Оглавление
редуктор вал косозубный цилиндрический
Введение
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
2. Расчет ременной передачи
3. Расчет косозубой цилиндрической передачи
3.1 Выбор материала и определение допускаемого напряжения
3.2 Проектный расчет передачипо контактным напряжениям
3.3 Проверочный расчет передачи по контактнымнапряжениям
3.4 Проверочный расчетпрочности зубьев на изгиб
4. Эскизная компоновка редуктора
4.1 Определение диаметров участков вала
4.2 Расстояние между деталями передач
4.3 Длины участков валов
5. Расчет валов редуктора
5.1 Определение реакций в опорахвалов
5.2 Проверочный расчет вала
6. Подбор и расчет подшипников
6.1 Выбор подшипника длятихоходного вала
6.2 Выбор подшипника длябыстроходного вала
7. Расчетсоединений
7.1 Расчет шпоночных соединений
7.2 Выбормуфты
8.Расчет элементов корпуса
8.1 Смазка редуктора
9. Сборкаузла ведомого вала
Библиография
/>/>/>Введение
Редуктор — механизм,служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента.Редуктор законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиноймуфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литогочугуна или стального сварного). В корпусе редуктора размещены зубчатые иличервячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются наподшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипникикачения. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения внаправлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых колев пространстве.
Назначение редуктора — понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала посравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан назацеплении пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокийКПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.
В настоящем проектепроизведен расчет механического привода, состоящего из закрытой косозубойцилиндрической и цепной передач.
/>/>/>/>/>/>/>/>1. Выборэлектродвигателя и кинематический
1.1 Потребляемая мощностьэлектродвигателя
/>
где />
/> — КПД ременная передача;
/> — КПД косозубая цилиндрическая;
/>-КПД подшипника качения;
/> — КПД муфты.
По таблице 1.1/1/
=0,95 />=0,97 />=0,99 />=0,98
/>
/>
Частота вращенияэлектродвигателя:
/>
где /> — передаточное числоременной передачи;.
/> — передаточное число косозубойцилиндрической передачи;
По таблице 1.2/1/
/>=3,5
/>=4
/>
/>
Выбираемэлектродвигатель:
серия 132М8/750
асинхронная частотавращения />об/мин.
мощность />кВт/>/>/>1.2 Определяем общее передаточноеотношения привода
/>/>/>Разбиваем передаточное число привода поступеням:
Принимаем />
/>/>/>1.3 Угловые скорости и частоты вращениявалов
/> об/мин;
/> об/мин;
/> об/мин;
/> рад/с;
/> рад/с;
/> рад/с;1.4 Определяем мощности на валах
/> кВт,
/> кВт,
/> кВт,/>/>1.5 Крутящие моменты на валах
/> Н/м,
/> Н/м,
/> Н/м,Номер вала
/>рад/с
/>об/мин
/>КПД
/>Н/м 1 78,5 750 55,244 2 22,428 314,285 0,95 181,87 3 4,035 38,21 0,97 970,755
2. Расчет клиноременнойпередачи
2.1 Проектный расчетвалов. Определим диаметры валов из условия прочности на кручение
/>
/>-допустимое касательноенапряжение(12…15 МПа)
/>принимаем
Полученный результатыбудут использованы при разработке конструкции валов
2.2 Выбираем сечениеремня
В зависимости от частотывращения и передаваемой мощности рис.12.23 стр.289 (1)
/>
h=11 мм; во=17мм; вр=14мм; dрmin=125мм;
2.3 Вычисляем диаметрведомого шкива
/> />
По стандартному рядупринимаем />
2.4 Уточняем передаточноечисло
/>
2.5 Назначаем межосевоерасстояние стр.289(1)
/>
2.6 Определяем длинуремня
/>
Из стандартного рядавыбираем стр.288 (1)
Принимаем стандартнуюдлину 2500 мм
2.7 Уточняем межосевоерасстояние
/>
/>
2.8 Угол обхвата ремнеммалого шкива определяем по формуле 12.5/2/
/>
/>
Определяем мощностьпередаваемую одним ремнем по формуле 12.28/2/
/>
где />(по графику 12.26/2/)
/> /> /> />
/>
Число ремней находим поформуле 12.30/2/
/>
/>
Принимаем z=3.
