Расчетная схема валов редуктора

Зубчатая передача

3.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес.

 

В зубчатых передачах общего назначения целесообразнее применять колеса с твердостью НВ≤350

При производстве редукторов как правило шестерню и колесо выполняют из стали одной и той же марки. Рекомендуется назначать твердость шестерни на 30 ед. выше чем для колеса.

Выбираем для шестерни Ст45, термообработка – улучшение, НВ=320. Тогда для колеса выбираем Ст45, термообработка – улучшение, НВ=272

НВ₁-НВ₂=302-272=30

Это обеспечивает хорошую прирабатываемость зубьев.

3.2Определение основных параметров передачи.

 

Проектный расчет.

Для углеродистых сталей с твердостью меньше 350НВ и термообработкой улучшение допускаемое напряжение для шестерни

[δ]_но=1,8*НВ_ср+67=1,8*(302+272)/2+67=583,6 Н/мм² (3.1)

 

Допускаемое контактное напряжение для колеса

[δ]_FО=1,03*НВ_ср=1,03*(302+272)/2=295,6 Н/мм² (3.2)

 

Определяем коэффициент долговечности для шестерни

К_HL1=⁶√(N_HO1/N₁) (3.3)

Где N₁=573*ω*L_h, число циклов перемены напряжений

L_h=365*L_r*K*t_c*L_c*K_c, срок службы привода, ч

L_h=365*5*1*12*2*1=43800 ч

Тогда: N₁=573*22,2*61320=780 млн. часов

N₂=573*5,55*61320=195 млн. часов

К_HL1=⁶√(25*10⁶/780*10⁶)=0,03

К_HL1=⁶√(25*10⁶/195*10⁶)=0,13

Так как N>N_Ho, то принимаем K_HL=1

Определяем допускаемые контактные напряжения

[σ]_Н1=K_HL*[σ]_НО1=583,6*1=583,6 Н/мм²

[σ]_Н2=K_HL*[σ]_Fo=295,6*1=295,6 Н/мм²

Таким образом допускаемое напряжение для колеса имеет наибольшее значение, поэтому будем использовать [σ]_Н1=[σ]_Н2=295,6,Н/мм²

3.3 Определяем размеры закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

Определяем межосевое расстояние:

, (3.4)

где К_а = 49,5 – для прямозубых передач;

ψ_ba = 0,3 – коэффициент ширины колеса, т.к. шестерня расположена симметрично относительно опор;

К_Нβ = 1,0 – для прирабатывающих зубьев колес.

а_w = 49,5*(3,30+1)*³√(374,8*10³*1)/(0,3*3,30²*295,6)= 232 мм

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а_w = 240 мм.

Задаем значение нормального модуля зацепления:

m =(0,01…0,02)*а_w мм

m =0,01*160=1,6 мм

принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм.

Основные геометрические размеры передачи

Суммарное число зубьев:

z_∑ = 2a_w/m

z_∑ = 2·240/2,0 = 240

Число зубьев шестерни: z₁ = z_∑/(u+1) = 240/(1+3,3)=56

 

Число зубьев колеса: z₂ = z_∑-z₁ = 240-56=184

 

Уточняем передаточное отношение: u_ф = z₂/z₁ =184/56 = 3,3

 

Отклонение фактического значения от номинального:

Фактическое межосевое расстояние: a_w = (z₁+z₂)m/2 = (56+184)*2/2=240 мм

 

Делительные диаметры шестерни и колеса:

d₁ = mz₁ =2*56=112 мм,

d₂ = 2*184=368 мм,

Диаметры выступов шестерни и колеса:

d_a1 = d₁+2m =112+2*2=57 мм

d_a2 = 368+2*2=185мм

Диаметры впадин шестерни и колеса:

d_f1 = d₁ – 2,4m = 112 – 2,4·2,0 = 107,2 мм

d_f2 = 368 – 2,4·2,0 = 363,2мм

Ширина колеса: b₂ = y_baa_w = 0,315·240 = 75,6 мм

Ширина шестерни: b₁ = b₂ + (3÷5) = 75,6+(3÷5) = 76,2 мм

Условие пригодности заготовок колес:

Проверка межосевого расстояния

а_w = (d₁+d₂)/2 = (112+368)/2 = 240 мм

Проверка пригодности заготовок

D_заг = d_a1+6 = 57+6 = 63 мм

Условие D_заг < D_пред = 125 мм выполняется для колеса размеры заготовки не лимитируются.Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи S_заг=b₂+4=75,6+4=79,6 мм

