Проектирование и расчет конического редуктора

--PAGE_BREAK--1. Кинетический расчет передачи 1. Кинетический расчет передачи 1.1. Выбор электродвигателя
Для определения параметров электродвигателя требуется определить его номинальную частоту и мощность.

Мощность электродвигателя определяется по формуле:



где hобщ=h1×h2×h3… (h1, h2,h3– КПД отдельных звеньев кинематической цепи)

Определим общее КПД цепи.

Из таблицы 1.1. методических указаний определим КПД отдельных звеньев кинематической цепи.

-       КПД ременной передачи примем h1=0,95

-       КПД конической передачи примем h2=0,96

Общее КПД передачи будет равно:

hобщ=h1×h2=0,95×0,96=0,912
Мощность электродвигателя будет равна:



Номинальная частота вращения электродвигателя будет равна:


Из таблицы 19.27. методических указаний подбираем стандартную ближайшую мощность электродвигателя.

Для данного проекта выбираем асинхронный  крановый двигатель 180М8/730 имеющий следующие номинальные параметры:

nэ.= 730 об/мин; Pэ.=15 кВт.


1.2. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах. 1.2.1. Определение частот вращения на валах.


Определяем общее передаточное число привода:



где

Тогда

Так как , то для расчета передаточного числа зубчатого редуктора примем передаточное число конической передачи равный uк.п.=4.

Тогда передаточное число зубчатой передачи uр.п.=2,303

Частоты вращения на валах имеют следующие значения:

nэ.=975 об/мин;




1.2.2. Определение вращающих моментов на валах.
Определим момент на валу электродвигателя:



Момент за ременной передачей будет составлять:



Тогда момент на валу за конической передачей будет равна:


2. Расчет конической передачи 2.1. Выбор материала.
По рекомендации произведем выбор для конической передачи материал и вид термической обработки (таблица 2.1 методических указаний).

Второй вариант – колесо – сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 269…302НВ; шестерня – сталь 40Х; твердость поверхности зубьев после закалки ТВЧ 45…50 HRC.

Определим среднюю твердость поверхностей зубьев колес и базовые числа нагружений.

колесо:





шестерня:



По таблице перевода получаем:HBcp=450



При расчете на изгиб базовое число нагружений принимаем:



Определим действительные числа циклов перемены напряжений:

— для колеса:

Рассчитаем время работы передачи:

часов

Общее число циклов перемены напряжения:



— для шестерни:



Так как N ³NHOто KHL = 1,0

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для всех вариантов термообработки KFL = 1,0; так как для всех случаев N >4×106.
    продолжение
--PAGE_BREAK--2.2. Определение допускаемых напряжений. 2.2.1. Допускаемое контактноеи изгибающее напряжение напряжение.
– колесо:





шестерня:





Допускаемые контактныеи изгибающие напряжение получаются умножением  и  на коэффициенты KHLи KFL. Так как эти коэффициенты равны 1 то  и .

Для второго варианта термообработки допускаемое контактное напряжение, которое должно определятся в расчете:


2.3. Проектный расчет.
Предварительно найдем следующие коэффициенты:

uн= 0,85. Для режима термообработки IIкоэффициент KHB = 1

1.     Диаметр внешней делительной окружности:



2.     Угол делительных конусов колеса и шестерни (2.34):

d2=arctgu =arctg4 =75,964°; sind2 =cosd1=0,97;

d1=90°-d2  =90°-75,964°= 14,36°.

Конусное расстояние (2.35)



Ширина колес (2.36)

b= 0,285 ×Re=0,285×241,768=68,9»70мм.

3.     Модуль передачи. Коэффициент KFb=1, так как колеса полностью прирабатываются (II вариант термообработки). Для прямозубых колес коэффициент uF.=0,85. Допускаемое напряжение изгиба для колеса [s]F=294 Н/мм2 (оно меньше, чем для шестерни). После подстановки в формулу (2.37) получаем



Примем модуль me=3мм.

4.     Число зубьев колеса (2.38)



Принимаем z2 = 156

Число зубьев шестерни (2.39)



Округляя, примем z1 = 39.

5.     Фактическое передаточное число

Отклонение от заданного передаточного числа (2.40)



6.     Окончательные размеры колес.

