|
Закрытые
зубчатые передачи (редукторы) одноступенчатые цилиндрические и конические
ГОСТ 2185-66
|
|
1-ый
ряд
|
1,0
|
1,25
|
1,6
|
2,0
|
2,5
|
3,15
|
4,0
|
5,0
|
6,3
|
8,0
|
10,0
|
|
2-ой
ряд
|
1,12
|
1,4
|
1,8
|
2,24
|
2,8
|
3,55
|
4,5
|
5,6
|
7,1
|
9,0
|
11,2
|
|
Двухступенчатые
редукторы ГОСТ 2185-66
|
|
1-ый
ряд
|
6,3
|
8,0
|
10,0
|
12,5
|
16
|
20,0
|
25
|
31,5
|
40
|
50
|
63
|
|
2-ой
ряд
|
7,1
|
9,0
|
11,2
|
14
|
18
|
22,4
|
28
|
35,5
|
45
|
56
|
-
|
|
Трехступенчатые
редукторы ГОСТ 2185-66
|
|
1-ый
ряд
|
31,5
|
40
|
50
|
63
|
80
|
100
|
125
|
160
|
200
|
250
|
315
|
|
2-ой
ряд
|
35,5
|
45
|
56
|
71
|
90
|
112
|
140
|
180
|
224
|
280
|
355
|
|
Открытые
зубчатые передачи
|
3…7
|
|
Цепные
передачи
|
2…5
|
|
Ременные
передачи
|
2…4
|
|
Муфты
|
1
|
Для двухступенчатой передачи (рис. 1.1):
,(1.7)
где 
,
-
передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней редуктора.
Рисунок 1.1 - Схема коническо-цилиндрического
редуктора.
Передаточное число тихоходной цилиндрической
ступени двухступенчатых коническо-цилиндрических редукторов определяют по
соотношениям:
.= 1,1 х Ö16
= 4,4(1.8)
Передаточные числа быстроходной ступени
двухступенчатых редукторов определяют по соотношениям:
. = 16 /4,4 =
3,63(1.9)
Передаточные числа согласовываем со стандартными
значениями согласно ГОСТ 12289 для конических передач и ГОСТ 2185 -
цилиндрических передач и принимаем: ut
= 4,5 uб
= 3,55. Уточняем полученное передаточное число
редуктора и цепной передачи
, = 4,5 х 3,55 =
15,975
uц
= uобщ
/ up
= 34,93 / 15,975 = 2,18
.4 Расчет мощности на валах привода
Рассчитаем мощность на валах привода по
следующим формулам:
РI=Рдв;
РII=РI
η1;
РIII=РIIη2;
РIV=РIIIη3,(1.10)
где Рдв - мощность выбранного
электродвигателя, Вт; РI, РII, РIII,
РIV - мощность на соответствующих ступенях привода, Вт; η1,
η2,
η3
- КПД соответствующих ступеней привода.
Р1 = 5,5 кВт;
Р2 = Р1 х h1
hп=
5,5 х 0,96 х 0,99= 5,22 кВт,
Р3 = Р2 h2hп
= 5,22 х 0,97 х 0,99 = 5,01 кВт;
Р4 = Р3 h3hп
= 5,22 х 0,88 х 0,99 = 4,54 кВт;
1.5 Расчет частоты вращения валов привода
Определим частоту вращения валов привода по формулам:
; 
;
;
,(1.11)
где пI, пII,
пIII, пIV - частота вращения на
соответствующих ступенях привода; ипер - передаточное число
соответствующей передачи.
n1
= nдв
= 1435 об/мин
n2
= n1
/ uб
= 1435 / 3,55 = 404,2
n3
= n2
/ uт
= 404,2 / 4,5 = 89,82
n2
= n1
/ uб
= 89,82/ 2,18 = 41,2
.6 Определение вращающих моментов
Определяем вращающие моменты на всех валах
привода по формулам:
, 
,(1.12)
где ипер и ηпер
- передаточное число и КПД передачи, расположенной между электродвигателем и
редуктором.