Условие 12.31/2/выполняется: />.
Находим предварительноенатяжение одного ремня по формуле 12.32/2/ по формуле 12.30/2/
/>
где /> — натяжение за счетцентробежных сил.
/>
/>кг/м3 — плотностьремня;
A=138 10-6 м3 — площадь ремня.
/> Н
/>Н
Равнодействующаянагрузка:
/>
/>
/>/>/>/>/>3.Расчет косозубой цилиндрической передачи/>/>/>/>/>/>3.1 Выбор материала и определение допускаемого напряженияВ связи с нагрузкой привода выбираем дляизготовления зубчатых колес Сталь 40ХН2МА. Она обладает достаточнойтехнологичностью и является распространенной.Для шестерни НВ=302 (термообработка,азотирование)./>; />; />;/>; />;/>;Для колеса НВ=260…280 (термообработка,улучшение)./>; />; />;/>;/>;/>;/>;/>;/>;Допускаемые напряжения изгиба при расчетена усталость
В косозубойцилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаемминимальное из значений:
В данном случае: /> МПа/>/>/>
Допускаемые напряженияизгиба при расчете наусталость:
/>
бF0– предел выносливости зубьев;
SF – коэффициент безопасности;
KFC – коэффициент, учитывающий влияниедвустороннего приложения нагрузки KFC=1;
KFL –коэффициент долговечности KFC=1.
SF=1,75 коэффициент безопасности(таблица 8.9)
/>
/>/>/>/>/>/>/>/>/>/> 3.2 Проектный расчет передачи по контактнымнапряжениямОпределяем межосевое расстояние поформуле 8.13/2//>где Епр приведенный модульупругости;Епр = 2,1*105 МПа.
Т2 – крутящиймомент на валу колеса;Т2=970,755 Нмu=5 передаточное число Коэффициент ширины колесаотносительно межосевого расстояния /> (табл. 8.4 [2]); /> = 0,4/> - коэффициент ширины к диаметру/>=1,06- коэффициент концентрации нагрузки;По рисунку 8.15 /2/ находим:/>=1,06/>ммПринимаем стандартное значение межосевогорасстояния (стр. 136/2/) а=250мм.Ширина:/>
Модуль передачи:
/>
Принимаем m=3,5. Определим делительный диаметр:/>ммЧисло зубьев шестерни:/>Число зубьев колеса:/>Принимаемz1=22, z2=121Уточняем/>/>.Уточняем/>по межосевому расстоянию/>/>/>
коэффициент осевогоперекрытия/>/>/>Делительные диаметры.Шестерни: />Колеса: />Проверка межосевого расстояния/>/>/>/>/>/>/> 3.3 Проверочный расчет передачи поконтактным напряжениямПо формуле 8.29/2//>/>Нмм./>/>
Назначаем 9 степень прочности (по таблице8.2)/>/>/>/>/> по таблице 8,7/>/>/>/>/> 3.4 Проверочный расчет прочности зубьевна изгибsF = /> £ [sF],где ZFb — коэффициентповышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба.ZFb = KFa Yb /140 ,где KFa = 1,35 — дополнительный коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузкимежду зубьями в многопарном зацеплении косозубой передачи (табл. 8.7, /1/);
Yb = 1 — bо/140= 1 – 17,9◦/140 = 0,872./>/> - окружное усилиеПриведенное число зубьевZv1 = Z1/ cos2 b = 22/cos2 17,9◦ = 24Zv2 = Z2/ cos2 b = 121/cos2 17,9◦ = 134YF1=3,9; YF2=3,75; (Рисунок8.20, /1/.)/>Вычисляем отношения />:/>/>.
Соотношение у колесаоказалось меньше. Расчет ведем по колесу:/>Прочность зубьев на изгиб обеспечена.
/>/>/>
4. Эскизная компоновкаредуктора
4.1 Определение диаметровучастков вала
а) для быстроходноговала:/>.
Принимаем /> (таблица 19.1/1/)
Под подшипник />(конический хвостовик –формула 3.2/1/).
/>(таблица 3.1/2/).
/>.
Диаметр буртикаподшипника:
/>
r = 3 мм.
б) для тихоходного вала:
/>
Принимаем />.
Под подшипник
/>
/>(таблица 3.1/2/).
/>.
Диаметр буртикаподшипника:
/>
r = 3 мм.
/> />
4.2 Расстояние междудеталями передач
Зазор между вращающимисядеталями и внутренней стенкой корпуса.
По формуле 3.5/1/
/>
L = 2∙a = 2∙250 =500 мм.
/>
Принимаем а = 10 мм.
Расстояние между колесоми днищем редуктором.
/>.
4.3 Длины участков валов
а) для тихоходного вала:
–длина ступицы: /> ;
–длина посадочного концавала: />.
–длина промежуточногоучастка: />.
–длина цилиндрическогоучастка: />.
Наружная резьбаконического конца вала (формула 3.9/1/)
/>.
По таблице 19.6/1/выбираем [М42Х1,5].
Длина резьбы: />(/1/, стр.41).
б) для быстроходноговала:
–длина посадочного концавала: />.
–длина промежуточногоучастка: />.
–длина цилиндрическогоучастка: />.
Наружная резьбаконического конца вала (формула 3.9/1/)
/>.
По таблице 18.12/1/выбираем [М33Х2,0].
Длина резьбы: /> (/1/, стр.41).
5. Расчет валов редуктора/>/>/>/>/>5.1 Определение реакций в опорах валовТихоходный вал/>/>/>/>/>а)В горизонтальной плоскости:/>/>/>/>Проверка:/>-5001,358+4589,858-3894,617+4306,117=0
Сечение «А» />Сечение«В»/>в)В вертикальной плоскости:/>/>/>/>/>/>Проверка:/>;-1779,761-1754,802+3534,563=0;Сечение «А» />Сечение «В» />Нмв)Определение суммарных изгибающих моментовСечение «B» />Сечение «A» />Быстроходный вал/>/>/>/>/>В горизонтальной плоскости/>/>
/>Рисунок41.Построение эпюр моментов длятихоходного вала/>/>
Проверка:/>-3393,737+4723,896-1685,74+355,581=0В вертикальной плоскости:/>/>/>/>/>/>Проверка:/>;396,624-1806,048+1409,424=0;/>/>5.2 Проверочный расчет валаЗапас усталостной прочности в опасныхсечениях/>³ [s] = 1,5,
где />-запас сопротивления усталости только поизгибу;/>запас сопротивления усталости только покручению.В этих формулах:s-1 и t-1 – пределывыносливости материала вала, МПа;sа и tа – амплитудыпеременных составляющих циклов напряжений, МПа;sm и tm – постоянные составляющие цикловнапряжений, МПа;ys и yt — коэффициенты, корректирующие влияниепостоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости;Кs и Кt — эффективные коэффициенты концентрациинапряжений при изгибе и кручении;Кd – масштабный фактор;КF – фактор шероховатости.Назначаем материал вала:Сталь 40, sВ = 700 МПа.s-1 = (0,4… 0,5) sВ = 280…350 МПа.Принимаем s-1 = 300 МПа.t-1 = (0,2… 0,3) sВ = 140…210 МПа.Принимаем t-1 = 150 МПа.Принимаем ys = 0,1 и yt = 0,05 (с. 264, /1/), Кd = 0,72 (рис. 15.5, /1/) и КF = 1 (рис. 15.6, /1/).Сечение В:d = 60 мм,М = 361,332*103 Н*мм,Т = 970755 Н*мм./> />/>ПринимаемКs = 1,7 и Кt = 1,4 (табл. 15.1, /1/)./>/>/>Запас усталостной прочности в сечении Вобеспечен.Сечение С:d = 70 мм,М = 336,178 Н*мм,Т = 970,755 Н*мм./> />/>Принимаем Кs = 1,7 и Кt = 1,4 (табл. 15.1, /1/).
/>/>/>Запас усталостной прочности в сечении Собеспечен./>
/>/>6. Подбор и расчетподшипников
Для косозубойцилиндрической передачи назначаем радиальный шариковый однородный подшипник.
Назначаем по ГОСТ 8338-75(таблица 19.18/1/)
– для быстроходного вала№ 209 b=19 мм;
– для тихоходного вала №212 b=22 мм.
