Редуктор конический

  1. Введение

   Редуктор является составной частью привода и передает вращающий момент от электродвигателя через цепную передачу на  конвейер.

   Назначение редуктора –  понижения угловой скорости и  повышения вращающего момента  на ведомом валу по сравнению  с ведущим валом. Противоположного  действия механизм называется  ускорителем или мультипликатором.

Возможности получения больших  передаточных чисел при малых  габаритах передачи обеспечивают планетарные  и волновые редукторы.

   Преимуществом редуктора  как механизма является сравнительно  высокий коэффициент полезного  действия, возможность варьирования  любым целесообразным количеством  ступеней передачи, достаточно высокое  передаточное отношение, например в редукторе в пределах  u= 8…80 ГОСТ2144-76

Характеристики редукторов каждого  типа определяются следующими основными  параметрами: передаточным отношением (частотой вращения выходного вала)—кинематическая характеристика редуктора; вращающим моментом и допускаемой нагрузкой на выходном валу—силовой характеристикой редуктора; КПД.

По ГОСТ 16162-85 к редукторам общемашиностроительного  применения относят: цилиндрические одно-, двух- и трехступенчатые с межосевым  расстоянием тихоходной ступени  аw≤710 мм; цилиндрические планетарные одно- и двухступенчатые с радиусом расположения осей сателлитов водила тихоходной ступени r≤200 мм; конические одноступенчатые с номинальным внешним делительным диаметром ведомого колеса d≤630 мм; коническо-цилиндрические двух- и трехступенчатые с межосевым расстоянием тихоходной ступени аw≤250 мм; червячно-цилиндрические двухступенчатые с межосевым расстоянием тихоходной ступени аw≤250 мм.

   Редукторы находят самое  широкое применение в различных  отраслях строения, сельского хозяйства  и промышленности.

2. Выбор электродвигателя  и кинематический расчет

 

Определяем требуемую  мощность электродвигателя:

 

где Р4=3кВт – потребляемая мощность привода;

— общий КПД  передачи [3.табл.1.2.1];

где - КПД зубчатоременной передачи;

- КПД учитывающий потери пары подшипников качения;

- КПД пары  конических зубчатых колес;

Определяем требуемую  частоту вращения вала электродвигателя:;

где   - частота вращения ведомого вала, мин-1

    - передаточное  число редуктора [3.табл.1.2.2]

-  передаточное  число зубчатоременной передачи

[4.табл.1.2.2]

 мин-1

Выбираем электродвигатель 4А100L4У3 Р=4кВт мин-1 масса 34кг [3.табл.16.7.1]

Уточняем общее передаточное число:

 

Уточняем передаточное число  зубчатоременной передачи:

 

Угловая скорость на валу двигателя:

 

Определяем вращающие  моменты валов привода: на валу электродвигателя:

 

на ведущем валу:

на ведомом валу:

 

3. Расчет механических  передач.

3.1 Зубчатоременная передача.

Модуль ремня принимаем  mр=4 [3.рис.2.4.2]

Шаг зубьев ремня с трапецеидальными зубьями [3.табл.2.4.1]

Минимальное число зубьев ведущего шкива zш1 принимаем в зависимости от частоты вращения nэд и модуля m [3.табл.2.4.2]: zш1=18

Число зубьев ведомого шкива 

 

Действительное передаточное число передачи

Диаметры шкивов: ведущего:

ведомого:

Минимальное межосевое расстояние

где – толщина ремня, мм [3.табл.2.4.1]:

 

Число зубьев ремня 

где

 

Принимаем [3.табл.2.4.6]

Межосевое расстояние передачи при выбранном , мм

 

где [3.табл.2.4.3.]

 

Угол обхвата ремнем ведущего шкива, град:

 

Число зубьев на дуге обхвата 

Ширина ремня 

где

=1 – коэффициент зависящий от типа двигателя [3.табл.2.4.5]

=2 – коэффициент зависящий от типа рабочей машины [3.табл.2.4.4]

=0 – коэффициент зависящий от передаточного числа [3.стр.20]

- мощность передаваемая одним зубом ремня шириною 1 мм в стандартном режиме

Принимаем  = 25 мм [3.табл.2.4.6]

Сила нагружающая вал передачи, Н:

 

где - окружное усилие;

Таким образом, в данном приводе мы используем зубчатый ремень с трапецеидальными зубьями модулем mр=4, шириною =25 мм,      ТУ 38-05114-76

 

3.2 Коническая прямозубая  передача

По [1.табл.3.3] принимаем для  шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270; для зубчатого колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 245.

