни [1 ]:
df1 = d1 –2*(с+т) = 27,53 – 2*(0,25+1,5) = 24,03 мм;
диаметр окружности впадин у колеса [1 ]:
df2 = d2 –2*(с+т) = 132,48 – 2*(0,25+1,5) = 128,98 мм;
диаметр окружности вершин у шестерни [1 ]:
dа1 = d1 +2*т= 27,53 + 2*1,5 = 30,53 мм;
диаметр окружности вершин у колеса [1 ]:
dа2 = d2 +2*т= 132,48 + 2*1,5 = 135,48 мм.
7. Выборматериала и термообработки зубчатых передач
Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено, чтонагрузка, допускаемая при контактной прочности зубьев, определяется в основномтвердостью материала. Высокую твердость в сочетании с другими характеристиками,а следовательно, малые габариты и массу передачи можно получить приизготовлении зубчатых передач из сталей, подвергнутых термообработке.
Для шестерни тихоходной ступени выберем марку стали 45 с твердостью241….285 НВ и термообработку – улучшение. Для колеса выберем марку стали 45 ствердостью 192…240 НВ и термообработку – улучшение.
Для тихоходной ступени назначим твердость для шестерни 270 НВ и дляколеса 230 НВ [3].
Для шестерни быстроходной ступени выберем марку стали 45 с твердостью241….285 НВ и термообработку – улучшение. Для колеса выберем марку стали 45 ствердостью 192…240 НВ и термообработку – улучшение.
Для быстроходной ступени назначим твердость для шестерни 270 НВ и дляколеса 230 НВ [3].
7.1. Допускаемыеконтактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения рассчитаем по формуле:
[σН]1 +[σН]2
/>[σН] =,
2
где [σН]1 –допускаемые контактные напряжения для шестерни тихоходной ступени;
[σН]2 — допускаемые контактные напряжения для колеса тихоходной ступени;
[σН]1 =σНlim1*zN1/sN1;
[σН]2 =σНlim2*zN2/sN2;
Рассчитаем пределы выносливости для шестерни и колеса [3]:
σНlim1 = 2*HB + 70 = 2*270 + 70 = 610 МПа;
σНlim2 = 2*HB + 70 = 2*230 + 70 = 530 МПа;
Коэффициенты долговечности определим по формуле [3]:
zN = √NHG/NHE,
где NHG – базовое число циклов нагружения;
NHE – циклическая долговечность;
По графику определим [3]:
NHG1 = 11*10
NHG2 = 10*10
Циклическую долговечность определим по формуле [3]:
NHE = μН* Nк =μН*60*с*п*LH,
Где с – число зацеплений зуба за один оборот колеса;
п – частота вращения;
LH – длительность работы (ресурс);
μН – коэффициент эквивалентности. Для заданногорежима работы 2 определяем, что μН =0,25;
Получим:
NHE1 = 0,25*60*1*296,4*18000 = 80*10;
NHE2 = 0,25*60*1*75,8*18000 = 20,47*10;
Рассчитаем коэффициент долговечности:
zN1 = √NHG1/NHE1 = 11*10/80*10 = 0,72;
zN2 = √NHG2/NHE2 = 10*10/20,47*10 = 0,89;
т.к. найденные числовые значения коэффициентов долговечности неудовлетворяют условию 1 ≤ zN ≤2,4 [3]. То для колеса и шестерни принимаем zN = 1.
Значение коэффициента надежности примем равным SH =1,1.
Допускаемые контактные напряжения на колесе и на шестерне:
[σН]1 =610*1/1,1 = 554 МПа;
[σН]2 =530*1/1,1 = 481 МПа;
Допускаемое контактное напряжение:
554 + 481
/>[σН] = =518 МПа.
