Проектирование редуктора. 7

                                          Содержание        

  Введение ………………………………………………………………………...4

      1. Кинематический расчёт привода и выбор электродвигателя……………6

      2.Выбор  материала закрытой передачи. Определение  допускаемых

контактных и изгибных напряжений. Расчёт закрытой передачи…………....10

      3.Расчёт  открытой передачи………………………………………………...17

      4. Расчёт  валов. Эскизная компоновка редуктора…………………………21

      5. Уточнённый расчёт выходного вала на усталостную прочность. Расчет шпонок……………………………………………………………………………33

      6.Расчёт подшипников……………………………………………………....38

      7.Конструирование деталей и корпуса редуктора……………………...….41

      8. Выбор  муфты………………………………………………………….......43

      9. Выбор смазки…………………………………………………………......44

    10. Допуски и посадки………………………………………………..…….. 46

      Заключение………………………………………………………………...... 47

      Список  использованной литературы…………………………………….....49

      Спецификация

  


                                           

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                    


                                        Введение

   Детали машин являются  одним из основных расчётно-конструкторских  курсов, в котором изучают основы  проектирования машин и механизмов.

Основные требования к  конструкции деталей машин –  надёжность и экономичность. Под  надёжностью понимают свойство изделия  сохранять во времени свою работоспособность. Экономичность определят стоимостью материала, затратами на производство и эксплуатацию.

При проектировании закладываются  основы надёжности. Плохо продуманные, неотработанные  конструкции не бывают надёжными. Конструктор должен отразить в расчётах, чертежах, технических  условиях и другой технической документации все факторы, обеспечивающие надёжность.

При производстве обеспечиваются все средства превышения надёжности, заложенные конструктором. Отклонения от конструкторской документации нарушают надёжность. В исключения влияния  дефектов производства все изделия  необходимо тщательно контролировать.

   При эксплуатации  реализуется надёжность изделия.  Такие понятия надёжности, как  безотказность и долговечность,  проявляются в процессе работы  машины и зависят от методов  и условий её эксплуатации, принятой  системы ремонта, методов технического  обслуживания, режимов работы и  пр.

   Перечисленные факторы  позволяют сделать вывод. Что  надёжность является одним из  основных показателей качества  изделия. По надёжности изделия  можно судить о качестве проектно  конструкторских работ, производства  и эксплуатации. 

   В нашем случае  открытая передача представлена как втулочно-роликовой цепью. Цепная передача – передача с гибким звеном, работающая по принципу зацепления. Она состоит в простейшем виде из ведущей, ведомой звездочек и гибкого звена – приводной цепи, которая находится в зацеплении со звездочками.

 

Преимущество передачи:

  1. По сравнению зубчатыми передачами передает энергию на большие расстояния;
  2. По сравнению с ременными передачами более компактны: могут передавать большие мощности (до 100 кВт ), меньше силы давления на валы и на опоры т.к. мало натяжение цепи и отсутствует проскакивание по цепи;

 


  1. Одной цепью можно передавать движение нескольким звездочкам.

 

Недостатки:

  1. Сравнительно высокая стоимость цепи;
  2. Неравномерность движения цепи и, соответственно, ведомой звездочки;
  3. Необходимость смазки цепи;
  4. Вытяжка цепи и, как следствие, шум, дополнительные динамические нагрузки.

Цепные передачи используют для мощностей до 100…120 кВт, с передаточным отношением до 8, при скорости цепи до 15 м/с.

Критерии работоспособности  и расчета передач:

- тяговая способность  передачи;

- долговечность цепи, определяемая  износостойкостью шарниров цепи, усталостной прочностью пластин  и роликов цепи.

