Конические передачи

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Техническое задание. Рассчитать и спроектировать одноступенчатый конический редуктор общего назначения с прямозубыми  колесами.

Исходные  данные для проектирования. Частота  вращения тихоходного вала *2=370 мин−1. Нагрузка переменная с умеренными толчками. Редуктор проектируется для мелкосерийного изготовления с реверсивной передачей.

Расчет. I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. 1. Вычерчиваем кинематическую схему проектируемого редуктора. На этой схеме: 1- электродвигатель, 2- упругая  муфта, 3-конитический редуктор. Кинематическая схема редуктора с консольным расположением шестерни показана на рис. 1

2. Определяем КПД редуктора. Общий  КПД редуктора равен произведению  КПД последовательного соединенных  подвижных звеньев: двух пар  подшипников и зубчатой пары.

РИСУНОК №1

Принимая  для одной пары подшипников качения *1=0,99 и для одной пары зубчатых колес *2=0,97, ориентировочно получаем *=*12*2=0,95

3. Ориентируясь на среднескоростной  электродвигатель с синхронной  частотой вращения вала ротора *=1000 мин−1 ( конические передачи с прямозубыми колесами тихоходны) при *2=370 мин назначаем стадартное значение передаточного числа *=2,5.

4. По формуле при *=*=2,5 находим частоту вращения быстроходного вала: *1=**2=2,5∗370=мин−1.

5. По формуле вычисляем вращающий  момент, а затем и мощность  на быстроходном валу редуктора:

*1=*2/(**)=72,4*∗м

*1=*1*1/9,55=7012 Вт

6. При *1=7,01 кВт и *1=925 мин−1 подбираем асинхронный электродвигатель общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении типа 4А132М6УЗ, для которого *0=7,5 кВт *0=*1=965 мин−1 (расчетная).

7. Уточняем частоту вращения тихоходного  вала, *1 и *2:

*2=*1/*=965/2,5=386 мин−2, что незначительно превышает заданное значение;

*1=*1*19,55=7315Вт

*2=**1=6949 Вт

II. Выбор марки материала и назначение  химико-термической обработки зубьев; определение допускаемых напряжений. 1. Назначаем для изготовления  зубчатых колес сталь 45, термообработка  – нормализация (НВ180…220) для колеса  и улучшения (НВ240…280) для шестерни.

Допускаемых напряжений на контактную и изгибную выносливость зубьев вычисляем по формулам. Для стали 45 НВ180…220:

***0=420 МПа, ***=107, ***0=110 МПа (передача реверсивная), **0=4∗106_

2. Вычисляем скорость точки на  окружности среднего длительного  диаметра шестерни и назначаем  степень точности передачи:

**=***1*1/60=4,338 м/с

Принимаем 7-ю степень точности передачи.

3. Вычисляем силы, действующие в  зацеплении: окружная сила на  окружности среднего длительного  диаметра **=2*1/***=1687*

осевая  сила для шестерни и радиальная для  колеса

**1=**2=**** *sin*1 = 207 H

радиальная  сила для шестерни и осевая для  колеса

**1=**2=** ** * cos *1=571 H

III. Проверочный расчет на контактную  и изгибную выносливость зубьев.

1. Определяем значения коэффициентов,  входящих в формулу

**=1,76 **=274∗103 Па1/2 по формулам находим

**=√(4−**)/3=0,87, где

εα≈1,88-3,2(1-**1+1/**2)=1,88-3,2(1/24,5+1/24,5+1/136,4)=1,72 при

**1=*1/cos*1=24,5 **2=*2/cos*2=136,4

При **=4,33 м/с и 8-й (7-я+1-я) степени точности передачи, интерполируя, получаем ***≈1,2. Итак, коэффициент нагрузки **=******=1,14∗1,2=1,37. Следовательно,

**=******√****√*2+10,85****1=378 МПа

2. По формуле проверяем выносливость  зубьев при изгибе. Коэффициент  формы зубьев шестерни и колеса  найдем интерполированием в зависимости  от эквивалентного числа зубьев **1=24,5 и **2=136,4

**=4,12 при **=20**=3,96 при **=25} ∆**=0,16 при ∆**=5*−1,3} x=0,16*1,3/5=0,0416.

Следовательно, *′*=**(25)+*=4,0016

*"*≈**(150)=3,75 для колеса.

Сравним прочность зуба шестерни колеса

*′**/*′*=130/4,016=32,5 МПа;

*"**/*"*=110/3,75=29,3 МПа

Так как прочность зуба шестерни оказалась  выше, то проверку выносливости зубьев при изгибе следует выполнить  по зубьям колеса

***=2***−1=2∗1,2−1=1,4 ***=1,29 для шариковых опор. Итак, коэффициент нагрузки **=******=1,29∗1,14=1,18 Следовательно, **=******0,85∗****=74,55 МПа≪ *"**.

IV. Ориентировочный расчет валов.  Конструктивные размеры зубчатой  пары.

Конструктивные  размеры зубчатой пары (длина и  диаметр ступицы зубчатых колес, диаметр внутреннего кольца, ширина подшипника и др.) принимают в  зависимости от диаметра выходного  конца вала. Этот размер определяют приближенно (Ориентировочный расчет) из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым напряжениям [*К]=20…40 МПа. Принимаем для быстроходного вала [*К]′=25 МПа (сталь 45; шестерня изготовлена вместе с валом); для тихоходного вала назначаем сталь 40, для которой примем [*К]=20 МПа.

Быстроходный  вал. Из уравнения прочности определяем диаметр выходного конца вала:

*К=Т/**=⩽[*К]′ получаем √16Т1*[*К]3= 24 мм

В соответствии с рядом **40 принимаем диаметр выходного конца вала *B1=26 мм.

Так как разница между диаметрами соединяемых валов *B1=26мм и *1=38мм, для вала двигателя 4А132М6У3 превышает 25%, то нельзя ориентироваться на применение стандартной муфты.

Назначаем посадочные размеры под уплотнения и подшипники. Диаметр вала под  уплотнение *I*=30мм. При небольшой окружности скорости вала можно применить какое-либо контактное уплотнение – монтажное или сальниковое. Для конструкции принимаем сальниковое фетровое уплотнение.

Диаметр резьбы *III=33мм(М33∗1,5) внутреннее кольцо подшипника закреплено круглой гайкой.

Диаметр под дистанционную шайбу *II II=34 мм. Постановка такой шайбы между кольцом подшипника и гайкой необходима, так как в противном случае гайка задевает ее сепаратор, например конического роликового подшипника.

Диаметр вала под подшипники *IIV=35 мм (шариковые радиально-упорные или конические роликоподшипники).

Диаметр опорного бурта *IV=45мм или распорной втулки соответствующей требованию для средней серии подшипника.

Диаметр вала под подшипник *IVII=25мм (шариковый радиальный).

Диаметр опорного бурта *IVI=32мм (размеры *IVII и **** уточним при подборе подшипников для быстроходного вала).

Длину выходного конца вала принимаем  из соотношения

Ɩ1≈(1,5…2)dB1=(1,5…2)26=39…52 мм, а затем уточняем по размеру  длины ступицы выбранной муфты; принимаем Ɩ1=45 мм.

Тихоходный  вал. Крутящий момент в поперечных сечениях выходного конца вала Т2=172 Н∗м

Из  уравнения прочности на кручение определяем диаметр выходного конца  вала: **2⩾√16*2*[**]"3=32мм

В соответствии с рядом Ra40 принимаем:

Диаметр выходного конца вала *B2=36 мм;

Диаметр вала под сальниковое уплотнение *2I=38 мм;

Диаметр вала под подшипник d2II=40 мм;

Диаметр вала под ступицу зубчатого колеса d2IV=45 мм;

Диаметр опорного участка вала *2III=50 мм; диаметр ступицы

*ст≈(1,5…1,7)*2IV=(1,5…1,7)45=67,5…76,5 мм; принимаем

*ст=72мм;

Длина ступицы колеса Ɩст**≈(0,7…1,8)*2IV=(0,7…1,8)45=31,5…81 мм; принимаем Ɩст**=60 мм;

Толщина диска зубчатого колеса *≈(0,1…0,17)**=(0,1…0,17)∗150= =15…25,5 мм, принимаем *=20 мм;

Толщина обода δ0≈(2,5…4)*te=(2,5…4)5=12,5…20, принимаем *0=16 мм;

Длина выходного конца тихоходного  вала Ɩ2≈(1,5…2)*B2=(1,5…2)36==54…72 мм, принимаем Ɩ2=65 мм.

V. Конструктивные размеры элементов  корпуса и компоновка редуктора.

Корпус  и крышку редуктора изготовим  литьем из серого чугуна.

1. Толщина стенки корпуса редуктора *≈0,03**+3…5 мм=0,03∗150+3…5 мм=4,5+3…5 мм, принимаем *=9мм.

2. Толщина стенки крышки редуктора  δ1≈0,25Re+3…5 мм=0,025∗150+3…5 мм=3,75+3…5 мм, принимае δ1=8мм.

3. Толщина верхнего пояса корпуса  редуктора *≈1,5*=1,5∗9= =13,5мм, принимаем *=14 мм.

4. Толщина пояса крышки редуктора *1≈1,5*1=1,5∗8=12 мм, принимаем *1=12 мм.

5. Толщина нижнего пояса корпуса  редуктора *≈(2…2,5)*= =(2…2,5)9=18…22,5 мм, принимаем *=20 мм.

6. Толщина ребер жесткости *′≈0,85*=0,85∗9=8,5 мм, принимаем

С1=8мм.

7. Диаметр фундаментных болтов *ф≈(1,5…2,5)δ=(1,5…2,5)9=(13,5…22,5)мм, принимаем *ф=18 мм.

8. Диаметр болтов (шпилек), соединяющих  корпус с крышкой редуктора  около подшипников, и диаметр  резьбы пробки *к≈0,7*ф=0,75∗18=13,5 мм, принимаем *к=14мм; диаметр остальных болтов или шпилек крепления крышки к корпусу редуктора можно принимать 2…4мм меньше *к; принимаем болты с резьбой М12; диаметр резьбы пробки ( для слива масла из корпуса редуктора) *пр⩾(1,6…2,2)δ=(1,6…2,2)9=14,4…19,8 мм, принимаем *пр=18 мм.

9. Ширина пояса соединения корпуса  и крышки редуктора около подшипников К⩽3*к=3∗14=42 мм, принимаем К=40 мм; ширина пояса крепления крышки и корпуса редуктора К′⩽2,5*к=2,5∗14=35 мм, принимаем К′=30 мм.

10. Ширина нижнего пояса корпуса  редуктора *f=(2,2…2,5)*ф=(2,2…2,5)18=39,6…45мм, принимаем *1=42мм.

11. Диаметр болтов для крепления  крышки подшипника к корпусу  редуктора *n≈(0,7…1,4)δ=(0,7…1,4)9=6,3…12,6 мм, принимаем dn=10 мм.

12. Диаметр болтов для крепления  крышки смотрового отверстия *кс=6…10 мм, принимаем *кс=8мм.

13. Расстояние между внутренней  стенкой основания корпуса редуктора  и окружностью вершины зубьев  колеса *′≈(4…6)*=(4…6)9=36…54 мм, принимаем *′=45мм.

14. Расстояние между внутренней  стенкой крышки редуктора и  окружностью вершин зубьев колеса *≈1,5*=1,5∗9=13,5 мм, принимаем *=45мм.

15. Тип и размеры подшипников  качения. Для редуктора с неконсольным расположением конической шестерни предварительно назначаем на быстроходный вал сдвоенные радиально-упорные шарикоподшипники и радиальный шарикоподшипник; на тихоходный вал –конические роликоподшипники.

Для редуктора с консольным расположением  конической шестерни назначаем на тихоходный и быстроходный валы канонические роликоподшипники средней серии. При *=****=35 мм, *=*′=80мм, *′***=23 мм. Размер *1=2,5**=2,5∗10=25 мм.

Тихоходный  вал. Для редуктора при *=*2**=40 мм получаем *"=90 мм, Т"***=25,5 мм. Размер *"≈2**=2∗10=20 мм.

Быстроходный  вал. а) Размер ƖII=15…30 мм, принимаем  ƖII=20 мм;

б) крепление внутреннего кольца подшипники осуществляет с помощью круглой  гайки, высота Нг и наружный диаметр *г которой при М33*1,5: Нг=10 мм, *г=52 мм. Толщина стопорной шайбы *ш≈1,5 мм. Ширина дистанционной шайбы между внутренним

кольцом подшипника и стопорной шайбой *вт⩽0,5 Нг=0,5∗10=5 мм, принимаем *вт=4мм.

Следовательно, ƖIII≈Нг+*ш+*вт=10+1,5+4=15,5мм, принимаем ƖIII=16 мм;

в) толщину маслозащитной шайбы  и ширину бурта *IV можно получить из соотношения ƖIIII=10 мм;

г) длина ступицы шестерни ƖстI≈b+1…5 мм=42+1…5 мм, принимаем ƖстI=45 мм;

д) ƖIIV≈5…10 мм, принимаем ƖIIV=6 мм;

е) точка приложения активных сил (сил, возникающих в зацеплении) находится  на окружности среднего длительного  диаметра шестерни;

ширина  мазеудерживающего кольца *1≈8…20мм. При *1=12 мм получаем а1⩾(23)*+*1+*′***=65 мм с1≈(1,2…2,2)а1=100 мм *б⩽Ɩ1+ƖII+ƖIII+****I+*1+*1+**=390 мм

16. Определяем габаритные размеры  редуктора.

а) *p≈Lб+0,5*ae2+y+δ+KI=465 мм

Вр≈*г+Ɩ2II+δ+K+1,6dn=395 мм

в) при толщине нижнего пояса  корпуса редуктора *=20 мм получаем высоту проектируемых редукторов: Нр≈*+*I+***2+*+*1+10…15мм=380мм

VI. Подбор шпонок и проверочный  расчет шпоночных соединений. Шпонки  подбирают по таблице ГОСТа  в зависимости от диаметра  вала.

Быстроходный  вал. Для выходного конца вала диаметром *bi=26 мм подбираем призматическую шпонку *∗ℎ=8∗7 мм при **=4 мм.

Так как длина выходного конца  вала Ɩ1=45 мм, то принимаем длину шпонки Ɩ=40мм, соответствующую ряду стандартных  значений по СТ СЭВ 189-75. Расчетная длина шпонки со скругленными торцами Ɩ*=Ɩ−*=40−8=32 мм

Тихоходный  вал. а) Для выходного конца вала при *в2=36 мм по табл. П49 подбираем призматическую шпонку *∗ℎ=10∗8 мм при *1=5 мм. Так как длина выходного конца вала Ɩ2=65 мм, то по С СЭВ 189-75 принимаем длину шпонки Ɩ=56 мм.

Расчетная длина шпонки со скругленными торцами  Ɩр=Ɩ−*=56−10=46 мм

б) для посадки ступицы зубчатого  колеса на вал при *2IV=45 мм подбираем призматическую шпонку *∗ℎ=14∗9 мм при *1=5,5мм. Для стальной ступицы [*см]=100..150 МПа. Так как длина ступицы

колеса  Ɩст=60 мм, то длину шпонки примем Ɩ=50 мм. Расчетная длина шпонки со скругленными торцами Ɩр=Ɩ−*=50−14=36 мм

VII. Подбор подшипников

Быстроходный  вал.

1. Редуктор с неконсольным расположением конической шестерни

а) Принимаем радиально-упорные шарикоподшипники 36207 легкой серии, для которых d=35мм, D=72 мм, b=17 мм, Т***=17 мм, С=23,5 кН, С0=17,5 кН, *пр>4∗103мин−1.

б) Принимаем шарикоподшипник 305 средней  серии, для которого d=25 мм, D=62 мм, B=17 мм, С=17,3 кН, *пр>4∗103мин−1.

Если  запроектированный шарикоподшипник 305 не впишется в конструкцию редуктора  то для уменьшения его радиального  размера D можно принять подшипник 205 легкой серии, при этом долговечность  подшипника понизится, что опять  явится недостатком выбора подшипника. В подобной ситуации, по-видимому , целесообразно установить роликоподшипник.

Тихоходный  вал.

Принимаем конический роликоподшипник 7208 легкой серии, для которого d=40 мм, D=80 мм, Т***=20 мм, С=41,6 кН, *пр>4∗103мин−1, e=0,383.

X. Посадки деталей и сборочных  единиц редуктора

Внутренние  кольца подшипников насаживаем на валы с натягом, значение которого соответствуют  полю допуска *6, а наружные кольца подшипников – в корпус по переходной посадке, значение которой соответствует полю допуска Н7. Для ступицы детали, насаживаемой на выходной конец вала (шкив, звездочка, полумуфта и др.), и для ступицы зубчатого колеса принимаем посадки с натягом, значение которого соответствует полю допуска *6 и Н7/р6.

VIII. Смазка зубчатых колес и подшипников

Для тихоходных и среднескоростных редукторов смазка зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в  масляную ванну картера, объем которой *к≈0,6Р2=0,6∗7,07=4,24 л.

При υ*=4,78 м/с принимаем масло марки И-70А, которое заливается в картер редуктора так, чтобы зубчатое колесо погружалось в него более чем на длину зуба.

Для редуктора применяем солидол  УС-1 для смазки радиально-упорных  шарикоподшипников; смазка радиального  шарикоподшипника и радиально-упорных  конических роликоподшипников осуществляется жидким маслом, разбрызгиваемым колесом. При работе редуктора предусматриваем  смазку всех подшипников солидолов  УС-1, который периодически закладывают в свободное пространство подшипниковых узлов.

IX. Вычерчивание общего вида редуктора.

1. На листе чертежной бумаги  вычерчиваем рамку для формата  А1:841х594 мм.

2. В нижнем правом углу ( по основанию 841 или 594 мм) вычерчиваем основную надпись.

3. По ориентировочно полученным  габаритным размерам редуктора  в масштабе 1:1 вычерчиваем общий  вид редуктора. Если обе проекции  редуктора не размещаются на  одном листе указанного формата,  следует каждую из них выполнить  на отдельном листе формата  А1.

4. Спецификация составлена по стандартному  образцу.