Допускаемые контактные напряжения: ;

где для  зубчатого колеса, предел контактной выносливости при  базовом числе циклов: [1.табл.3.2]

- коэффициент  долговечности, для постоянной  нагрузке;

 – коэффициент  безопасности [1.стр.33];

 

Внешний делительный диаметр  зубчатого колеса:

 

где  - коэффициент несимметричности расположения колес относительно оси подшипников [1.табл.3.1];

  - по ГОСТ 12289-76 коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию[1.стр.49];

  - для прямозубых  передач [1.стр.49];

 

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее  стандартное значение       . [1.стр.49];

Примем число зубьев шестерни

Число зубьев зубчатого колеса: ;

Внешний окружной модуль: ;

Уточняем значение

Углы делительных конусов:

 

 

Внешнее конусное расстояние , мм:

 

Ширина зуба: ;

Принимаем ;

Внешний делительный диаметр  шестерни ,мм:

;

Средний делительный диаметр  шестерни , мм:

 

Внешние диаметры шестерни и зубчатого колеса (по вершинам зубьев),, мм:

;

;

Средний окружной модуль , мм:

 

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру :

 

Средняя окружная скорость зубчатых колес, м/с:

 

Для конической прямозубой передачи назначаем 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

 

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба; [1.табл.3.5]

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями; [1.табл.3.4]

- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении; [1.табл.3.6]

Проводим проверочный  расчет контактного напряжениия:

 

 

Отклонение от допускаемого значения составляет:  , что является допустимым.

Силы в зацеплении: окружная:

радиальная для шестерни, равная осевой для зубчатого колеса:

 

осевая для шестерни, равная радиальной для зубчатого колеса:

 

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба [1.стр.46]:

 

где коэффициент нагрузки

  - коэффициент  концентрации нагрузки.[1.табл.3.7];

 – коэффициент  динамичности [1.табл.3.8];

- опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической; [1.cnh/51];

 – коэффициент формы зуба в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни

для колеса

При этом и [1.стр.42]

Допускаемое напряжение, при  проверке зубьев на выносливость по напряжениям  изгиба:

 

где - предел выносливости при отнулевом цикле изгиба [1.табл.3.9];

 – коэффициент  долговечности, при постоянной  нагрузке;

Для шестерни: 

Для зубчатого колеса:

Коэффициент запаса прочности ;

- коэффициент  учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес; [1.табл.3.9]; – коэффициент учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса [1.табл.3.9];

Допускаемые напряжения при  расчете зубьев на выносливость:

для шестерни

для зубчатого колеса

для шестерни отношение ;

для зубчатого колеса ;

Дальнейший расчет ведем  для зубьев шестерни, так как полученное отношение для него меньше.

Проверяем зуб шестерни:

 

4. Расчет валов, выбор  подшипников и муфты.

4.1 Предварительный расчет  валов привода.

Предварительно определяют диаметры валов привода из расчета  только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях.

 

где - крутящий момент, Нмм

- допускаемое  напряжение на кручение,

Диаметр ведущего вала редуктора  под шкив зубчатоременной передачи:

 

Принимаем из стандартного ряда диаметров [1.стр.161]

Конструируем ступени  ведущего вала:

Диаметр вала под уплотнение: Принимаем ;

где – высота буртика, [4.стр.109 прим.1];

Диаметр резьбы: [4.табл.10.11];

Диаметр вала под подшипник: Принимаем ;

Шестерню выполняем заодно целое с валом.