М1 = Мдв = Рдв/wдв
= Рдв /(p n/30)
= 5500 / (3,14 х 1435/30) = 36,67 Н м
М2 = М1 uб
ηБ
ηп
= 36,67 3,55 0,96 0,99 = 123,7 Н м
М3 = М2 uт
ηЕ
ηп
= 123,7 4,5 0,97 0,99 = 534,55 Н м
М4 = М3 uц
ηц
ηп
= 534,55 2,18 0,88 0,99 = 1025,48 Н м
2. Выбор материала для изготовления зубчатых
колес. Определеие допускаемых напряжений
.1 Выбор твердости, термообработки и материала
колес
Материал для изготовления косозубых зубчатых
колес согласно рекомендаций таблиц. 2.1 - 2.3, для средней мощности Р≤7,5
кВт принимаем:
шестерни - сталь 40Х, термообработка -
улучшение, твердость - 235…262 НВ;
колеса - сталь 45Л, термообработка -
нормализация, твердость - 207…235 НВ.
Твердость шестерни НВ1 назначаем
больше твердости колеса НВ2 для лучшей прирабатываемости. Разность
средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости
материала Н≤350 НВ в передачах с прямыми и непрямыми зубьями
должна составлять:
НВ1ср - НВ2ср=20…50.
Проверяем условие разности средних твердостей
зубьев шестерни и колеса:
,(2.1)
НВср1 = (НВ1мин
+ НВ1мах) = (262 + 235)/2 = 248,5
НВср2 = (НВ2мин
+ НВ2мах) = (235 + 207)/2 = 221
НВ1ср - НВ2ср=
248,5 - 221 = 24,4 > 20 … 50
- условие выполняется
где НВmin
и НВmax
- минимальное и максимальное значение диапазона твердости выбранного материала;
2.2 Определение допускаемых контактных
напряжений
Допускаемые контактные напряжения при расчетах
на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [σ]Н1
и колеса [σ]Н2.
Срок службы привода (ресурс), с учетом вычета 20
% часов на профилактику, текущий ремонт, нерабочие дни и пр., ч:
(2.2)
Lh
= 365 8 = 2920 - (2920 20%) = 2336 ч
где tс
- средняя продолжительность работы, ч. Принимаем tс = 8 ч
Из полученного значения Lh
следует вычесть 10…25 % часов на профилактику, текущий ремонт, нерабочие дни.
Определить коэффициент долговечности для зубьев
шестерни и колеса:
,(2.3)
где NH0
- число циклов перемены напряжений, соответствующий средней твердости (табл.
2.4);
NH0
= 16,5 млн для шестерни
NH0
= 10 млн для колеса
N - число
циклов перемены напряжений за весь срок службы
.(2.4)
N1кон
= 573 x (3,14 х
1435/30) x
2336
= 201 106
N2кон
= N1цил
= 573 x (3,14 х 404/30)
x
2336
= 56,6 106
N2цил
= 573 x (3,14 х
89,8/30) x
2336
= 12,5 106
Для нормализованных или улучшенных колес 
.
Поскольку N > NH0
,
для передач принимаем 
.
По табл. 2.1 определяем допускаемое контактное
напряжение [σ]Н0,
соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены
напряжений NH0.
.(2.5)
[σНO1]
= 1,8 248,5 + 75 = 514,3
[σНO2]
= 1,8 221 + 75 = 464,8
Определяем допускаемые контактные напряжения [σ
Н]
для зубьев шестерни и колеса: Поскольку ,
[σНO]
= [σН]
Цилиндрические и конические зубчатые передачи с
прямыми и непрямыми зубьями при НВ1ср - НВ2ср=20…50
рассчитываем по наименьшему значению [σН]
из полученных для шестерни [σН1]
и колеса [σН2],
т.е. по менее прочным зубьям: [σН]
= 464,8
.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
Определим коэффициент долговечности для зубьев
шестерни и колеса:
,(2.6)
где NF0
=4·106 - число циклов перемены напряжений для всех сталей,
соответствующее пределу выносливости.
При твердости Н≤350 НВ принимают 
,
при твердости Н>350 НВ 
. Поскольку N
> NF0
,
то принимаем 
.