Толщина диска или обода заготовки колеса открытой передачи принимают меньшей из двух С_заг=0,5*b₂=0,5*75,6=37,8 мм; S_заг=8*мм

Сталь 40Х, S_пред=80мм, D_пред=125мм

 

 

Проверяем контактные напряжения:

Где k - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач k=436;

k_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес k_Hα=1;

k_Hυ – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;

F_t – окружная сила в зацеплении, Н

F_t=(2*Т₂*1000)/d₂=(2*374,8*1000)/368=2037Н;

Окружная скорость:

υ = (π*n₂*d₂)/(30*2*1000)=(3,14*53*368)/(30*2*1000)=1,02 м/с;

Принимаем 9-ую степень точности, тогда k_Hυ=1,05

σ_н=436*√[2037*(3,3+1)*1*1,05*1,13]/(368*75,6)=266 Н/мм²

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса, Н/мм²

Колесо:

Шестерня:

 

где k_Fα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес k_Fα=1;

k_Fβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающих зубьев колес k_Fβ=1;

k_Fυ – коэффициент динамической нагрузки, k_Fυ=1,13;

Y_F1 и Y_F2 –формы зуба шестерни и колеса, Y_F1=3,76 при z₁=56 и Y_F2=3,61 при z₂=184;

Y_β=1, коэффициент учитывающий угол наклона зубьев,

σ_F2=3,61*1*(2037/(75,6*2))*1*1*1,13=55≤295,6Н/мм²

σ_F1=55*3,76/3,61=57≤295,6 Н/мм²

Перегрузка: (583,6 – 266) /266 *100 = 0,02% допустимо 5%.

Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Таблица 3

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние аw		Угол наклона зубье β	--
Модуль зацепления m		Диаметр делительной окружности: Шестерни d1 Колеса d2
Ширина зубчатого венца: Шестерни b1 Колеса b2	76,2 75,5
Число зубьев: Шестерни z1 Колеса z2		Диаметр окружности вершин: Шестерни da1 Колеса da2
Вид зубьев	прямозубая	Диаметр окружности впадин: Шестерни df1 Колеса df2	107,2 363,2
Проверочный расчет
Параметры	Допустимые значения	Расчетные значения	Примечания
Контактные напряжения σ Н/мм2	583,6		Недогрузка 0,12%
Напряжения изгиба Н/мм2	σF1	295,6
σF2	295,6

 

Так как расчетные напряжения σ_H < [σ_H] и σ_F < [σ]_F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

 

 

4 Нагрузки валов редуктора.

Силовая схема напряжения валов

Силы, действующие в зацеплении.

Цилиндрическая прямозубая передача:

- окружная сила на шестерне: F_t1= F_t2

На колесе: Ft₂ = 2T₂/d₂ = 2·374,8·10³/368 = 2037H

- радиальная сила на шестерне: F_r1= F_r2

На колесе: F_r = F_t2tga = 2037∙10³tg163º= -611 H

Плоскоременная передача:

F_оп=2F_оsin(α/2)=2∙504∙0,2=202 Н

Муфта тихоходного вала:

Для зубчатых редукторов- F_м=125√Т₂=125√374,8=2420 Н

Разработка чертежа общего вида редуктора.

 

Определение размеров валов, вал-шестерня:

Диаметр быстроходного вала:

где М_к – передаваемый момент;

[τ]=10…20, выбираем 20;

d₁ = ³√(96,8*10³)/(0,2*20)= 29 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 30 мм;

Длина выходного конца:

ℓ₁ = (1,2…1,5)d₁ = 1,0*30=30 мм,

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 30+2*2,2=34,4 мм,

где t = 2,2 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 35 мм;

длина вала под уплотнением:

ℓ₂ » 1,5d₂ =1,5×35 = 53 мм.

Диаметр вала под шестерню:

d₃= d₂+3,2*r=35+3,2*3=45 мм

где r=3, фаска подшипника;

длина вала под шестерню ℓ₃ определяется графически на эскизной компоновке;

Диаметр вала под подшипник

d₄ = d₂ = 35 мм

Длина вала под подшипник

ℓ₄=В+с=14+2=16 мм

Подшипник шариковый радиальный однорядный (ГОСТ 8338-75) серия 107

d=35мм, D=62мм, В=14мм;

Определение размеров валов, вал-колесо:

Диаметр выходного конца тихоходного вала

d₁ =³√(374,8*10³)/(0,2*20)=45 мм;

длина выходного конца

ℓ₁ = (1,0…1,5)d₁ = 1,0*45= 45 мм,

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 45+2*2,8=51мм,

где t = 2,8 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 60 мм.