2
7.2. Допускаемыеизгибные напряжения
Допускаемое изгибное напряжение определим по формуле [3]:
[σF] = σFlim*KFC*KFL/SF,
где σFlim – предел выносливости зубьевпо напряжениям изгиба, МПа;
KFC – коэффициент, учитывающий влияниедвустороннего приложения нагрузки (при односторонней нагрузке KFC=1;
KFL – коэффициент долговечности;
SF – коэффициент безопасности;
Рассчитаем пределы выносливости для шестерни и колеса [3]:
σFlim1 = 1,8*НВ = 1,8*270 = 486 МПа;
σFlim2 = 1,8*НВ = 1,8*230 = 414 МПа;
Принимаем значение коэффициентов безопасности для шестерни и колеса SF =1,75 [3];
Коэффициент долговечности определим по формуле [3]:
KFL = √NFG/NFE,
где NFG = 4*10 — базовое число циклов;
NFE – эквивалентное число циклов;
Эквивалентное число циклов определим по формуле:
NFE1 = μFE*Nк1 =μFE*60*с*п*LH =0,14*60*1*296,3*18000 = 44,8*10;
NFE2 = μFE *Nк2 =μFE*60*с*п*LH =0,14*60*1*75,8*18000 = 11,46*10;
где μFE – коэффициентэквивалентности;
Nк – расчетное значение циклов;
Получим:
KFL1 = √4*10 /44,8*10 = 0,668;
KFL2 = √ 4*10 /11,46*10 = 0,839;
Полученные значения коэффициентов долговечности не удовлетворяют условию1 ≤ KFL ≤ 2 [3], тогда для колеса и шестернипринимаем KFL=1.
Допускаемые изгибные напряжения равны:
[σF]1 =486*1*1/1,75 = 278 МПа;
[σF]2 =414*1*1/1,75 = 237 МПа.
8. Определениерасчетного контактного напряжения в полюсе зацепления зубчатой пары длятихоходной ступени
Значение расчетных контактных напряжений одинаковы для шестерни иколеса, поэтому расчет выполняем только для шестерни.
Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям для прямозубойпередачи внешнего зацепления произведем по формуле [3]:
Т1Тш*kH*ЕПр (и + 1)
σН = 1,18* √* ≤ [σН],
d1²*вw*sin2αw и
где Т1Тш – вращающий момент на шестерне тихоходнойступени;
kH – коэффициент нагрузки по контактнымнапряжениям;
ЕПр = 2*10 МПа – модуль упругости для стали;
d1 = 55 мм – диаметр шестерни;
вw = 50,9 мм – ширина венца шестерни;
αw=20º — угол зацепления;
и = 3,91 – передаточное отношение тихоходной ступени.
Коэффициент нагрузки определяем по формуле:
kH = kHβ* kHV,
где kHβ = 1,02 – коэффициент концентрациинагрузки (при ψвd = в/d= = 0,93) [3];
kHV = 1,03 – динамический коэффициент (при υ=π*d*п/30 =
= π*d*Пб*иозп*и/30 = 1,68 м/с);
Тогда:
kH = 1,02*1,03 = 1,0506;
Получаем расчетное контактное напряжение равно:
64,02*10 ³*1,0506*2*10 (3,91 + 1)
σН = 1,18*√* = 488 МПа;
55 ²*50,9*sin40º 3,91
Следовательно, условие прочности по контактным напряжениям выполняется,т.к.:
σН = 488 МПа
9. Определениерасчетного изгибного напряжения
Расчет прочности зубьев по изгибным напряжениям произведем по формуле [3]:
σF = УFs*Ft*kF/вw*т,
где УFs – коэффициент формы зуба;
Ft – окружная сила, Н;
kF – коэффициент нагрузки по изгибнымнапряжениям;
Для шестерни УFs = 4,08 (при z=22 и х=0), дляколеса УFs = 3,73 (при z=86 и х=0) [3].
Окружная сила для шестерни Ft =2,328 кН, для колеса Ft = 2,259 кН.