Определим допускаемое напряжение изгиба [σF0]
, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены
напряжений NF0
по табл. 2.1:
.(2.7)
[σF01]
= 1.03 248,5 = 255,95
[σF02]
= 1,03 221 = 227,63
Поскольку допускаемые
напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса: [σF]
= [σF0]
Расчет передач с прямыми и непрямыми зубьями
выполняем по наименьшему значению [σF]
из полученных: [σF]
= 227,6
3. Расчет цилиндрической косозубой передачи
.1 Расчет основных параметров передачи
Межосевое расстояние
,(3.1)
где 
-
вспомогательный коэффициент, Ка= 43 - для косозубых передач, 
-
коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (по табл. 3.1, для
несимметричного расположения колеса и НВ≤350 принимаем =
1,2); 
-
коэффициент ширины венца, М - вращающий момент на тихоходном валу, Н·м.
Коэффициент ширины венца по ГОСТ 2185-66: =
0,4 для косозубых колес (предпочтительное значение =
(0,25…0,63).
aw
> 43 (4,5 +1) 3Ö
(534,55 103 1,2) / (0,3 4,52 464,882) = 171,2
Полученное значение 
округляем
до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2185-66 и принимаем межосевое
расстояние цилиндрической косозубой передачи: aw
=180
Модуль зацепления
Определим модуль зацепления по формуле:
(3.2)
mn
= ( 0,01 … 0,02) 180 = 1,8 … 3,6
Округляем полученное значение модуля зацепления
до стандартного по ГОСТ 9563-60 (в мм) и принимаем : mn
= 3
Угол наклона зубьев косозубой передачи
Угол наклона зубьев для косозубой передачи
выбирают равным β =
8…16°. Принимаем β = 12°
Суммарное число зубьев шестерни и колеса
,(3.3)
zc
= 2 180 cos 10 / 3 =
118,44
Округляем полученный результат до целого
значения, числа зубьев не могут быть дробными и принимаем zc = 121
Число зубьев шестерни и колеса
Для шестерни:
= 121 / (4,5 +1) =
22(3.4)
для колеса:
= 22 4,5 = 99(3.5)
Округляем полученные результаты до целого
значения, числа зубьев не могут быть дробными.
Проверяем расчет:
= 22 + 99 =
121(3.6)
Уточняем передаточное число:
= 99 \ 22 =
4,5(3.7)
Разница между выбранным стандартным значением
передаточного числа и полученным не должна быть больше 5 %.
Действительная величина угла наклона зубьев
косозубой передачи:
= arcos
(3 121/2 180) = 9,5(3.8)
Торцевой модуль зацепления:
= 3 / cos
9,5 = 3,042(3.9)
Ширина венца шестерни и колеса
Для колеса:
= 0,3 180 = 54
мм(3.10)
для шестерни:
= 54 + 5 = 59
мм(3.11)
Диаметры делительных окружностей шестерни и
колеса мм:
/ cosb
= 22 3 / 0,986 = 66,94 mm(3.12)
cosb
= 99 3 / 0,986 = 301,21 mm(3.13)
Фактическое межосевое расстояние
После расчета делительных окружностей шестерни и
колеса делаем проверочный расчет межосевого расстояния:
= (66,94 + 301,21)
\ 2 = 184,075 мм(3.14)
.2 Расчет фактических основных геометрических
параметров передачи для шестерни и зубчатого колеса
Диаметр окружности вершин зубьев шестерни, мм:
= 66,94 + 2 3 =
72,94;(3.15)
для колеса:
= 301,21 + 2 3 =
307,21(3.16)
Диаметр окружности впадин зубьев шестерни, мм:
= 66,94 - 2,5 3 =
59,44(3.17)
для колеса:
= 301,21 - 2,5 3 =
293,71(3.18)
Окружная скорость шестерни:
= 42,28 х 0,06694
/2 = 1,415(3.19)
колеса:
= 9,4 0,30121 /2 =
1,415(3.20)
.3 Проверочный расчет передачи
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку и
неравномерность распределения нагрузки между зубьями по ширине венца:
= 1,05 1,1 1,05 =
1,21(3.21)
где 
-
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; Кhb
- динамический коэффициент.