Длина вала под уплотнением

ℓ₂ » 1,5d₂ =1,5×60= 90мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 60+3,2×3= 69,6 мм,

принимаем d₃ = 70 мм.

длина вала под шестерню ℓ₃ определяется графически на эскизной компоновке;

Диаметр вала под подшипник

d₄ = d₂ = 60 мм,

Длина вала под подшипник

ℓ₄=В+с=18+2=20 мм,

Подшипник шариковый радиальный однорядный (ГОСТ 8338-75) серия 112

d=60мм, D=95мм, В=18мм;

Пятая ступень вала, упорная или под резьбу

d₅= d₃+3f=70+3*2=76 мм,

длина вала ℓ₅ определяется графически на эскизной компоновке.

Диаметр ступицы:

d_вн= d₃=70 мм

d_нар = 1,55d₃ = 1,55·70 = 108 мм.

Длина ступицы:

ℓ_ст = (1,0…1,5)d₃ = 1,2*70 = 84 мм,

Толщина обода:

S = 2,2m+0,05b₂ = 2,2×2+0,05·50 =7 мм

принимаем S = 8 мм

Толщина диска:

С = 0,25b₂ = 0,25·50 = 13 мм.

 

5 Компоновка редуктора

 

Определив межосевые расстояния, диаметры, ширину колес, разрабатываем эскиз компоновки редуктора, определяем взаимное расположение деталей и расстояние между ними. Для того что бы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор Х:

Х=³√(L+3), мм

Где L – определяется конструктивно из размеров цилиндрической передачи, полученное значение Х округляем до ближайшего целого значения, но не меньше 8мм. Принимаем Х=10. Расстояние У между дном корпуса и поверхностями колеса и шестерни принимаем У≥4*Х=4*10=40 мм.

 

Расчетная схема валов редуктора

Быстроходный вал

 

Горизонтальная плоскость.

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

åМ(F_i)_A=0

-F_r1*((ℓ_3ш+В)/2)+R_By*(ℓ_3ш+В)-F_оп*(ℓ_3ш+В+ ℓ_2ш+В/2)=0

R_By=[ F_r1*((ℓ_3ш+В)/2)+ F_оп*(ℓ_3ш+В+ ℓ_2ш+В/2)]/ (ℓ_3ш+В)=[611*((100+14)/2)+202(100+14+53+7)]/(100+14)=614 Н/мм

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В

åМ(F_i)_В=0

-R_Аy*(ℓ_3ш+В)+F_r1*((ℓ_3ш+В)/2)- F_оп*(ℓ_2ш +В/2)=0

R_Аy=[ F_r1*((ℓ_3ш+В)/2)- F_оп*(ℓ_2ш+В/2)]/ (ℓ_3ш+В)=[611*((100+14)/2)-202 (53+7)]/(100+14)=199 Н/мм

Проверочный расчет:

åу=0

-R_Аy+ F_r1- R_By+ F_оп=0

-199+611-614+202=0

Вертикальная плоскость.

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

åМ(F_i)_A=0

F_t1*((ℓ_3ш+В)/2)- R_Bх*(ℓ_3ш+В)=0

R_Bх= F_t1*((ℓ_3ш+В)/2)/ (ℓ_3ш+В)=(2037*57)/114=1018,5 Н/мм

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В

åМ(F_i)_В=0

R_Ах*(ℓ_3ш+В)-F_t1*((ℓ_3ш+В)/2)=0

R_Ах= F_t1*((ℓ_3ш+В)/2)/ (ℓ_3ш+В)=(2037*57)/114=1018,5 Н/мм

Проверочный расчет:

åх=0

R_Bх+R_Ах-F_t1=0

1018,5 +1018,5 -2037=0

 

 

Строим эпюры М_у и М_х:

М_изгА=0 и М_изгL=0

М_изгК=-R_Аy*(ℓ_3ш+В)/2=119*57=-6,8 Н/м

М_изгВ= F_оп*(ℓ_2ш +В/2)=202*60=12,12 Н/м

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости М_у

М_изгА=0 и М_изгL=0

М_изгК=-R_Ах*(ℓ_3ш+В)/2=-1018,5 *57=-58Н/мм

М_изгВ= 0

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости М_х

Эпюра суммарных изгибающих моментов:

М_изгА=0 и М_изгL=0

М_изгК=√(М_изгх²+ М_изгу²)=√(6,8+58)=89 Н/м

М_изгВ=12,12 Н/м

Строим эпюру суммарных изгибающих моментов М_{сум.изг.}

Эпюра крутящих моментов:

Для быстроходного вала Т₁=96,8 Н*м передается от ременной передачи на шестерню. Из эпюр крутящих моментов и суммарных изгибающих моментов следует что опасным является сечение где установлена шестерня К

Выбираем сталь 40Х, σ_в=900 Н/мм², σ_т=750 Н/мм²

 

 

 

 

Тихоходный вал

 

Вертикальная плоскость.

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

åМ(F_i)_с=0

F_r2*((ℓ_3к+В)/2)-R_Dy*(ℓ_3к+В)=0

R_Dy=F_r2*((ℓ_3к+В)/2)/(ℓ_3к+В)=(611*(100+18)/2)/(100+18)=305,5 Н/мм

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D

åМ(F_i)_D=0

R_сy*(ℓ_3к+В)-F_r2*((ℓ_3к+В)/2)=0

R_сy=F_r2*((ℓ_3к+В)/2)/ (ℓ_3к+В)=611*(118/2)/118=305,5 Н/мм

Проверочный расчет:

åу=0

R_сy- F_r2+ R_Dy=0

305,5 -305,5 +611=0

Горизонтальная плоскость.

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

åМ(F_i)_с=0

-F_м*(ℓ_2к+В/2)- F_t2*((ℓ_3к+В)/2)+R_Dх*(ℓ_3к+В)=0

R_Dх= [F_м*(ℓ_2к+В/2)+F_t2*((ℓ_3к+В)/2)]/ (ℓ_3к+В)=(2420*(75+9)+2037*(118/2))/118=3049 Н/мм

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D

åМ(F_i)_D=0

-F_м*(ℓ_2к+В/2+ℓ_3к+В)-R_сх*(ℓ_3к+В)+F_t2*((ℓ_3к+В)/2)=0

R_сх = [-F_м*(ℓ_2к+В/2+ℓ_3к+В)+F_t2*((ℓ_3к+В)/2)]/ (ℓ_3к+В)=(-2420*(75+9+118)+2037*(118/2))/118=-3432 Н/мм

Проверочный расчет:

åх=0

F_м- R_сх-F_t2+ R_Dх =0

2420-3432-2037+3049=0

 

 

Строим эпюры М_у и М_х:

М_изгO=0 и М_изгD=0

М_изгQ=-R_Dx*(ℓ_3к+В)/2=-3049*57=-174 Н/м

М_изгC=-F_м*(ℓ_2к +В/2)=-2420*(90+9)=-240 Н/м

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости М_у

М_изгО=0 и М_изгD=0

М_изгQ=R_cy*(ℓ_3к+В)/2=305,5*(118)/2=18 Н/м

М_изгС= 0

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости М_х

Эпюра суммарных изгибающих моментов:

М_изгО=0 и М_изгD=0

М_изгQ=√(М_изгх²+ М_изгу²)=√-180+18)=181 Н/м

М_изгC=-240 Н/м

Строим эпюру суммарных изгибающих моментов М_{сум.изг.}

Эпюра крутящих моментов:

Для тихоходного вала Т₂=374,8 Н*м передается от колеса на муфту. Из эпюр крутящих моментов и суммарных изгибающих моментов следует что опасным является сечение С где установлен подшипник.

Выбираем сталь 40Х, σ_в=900 Н/мм², σ_т=750 Н/мм²

6.3 Определение запаса прочности вала

 

Определяем напряжения в опасных сечениях вала, Н/мм²

Быстроходный вал:

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений σ_а равно расчетным напряжениям изгиба σ_и

где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н*м;

W_нетто – осевой момент сопротивления сечения вала, мм³;

Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла τ_а равна половине расчетных напряжений кручения τ_к

 

где M_к – крутящий момент, Н*м;

W_ρнетто=полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³;

 

Тихоходный вал:

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений σ_а равно расчетным напряжениям изгиба σ_и

Где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н*м;

W_нетто – осевой момент сопротивления сечения вала, мм³;

Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла τ_а равна половине расчетных напряжений кручения τ_к

τ_а= τ_к/2=(M_к*10³)/2*W_ρнетто

где M_к – крутящий момент, Н*м;

W_ρнетто=полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³;

τ_а= τ_к/2=(374,8*10³)/2*42390=4,4 Мпа

 

Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

(К_τ)_D=[ К_τ/ К_d+К_F-1]*(1/К_у)

(К_σ)_D=[ К_σ/ К_d+К_F-1]*(1/К_у)

Где К_τ=2,4 и К_σ=2,35- эффективные коэффициенты концентраций напряжений, при σ=900;

К_d=0,73 -влияние абсолютных размеров поперечного сечения;

К_F=1– коэффициент влияния шероховатости;

К_у=2 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения;

(К_σ)_D=[2,35/0,73+1-1]*0,5=1,61

(К_τ)_D=[2,4/0,73+1-1]*0,5=1,64

7 Предварительный выбор подшипников

Для данной схемы редуктора выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338-75), так как по сравнению с другими они дешевые и выдерживают достаточную нагрузку. Все подшипники устанавливаем «в распор», что фиксирует их от осевого смещения.

Для быстроходного вала выбираем подшипник особолегкой серии 107 d=35мм, D=62мм, B=14мм, r=2мм, C_r=15,9кН;

Для тихоходного вала выбираем подшипник особолегкой серии 112 d=60мм, D=95мм, B=18мм, r=2мм, C_r=29,6кН;

Проверочный расчет подшипника:

Проверочный расчет предварительно выбранных подшипников выполняется для каждого вала в отдельности. Пригодность определяется сопоставлением динамической грузоподъемности С_гр, Н с базовой С_r и базовой долговечности L_10h, ч с требуемой L_h, ч.

С_гр≤ С_r или L_10h≥ L_h

С_гр=R_e³√(573*ω* L_h)/10⁶

L_10h=(10⁶/(573*ω))/(С_r/R_e)³

где R_e – эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

ω – угловая скорость соответствующего вала, 1/с;

m=3 – показатель степени шариковых подшипников;

Для быстроходного вала:

Определяем радиальные нагрузки подшипников:

R_r1=√(R_Ay²+R_Ax²)=√(199²+1018,5²)=1038 Н

R_r2=√(R_Вy²+R_Вx²)=√(614²+1018,5²)=1189 Н

Осевые составляющие радиальных нагрузок подшипников равны нулю. Подшипники воспринимают силы в зацеплении и ограничивают перемещение вала под действием этих сил вдоль оси. Определяем соотношение (R_а/ С_ор)=0,014, так как осевая нагрузка в прямозубом зацеплении F_a равна нулю, то выбираем значение коэффициентов е и у минимальными, е =0,19 у =2,30.

Расчитываем эквивалентную динамическую нагрузку:

R_е1=(ХV R_r1+ у R_а)* К_τ* К_σ, Н

Где Х=0,56 – коэффициент радиальной нагрузки;

V=1 – коэффициент вращения;

R_а= F_a=0;

К_τ=1 – температурный коэффициент;

К_σ=1,3 – коэффициент безопасности;

R_е1=(0,56*1038*1+2,30*0)*1*1,3=756 Н

R_е2=(0,56*1*1189+2,30*0)*1*1,3=866 Н

Рассчитываем грузоподъемность по подшипнику у которого наибольшая нагрузка, это R_е2.

С_гр=866*³√(573*22,2*43800)/10⁶=7188 Н,

L_10h=(10⁶/(573*22,2))*(15900/866)³=25239 ч,

С_гр≤ С_r и L_10h≥ L_h

7188≤15900 и 25239≥15900

Так как выбранный подшипник не удовлетворяет условиям, уточняем серию и группу подшипника. Выбираем подшипник легкой серии 207 d=35мм, D=72мм, B=17мм, r=2мм, C_r=25,5кН.

 

Для тихоходного вала:

Определяем радиальные нагрузки подшипников:

R_r1=√(R_Dy²+R_Dx²)=√(305,5 ²+3049²)=82 Н

R_r2=√(R_Cy²+R_Cx²)=√(305,5²-3432²)=71Н

Осевые составляющие радиальных нагрузок подшипников равны нулю. Подшипники воспринимают силы в зацеплении и ограничивают перемещение вала под действием этих сил вдоль оси. Определяем соотношение (R_а/ С_ор)=0,014, так как осевая нагрузка в прямозубом зацеплении F_a равна нулю, то выбираем значение коэффициентов е и у минимальными, е =0,19 у =2,30.