Углы делительных конусов колеса и шестерни:

d2=arctguФ=arctg4 =75,964°°; cosd2=0,243;

d1=90°-d2  =90°-75,964°= 14,36°; cosd1=0,97

Делительные диаметры колес (2.41):

de1= z1×me=39 ×3=117мм; de2= z2×me=156×3=468мм Коэффициенты смещения (2.42):





Внешние диаметры колес (2.43):



7.     Пригодность заготовок колес:





Условия пригодности заготовок выполняются (см, табл. 2.1).

8.     Силы в зацеплении.

Средний диаметр колеса

dm2= 0,857 ×de2=0,857 ×468 =401мм.

Окружная сила на среднем диаметре колеса (2.45)



Осевая сила на шестерне, равная радиальной силе на колесе (2.46),



Радиальная сила на шестерне, равная осевой силе на колесе (2.47),



9.     Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Предварительно определим значение некоторых коэф­фициентов.

Коэффициент  принят равным .

Коэффициент КFVдля прямозубых колес при твердости зубьев колеса

Коэффициент JFдля прямозубых колес равен 0,85.

Для определения коэффициентов YF2 и YF1 предваритель­но надо найти эквивалентные числа зубьев (2.49);

zV2 =z2 /cosd2= 156/0,243= 641,98; zV1 =z1 / cosd1= 39/0,97= 40,2

После этого по табл. 2.8 находим:

YF2 =3,65; YF1 =3,53

Напряжения изгиба в зубьях колеса (2,50)



Напряжения изгиба в зубьях шестерни (2.51)

Напряжения изгиба зубьев колеса и шестерни меньше допускаемых. Продолжим расчет.

10. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Коэффициенты ; ;

По формуле (2.52) расчетное контактное напряжение



что меньше допускаемого значения.

На этом силовой расчет конической передачи заканчи­вается.

Для построения компоновочной схемы нужно дополни­тельно определить некоторые размеры валов. Для вала

колеса (3.1)

Так как опорами вала конического колеса должны быть конические роликовые подшипники, то коэффициент перед корнем следует принять равным 6. Тогда диаметр вала

мм, или, после округления, d=71мм;

Найдем диаметр dп:dп= d + 2×tцил=71+2×5,1=81,2 мм Выбираем dп= 85 мм

Произведем расчет диаметра буртика dБП= dп + 3×r=85+3×3,5=95,5 мм

Округляем до dK=96мм

Для вала шестерни (3.4)



Примем стандартное значение d=60мм;

d1= d + 2×tкон=60+2×2,7=65,4 мм

d2= d1+ (2…4)=65,4+(2…4)=67,4 …69,4 мм

Принимаем стандартное значение d2=65:

 dБП= dп + 3×r=65+3×3,5=75,5 мм

Размеры других участков валов.

Вала колеса с цилиндрическим концом:

Длина посадочного конца вала lМТ=1,5×d=1,5×71=106,5 мм.

При­нимаем 110 мм;

длина промежуточного участка lКТ=1,2×dП=1,2×85=102 мм;

длина ступицы колеса lст=1,2×dK= 1,2×96==115,2мм.

Примем стандартное значение lст=120мм.

Вала конической шестерни с коническим концом:

Длина посадочного конца вала lМБ=1,5×d=1,5×6=9мм.

длина цилиндрического участка 0,15×d = 0,15×60 ==9 мм

длина участка d1 lКБ=0,8×dП=0,8×65=52 мм;

длина резьбового участка 0,4×dП=0,4×65= 26мм.

диаметр и длина резьбы dР=0,9×(d-0,1×lMБ)= 0,9×(60-0,1×90)=45,9 мм. Принимаем 48 мм

длина резьбы lР=1,1×dР=1,1×48@53мм;

Другие размеры обоих валов выявляются при вычерчива­нии компоновочной схемы.

    продолжение
--PAGE_BREAK--2.3.1. Расчет ременной передачи
По таблице для передачи мощности Pэ.=15 кВт принимаем клиновой ремень типа Б который имеет:bp=14 мм; h=10,5 мм; S0=138 мм2. Принимаем диаметр малого шкива D1=200 мм.

Определим скорость ремня:

 м/с

Скорость соответствует оптимальной для клиновых ремней. Выбранный тип ремня допускается.

Принимаем коэффициент скольжения e=0,01. Диаметр большого шкива будет равен:

мм

Выбираем из стандартного ряда D2=480 мм.
Найдем фактическое передаточное отношение:



Отклонение от заданного значения составляет 5%.

Ориентировочно принимаем минимального межосевого расстояния:

 мм

Расчетная длина ремня:



мм

Принимаем L=2000мм.