Диаметр ведомого вала редуктора  под муфту, мм:

 

Диаметр выходного конца  ведомого вала, согласовываем с диаметром  отверстия в цепной муфте, подобранной  по расчетному крутящему моменту:

 

где – коэффициент режима работы [4.табл.10.26];

Выбираем муфту с номинальным  моментом , диаметр отверстия в полумуфте со стороны ведомого вала – 36мм; Принимаем ;

Конструируем ступени  ведомого вала:

Диаметр вала под уплотнение:

Диаметр вала под подшипник:

где – высота буртика, [4.стр.109 прим.1]; Принимаем ;

Диаметр вала под зубчатое колесо: ; Принимаем

где - координата фаски подшипника [4.табл.7.1]

 

4.2 Выбор подшипников.

Для опор ведущего вала  редуктора предварительно принимаем: шарикоподшипник радиально-упорный однорядный 36209 ГОСТ 831-754 [3.табл.7.10.3]

Для опор ведомого вала: роликоподшипник  конический однорядный легкой серии 7209 ТУ 37.006.162-89 [3.табл.7.10.6]

 

Табл. 4.1 - Технические характеристики подшипников

 

Условное обозначение

d

D

T

C

C0

36207

45

85

19

31.2

25.1

7209

45

85

    20.75

50

33


 

 

4.3 Подбор муфты.

Подбор и расчет муфты  производится по максимальному крутящему  моменту, который определяется с  учетом динамических нагрузок и возможных  перегрузок привода во время работы.

Выбираем муфту цепную с однорядной цепью ГОСТ 20742-93; [3.табл.13.2.2]

  Цепь ГОСТ 13568-75 ПР-24,4-6000; Шаг цепи Число зубьев ;

Таким образом принимаем муфту 125-1-28-1 ГОСТ 20742-93;

 

5. Подбор и проверочный  расчет шпоночных соединений.

Шпонки на валах подбираем  исходя из диаметра вала и длины  ступицы детали, насаживаемой на вал. [1.табл.8.9]

На ведущем валу одно шпоночное  соединение вала со шкивом зубчатоременной  передачи. Исходные данные: диаметр  вала d = 30 мм.

Размер шпонки  b h l = 8 7 28 мм; t1 =4 – глубина паза вала; T=40.98 Нм;

Условие прочности на смятие: ;                                     

где = 100 МПа допускаемое напряжение на смятие; [1.стр.170]

lр – рабочая длинна шпонки; lр=l-b=28-8=20мм;

45.53 МПа; Условие прочности соблюдается.

На ведомом валу два  шпоночных соединения:

Соединение муфты с  валом: Исходные данные: диаметр вала d = 36 мм

Размер шпонки  b h l = 10 8 45 мм; мм; t1 =5 –глубина паза вала; T=81.96 Нм;

Условие прочности на смятие: 43.37 МПа

Условие прочности соблюдается.

Соединения вала с колесом:

Исходные данные: диаметр  вала d = 50 мм;

Размер шпонки  b h l = 14 9 40мм; мм; t1 =5.5 – глубина паза вала; T=81.96 Нм;

Условие прочности на смятие: 36.03 МПа

Условие прочности соблюдается.

6. Проверочный расчет  валов.

Ведущий вал:

Исходные данные: вращающий  момент: Т=40.98 Нм;

силы, действующие на коническую шестерню: Ft=1064 Н; Fr=346 Н;               Fa=173 Н; делительный диаметр шестерни в среднем сечении: dm1=38.52 мм;

сила, действующая на вал  от зубчатоременной передачи: Fзр=697.59 Н;

Определим реакции опор:

Горизонтальная плоскость:                                                                       

          

 Н

          

 Н

Проверка =697.59 – 1644.06 + 2010.47 – 1064 = 0

Вертикальная плоскость:                                                                  

          

  Н

          

  Н

Проверка  =211.06 – 557.06 + 346 = 0

 Н

 Н

Строим эпюры изгибающих моментов в характерных точках сечений:

относительно горизонтальной оси:

сечение А слева: 

сечение B справа: 

относительно вертикальной оси:

сечение  B слева:

сечение С справа: 

Определяем суммарные изгибающие моменты в характерных точках вала:

  Нм

 Нм

 Нм

Строим эпюру крутящих моментов

 

 

Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты  Mэм , Нм в характерных точках вала:

 Нм

 Нм

 Нм

Определяем расчетные диаметры вала в характерных пунктах:

  ;                                                                                

где [ ] -допускаемое напряжение при изгибе, [ ]=50 МПа [5.cтр 54]. 

 мм;

 мм;

 мм;

Анализируя данные расчеты и  величины диаметров валов, окончательно принимаем диаметры ступеней валов, посчитанные в предварительном  расчете п.4.1.

 

6.1 Расчет ведущего вала  на выносливость.

Цель расчета – определить коэффициенты запаса прочности в  опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми: s ≥ [s]= 2,5[1.стр.162]

Анализируя сечения вала и эпюры изгибающих и крутящих моментов, выделяем потенциально слабое сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне: Выбранное сечение имеет параметры: d = 45 мм;     Ми=58.28 Нм;   Т1=40.98 Нм;

материал вала: сталь 40Х  улучшенная:

механические характеристики: σв=930 МПа – предел прочности стали [1.табл.3.3]; – предел выносливости стали [1.стр.162];  - предел выносливости стали [1.стр.162]; 

Условие прочности [1.стр.162]:

 

где – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям; - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

Момент сопротивления сечения:

 

Амплитуда нормальных напряжений:

 

Коэффициент запаса прочности по  нормальным напряжениям [1.стр.162]

 

где  =4,3  [1,табл.8.7];

Полярный момент сопротивления:

 

Амплитуда и средние напряжение цикла касательных напряжений:

 

Коэффициент запаса прочности по касательным  напряжениям[1.стр.164]$

 

где [1.табл.8.7]; =0.1 [1.стр164];

 

Коэффициент запаса прочности :

 

Условие прочности выполняется.

 

7. Определение долговечности  подшипников.

 

Ведущий вал:

Силы, действующие в зацеплении:  

Для опор ведущего вала редуктора  принимаем шарикоподшипник радиально-упорный однорядный 36209 ГОСТ 831-754 [3.табл.7.10.3]

 

 Табл. 7.1 – Технические  характеристики подшипника

Условное обозначение

d

D

T

C

C0

36207

45

85

19

31.2

25.1


 

Суммарные реакции:

 Н

 Н

Коэффициент осевого нагружения:

 

Осевые составляющие радиальных реакций радиально-упорного шарикоподшипника [1.стр.216]:

 

 

Осевые нагрузки подшипников  [1.табл.9.21]:

 тогда 

Рассмотрим отношения [1.стр.352]::

 

Тогда при подсчете эквивалентной нагрузки, следует учитывать осевую нагрузку;

 

Тогда при подсчете эквивалентной нагрузки, осевые силы не учитываем;

Рассчитываем эквивалентные  нагрузки [1.стр.212]:

;

 

где – коэффициент, при вращении внутреннего кольца подшипника [1.стр.212]; – коэффициент радиальной нагрузки [1.табл.9.18]; – коэффициент осевой нагрузки [1.табл.9.18]; - коэффициент характера нагрузки на подшипник [1.табл.9.19]; - температурный коэффициент  [1.табл.9.20];

Так как  то дальнейший расчет ведем по ;

Номинальная долговечность  подшипника [1.стр.211];

 

 

Подшипник 36209 пригоден.

 

8. Расчет элементов корпуса  редуктора.

 

Корпус редуктора выполняем  литым из чугуна. Для удобства монтажа корпус выполняем разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов параллельно плоскости основания. Основные детали корпуса - основание и крышка. Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируют двумя коническими штифтами, которые устанавливают до расточки отверстий под подшипники. Дно корпуса выполняют наклонным (1 - 2°) в сторону сливного отверстия.

В крышке корпуса для заливки  масла, контроля сборки и осмотра  редуктора при эксплуатации предусматриваем  смотровое окно.

В нижней части основания  корпуса предусматриваем сливное  отверстие, закрываемое резьбовой  пробкой, а также отверстие для  установки маслоуказателя.

Для предотвращения повышения  давления внутри корпуса при эксплуатации устанавливаем отдушину на смотровую  крышку.