Рассчитаем коэффициенты нагрузки по изгибным напряжениям для шестерни иколеса [3]:
kF = kFβ* kFV,
где kFβ1 = 1,05 и kFβ2 = 1 –коэффициенты концентрации нагрузки для шестерни и колеса (при ψвd1 = в/d== 0,93 и ψвd2 = в/d= = 0,24) [3];
kHV = 1,02 – динамический коэффициент (при υ=π*d*п/30 =
= π*d*Пб*иозп*и/30 = 1,68 м/с);
Тогда:
kF1 = 1,05*1,02 = 1,071;
kF2 = 1*1,02 = 1,02;
Получаем расчетные контактные напряжения равны:
σF1 = 4,08*2,328*10 ³*1,071/50,9*2,5 = 80МПа;
σF2 = 3,73*2,259*10 ³*1,02/50,9*2,5 = 68 МПа;
Следовательно, условие прочности по изгибным напряжениям выполняется,т.к.:
σF1 = 80 МПа
σF2 = 68 МПа
10. Определениеразмеров валов зубчатых колес и выбор подшипников
Диаметры различных участков валов редуктора определим по формулам [2]:
быстроходный вал
d ≥ (7…8) ³√T1Б =(7…8) ³√6,93 = (13,3…15,25) = 15 мм;
dП ≥ d +2*t,
где t = 2 – высота буртика [2];
Получим:
dП ≥ 15 + 2*2 = 19 мм;
Принимаем dП = 20 мм;
dБП ≥ dп +3*r,
где r = 1,6 – координата фаски подшипника;
Получим:
dБП ≥ 20 + 3*1,6 = 24,8 мм;
диаметр dБП округляем в ближайшую сторонудо стандартного значения dБП = 24 мм.
промежуточный вал
dк ≥ (6…7) ³√T1тш =(6…7) ³√64,02 = (24…28) = 25 мм;
dБК ≥ dк +3*f,
где f = 1 – размер фаски [2];
Получим:
dБК ≥ 25 + 3*1 = 28 мм;
dП = dк – 3*r= 25 – 3*1,6 = 20,2 мм;
диаметр dП округляем в ближайшую сторонудо стандартного значения
dП = 20 мм;
dБп ≥ dП +3*r= 20 +3*1,6 = 24,8 мм;
диаметр dБП округляем в ближайшую сторону достандартного значения
dБП = 24 мм.
Тихоходный вал
d ≥ (5…6) ³√T2тк =(5…6) ³√242,82 = (31,5…37,8) = 36 мм;
dП ≥ d +2*t = 36 + 2*2 = 40 мм;
dБп ≥ dП +3*r= 40 + 3*1,6 = 44,8 мм;
диаметр dБП округляем в ближайшую сторонудо стандартного значения
dБП = 42 мм;
dк = dБП = 42мм.
/>
рис.5 Валы редуктора
Для быстроходного вала выбираем роликовые радиальные подшипники скороткими цилиндрическими роликами тип 2000: d = 20 мм, D = 47 мм, В = 14 мм, r= 1,5 мм и грузоподъемность С = 11,9 кН;
Для тихоходного вала выбираем шариковые радиальные однорядныеподшипники 208 легкой серии: d = 40 мм, D = 80 мм, В = 18 мм, r = 2 мм игрузоподъемность С = 25,6 кН;
Для промежуточного вала выбираем шариковые радиальные однорядныеподшипники 304 легкой серии: d = 20 мм, D = 47 мм, В = 14 мм,
r = 1,5 мм и грузоподъемность С = 10 кН.
11.
Расчетподшипников промежуточного вала на грузоподъемность
Рассмотрим промежуточный вал, а также действующие на него нагрузки:
/>
рис. 6 действующие нагрузки на промежуточный вал
Определим реакции, возникающие в подшипниках от усилий Ft2Б и Ft1т вплоскости ОУZ:
Ra1 = RB1 = ∑Ft/2 = -2*Ft2б + Ft1т /2 =-2*0,488 + 2,328/2 = 0,676 кН;
Определим реакции, возникающие в подшипниках от усилий Fr2Б и Fr1т вплоскости ОXZ:
Ra2 = RB2 = ∑Fr/2 = -2*Fr2б + Fr1т /2 =-2*0,204 + 0,847 /2 = 0,2195 кН;
Реакции в подшипниках от усилий:
Ra = RB = √Ra1 ² + Ra2 ² = √0,676 ² +0,2195 ² = 0,711 кН.