Число пробегов ремня в секунду:



Уточняем межосевое расстояние:

Условие  выполнено.

Угол обхвата ремнем малого шкива:



Принимаем при s=1,18 мПа мПа

Поправочные коэффициенты выбираем из таблиц:

Сa=0,86

Сu=1,05-0,0005×u2=1,02

Ср=0,8

Сq=1

Допускаемая удельная окружная сила:

мПа

Окружная сила:

Н

Найдем площадь сечения Sи число ремней z:





Сила предварительного натяжения ремней:

Н

Сила нагружения вала:

Н


3.4. Выбор типа и схемы установки подшипников. 3.4.1. Выбор типа подшипника.
В соответствии с установившейся практикой проектирова­ния и эксплуатации машин тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям.

Для опор валов цилиндрических колес редукторов и ко­робок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники. Первоначально принимают подшип­ники легкой серии. Если при последующем расчете грузо­подъемность подшипника легкой серии окажется недос­таточной. принимают подшипник средней серии. При чрез­мерно больших размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колес можно использовать также подшипники конические роликовые.

Конические  колеса должны быть точно и жестко зафиксированы в осевом направлении. Шариковые радиальные подшипники обладают малой осевой жест­костью. Поэтому в силовых передачах для опор валов конических и червячных колес применяют конические ролико­вые подшипники. Выбирают первоначально легкую серию.

Для опор вала конической шестерни также используют конические роликовые подшипники. При очень высокой частою вращения вала-шестерни  применя­ют подшипники шариковые радиально-упорные. Первоначально принимаем подшипники радиально-упорные средней серии.
    продолжение
--PAGE_BREAK--3.4.2. Выбор схемы установки подшипников.


В большинстве случаев валы должны быть зафиксированы от осевых смещений. По способности фиксировать осевое положение вала опоры разделяют на фиксирующие и пла­вающие. В фиксирующих опорах ограничивается осевое перемещение вала в одном или обоих направлениях. В плава­ющих опорах осевое перемещение вала в любом направлении не ограничивается. Фиксирующая опора воспринимает ради­альную и осевую нагрузки, а плавающая опора—только радиальную.

Подшипники качения выпускают следующих классов точности (в порядке ее повышения): 0, 6, 5, 4 и 2. Обычно применяют подшипники класса точности 0. Подшипники более высоких классов точности применяют для опор валов, требующих повышенной точности вращения или работающих при особо высоких скоростях вращения. С повышением класса точности подшипника стоимость его заметно возрастает.

В большинстве случаев валы должны быть зафиксированы от осевых смещений. По способности фиксировать осевое положение вала опоры разделяют на фиксирующие и пла­вающие. В фиксирующих опорах ограничивается осевое перемещение вала в одном или обоих направлениях. В плава­ющих опорах осевое перемещение вала в любом направлении не ограничивается. Фиксирующая опора воспринимает ради­альную и осевую нагрузки, а плавающая опора—только радиальную.

В некоторых конструкциях применяют так называемые «плавающие» валы. Эти валы имеют возможность осевого смешения в обоих направлениях и устанавливаются на плавающих опорах.

Осевую фиксацию широко применяют в короб­ках передач, редукторах и в других узлах для валов цилиндрических зубчатых передач, а также для приводных валов ленточных транспортеров, цепных конвейеров.

Подшипники обеих опор должны быть нагружены по возможности равномерно. Поэтому если опоры нагружены кроме радиальной еще и осевой силой, то для более равномерного нагружения подшипников в качестве плаваю­щей выбирают опору, нагруженную большей радиальной нагрузкой.

При температурных колебаниях плавающий подшипник перемещается в осевом направлении на величину удлинения (укорочения) вала. Так как это перемещение может происхо­дить под нагрузкой, поверхность отверстия корпуса изнаши­вается. Поэтому при действии на опоры вала только радиальных нагрузок в качестве плавающей выбирают менее нагруженную опору.

Осевую фиксацию валов применяют в цилин­дрических передачах.

Принимаем фиксирующие опоры.
3.5. Составление компоновочной схемы.
После определения расстояний между деталями передачи, диаметров ступеней валов, после выбора типа подшипников и схемы их установки приступают к вычерчиванию редуктора или коробки передач.


4. Конструирование шестерни и колеса
Размер ступицы определяют но соотношениям для цилиндрическихзубчатых колес.

При относительно небольших диа­метрах колеса изготовляют из прутка, при больших заготовки получают свободной ковкой с последующей токарной обра­боткой.

При любой форме колес внешние углы зубьев притупляют фаской, обрабатывая колеса по внешнему диаметрупараллельно оси посадочного отверстия. Торец зубчатого венца используют для установки заготовки при нарезании зубьев. Для уменьшения объема точной механической об­работки выполняют выточки глубиной 1...2 мм.

С целью экономии относ­ительно дорогих сталей, иду­щих на изготовление коничес­ких колес, целесообраз­но колеса выполнять состав­ными.  В  зависимости  от размеров колеса зубчатый ве­нец крепят к стальному центру болтами, установленными без зазора    (под развертку),или к фланцу вала заклепками;зубчатый венец располагаюттак, чтобы осевая сила, возникающая в зацеплении, быланаправлена на опорный фланец.

Широкое применение имеют конические колеса с круго­выми зубьями, которые нарезают резцовыми головками, закрепляя заготовку на оправке. Чтобы такое нарезание можно было осуществить, необходимо предусмотреть сво­бодный выход инструмента.


5. Расчёт шпоночных соединений.
Для передачи вращающего момента  с колеса на вал применим шпоночное соединение.  мм

Шпонка призматическая (табл. 12.5): b=25мм, h =14мм, t1=9мм. Длина шпонки l=107мм, рабочаядлина lp=l — b =107 – 25 = 82мм. Расчетные напряжения смятия:



что меньше [s]см=140 Н/мм2 для чугунной ступицы шкива. Условие выполнено

Рассчитаем шпоночное соединение для передачи вращающего момента с звездочки на входной вал редуктора.  мм

Шпонка призматическая (табл. 12.5): b=20мм, h =12мм, t1=7,5мм. Длина шпонки l=53мм,рабочаядлина lp=l — b =53 – 20 = 33 мм. Расчетные напряжения смятия:



что превышает допустимое напряжение при установке стальной полумуфты [s]см=90 Н/мм2. Рекомендуется увеличить длину шпонки.


    продолжение
--PAGE_BREAK--6. Расчет подшипников качения. 6.1. Определение реакций опор.




Расчетные схемы для определения реакций опор валов редуктора приведены на рисунке, Силы здесь изображены как сосредоточенные, приложенные в серединах ступиц. Линейные размеры (мм) в предположе­нии установки валов берут по компоновочной схеме.

Силы в зацеплении были опре­делены выше:

; ;

Сила  действует со стороны ременной передачи, опреде­лена из расчета передачи.

Линейные размеры, необходимые для определения реакций, берем по компоновочной схеме l1=88мм, l2=125мм,l3=213мм,l4=130мм, l5=368мм,dм1=100мм, dм2=401мм.

Быстроходный вал

Реакция от сил в зацеплении:

в плоскости XOY









  — реакции найдены правильно.

в плоскости YOZ







  — реакции найдены правильно.

Суммарные реакции опор для расчета подшипников:






Тихоходный вал
Реакция от сил в зацеплении:

в плоскости YOZ









  — реакции найдены правильно.

в плоскости YOZ







  — реакции найдены— реакции найдены правильно.

Суммарные реакции опор для расчета подшипников:






6.2. Подбор подшипников для тихоходного вала.
Частота вращения вала n =79,24об/мин, требуемая долговечность . d=85

На опоры вала действуют силы:

; ;

Предварительно принимаем подшипники роликовые ко­нические серии7616 . Из табл. для этого подшипника выписываем:

Сr=310000H, С=29000H; е=0,33; Y=1,89

Определяем осевые составляющие:

;  ;

Определяем осевые составляющие:

Rs1 = 0,83 ×e ×Rr1 = 0,83 ×0,33 ×11050 = 3027 H

Rs2 = 0,83 ×e ×Rr2 = 0,83 ×0,33 ×14210 = 3892 H

Так как Rs2>Rs1(3892>3027) и Fa  > Rs2-Rs1[2904 > 865], то в соответствии с табл. 6.2 находим осевые силы, нагружающие подшипники: Ra1= Rs1= 3027  Н и Ra2= Ra1+ Fa  = 3027+ 2904  = 5931 Н.
Отношение

 

и  для опоры 1: X=1,Y=0.

Отношение



 и  для опоры 2: X=1,Y=.

Находим эквивалентные нагрузки при КБ = 1,5 и КТ = 1 (см; табл. 6.3, 6.4);





Расчетная долговечность более нагруженного подшипника опоры 2 при a23= 0,65



Подшипник данной серии пригоден, так как расчетная долго­вечность больше требуемой .


    продолжение
--PAGE_BREAK--6.3. Подбор подшипников для быстроходного вала.
Частота вращения вала n =183об/мин,d=65требуемая долговечность. На опоры вала действуют силы:

;;

Предварительно примем подшипники роликовые конические средней широкой серии 7613. Из таблицы для этого подшипника выписываем:

Сr=210000H, С=16800H; е=0,33; Y=1,83

Определяем осевые составляющие:

Rs1 = 0,83 ×e ×Rr1 = 0,83 ×0,33 ×3193 = 875 H

Rs2 = 0,83 ×e ×Rr2 = 0,83 ×0,33 ×5700 = 1561 H

Так как Rs2>Rs1(3892>3027) и Fa  > Rs2-Rs1[2904 > 686], то в соответствии с табл. 6.2 находим осевые силы, нагружающие подшипники: Ra1= Rs1= 875  Н и Ra2= Ra1+ Fa  = 875+ 2904  = 3779 Н.
Отношение

 

и  для опоры 1: X=0,56,Y=1,83.

Отношение



 и  для опоры 2: X=0,56,Y=1,83.

Находим эквивалентные нагрузки при КБ = 1,5 и КТ = 1 (см; табл. 6.3, 6.4);





Расчетная долговечность более нагруженного подшипника опоры 2 при a23= 0,65



Подшипник данной серии пригоден, так как расчетная долго­вечность больше требуемой.


7. Конструирование крышек подшипников.
Крышки подшипников изготовляют из чугуна марки СЧ15. Различают крышки приветные и закладные.

Форма крышки зависит от конструкции опоры вала. Чаще всего торец вала не выступает за пределы подшипника. Поэтому наружная поверхность крышки—плоская.

Чтобы поверхность фланца крышки и торца корпуса сопрягались по плоскости, на цилиндрической центрирующей поверхности перед торцом фланца делают канавку. Положение крышки при сборке определяется ее фланцем. Поэтому поясок с центрирующей цилиндрической поверх­ностью делают небольшим, чтобы он не мешал установке крышки по торцу корпуса.

Определяющим при конструировании крышки является диаметр отверстия в корпусе под подшипник.

Поверхность крышки под головками крепежных винтов необходимо обрабатывать. Обрабатывают непосредственно те места, на которые опираются головки винтов, или весь поясок на торце в зоне расположения головок винтов. С точки зрения точности и быстроты предпочтительнее токарная обработка, чем обработка опорных поверхностей на сверлильном станке.

При небольшом межосевом расстоянии фланцы двух крышек подшипников могут перекрывать друг друга. В этом случае у обеих крышек фланцы срезают, оставляя между срезами зазор 1 ...2 мм. Чаще всего фланцы крышек выполняют круглой формы. Обычно форма крышки соответствует форме платика корпусной детали, к которой крышка привертывается. С целью снижения расхода металла при изготовлении как самой крышки, так и корпусной детали фланцы привертных крышек изготовляют некруглой формы сокращая размер фланца на участках между отверстиями под винты крепления.

Закладные крышки широко применяют в редукторах, имею­щих плоскость разъема корпуса по осям валов. Эти крышки не требуют специального крепления к корпусу резьбовыми деталями. Чтобы обеспе­чить сопряжение торцов выступа крышки и канавки корпуса по плоскости, на наружной цилиндрической поверхности крышки перед торцом выступа делают канавку.

Наружный диаметр крышки выполняют с такими откло­нениями, при которых в сопряжении с корпусом крышка образует очень малый зазор, препятствующий вытеканию масла из корпуса.

Иногда торец крышки, контактирующий с подшипником, не совпадает с торцом выступа. Чтобы наружная цилиндрическая поверхность этого участка не нарушала точности центрирования крышки, ее диаметр несколько уменьшают.

Обычно крышки изготовляют из чугуна. Однако с целью повышения прочности резьбы закладную крышку с резьбо­вым отверстием под нажимный винт изготовляют также из стали.

Крышки подшипников привертные.

Размеры конструктивных элементов крышек подшипников (мм):

Для опор шестерни.

D



d



d



z



d1



d2



С



Dф



201



6



12



6



6



6



24



265





Для опор вала колеса

D



d



d



z



d1



d2



С



Dф



190



6



12



6



6



6



24



277




    продолжение
--PAGE_BREAK--