Для косозубых колес в зависимости от окружной
скорости ϑ: при ϑ < 10 м/с и 8-й степени точности =1,05…1,15.
Динамический коэффициент 
определяют
в зависимости от окружной скорости колес ϑ и степени точности их
изготовления.
Для прямозубых колес при ϑ < 5
м/с следует назначать 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81; при этом =1,05…1,10.
Меньшие из указанных значений относятся к колесам с твердостью поверхностей
зубьев НВ≤350.
Контактные напряжения цилиндрических косозубых
передач, Н/мм2:
;(3.22)
σН
= (270 / 180) Ö(534,55 103 1,21
(4,5+1)3)/ 77 4,52 = 393 <
[σН]
4. Расчет конической зубчатой передачи
Внешний делительный размер колеса
2 > 165 Ö(uk
M 103 / q
[sH]2
) KHb(3.1)
[sH]
- допускаемое контактное напряжение, Н/мм2;
М - вращающий
момент на колесе, Н м;
uk
- передаточное число передачи;
KHb
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, для
прирабатывающихся колес с прямыми зубьями KHb
= 1
q = 1
- для прямозубых колес.
2 >
165 Ö(3,55 123,7 103
/ 464,882) = 234,14 мм
Полученное значение округляем до ближайшего
большего и принимаем de2
= 235 мм
Рассчитываем углы делительных конусов шестерни и
колеса
= 90 - 74,29 =
15,71(3.2)
= arctg
3,55 = 74,29
где δ
- угол делительного конуса.
Определяем внешнее конусное расстояние
Re = de2 / (2sin δ2)
= 235 / 2sin 74,29 =122,39(3.3)
Ширина венца шестерни и колеса должна быть
b
= yR
Re
= 0,285 122,39 = 34,88 мм(3.4)
где yR
= 0,285 - коэффициент ширины венца, значение ширины венца округляем до
ближайшего целого значения и принимаем b
=35 мм
Внешний окружной модуль для прямозубых зубчатых
конических колес
mt >
(14 M 103 / de2 q
F
b [sF]2
) KFb(3.4)
qF
= 0,85 - для прямозубых колес;
[sF]
- допускаемое
напряжение на изгиб зубьев колеса;
KFb
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, для
прирабатывающихся колес с прямыми зубьями KFb
= 1
t
> 14 123,7 103 / 235
0,85 35 227,6 = 1,59
Определяем число зубьев колеса и шестерни
Z2 =
de2/ mt
= 235 / 1,59 = 147,7 Z1
= Z2
/ uk
= 147,7/3,55 = 41,6 (3.5)
Полученные значения округляем в большую сторону
до ближайшего целого значения и принимаем: Z2
= 148, Z1
= 42
Проверяем фактическое значение передаточного
отношения
= Z2
/ Z1
= 148 /42 = 3,53
Уточняем действительные углы делительных конусов
= 90 - 74,29 =
15,79
= arctg
3,53 = 74,21
Подсчитываем геометрические параметры шестерни и
колеса:
Диаметр делительный
= 42 1,59 = 66,78
= 148 1,59 =
235,32
Диаметр окружности вершин зубьев
cosd1
= 66,78 + 2 1,59 cos15,79
= 69,84
cosd2
= 235,32
+ 2 1,59 cos74,21 =
236,18
Определяем контактные напряжения
,(3.6)
sH
= 335 / (122,39 - 0,5 35) Ö((123,7 103
1,1 (3,52 +1)3) / 35 3,522 = 583,1
sH
< [sH]
5. Проектный расчет валов редуктора
.1 Расчет валов
Расчет редукторных валов производится в два
этапа: 1-й - проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение; 2-й -
проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и
кручения.
Определяем силы в зацеплении редуктора согласно
таблице 5.1
Таблица 5.1. Силы, действующие в зацеплении.
|
Вид
передачи
|
Силы
в зацеплении
|
Значение
силы, