Проектування редуктора 2

Зміст

1. Вибір електродвигуна

1.1 Загальний коефіцієнт корисної дії

1.2 Потужність електродвигуна (попередня)

1.3 Частота обертання

1.4 Знайдемо передавальні числа ступенів

2. Визначення потужності, частоти обертання і крутного моменту валів редуктора

2.1 Визначимо потужності

2.2 Визначимо частоту обертання

2.3 Визначимо крутні моменти

3. Проектний та перевірочний розрахунок зубчастих передач

3.1 тихохідна щабель

3.2 швидкохідна щабель

4. Попередній розрахунок валів редуктора

5. Конструктивні розміри корпусу редуктора

6. Кришки підшипників

6.1. Кришка на швидкохідний вал

6.2. Кришка на тихохідний вал

6.3 Кришка на проміжний вал

6.4 Вибір посадок для внутрішнього кільця підшипника

7. Змазування зубчастої передачі

8. Вибір муфт

9. Розрахунок підшипників

9.1 Реакції в горизонтальній площині

9.2 Реакції у вертикальній площині

9.3 Реакції від консольної сили

9.4 Повна реакція в опорах

10. Перевірочний розрахунок вала

10.1 Перевірочний розрахунок вала на втомну міцність

10.2 Перевірочний розрахунок валу по перевантажень

10.3. Перевірочний розрахунок вала на жорсткість

11. Розрахунок шпоночно з'єднання

Список використаної літератури

1. Вибір електродвигуна

1.1 Загальний коефіцієнт корисної дії

Де:

-К. п. д. приводу;

-К. п. д. муфти;

-К. п. д. циліндричної зубчастої передачі

1.2 Потужність електродвигуна (попередня)

кВт

де Р ел - попередня потужність е / д, [кВт];

Рвих - потужність на виході, [кВт];

кВт

де Ft = 1700 Н - окружна сила;

v = 0,9 м / с - швидкість стрічки;

З таблиці визначаємо тип і параметри електродвигуна:

Тип 100 LB 6;

частота обертання ;

потужність електродвигуна

1.3 Частота обертання

Частота обертання вала електродвигуна дорівнює частоті обертання вала швидкохідної ступені редуктора

Частота обертання вала тихохідної щаблі

1.4 Знайдемо передавальні числа ступенів

Загальне передавальне число

Приймемо передавальне число тихохідної щаблі U т = 4

Передаточне число швидкохідної щаблі

2. Визначення потужності, частоти обертання і крутного моменту валів редуктора

2.1 Визначимо потужності

кВт;

;

де - Потужність на валах, - Коефіцієнти корисної дії пружної муфти і циліндричної передачі відповідно.

2.2 Визначимо частоту обертання

;

де - Частоти обертання на валах редуктора, - Передавальне число швидкохідної і тихохідної ступенів редуктора відповідно.

2.3 Визначимо крутні моменти

;

де - Крутні моменти на валах.

Отримані результати розрахунків занесемо до таблиці 1.

Таблиця 1.

Вал	Частота обертання n, об / хв	Потужність P, Вт	Крутний момент
1	950	2156	21,67
2	184,11	1962	101,77
3	46,03	1903	394,82
4	46,03	1865	386,94

3. Проектний та перевірочний розрахунок зубчастих передач

3.1 тихохідна щабель

Матеріал колеса - сталь 40X (термообробка-поліпшення).

Матеріал шестерні - сталь 40ХН (термообробка-гарт ТВЧ).

По таблиці 3.1 маємо:

для шестірні: ;

для колеса: МПа

Відзначимо що шестерня входить в зачеплення 3 рази, колесо 1 раз.

де - Твердість робочої поверхні зубів, - Межа текучості матеріалу.

Визначимо коефіцієнти приведення на контактну витривалість і на згинальну витривалість за таблицею 4.1, враховуючи режим роботи № III: ; .

Визначимо число циклів зміни напружень на контактну і згинальну витривалість відповідно по графіку 4: , , .

Ресурс передачі, тобто сумарний час роботи, задано в розрахунку, і має таке значення: .

Визначимо сумарне число циклів зміни напруг для шестірні і колеса відповідно: , , Де:

- Частота обертання шестерні; і - Число входжень у зачеплення зубів шестірні або колеса відповідно за один його оборот.

Розрахуємо еквівалентне число циклів зміни напружень для розрахунку на контактну витривалість: , Де:

- Коефіцієнти приведення на контактну витривалість; - Сумарне число циклів зміни напруг для шестірні або колеса.

Знайдемо еквівалентне число циклів зміни напружень для розрахунку на згинальну витривалість: приймаємо NFE1 = 4 ∙ 106,

, Де

- Коефіцієнти приведення на згинальну витривалість; - Сумарне число циклів зміни напруг для шестірні або колеса.

Визначимо граничні допустимі напруження при дії пікових навантажень:

при розрахунку на контактну витривалість

при розрахунку на згинальну витривалість

Визначимо допустимі напруження для розрахунку на контактну витривалість:

Визначимо допустимі напруження для розрахунку на згинальну витривалість:

Так як HBср1-HBср2 = 505-285 = 220> 70 і HBср2 = 285 <350, то розрахункове напруга, що допускається:

Приймаються менше значення [σ] H = 762,6 МПа

Визначимо коефіцієнти навантаження на контактну і згинальну витривалість за формулами:

і ,

де і - Коефіцієнти концентрації навантаження по ширині вінця; і - Коефіцієнти динамічного навантаження (враховують внутрішню динаміку передачі).

Визначимо відносну ширину вінця:

де = 4

-Для косозубих передач і приймаємо

По таблиці 5.2. та 5.3, схеми 7 розташування зубчастих коліс відносно опор і варіанти співвідношення термічних обробок знаходимо ,

Значення визначаються за табл.5.6 за відомою окружної швидкості:

<15, де

= Nед = 1410 хв-1-частота обертання швидкохідного валу,

= 58 - крутний момент на валу,

= 4 - передавальне число даному ступені редуктора, коефіцієнт визначається за табл.5.4 в залежності від виду передачі.

Для 8-го ступеня точності виготовлення передачі отримаємо, що

і .

Знаходимо значення коефіцієнтів навантаження:

Визначимо попереднє значення міжосьової відстані:

де ψ а = 0,35 - коефіцієнт ширини передачі.

= 4 - передаточне число редуктора;

= 762,6 МПа - допустиме контактне напруження;

= 1,055 - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами, визначаємо за рис.6.2;

= 394,82 Н м-крутний момент на валу колеса;

За стандартним ряду приймаємо а = 100 мм

Визначаємо робочу ширину колеса:

Ширина шестерні: .

Обчислимо модуль передачі за формулою:

де = 339,26 МПа - згинальної напруга на колесі; , . Тоді . З стандартного ряду значень за ГОСТ 9563-60 вибираємо значення .

Мінімально можливий кут нахилу зубів для косозубой передачі

Розраховуємо попереднє сумарне число зубів: . Округливши це число в меншу сторону, отримуємо .

Визначаємо дійсне значення кута і порівнюємо його з мінімальним значенням:

, .

Знайдемо число зубів шестерні і колеса , Враховуючи що мінімальне число зубів для косозубой циліндричної передачі: .

Отже отримаємо: ; .

Знайдемо фактичне передавальне число тихохідної ступені: . Таким чином фактичний передавальне число збігається з заданим.

Перевіримо зуби коліс на згинальну витривалість. Для колеса отримаємо:

де - Коефіцієнт навантаження при розрахунку на згинальну витривалість;

- Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами, вибираємо по табл.6.4;

- Коефіцієнт, що враховує форму зуба, знаходиться за табл.6.2;

- Коефіцієнт, що враховує нахил зуба.

Порівнюємо отримане значення напруги з допускаються напругою при розрахунку на згин зубів колеса: .

Визначимо діаметри ділильних кіл шестірні й колеса відповідно.

, ,

де - Модуль косозубих коліс;

- Кут нахилу зуба;

Перевірка: , Звідки 40 +160 = 2.100, тобто 200 = 200 - вірно.

Визначимо діаметри кіл вершин зубів і западин зубів . ;

;

Визначимо сили, що діють на вали косозубих коліс.

Окружна сила:

Радіальна сила: ,

де - Кут зачеплення; - Кут нахилу зуба.

Осьова сила: .

3.2 швидкохідна щабель

Зазначимо, що оскільки редуктор трехпоточная, то момент на швидкохідному валу ТБ = Т2 / 3 = 101,77 / 3 = 33,923 (в даному випадку Т2-монент на швидкохідної ступені)

Матеріал колеса - сталь 40X (термообробка-поліпшення).

Матеріал шестерні - сталь 40ХН (термообробка-гарт ТВЧ).

По таблиці 3.1 маємо:

для шестірні: ;

для колеса: МПа

Відзначимо що колесо входить в зачеплення 3 рази, шестерня 1 раз.

де - Твердість робочої поверхні зубів, - Межа текучості матеріалу.

Визначимо число циклів зміни напружень на контактну і згинальну витривалість відповідно по графіку 4: , , .

Ресурс передачі, тобто сумарний час роботи, задано в розрахунку, і має таке значення: .

Визначимо сумарне число циклів зміни напруг для шестірні і колеса відповідно: , , Де:

Розрахуємо еквівалентне число циклів зміни напружень для розрахунку на контактну витривалість: , Де:

Приймаються NHE1 = NHG1 = 100.106, NHE2 = NHG2 = 20.106.

Знайдемо еквівалентне число циклів зміни напружень для розрахунку на згинальну витривалість: приймаємо NFE1 = 4 ∙ 106, приймаємо NFE1 = 4 ∙ 106,

де - Коефіцієнти приведення на згинальну витривалість; - Сумарне число циклів зміни напруг для шестірні або колеса.

Визначимо граничні допустимі напруження при дії пікових навантажень:

при розрахунку на контактну витривалість

при розрахунку на згинальну витривалість

Визначимо допустимі напруження для розрахунку на контактну витривалість:

Визначимо допустимі напруження для розрахунку на згинальну витривалість:

Так як HBср1-HBср2 = 505-285 = 220> 70 і HBср2 = 285 <350, то розрахункове напруга, що допускається:

Приймаються менше значення [σ] H = 658,62 МПа

Оскільки редуктор співвісний, то дальнешій розрахунок має свої особливості.

Визначимо коефіцієнти навантаження на контактну і згинальну витривалість за формулами:

і ,

Задамося значенням

Визначимо відносну ширину вінця:

де = 5,16.

При розрахунку приймається

За таблицями визначаємо

<15, де

= Nед = 184,11 хв-1-частота обертання швидкохідного валу,

= 33,923 - крутний момент на валу,

= 5,16 - передавальне число даному ступені редуктора, коефіцієнт визначається за табл.5.4 в залежності від виду передачі.

Для 8-го ступеня точності виготовлення передачі отримаємо, що

і .

Знаходимо значення коефіцієнтів навантаження:

Міжосьова відстань a = 100 мм.

Визначимо коефіцієнт ширини швидкохідної щаблі :

Приймаються

Визначаємо робочу ширину колеса:

Ширина шестерні: .

Обчислимо модуль передачі за формулою:

де = 293 МПа - згинальної напруга на колесі; , . Тоді . З стандартного ряду значень за ГОСТ 9563-60 підходить значення , Але з конструктивний міркувань (щоб уникнути неприйнятних чисел зубів), приймаємо .

Мінімально можливий кут нахилу зубів для косозубой передачі

Розраховуємо попереднє сумарне число зубів: . Округливши це число в меншу сторону, отримуємо .

Визначаємо дійсне значення кута і порівнюємо його з мінімальним значенням:

, .

Отже отримаємо: , Приймаємо z1 = 21;

Отримаємо .

Знайдемо фактичне передавальне число швидкохідної ступені: . Таким чином погрішність складає 2%, що менше гранично допустимого значення 4%, тобто підходить.

Перевіримо зуби коліс на згинальну витривалість. Для колеса отримаємо:

де - Коефіцієнт навантаження при розрахунку на згинальну витривалість;

- Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами, вибираємо по табл.6.4;

- Коефіцієнт, що враховує форму зуба, знаходиться за табл.6.2;

- Коефіцієнт, що враховує нахил зуба.

Порівнюємо отримане значення напруги з допускаються напругою при розрахунку на згин зубів колеса: .

Визначимо діаметри ділильних кіл шестірні й колеса відповідно.

, ,

де - Модуль косозубих коліс;

- Кут нахилу зуба;

Перевірка: , Звідки 33,071 +166,929 = 2.100, тобто 200 = 200 - вірно.

Визначимо діаметри кіл вершин зубів і западин зубів . ;

;

Визначимо сили, що діють на вали косозубих коліс.

Окружна сила:

Радіальна сила: ,

де - Кут зачеплення; - Кут нахилу зуба.

Осьова сила: .

4. Попередній розрахунок валів редуктора

Розрахунок валів проводиться за раніше знайденим значенням крутного моменту:

Для швидкохідного валу визначимо діаметр посадочної поверхні:

мм; Приймаються d = 21 мм.

З таблиці визначаємо: , Звідки отримаємо посадковий діаметр під підшипник, а також діаметр буртика, що обмежує підшипник:

мм,

Для швидкохідного валу визначимо діаметр посадочної поверхні:

мм; Приймаються d = 42 мм.

мм,

Для проміжного валу визначимо:

; Приймаються dK = 34/35 (розмір посадочних місць під підшипники).

мм,

Діаметр буртика, що обмежує колесо:

мм.

У даному випадку доцільно нарізати зуби шестерень безпосередньо на валах через незначну різниці діаметрів колеса і вала.

Розрахуємо маточини для валів. Розрахунок полягає у визначенні діаметра і довжини маточини.

Для швидкохідного валу:

мм; мм.

Для тихохідного вала:

мм; мм.

Для проміжного валу:

мм; мм.

5. Конструктивні розміри корпусу редуктора

Товщина стінок корпусу редуктора.

мм приймаємо = 7мм

Товщина фланців корпусу мм

Ширина фланця корпусу

Визначимо відстань між зубчастими колесами і бічними стінками редуктора.

мм, де L-сума міжосьової відстані і половини діаметрів вершин зубчастих коліс.

Мінімальна відстань між зубчастими колесами, дном і кришкою передбачається рівним і дорівнює 41,6 мм.

Корпус редуктора має дві бічні і одну верхню кришки.

Бічні кришки кріпляться до корпусу гвинтами з потаємною головкою, діаметри яких визначаються за формулою: мм. Приймаємо діаметр гвинтів рівний 8мм (М8). Кількість гвинтів приймаємо 10 на кожну кришку.

6. Кришки підшипників

6.1. Кришка на швидкохідний вал

Кришки підшипників виготовляють з чавуну марки СЧ-15. Визначальним при конструюванні кришки є діаметр отвору в кришці під підшипник, і всі інші параметри приймають за таблицею після визначення цього параметра.

По таблиці визначимо параметри для кришки швидкохідного валу:

мм, мм, мм, .

Кріпленні кришки до корпусу здійснюється гвинтами з потаємною головкою.

Товщина фланця при кріпленні кришки гвинтами

мм.

Товщина центруючого паска мм.

Діаметр фланця кришки визначаємо за формулою мм.

Відстані від поверхні отвору під підшипник до осі кріпильного болта приймається приблизно рівним діаметру гвинта:

мм.

6.2. Кришка на тихохідний вал

Визначимо параметри для кришки тихохідного валу по таблиці:

мм, мм, мм.

Товщина фланця при кріпленні кришки гвинтами:

мм.

Товщина центруючого паска мм.

Діаметр фланця кришки визначаємо за формулою:

мм.

Відстань від поверхні отвору під підшипник до осі кріпильного болта:

мм.

6.3 Кришка на проміжний вал

Конструктивні розміри кришок проміжного валу приймаються рівними розмірам кришки швидкохідного валу. Відмінною рисою є відсутність наскрізного отвору під вихід валу, а також відсутність додаткового місця під манжету.

6.4 Вибір посадок для внутрішнього кільця підшипника

Поле допуску внутрішнього кільця підшипника, вибирається з ГОСТ 520-71. Так як в редукторі внутрішні кільця підшипників всіх валів обертаються, а зовнішні стоять на місці, то має місце місцеве навантаження, отже підшипник монтують із зазором, що дозволяє зменшити знос внутрішніх доріжок.

Для внутрішнього кільця підшипника швидкохідного валу приймаємо розмір . Для зовнішнього кільця підшипника швидкохідного валу, який монтується в корпус редуктора, приймаємо розмір: .

Для внутрішнього кільця підшипника тихохідного валу приймаємо розмір . Для зовнішнього кільця підшипника тихохідного валу, який монтується в корпус редуктора, приймаємо розмір: .

Для внутрішнього кільця підшипника проміжного валу приймаємо розмір . Для зовнішнього кільця підшипника проміжного валу, який монтується в корпус редуктора, візьмемо розмір: .

7. Змазування зубчастої передачі

Для змазування передач широко застосовують картерів систему. У корпус редуктора заливають масло так, щоб вінці коліс були в нього занурені. Колеса при обертанні захоплюють масло, розбризкуючи його всередині корпусу. Масло потрапляє на внутрішні стінки корпусу, звідки стікає в нижню його частину. Всередині корпусу утворюється суспензія часток масла в повітрі, яка покриває поверхню розташованих усередині корпусу деталей.

Принцип призначення сорти масла наступний: чим вище окружна швидкість колеса, тим менше повинна бути в'язкість масла і чим вище контактні тиску в зачепленні, тим більшою в'язкістю повинно володіти масло. Тому необхідну в'язкість масла визначають залежно від контактного напруги та окружної швидкості коліс.

Контактні напруги:

Частота обертання проміжного валу .

Кругова частота і окружна швидкість.

По таблиці 11.2 [2 c .173] вибирається марка масла І-Г-А-32.

І - індустріальне

Г - для гідравлічних систем

А - олія без присадок

32 - клас кінематичної в'язкості

У співвісних редукторах при розташуванні валів у горизонтальній площині в масло занурюють колеса швидкохідної і тихохідної ступенів.

8. Вибір муфт

Для передачі крутного моменту від валу електродвигуна до швидкохідному валу і запобігання перекосу вала вибираємо пружну втулочно-пальцеву муфту, що крутить момент якої передається пальцями і пружними втулками. Її розміри стандартизовані і залежать від величини крутного моменту і діаметра валу.

Використовуючи раніше розраховані діаметр вихідного валу редуктора і величину крутного моменту на ньому, вибираємо для передачі крутного моменту від вихідного валу редуктора на приводний вал зубчасту муфту. Її розміри стандартизовані по ГОСТ 5006-55.

9. Розрахунок підшипників

Розрахуємо підшипники на тихохідному валу, для цього визначимо сили навантажують підшипник.

Сили діючі в зачепленні:

= 1645Н

= 376Н

Т = 394.8Нм

Визначимо радіальне навантаження на вал від втулочно-пальцевої муфти

Де l-відстань від зубчастого зчленування до торця муфти

9.1 Реакції в горизонтальній площині

Так як навантаження прикладена точно до середини вала то і значить

9.2 Реакції у вертикальній площині

9.3 Реакції від консольної сили

Консольна навантаження:

Реакції опор від консольної навантаження

9.4 Повна реакція в опорах

У розрахунку приймаємо найгірший варіант дії консольної сили

Попередній вибір підшипника

- Діаметр внутрішнього кільця,

- Діаметр зовнішнього кільця,

- Динамічна вантажопідйомність,

- Статична вантажопідйомність.

- Гранична частота обертання при пластичної мастилі.

Лінія симетрії шестерні збігається з лінією симетрії щодо якої встановлено підшипник, а значить сумарну реакцію опори на один підшипник можна знайти як:

- Це реакція від сил діючих на один підшипник.

Еквівалентна навантаження в цьому випадку обчислюється як:

= 1 так як обертається внутрішнє кільце

- Коефіцієнт безпеки. -Температурний коефіцієнт.

<E отже Х = 1 Y = 0

Базову довговічність роботи підшипника визначають за формулою:

; Де n-число обертів вала в хвилину,

, Де -Динамічна вантажопідйомність, а - Еквівалентна навантаження наведена вище.

Отже . Ступінь три вибираємо для кулькового підшипника. Тоді годин. А необхідний ресурс 10000 годин, значить можна зробити висновок, що підшипники підходять.

10. Перевірочний розрахунок вала

10.1 Перевірочний розрахунок вала на втомну міцність

Необхідні дані: Н; Н

Визначимо реакції опор у вертикальній площині.

1. , , . Звідси знаходимо, що .

2. , , . Отримуємо, що .

Визначимо реакції опор в горизонтальній площині:

3. , , , Отримуємо, що .

4. , , , Звідси .

Епюри моментів від сил будуть мати вигляд:

Сумарний згинальний момент:

Нормальні напруження змінюється по симетричному циклу, а дотичні по пульсуючому. Для симетричного циклу амплітуду нормальних напружень можна знайти за формулою:

, Де М - згинальний момент, W - момент опору вигину для даного небезпечногоперетину дорівнює:

Для визначення дотичних напружень скористаємося формулою:

; Де Т - крутний момент, а - Момент опору крученню, урахуванням того, що в небезпечному перетин вал всередині зі шліцами а зовні гладкий вал, отримаємо:

Амплітуда нормальних напруг вигину: МПа. Середня напруга

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень в небезпечному перерізі:

МПа.

Коефіцієнт запасу міцності по нормальних і дотичних напруг:

;

Де МПа - межа витривалості гладкого зразка при симетричному циклі. МПа. - Боковий вівтар витривалості при симетричному циклі кручення.

і -Коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу тіла при вигині і крученні; - Коефіцієнт впливу шорсткості тіла.

Коефіцієнти чутливості до асиметрії циклу приймемо рівними: .

Коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення, для загартування в ТВЧ:

За розділів додатка вибираємо: . Після вибору всіх коефіцієнтів і визначення напружень одержимо:

;

Загальний коефіцієнт втомної міцності: .

Допустиме значення для S = 1.5 .2.5 Можна зробити висновок, що запас міцності вала значно перевищує допустиме значення міцності.

10.2 Перевірочний розрахунок валу по перевантажень

Перевіримо статичну міцність при перевантаженнях, визначимо її за формулою: , При напруги можуть збільшуватися в 2.2 рази і складуть:

МПа

Еквівалентна напруга в небезпечному перерізі:

МПа. Умова міцності виконується.

10.3. Перевірочний розрахунок вала на жорсткість

З умов роботи зубчастого зачеплення отримуємо найбільшу напругу

під колесом. Оскільки з конструктивних міркувань був прийнятий діаметр валу більше розрахункового, то розрахунок на жорсткість проводити недоцільно.

11. Розрахунок шпоночно з'єднання

При передачі з валу крутного моменту виникають напруги перерізу σ см, а в поздовжньому перетині шпонки напруга зрізу τ.

У стандартних шпонок розміри b і h підібрані так, що навантаження з'єднання обмежують не напруга зрізу, а напруга зминання. Тому розрахунок шпонок проведемо на напругу зминання.

Розрахуємо шпонкові з'єднання найбільш навантаженого валу редуктора - тихохідного вала, де встановлена шпонка 10х8х40 ГОСТ 23360-78.

σ см = Ft / h * lp ≤ [σ см], де

Ft = 2 T / db

[Σ см] = 0.5 στ = 0 5 * 320 = 160 МПа.

Тоді σ см = 4 T / db * h * lp ≤ [σ см], де

σ см - розрахункове напруження зминання

Т - крутний момент

db - діаметр валу

lp - робоча довжина шпонки

h - висота шпонки

[Σ см] - допустиме напруження зминання

στ - межа текучості матеріалу

σ см = 4 * 395000/35 * 8 * 40 = 121 МПа <[σ см] = 160 МПа

Умови несмятія шпонки виконуються, отже шпонка обрана правильно.

Список використаної літератури

М.: М.Н. Іванов. Деталі машин. М.: "Машинобудування", 1991.
П.Ф. Дунаєв, О.П. Льоліком - Конструювання вузлів і деталей машин. "Вища школа", 1985.
В.І. Ануров - Довідник коструктора-машинобудівника, т.1. М.: "Машинобудування", 1980.
В.І. Ануров - Довідник коструктора-машинобудівника, т.2. М.: "Машинобудування", 1980.
В.І. Ануров - Довідник коструктора-машинобудівника, т.3. М.: "Машинобудування", 1980.