Схема установки –враспор./>/>/>/>/>/>/>/>6.1 Выбор подшипника. для тихоходного валаУчитывая сравнительно небольшую осевуюсилу назначаем по [10] для тихоходного вала шариковые радиальные однорядныеподшипники легкой серии, условное обозначение 212со следующимихарактеристиками:Внутренний диаметр подшипника, d =60 мм;Наружный диаметр подшипника, D =110 мм;Ширина подшипника, B = 22 мм;Фаска подшипника, r = 2,5 мм;Динамическая грузоподъемность: Cr = 52 кНСтатическая грузоподъемность: Со=31 кН/>/>Расчет подшипника по статическойгрузоподъемностиОпределяем ресурс подшипника/>n=38,217об/минp=3
a1=1 –коэффициент надежностиa2=0.75 –коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатацииНаходим отношение/>По таблице16.5 /2/ находим параметросевой нагрузки: е = 0,42При коэффициенте вращения V=1 (вращение внутреннего кольцаподшипника)Находим отношение:/>По таблице 16.5 /2/:Коэффициент радиальной силы Х = 1Коэффициент осевой силы Y = 0Находим эквивалентную динамическуюнагрузку:Рr = (Х.V.Fr + Y.Fa). К/>. Кб(формула 16.29/2/)По рекомендации к формуле 16.29 /2/:К/>= 1 – температурный коэффициент;Кб = 1,4 – коэффициентбезопасности;/>Рr = 1*6124,272*1.*1,4 = 8573,982Н
/>/>Находим динамическая грузоподъемность (формула 16.27/2/):/>
где L – ресурс, млн.об.
a1 – коэффициент надежности
a2–коэффициент совместного влияния качества металла иусловий эксплуатации
p=3 (для шариковых)
а1 = 1 (рекомендация стр.333/2/)
а2 = 0,75 (табл.16.3 /2/);
/> (формула 16.28/2/)
Lh= 10000 ч (табл. 16.4/2/)
/>млн.об.
/>/>/>/>/>/>/>/> 6.2 Выбор подшипника. для быстроходноговалаУчитывая сравнительно небольшую осевуюсилу назначаем по [10] для тихоходного вала шариковые радиальные однорядныеподшипники тяжелой серии, условное обозначение 209 со следующимихарактеристиками:Внутренний диаметр подшипника, d = 45 мм;Наружный диаметр подшипника, D =85 мм;Ширина подшипника, B = 19 мм;Фаска подшипника, r = 2 мм;Динамическая грузоподъемность: Cr = 33,2 кНСтатическая грузоподъемность: Со=18,6 кН/>/>Расчет подшипника по статическойгрузоподъемностиОпределяем ресурс подшипника/>n=214,286 об/минPr = XVFrx Кб x Кт (16.29 [2])Для чего находим суммарную радиальнуюреакцию в опоре А:/>При коэффициенте вращения V = 1 (вращение внутреннего кольцаподшипника)При этом по табл. 16.5 [2]:Коэффициент радиальной силы Х = 1По рекомендации к формуле 16.29 [2]:К/>= 1 — температурный коэффициент;Кб = 1,4 — коэффициентбезопасности;Рr = 1 х 1 х 3674,769 х 1,4 х 1 =5144,677Н/>
где L – ресурс, млн.об.
a1 – коэффициент надежности
a2–коэффициент совместного влияния качества металла иусловий эксплуатации
p=3 (для шариковых)
а1 = 1 (рекомендация стр.333/2/)
а2 = 0,75 (табл.16.3 /2/);
/> (формула 16.28/2/)
Lh= 10000 ч (табл. 16.4/2/)
/>млн.об.
/>/>/>/>/>/>
7. Расчет соединений
7.1 Расчет шпоночныхсоединений
Найдем диаметр в среднемсечении конического участка длиной l=83 мм на тихоходном валу.
/>
Шпонка призматическая(таблица 19.11/1/):
/>
Длину шпонки принимаем 70 мм, рабочая длина lр=l-b=54 мм.
/>
Найдем диаметр в среднемсечении конического участка длиной l=68мм на быстроходном валу.
/>
Шпонка призматическая(таблица 19.11/1/):
/>
/>
Длину шпонки принимаем 59 мм, рабочая длина lр=l-b=47 мм.
/>
7.2 Выбор муфты
Для данного редукторавыберем упруговтулочную пальцевую муфту. Ее размеры определяем по таблице15.2/1/
/>
Нагрузка между пальцами:
/>
/>
Расчет на изгиб:
/>
/>
/>/>8. Расчет элементов корпусаДля удобства сборки корпус выполненразъемным. Плоскости разъемов проходят через оси валов и располагаютсяпараллельно плоскости основания.Для соединения нижней, верхней частейкорпуса и крышки редуктора по всему контуру разъема выполнены специальныефланцы, которые объединены с приливами и бобышками для подшипников. Размерыкорпуса редуктора определяются числом и размерами размещенных в нем деталей иих расположением в пространстве.К корпусным деталям относятся преждевсего корпус и крышка редуктора, т.е. детали, обеспечивающие правильноевзаимное расположение опор валов и воспринимающие основные силы, действующие взацеплениях.Корпус и крышка редуктора обычно имеютдовольно сложную форму, поэтому их получают методом литья или методом сварки(при единичном или мелкосерийном производстве)./>/>/>/>/>/>8.1 Смазка редуктораВ настоящее время в машиностроении широкоприменяют картерную систему смазки при окружной скорости колес от 0,3 до 12,5 м/с.В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены.При их вращении внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе,которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей.Выбор сорта смазкиВыбор смазочного материала основан наопыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем вышеконтактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чемвыше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.Поэтому требуемую вязкость маслаопределяют в зависимости от контактного напряжения и окружности скорости колес.Окружная скорость колес ведомого вала унас определена ранее: V2 = 0,7 м/сек. Контактное напряжение определена [/>н] = 694 МПа.Теперь по окружности и контактномунапряжению из табл.8.1 /4/ выбираем масло И-Г-А-46.Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редукторав масляную ванну:Наименьшую глубину принято считать равной6 модулям зацепления от дна корпуса редуктора.Наибольшая допустимая глубина погружениязависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем набольшую глубину оно может быть погружено.6m ≤ hM ≤ 2/3d2/>Определяем уровень масла от дна корпусаредуктора:h = в0 + hм =10 + 35 = 45 ммв0 – расстояние от наружного диаметраколеса до дна корпусав0 ≥ 6 х m ≥ 6 х 2 ≥ 12мм/>Объем масляной ванны/> мм3/>Объем масляной ванны составил ≈ 1,3л./>Способ контроля уровня смазки зубчатыхколесДля контроля уровня масла в корпусенеобходимо установить жезловый маслоуказатель.Также в нижней части корпуса редукторапредусмотрено отверстие с пробкой для слива отработанного масла, а на крышкередуктора – отдушина для снятия давления в корпусе, появляющегося от нагревамасла и воздуха при длительной работе. Отдушину можно также использовать в качествепробки, закрывающей отверстие для заливки масла.Подшипники смазывают тем же маслом, что идетали передач. Другое масло применяют лишь в ответственных изделиях.При картерной смазке колес подшипники качениясмазываются брызгами масла. При окружности вращения колес V > 1 м/с брызгами масла покрываются вседетали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес,валов и стенок корпуса масло попадает в подшипники.Так как смазка жидкая, для предохраненияот ее вытекания из подшипниковых узлов, а так же для их защиты от попаданияизвне пыли, грязи и влаги торцовые крышки установим с жировыми канавками,которые заполним густой консистентной смазкой.
/>/>/>/>9. Сборка узла ведомого валаОперации по сборке узла ведомого валаосуществляют в следующем порядке:установить шпонку в паз на диаметр валадля цилиндрического колеса;установка цилиндрического колеса;установка подшипников до упора взаплечики, осевой зазор регулируется при установке крышек с помощью наборатонких металлических прокладок;укладка вала в бобышки нижнего корпуса;установка и крепление верхнего корпуса;установка и крепление крышек, фиксирующихподшипники (жировые канавки сквозной крышки перед установкой забитьконсистентной смазкой);установка шпонки в паз на выходной конецвала.
/>/>/>/>
БиблиографияИванов М.Н. Детали машин. Высшая школа, М.: Высш.шк.,2000.-383 с.Дунаев П.Ф., Леликов. О.П. Детали машин. Курсовоепроектирование. Высшая школа, 1984.-465 с..Феодосьев В.И. Сопротивление материалов. М., 1989.-263 с..Марочник сталей и сплавов. Справочник / Под редакцией В.Г. Сорокина,М., Машиностроение, 1989.-412с.