Расчитываем эквивалентную динамическую нагрузку:

R_е1=(ХV R_r1+ у R_а)* К_τ* К_σ, Н

Где Х=0,56 – коэффициент радиальной нагрузки;

V=1 – коэффициент вращения;

R_а= F_a=0;

К_τ=1 – температурный коэффициент;

К_σ=1,3 – коэффициент безопасности;

R_е1=(0,56*82*1+2,30*0)*1*1,3= 60 Н

R_е2=(0,56*1*71+2,30*0)*1*1,3= 52 Н

Рассчитываем грузоподъемность по подшипнику у которого наибольшая нагрузка, это R_е1.

С_гр=60*³√(573*5,55*43800)/10⁶=2622*5.6=319 Н,

L_10h=(10⁶/(573*5))*(25500/60)³=53800 ч,

С_гр≤ С_r и L_10h≥ L_h

319≤25500 и 53800≥43800

Условия прочности выполняются, оставляем выбранный подшипник.

 

8 Выбор муфты

 

Для соединения тихоходного вала редуктора с валом рабочей машины предусмотрена муфта. Выбираем муфту с торообразной оболочкой. Эти муфты обладают достаточной податливостью, позволяющей компенсировать значительную несоосность валов.

Крутящий момент Т₂=374,8 Н*м, угловая скорость ω=5 с^-1

Выбираем муфту со следующими параметрами:

Т=800 Н*м, ω=170 с^*1, d₁=50мм, ℓ_цил=84мм, ℓ_кон=60мм, L_цил=280мм, L_кон=270мм, D=320мм. Смешение осей валов (не более) радиальное ∆r=3мм, угловое ∆γ=1º30’, осевая ∆α=3,6мм.

9 Расчет соединений

 

В данном проекте проверяем шпонку под зубчатое колесо и две шпонки под полумуфту и под шкив на смятие.

Проверочный расчет на смятие:

σ_см=F_t/A_см ≤[σ]_см,

где F_t=2037 Н – окружная сила на шестерне;

A_см=(0,94h-t₁)*(ℓ-b) – площадь смятия, мм²;

(ℓ-b) – рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм;

[σ]_см=160 Н/мм² – допускаемое напряжение на смятие;

Рассчитываем шпонку под цилиндрическое колесо цилиндрического вала:

Так как диаметр d₃=70 мм, то выбираем шпонку с параметрами b=20мм, h=12мм, фаска 0,6…0,8 мм, глубина паза вала t₁=7,5мм, ступицы t₂=4,9мм, длина ℓ=56мм.

σ_см=2037/[(0,94*12-7,5)*(56-20)]=15 Н/мм²

σ_см ≤[σ]_см 15 ≤160

Выбранная шпонка удовлетворяет условиям смятия.

Рассчитываем шпонку под муфту цилиндрического вала:

Так как диаметр d₁=70 мм и сила F_м=2420 Н, то выбираем шпонку с параметрами b=14мм, h=9мм, фаска 0,4…0,6 мм, глубина паза вала t₁=5,5мм, ступицы t₂=3,8мм, длина ℓ=80мм.

σ_см=2420/[(0,94*9-5,5)*(80-16)]=14,2 Н/мм²

σ_см ≤[σ]_см 14,2 ≤160

Выбранная шпонка удовлетворяет условиям смятия.

10 Смазка и смазочные устройства

 

Для редукторов общего назначения принимают непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунание). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с. Окружная скорость тихоходного вала ω₂=5 с^-1. Выбор сорта масла зависит от расчетного контактного напряжения в зубьях σ_н и фактической окружной скорости колес υ.