Для подъема крышки корпуса, а также для подъема в собранном  виде редуктора предусматриваем  ребра с отверстиями на крышке. Основные размеры корпуса редуктора  выбираются согласно рекомендациям [3.П 11]:

Толщена стенки корпуса  = 8 мм; Толщена стенки крышки = 8 мм;

Принимаем болты с метрической резьбой, соединяющих: Редуктор с рамой (фундаментных) d1=14 мм; Корпус с крышкой  у бобышек подшипников d2 = 12 мм; Корпус с крышкой по периметру соединения d3 = 10 мм; Корпус со смотровой крышки d4 = 8 мм; - Крышку подшипникового узла с корпусом  d5 = 8 мм;

Толщена фланца редуктора: фундаментного мм;

- корпуса и крышки(соединения с крышкой ) мм;

Литейные уклоны – 3о, литейные радиусы R=3-5 мм;

 

9. Выбор посадок деталей  редуктора.

 

Таблица 9.1- Назначение посадок.

Вал

Пример применения

Обозначение посадки

1

2

3

Вал ведущий:

Крышки торцевые на подшипники качения 

Ø85 Н7/h8

 

Наружные кольца подшипников качения

Ø85 Н7/l0

 

Внутренние кольца подшипников качения

Ø45 L0/k6

 

Внутренние поверхности  манжет

Ø35 h11

 

Шкив

Ø30 Н7/j6

Вал ведомый:

Крышки торцевые на подшипники качения

Ø85 Н7/h8

 

Наружные кольца подшипников качения

Ø85 Н7/l0


Продолжение табл. 9.1

1

2

3

 

Внутренние кольца подшипников качения

Ø45 L0/k6

 

Распорная втулка

Ø45 E9/k6

 

Зубчатое колесо

Ø50 H7/p6


 

10. Описание сборки и смазки редуктора.

 

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно  очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная  с узлов валов:

на ведущий вал напрессовывают роликоподшипники с распорной втулкой, предварительно нагретые в масле до 80-100°С;

в ведомый вал закладывают  шпонку  и  напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем  устанавливают роликоподшипники с распорной втулкой, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса  редуктора  и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка  крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают  крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку

к корпусу. В подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки  закладывают  уплотнения (манжета).

Проверяют проворачиванием  валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и  закрепляют крышки винтами.

Далее на ведомый вал в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают муфту и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Далее на ведущий вал в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Заливают в корпус масло и закрывают  смотровое отверстие крышкой  с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими  условиями.

Так как скорость в зубчатом зацеплении в редукторе невысокая  для смазывания зубчатых колес используем картерное смазывание - окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения зубчатого колеса на ведомом валу в масло на глубину, равную высоте зуба.

Выбор сорта масла начинаем с определения необходимой кинематической вязкости масла. Кинематическая вязкость определяется в зависимости от контактного давления в зубьях и от окружной скорости колеса. Так кинематическая вязкость масла равна 28x10-6 м2/c—  [1.табл.10.8]

Согласно c [1.табл.10.10] этой вязкости соответствует масло Индустриальное И-30А ГОСТ 20799-93.

Для смазывания подшипников  используем консистентную смазку солидол  жировой УС-1 ГОСТ 1033-79.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Литература.

  1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ С.А.Чернавский, К.Н.Боков, И.М.Чернин и др. – 2-е издание., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1987.-416с.: ил.
  2. Конструирование узлов и деталей машин. Учеб. пособие для техн. спец. вузов/ П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов 8-е издание., перераб. и доп. – М.: Издательский центр «Академия», 2003.-496.
  3. Детали машин. Проектирование: Учеб. пособие / Л.В.Курмаз, А.Т.Скойбеда. – Мн.:УП «Технопринт», 2001. – 290с.
  4. А.Е.Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин. Учеб. пособ. Изд. 2-ое, перераб. и дополн. – Калининград: Янтар. сказ. 2002г. -454
  5. А. В. Кузьмин, Н. Н. Макейчик, В. Ф. Калачев. « Курсовое проектирование деталей машин » Часть 2, Минск «Вышэйшая школа», 1982

 


Редуктор конический