Определим радиальную нагрузку, действующую на подшипник [3]:
Р = Х*V* Ra*kσ*kт,
Где Х=1 – коэффициент радиальной нагрузки;
V=1 – коэффициент вращения;
Kσ=1,3…1,5 – коэффициент безопасности,учитывающий характер нагрузки: умеренные толчки;
Kт=1 – температурный коэффициент.
Получим:
Р = 1*1*0,711*1,4*1 = 0,995 кН;
Определим долговечность работы по формуле [3]:
р
L = а1* а2*(С/р)*10 /60*п,
где С = 10 кН – паспортная динамическая грузоподъемность;
Р = 0,995 кН – эквивалентная нагрузка;
р = 3 – для шариковых подшипников;
а1 = 1 – коэффициент надежности;
а2 = 0,75 – обобщенный коэффициент совместноговлияния качества металла и условий эксплуатации;
получим:
L = 1*0,75*(10/0,995) ³*10 /60*296,3 = 42826 ч;
Необходимо соблюдение условия:
L > Lhe = Lh*μ= 18000*0,25 = 4500 ч;
42826 ч > 4500 ч.
12. Расчетпромежуточного вала на прочность
Определим расстояния между сечениями вала:
а = 31 мм;
b = 38 мм;
Построим эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости (рис. 7):
1. М(z)= Ra1*z, при 0
М(0) = Ra1*0 = 0;
М(а) = Ra1*а = 676*0,031 = 20,96 Н*м;
2. М(z)= Ra1*(а + z) + Ft2б*z,при а
М(0) = Ra1*а = 676*0,031 = 20,96 Н*м;
М(b) = Ra1*(а + b) + Ft2б*b =676*(0,031 + 0,038) + 488*0,038 = 65,2 Н*м;
3. М(z) =Ra1*(а + b + z) + Ft2б*(b +z) — Ft1т*z, при (а + b)
М(0) = Ra1*(а + b) + Ft2б*b =676*(0,031 + 0,038) + 488*0,038 = 65,2 Н*м;
М(z) = Ra1*(а + b + b) + Ft2б*(b +b) — Ft1т*b = 676*(0,031 + 0,038 + 0,038) +
+ 488*(0,038 + 0,038) — 2328*0,038 = 20,96 Н*м;
4. М(z) =RB1*z, при 0
М(0) = RB1*0 = 0;
М(а) = RB1*а = 676*0,031 = 20,96 Н*м;
Построим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рис. 7):
1. М(y)= Ra2*y, при 0
М(0) = Ra2*0 = 0;
М(а) = Ra2*а = 219,5*0,031 = 6,8 Н*м;
2. М(y)= Ra2*(а + y) + Fr2б*y,при а
М(0) = Ra2*а = 219,5*0,031 = 6,8 Н*м;
М(b) = Ra2*(а + b) + Fr2б*b =219,8*(0,031 + 0,038) + 204*0,038 = 22,9 Н*м;
3. М(y) =Ra2*(а + b + y) + Fr2б*(b +y) — Fr1т*y, при (а + b)
М(0) = Ra2*(а + b) + Fr2б*b =219,8*(0,031 + 0,038) +204*0,038 = 22,9Н*м;
М(a) = Ra2*(а + b + b) + Fr2б*(b +b) — Fr1т*b = 219,5*(0,031 + 0,038 + 0,038) + 204*(0,038+ 0,038) — 847*0,038 = 6,8 Н*м;
4. М(y) =RB2*y, при 0
М(0) = RB2*0 = 0;
М(а) = RB2*а = 219,5*0,031 = 6,8 Н*м;
Найдем суммарный изгибающий момент:
М ∑ = √Му ²+ Мz ²;
М(0) ∑ = 0;
М(а) ∑ = √М(а) 1 +М(а) 2 = √20,96 ² + 6,8 ² = 22,04Н*м;
М(а + b)) ∑ = √М(b) 1 +М(b) 2 = √65,2 ² + 22,9 ² = 69,1 Н*м;
Максимальный изгибающий момент М ∑ = 69,1Н*м,
Крутящий момент Т = 64,02 Н*м.