 


  1. Кинематический расчет привода
    1. Выбор электродвигателя

 Вычисляем КПД привода:

 

=0,81

где   – КПД муфты, принимаем значение из таблицы (табл. 1[1]) ;

- КПД закрытой плоскоременной передачи, принимаем значение из таблицы (табл. 1[1]) ,

- КПД открытой плоскоременной передачи, принимаем значение из таблицы (табл. 1[1]) (0,95…0,97),

Находим требуемую мощность двигателя

 

где   - мощность на валу электродвигателя, кВт;

- мощность на  выходном валу привода, кВт;

- КПД привода

Выбираем электродвигатель АИР1326 (табл. 2[1]),

;

;

 ;

 l =   мм,

где   номинальная мощность, кВт;

асинхронная частота  вращения, об/мин;

диаметр выходного  конца вала, мм;

l – длина выходного конца вала

1.2 Определение общего  передаточного числа и разбивка  его по передачам

 

 

где   - общее передаточное отношение привода;

- асинхронная  частота вращения двигателя, об/мин;

- частота вращения  ведомого вала, об/мин

Производим разбивку общего передаточного отношения привода  между его ступенями (передачей редуктора и открытой передачей). Руководствуемся табл.3.

                                                       

Принимаем стандартные передаточные числа по ряду  Ra 20:

 

где   - передаточное отношение открытых передач, входящих в привод;

 – передаточное отношение закрытых передач, входящих в привод.

Фактическое передаточное число

 

Вычисляем процент расхождения, который не должен превышать 5 %

 

 

                                                  0,12


1.3  Определение частоты вращения валов привода

 

 

 


где   - частота вращения второго вала привода, об/мин;

- частота вращения  третьего вала привода, об/мин

1.4  Определение крутящих моментов на валах привода

 

Н ∙ м

 

где   – крутящий момент на первом валу привода, ;

- крутящий момент  на втором валу привода, ;

- крутящий момент  на третьем валу привода, 

1.5  Определение мощности  на валах

 

 кВт

 

Где передаваемая мощность на первом  валу  привода, кВт;

 передаваемая  мощность  на втором  валу привода  ,кВт;

 передаваемая  мощность на третьем валу привода,  кВт.

 

 

 

1.6  Сводная таблица  параметров


Таблица 1 – Параметры  передачи

                  Параметры

            № Вала

Обозначения

Наименование

   1

   2

   3

, об/ мин

Число  оборотов вала

  960

60

28,03

 Т,    

Крутящий момент

 54,43

757,7

1524,12

,      кВт

Передаваемая мощность

   5,5

 4,78

  4,49

 

 

Передаточное число

     16

   2,14


 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

  1.  Выбор материала закрытой передачи
    1. Вычисляем скорость скольжения по формуле:

, м/с;

 

При   2 м/с - материал червячной передачи необходимо выбирать по 2 группе.

    1. Далее с учетом скорости скольжения выбираем материал венца червячного колеса и червяка по табл.9:

Группу материалов – 2;

материал червяка – сталь 40Х:

термообработка – улучшение + закалка;

твердость - =45…53

материал венца  червяка – БрА10Ж4Н4:

предел прочности  =700 МПА;

предел текучести= 460МПА.

 

    1. Определение допускаемых контактных напряжения для червячного колеса (табл.10):


                

                     = 300 - 25 3,94 = 300 – 98,5 = 202,5 МПА.

    1. Рассчитываем допускаемые напряжения изгиба для червячного колеса (табл.10)

  , МПа,

где число циклов нагружения

N=60 =60 = 8241408

где срок службы передачи

=365

Получаем допускаемые  напряжения изгиба:

    1. Проверочный расчет закрытой червячной передачи

В зависимости от передаточного  числа u проектируемой передачи назначаем число заходов червяка и число зубьев червячного колеса (табл.1.20),

При u=16 ; =2

    

Уточняем передаточное число: u=


Находим коэффициент диаметра червяка:

q=(0,212…0,25)

 

Принимаем q=8 согласно по табл.1.21.

Определяем межосевое  расстояние передачи:


Вычисляем осевой модуль зацепления:

                    m= =  = 9,06 мм.

Округляем его по табл.1.21 m = 10мм.

Уточняем межосевое расстояние:

 

Найденное значение соответствует стандарту ( согласно по табл.1.23.

В данном случае коррегирование передачи не требуется,коэффициент  смещения Х=0.

Определяем основные геометрические параметры передачи. Представим результаты в виде таблицы:

 

Делительный диаметр, мм                               

Диаметр вершин, мм

 

Диметр впадин, мм

 

 

Наибольший диаметр червячного колеса, мм

 

Длина нарезанной части, мм, при 

 

Принимаем

Межосевое расстояние, мм

 

 

Условный угол обхвата червяка  колесом 

 

 

 

 

Длительный угол подъема линии  витка 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

=10(11+0,06

 

+

 

sin

=0,7895

 

 

 

=arctg (

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


 

 


Вычисляем скорость скольжения червяка  и назначаем степень точности изготовлении передачи:

 

Этой скорости соответствует  8-я степень точности (табл.1.25)

Уточняем КПД проектируемой  передачи:

 

где ’=2

Уточняем крутящий момент на валу колеса:

 

Находим силы в зацеплении:

 

 

 

 

 

Проверяем условия контактной прочности передачи:

где

       =

 

Недогрузка составила, что допустимо.

 

Проверяем червячную передачу на изгибную прочность зубьев колеса,

. Изгибные напряжения

 

где =1,64

 

 

 

 

 

 

Условие прочности на изгиб  выполнено, т. к.

Выполняем тепловой расчет передачи. Предварительно находим мощность на червяке:

 

Условие работы редуктора  без перегрева

 

Принимаем естественное охлаждение =16 Bт/. Площадь охлаждения корпуса редуктора

А=20


 

Температура окружающего  воздуха 


Проверяем жесткость вала – червяка:

  где I= – расстояние между опорами вала-червяка; червяк стальной, для стали E=2

 

 

 

 

[f]=(0,01…0,005)m=(0,01…0,005)10=0,1…0,05мм;

f

Условие жесткости выполняется .

Расчет показал, что спроектированная передача удовлетворяет условием ее работоспособности.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

  1. Расчет открытых механических передач.

3.1. Расчет начинаем с  выбора числа зубьев ведущей  звездочки :

 

где u – передаточное число, численно равное передаточному отношению, т.к. передача понижающая (u > 1).

Принимаем зубьев. Тогда число зубьев ведомой звездочки Принимаем зуба.

Уточняем передаточное отношение (число) передачи:

 

По табл.2.33 ориентировочно находим допускаем среднее давление в шарнирах цепи [p] в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки об/мин [p] = 35 МПа (считаем, что шаг цепи должен быть не слишком большим, т.к. при большом шаге возрастают габариты передачи).

Зная [p], по формуле определяем шаг цепи t по условию ее контактной прочности:


 мм, где  – вращающий момент на валу меньшей звездочки:Нм; - коэффициент эксплуатации;

Согласно табл. 2.34 расчетному шагу t соответствует цени ПРЛ и ПР с шагом t = 38,1мм. Превоначально выбираем цепь облегченного типа ПРЛ.

Определяем скорость цепи:

 

 

 

Затем находим окружную силу и уточняем давление в шарнирах цепи p:

 

 

Здесь - площадь проекции опорной поверхности шарнира, по табл. 2.34 находим = 394 .


Вычисленное значение p не превышает выбранного допускаемого [p] = 35 МПа, что удовлетворяет условием работоспособности передачи.

Назначаем межосевое расстояние передачи:

a = (30…50)t = (30…50)38,1 = 1143…1905 мм,

принимаем а = 1600 мм.

Определяем число звеньев  цепи:

 

где - поправка,

Принимаем = 105 звеньев.

 

После нахождения числа звеньев  цепи уточняем межосевое расстояние:

мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Определяем размеры звездочек. Находим диаметры делительных окружностей, мм:

 

 

 


диаметры наружных окружностей, мм:

 

 

где k = 0,7 для приводных цепей, и вычисляем по формулам

 

 

диаметры окружности впадин, мм:

 

 

 

 

 

 

 

Смещение центров дуг  впадин, мм,

e = (0,01…0,05)t = (0,01…0,05)38,1 = 0,381…1,905;

принимаем e = 1,5 мм.

Половина угла заострения зуба , угол впадины зуба .

Радиус закругления головки  зуба мм.

Высота прямолинейного участка  профиля зуба мм.


Ширина зуба мм,

где - расстояние между внешними пластинами цепи, согласно табл. 2.34 = 25,4 мм.

Ширина вершины зуба мм.

На последнем этапе  вычисляют силу давления на валы:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


  1. Выбор материала валов

Для второго вала редуктора  выбрали сталь 45, размер любой, с  механическими характеристиками: 200 НВ; =560 МПа; = 280 МПа; = 250МПа;= 150МПа; = 0; 0.  

 

Ориентировочный расчет вала

Определяем диаметр выходного  конца второго вала. Принимаем  [] = 25МПа,

 

 

Конструктивно назначаем и округляем по ГОСТам диаметры остальных участков вала:

 мм;

 мм;

 мм;

 мм;

 мм.

По найденному диаметру вала под колесом подбирают стандартные  подшипники

 

 

Следовательно выбираем роликоподшипники конические радиально-упорные.

Для первого вала редуктора  выбрали сталь 40Х, размер любой, с  механическими характеристиками: 200 НВ; = 730 МПа; = 500МПа; = 320МПа; = 200МПа; = 0,1; 0,05.

 мм;

 мм;

 мм;

 мм;

 мм.


По найденному диаметру вала под подшипником подбирают стандартные  подшипники

 

 

предварительно выбираем роликоподшипники конические радиально-упорные.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


Эскизная компоновка редуктора

Выполняя эскизную компоновку редуктора, определяем расстояние между  силами, приложенными к валу, и реакциями  опор: = 0,18 м; = 0,07 м; = 0,108 м.

1 вал                                                                 

2 вал

Обозначение подшипника 7209

Обозначение подшипника 7319

       d = 45                                                   

d = 65

       D = 85

D = 140

= 20,5

= 36,5

=20

=35

=19

B = 33

=16

= 28

     C = 50

C = 146

    =1,45

=1,97

    = 0,41

e = 0,3

= 33

=112


 

 

 

 

Элементы открытых передач

На эскизной компоновке редуктора  необходимо показать один из элементов открытой  передачи, расположенной, согласно схеме привода, на одном из валов редуктора. Длину и диаметр ступицы звездочки () определяют по формулам:

 

 

 

 

где  - диаметр вала звездочкой.

 

 


Проверочный расчет вала на статическую прочность

  1. Вычерчиваем схему нагружения вала в вертикальной плоскости YOZ, представляя его в виде балки на двух опорах – А и В. Определяем величину изгибающего момента , возникающего в результате действия осевой силы :

 

Исходные данные для расчета 1 вала:

;

;

;

l1 = 0, 18мм.

Рассчитываем реакции  опор в точках А и В из условий  равновесия:

0 ,       

отсюда

 

0,

0,

отсюда

 

Выполняем проверку:

 

Определяем изгибающие моменты  по нагруженным участкам вала в вертикальной плоскости YOZ:

,


 

при  Нм

при  

 

 

 

при  Нм

при  

Строим эпюру изгибающих моментов Му.

  1. Вычерчиваем  схему нагружения вала  в горизонтальной плоскости XOZ и определяем реакции опор:

0, 

 

 

0,

 

 

Выполняем проверку:

 

Рассчитываем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в горизонтальной плоскости  XOZ:

 

 

при  

при  

 

 

 

при  

при  

Строим эпюру изгибающих моментов Мх.

  1. Определяем величины суммарных  изгибающих  моментов в сечениях вала по формуле:

 

 

 

 


По полученным значениям  строим эпюру изгибающих моментов .

  1. Строим эпюру крутящих моментов Т, определяя по схеме привода нагруженные участки вала.
  2. Находим опасное сечение по величине и Т на эпюрах.

Определяем эквивалентный  момент


 

 

  1. Уточняем диаметр вала в опасном сечении под колесом, принимая допускаемое напряжения при изгибе [:

 

где МПа – допускаемое напряжение при изгибе

 

Расчет  валов  показал, проность  вала достаточным.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


Проверочный расчет вала на статическую прочность

  1. Вычерчиваем схему нагружения вала в вертикальной плоскости YOZ, представляя его в виде балки на двух опорах – А и В. Определяем величину изгибающего момента , возникающего в результате действия осевой силы :

 

Исходные данные для расчета 2 вала:

;

;

;

;

= 0,07мм.

Рассчитываем реакции  опор в точках А и В из условий  равновесия:

0,

 

 

0,

 

 

Выполняем проверку:

 

Определяем изгибающие моменты  по нагруженным участкам вала в вертикальной плоскости YOZ:

 

,


при  Нм

при  

 

,


при  


при  

 

Строим эпюру изгибающих моментов Му.

  1. Вычерчиваем схему нагружения вала в  горизонтальной плоскости  и определяем реакции  опор:

0,

 

 

0,

 

 

Выполняем проверку:

 

Определяем изгибающие моменты по нагруженным участка вала:

 

,

при  

при  


 

,

при  

при  

 

 

при  

при  

 

Cтроим эпюру  изгибающих моментов Мх.

  1. Определяем величины суммарных изгибающих моментов в сечениях вала по формуле :

,

;

;

;

.


По полученным значениям  строим эпюру изгибающих моментов .

  1. Строим эпюру крутящих моментов Т, определяя по схеме привода нагруженные участки вала.
  2. Находим опасное сечение по величине и Т на эпюрах.

Определяем эквивалентный  момент

,

 

Уточняем диаметр вала в опасном сечении под подшипником, принимая допускаемое напряжение  [:

 

где МПа – допускаемое напряжение при изгибе

 мм

Принимаем  - подшипник 7312:

соответственно уменьшаем  остальные диаметры вала:

мм

 мм

 мм

мм

 

 

 

  1. Уточненный расчет выходного вала на усталостную прочность


  1. Опасное сечение под подшипником

 

где  - рекомендуемый коэффициент запаса прочности;

 и  – коэффициенты запаса прочности, соответственно, по нормальным и касательным напряжениям.

 

 

здесь  и – средние значения нормальных и касательных напряжений;

 и  – амплитудные значения нормальных и касательных напряжений.

 

 

здесь Нм – суммарный изгибающий момент в опасном сечении вала;

 – момент  сопротивления  при изгибе;

 – полярный  момент сопротивления.

Так как опасное сечение  находится под подшипником, то

 


Концентраторами напряжений в этом случае являются посадка к6 и переходная галтель. При посадке к6 d = 60мм и по табл. 5 принимаем

 

 

Галтель переходная. По табл.4 принимаем r/d = 0,1; = 1,6 и =1,25; = 0,73 и = 0,71.

Находим отношения:

 

 

В формулу подставляем  большие значения отношений:

 

 

Общий коэффициент запаса прочности

 

Условие прочности выполняется, так как [= 1,5…3,0.

 

 


Расчет шпоночных соединений

Условие прочности на смятие шпонки описывается формулой

 

где – напряжение смятия, МПа;

      – диаметр вала под шпонкой, мм;

      – высота шпонки, мм;

      – глубина шпоночного паза вала, мм;

      – рабочая длина шпонки, мм;

          – допускаемое напряжение смятия, (при стальных ступицах)

  1. Расчет шпоночного соединения на входном валу

 мм по СТ СЭВ 189-75 выбираем призматическую шпонку: b = 14 мм; h = 9 мм; t1 = 5,5 мм; t2 = 3,8 мм

Длина ступицы муфты равна 45,6 мм, по стандартному ряду округляем до 40 мм

Рабочая длина шпонки

мм

Напряжение смятия

 

Условие прочности на смятие шпонки выполнено.

  1. Расчет шпоночного соединения на выходном валу

 мм по СТ СЭВ 189-75 выбираем призматическую шпонку: b =18 мм; h = 11 мм; t1 = 7 мм; t2 = 4,4 мм; = 52 мм.

Длина ступицы шкива равна 82,5 мм, по стандартному ряду округляем  до 80 мм

Рабочая длина шпонки

мм


Напряжение смятия

 

Условие прочности на смятие шестерни выполнено.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

  1. Расчет подшипников качения по динамической грузоподъемности

l вал

Назначаем однорядные радиальные - упорные шарикоподшипники

Параметры подшипников ведущего вала

Тип подшипника

d, мм

D, мм

B, мм

C, кН

C0, кН

Y

e

X

V

7209

45

85

19

50

33

1,45

0,41

0

1


Требуемая долговечность  подшипников

 

 

где – срок службы;

– коэффициент  годовой загрузки;

– коэффициент  суточной загрузки

Эквивалентная динамическая нагрузка

 

где – коэффициент безопасности; толчке отсутствуют      т.1

– температурный  коэффициент , тем-ры меньше  90            т.2

– коэффициент, учитывающий  вращение колец подшипника;

          – радиальная нагрузка на подшипник;

– коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;


          .

Радиальная нагрузка R на обоих подшипниках вала


=,

Н

т.к. подшипник  нагружен для дальнейших расчетов берем для этого подшипника.

 

для конических роликоподшипников

 

Расчетная динамическая грузоподъемность

 

 

где   – частота вращения вала;

– показатель степени;

– эквивалентная  динамическая нагрузка;

 – требуемая  долговечность

Так как , то условие выполнено.

2 вал

Параметры подшипников ведущего вала

Тип подшипника

d, мм

D, мм

B, мм

C, кН

C0, кН

Y

e

X

V

7312

60

130

31

128

96,5

1,97

0,3

0

1


Радиальная нагрузка R на обоих подшипниках вала   

 

 

 

т.к. подшипник нагружен для дальнейших расчетов берем для этого подшипника.

 

 

для конических роликоподшипников

 

 

 

 

Так как , то условие выполнено.

 

 

 

 

 


  1. Конструктивные размеры корпуса редуктора

1) Толщина стенки корпуса редуктора:

δ=0,025·aw+1…5=0.025·200+1…5 = 6…10мм

Принимаем δ = 8 мм

2) Толщина стенки крышки редуктора:

δ1=0,02·аw+1..5=0,02·200+1…5= 5 …10мм

Принимаем δ1 = 8 

3)Толщина верхнего пояса корпуса редуктора:

S=(1,5..1,75)·δ=(1,5…1,75)·8 = 12…14 мм.

Принимаем S = 13 мм.

4) Толщина пояса крышки  редуктора:

=1,5·=1,5·7=10,5 округляем до 10 мм

5) Толщина нижнего фланца корпуса:

t=(2…2,5)·=(2…2,5)·8=16…20 мм

принимаем t =18 мм

6) Толщина ребер жесткости  корпуса:

0,85 8=6,8 мм

Принимаем  С=7 мм

7)Диаметр фундаментального болта:

=(1,5…2,5)8=12…20 мм   

Принимаем болты  с резьбой  М16

8) Ширина нижнего пояса   корпуса (ширина фланца для  крепления редуктора  к фундаменту)

2,1 округляем  до  34.

9)Диаметр болтов  соединяющих   корпус  с крышкой:

16=8…9,6 мм


Принимаем болты  с резьбой  М10

10) Ширина  пояса соединяющегося  корпуса с крышкой около   подшипников:

К=3=3

11) Диаметр  болтов,  соединяющих корпус и крышки  около  подшипников:

12 мм

12) Диаметр  болтов для  крепления крышки  подшипников   к корпусу:

Проектирование редуктора. 7