υ=(ω* d)/2

где d – делительный диаметр колеса, м;

υ=(5*60)/(2*10³)=0,15 м/с

По полученной скорости выбираем масло И-Г-А-68 масло индустриальное для гидравлических систем без присадок с вязкостью λ=61…75 мм² при температуре 40ºС. Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяется из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

V=P_н*0,5

Где V – объем масла, л;

P_н – мощность двигателя, кВт;

V=3*0,5=1,5 л

Определяем уровень масла в цилиндрических редукторах при погружении в масляную ванну колеса:

m≤h_м≤0,25*d₂

где m=2 – модуль зацепления;

d – делительный диаметр колеса, мм;

2≤h_м≤60 мм

Определяем объем масла заливаемого в редуктор:

V_p=L*B*H

Где L – длина, мм;

B – ширина, мм;

H – высота, мм;

L=d_a1+d_a2+2X=116+372+2*8=504 мм

B=ℓ₃=100 мм

H= d_a2+5X=372+58=430 мм

V_p= 50,4*43*10=21672 см

V_м= L*B*(у +h_м)=10*50,4*(3,2+5)=4132 см

Подшипники смазываются брызгами масла, которые покрывают все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса и стекая попадают в поддон (ванну). Для слива загрязненного масла делаем в корпусе сливное отверстие закрываемое пробкой, для наблюдения за уровнем масла устанавливаем в корпусе жезловой масло указатель. Для избежания повышения давления внутри корпуса и просачивания в связи с этим масла через уплотнения устанавливаем отдушину в крышке смотрового отверстия редуктора.

 

 

11 Основные элементы корпуса и технический уровень редуктора

 

В корпусе редуктора размещены детали зубчатой передачи. Его конструкция обеспечивает прочность и жесткость всего редуктора, исключает перекосы валов. Так как межосевое расстояние а_W>240мм, то корпус выполняют разъемным, состоящим из основания и крышки. Материал корпуса литье из серого чугуна СЧ15.

Основные элементы корпуса:

Толщина стенок корпуса

δ=1,12⁴√Т₂≥6 мм

δ=1,12⁴√374,8=1,6≥6 мм

Принимаем толщину стенок δ=6 мм, так же примем толщину крышки корпуса равной 6 см.

Толщина основания корпуса

ρ=2,35*δ=2,35*6=14,1 мм

Принимаем толщину основания корпуса ρ=15 мм.

Диаметры фундаментных болтов:

Фланцевые соединения:

Фланцы предназначены для соединения корпусных деталей редуктора. В корпусах проектируемых одноступенчатых редукторов конструируют пять фланцев: 1-фундаментный основания корпуса; 2-подшипниковый бобышки основания и крышки корпуса; 3-соеденительный основания и крышки корпуса; 4-крышки подшипникового узла; 5-крышки смотрового люка.

Крепежные винты d₁, d₂, d₃, d₄, d₅указаных фланцев, определяют в зависимости от главного параметра редуктора.

d₁=2*δ=2*6=12 мм

d₂=1,5*δ=1,5*6=9 мм

d₃=1*δ=1*6=6 мм

Винт крепежа смотровой крышки с крышкой редуктора выбираем М6х25.

Число болтов считаем конструктивно.

 

Определение массы редуктора:

m=φ*ρ*V*10^-9

где φ=0,39 – коэффициент заполнения;

ρ=7,4*10³– плотность чугуна, кг/м³;

V – условный объем, мм³;

m – масса редуктора;

m=0,39*7,4*21672*10³*10^-9=62,5 кг

Критерий технического уровня:

γ= m /Т₂

где Т₂ – вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м;

γ=62,5 /374,8=0,16 кг/(Н*м)

Тип редуктора	Масса m, кг	Момент Т2, Н*м	Критерий γ	Вывод
Одноступенчатый цилиндрический	62,5	374,8	0,16	Высокий уровень редуктора, соответствует современным мировым образцам.

 

 

Вывод

 

В курсовом проекте спроектирован привод к скребковому конвейеру, состоящему из двигателя, плоскоременной передачи и цилиндрического одноступенчатого прямозубого редуктора. Для привода выбран электродвигатель марки 4A112M8 мощностью Р=3 кВт с частотой вращения n=955 об/мин, передаточное число редуктора u=3,3, а передаточное число ременной передачи u=4. Для передачи момента с тихоходного вала редуктора на рабочий вал выбрана муфта упругая с торообразной оболочкой (ГОСТ 20884-93). Крутящий момент на тихоходном валу Т₂=374,8 Н*м.

 

 

Литература

 

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.–М.: Высш. шк., 1991.–432 с.

2. Курсовое проектировании деталей машин. / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.

3. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. – М.: Высш. шк. 1980.

4. Леликов О.П. Курсовое проектирование. – М.:Высш.шк.,1990.

5. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.:Высш. шк., 2002.

6. Альбом деталей машин.

7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 – М.:Машиностроение, 1978.

8. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. – Л.: Машиностроение, 1988.