Примем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу(σа = σтах,σМ = 0), а касательные напряжения — попульсирующему циклу (τа = τМ =0,5*τ). Материал вала — сталь 45
(σТ = 580 МПа, σв = 850МПа, σ-1 = (0,4…0,5) σв =(0,4…0,5)*850 =(340…425)= 400 МПа, τ-1 =(0,2…0,3) σв = (0,2…0,3)*850 = (170…255) =200 МПа).
Опасным сечением является сечение, где находится максимальный момент навалу — М ∑ = 69,1 Н*м.
τа = τМ =0,5*τ = 0,5*Т/0,2*d ³ = 0,5*64,02*10 ³/02*55 ³ = 0,96 МПа;
σа = М/0,1*d ³ = 69,1*10 ³/0,1*55 ³= 4,15 МПа;
Запас прочности рассчитаем по формуле:
sσ * sτ
/>s =,
√ sσ ²*sτ ²
σ-1
/>sσ=, где
kσ*σа/εσ*β+ ψσ*σT
kσ = 2,5 — эффективный коэффициентконцентраций напряжений при изгибе;
εσ = 0,72 — масштабный фактор;
β = 1 — фактор шероховатости поверхности;
ψσ = 0,15 — коэффициент, корректирующийвлияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости;
400
/>sσ= = 3,94;
2,5*4,15/0,72*1 + 0,15*580
τ-1
/>sτ= , где
kτ*τа/ετ*β+ ψτ* τМ
kτ = 1,8 — эффективный коэффициентконцентраций напряжений при кручении;
ετ = 0,72 — масштабный фактор;
β = 1 — фактор шероховатости поверхности;
ψτ = 0,1 — коэффициент, корректирующий влияниепостоянной цикла напряжений на сопротивление усталости;
200
/>sσ= = 80,1;
1,8*0,96/0,72*1 + 0,1*0,96
80,1*3,94
/>s = =3,93.
√80,1 ² + 3,94 ²
условие прочности соблюдается:
s > [s] = 1,5.
Проверим статическую прочность при перегрузках:
σэкв = √σи ²+ 3*τ ²
σи = 2*М/0,1*d ³ = 2*69,1*10 ³/0,1*55 ³= 8,3 МПа;
τ = Т/0,2*d ³ = 64,02*10 ³/0,2*55 ³ = 1,92 МПа;
[σ] = 0,8* σT = 0,8*580 = 464 МПа;
σэкв = √8,3 ² + 3*1,92 ² = 8,94МПа;
σэкв
8,94 МПа
/>
рис. 7.
14. Расчетшпонок
/>
рис. 8. Напряжения в соединении призматической шпонкой
Для колеса тихоходной ступени с диаметром вала d = 42 ммвыбираем призматическую шпонку, имеющую размеры [1 ]:
b = 12 мм;
h = 8 мм;
Длину шпонки найдем из условия прочности для призматических шпонок [2]:
σсм = 4*Т/h*l*d ≥ [σсм], где
Т — вращающий момент на колесе тихоходной ступени;
h — высота шпонки;
l — длина шпонки;
[σсм] = 80…150 МПа — допускаемоенапряжение;
Откуда:
l = 4*Т/[σсм]*h*d = 4*242,82*10 ³/120*8*42= 24,1 мм;
L = l + b = 24,1 + 12 = 36,1 мм;
Принимаем длину шпонки L = 45 мм.
Для колеса быстроходной ступени с диаметром вала25 ммвыбираем призматическую шпонку, имеющую размеры [1 ]:
b = 8 мм;
h = 7 мм;
Длину шпонки найдем из условия прочности для призматических шпонок [2]:
σсм = 4*Т/h*l*d ≥ [σсм], где
Т — вращающий момент на колесе быстроходной ступени;
h — высота шпонки;
l — длина шпонки;
[σсм] = 80…150 МПа — допускаемоенапряжение;
Откуда:
l = 4*Т/[σсм]*h*d = 4*32,33*10 ³/120*7*25= 6,2 мм;
L = l + b = 6,2 + 8= 14,2 мм;
Принимаем длину шпонки L = 21 мм.
14.Обоснование выбора конструкции крышек подшипников
Размеры крышки определяются, прежде всего, размером внешнего кольцаподшипника. В данном случае используются закладные крышки. Эти крышки нетребуют специального крепления к корпусу резьбовыми деталями. Они удерживаютсякольцевым выступом, для которого в корпусе протачивают канавку. Чтобыобеспечить сопряжение торцов выступа крышки и канавки корпуса по плоскости, нанаружной цилиндрической поверхности крышки перед торцом выступа делают канавку.
15. Манжетныеуплотнения
Широко применяются при смазывании подшипников жидким маслом и приокружной скорости до 20 м/с манжетные уплотнения. Манжета состоит из корпуса,изготовленного из маслобензостойкой резины, каркаса, представляющего собойстальное кольцо Г- образного сечения, и браслетной пружины. Каркас придаетманжете жесткость и обеспечивает плотную посаду в корпусную деталь бездополнительного крепления. Браслетная пружина стягивает уплотняющую частьманжеты, вследствие чего образуется рабочая кромка шириной
b = 0,4…0,6 мм, плотно охватывающая поверхность вала.
Манжеты, предназначенные для работы в засоренной среде. Выполняют сдополнительной рабочей кромкой, называемой «Пыльником».
Манжету обычно устанавливают открытой стороной внутрь корпуса.
К рабочей кромке манжеты в этом случае обеспечен хороший доступсмазочного масла.
16. Смазочныеустройства
При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа. Стечением времени оно стареет. Свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое вкорпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматриваютсливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой (рис. 9).Размеры пробки:
d = М16*1.5 мм;
D1 = 21,9 мм;
D2 = 25 мм;
L = 24 мм;
l = 13 мм;
b = 3 мм.
/>
рис.9. пробка
Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают маслоуказателижезловые (щупы) (рис. 10). Исполнение наклонного щупа вызывает некоторыетехнологические трудности при формовке корпуса и сверлении наклонногоотверстия, поэтому вертикальное исполнение предпочтительнее.
/>
рис. 10. Щуп
При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышаетсядавление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения истыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешнейсредой путем установки отдушин в его верхних точках (рис. 11)
/>
рис.11.
17. Конструированиекорпусных деталей и крышек
Размеры корпуса определяются числом и размерами размещенных в нихдеталях, относительным их расположением и величиной зазора между ними. Дляудобства сборки корпус выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит черезоси валов.
Зазор между колесами и стенками редуктора:
а = 10 мм;
Толщина стенки корпуса редуктора
δ = 2,6* √0,1*Т = 2,6 √0,1*240,4 = 5,75 ≥6 мм.
Принимаем δ = 6 мм.
Толщину стенки крышки корпуса δ1 =(0,9…1)* δ, где δ = 6 мм —
-толщина стенки корпуса. Толщину стенки крышки корпуса принимаем δ1 = 5мм. Для уменьшения массы крышки боковые стенки выполняют наклонными.
Диаметр приливов, в которых располагаются подшипники, определяются:
Dп = 1,25*D + 10 мм;
/>
рис. 12
17.1 Креплениекрышки к корпусу
Для соединения крышки с корпусом используются болты с наружнойшестигранной головкой (рис. 13).
Размеры элементов крышки и корпуса принимают:
d = 10 мм;
К = 2,7*d = 2,7*10 = 27 мм;
С = 0,5*К = 0,5*27 = 13,5 мм;
/>
рис. 13
Для точного фиксирования положения крышки редуктора относительнокорпуса применяются штифты. Размеры штифтов (рис. 14):
dшт = (0,7…0,8)*d = (0,7…0,8)*10 = (7…8) = 8мм, где
d — диаметр крепежного болта;
lшт = 26 мм.
/>
рис. 14
17.2Конструирование прочих элементов редуктора
Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктораприменяют проушины (рис. 15), отливая их заодно с крышкой. В данном случаепроушина выполнена в виде ребра с отверстием.
d = 3*δ1 = 3*5 = 15 мм.
/>
рис. 15.
Для заливки масла в редуктор и контроля правильности зацепления делаютлюк. Чтобы удобнее было заливать масло и наблюдать за зубчатыми колесами присборке и эксплуатации, размеры люка должны быть максимально возможными. Люкзакрывается стальной крышкой из листов толщиной δк. Присреднесерийном производстве крышку выполняют штампованной (рис. 16). Для того,чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль, под крышку ставят уплотняющуюпрокладку. Материал прокладки — технический картон марки А толщиной 1,0…1,5 мм.Крышка крепиться к корпусу винтами с полукруглой головкой.
d = δ1 = 5 мм;
δk = (0,010…0,012)*L = (0,010…0,012)*173 =1,73…3,46 = 3 мм;
h = (0,4…0,5)* δ1 = (0,4…0,5)*5 = 2…2,5 = 2 мм;
Н ≥0,05*L = 0,05*173 = 8,65 мм.
/>
рис. 16.
19. Подборсистемы смазки
В данном редукторе используется картерная система смазывания, т.е.корпус является резервуаром для масла. Масло заливается через верхний люк. Дляслива масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой.
При работе передач продукты изнашивания постепенно загрязняют масло. Стечением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Браковочными признакамислужат повышенное содержание воды и наличие механических примесей. Поэтомумасло, залитое в корпус, периодически меняют.
В зависимости от контактного напряжения до 600 МПа и окружной скоростиколес до 2 м/с определяем требуемую вязкость масла 34*10 м ²/с. Повязкости определяем марку масла — масло индустриальное И-40 А. Потребноеколичество масла V = 4 л.
Предельно допустимый уровень погружения колес в масляную ванну hм =т…0,25*d2т = 2,5…53,75 мм = 50 мм.
21. Краткоеописание сборки редуктора
Данная конструкция редуктора позволяет осуществлять независимую сборкуредуктора. В первую очередь на валы устанавливаются зубчатые колеса, затемупорные втулки, подшипники, регулировочные кольца, обеспечивающие регулировкуосевых зазоров, маслоотражательные шайбы. Затем устанавливаются манжеты икрышки подшипников с отверстиями для концов валов. Далее в корпусустанавливаются валы, а также глухие крышки. На корпус устанавливают крышку,которая фиксируется штифтами, затем крышка крепится стяжными болтами. На корпусустанавливают маслоуказатели и сливную пробку. Затем в корпус через отверстиелюка заливают масло. После этого на крышке корпуса устанавливается крышка люка.
19. Эскизыстандартных изделий
ПодшипникГОСТ 8338-75Обозначение подшипника D d B 304 47 20 14 208 80 40 18
/>
Подшипник2204 ГОСТ 8328-75
/>
МанжетаГОСТ 8752-79
/>Обозначение D d h Манжета 1-20*40 40 20 8 Манжета 1-40*60 40 60 10
ШпонкаГОСТ 23360-78
/>Обозначение d b h t1 t2 l Шпонка 12*8*45 42 12 8 5 3,3 45 Шпонка 8*7*21 25 8 7 4 3,3 21 Шпонка 10*8*42 36 10 8 5 3,3 42 Шпонка 5*5*9 15 5 5 3 2,3 9
Болт ГОСТ7808-70
/>обозначение H l0 l d s D Болт М10*70.5.8. 6 20 70 10 14 15,5
Шайба ГОСТ6402-70
/>обозначение D d b=s Шайба 10Н 15,1 10,1 2,5
Списоклитературы
1.Анурьев В.И. справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. Т2. –5-е изд.,перераб. И доп. – М.: Машиностроение, 1980. – 559с., ил.
2.ДунаевП.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие длямашиностроит спец. вузов.-4-е изд., перераб. и доп.-М.: Высш. шк.,1985-416с
3.ИвановМ.Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений.- М.: Высш.шк.,1991-383с.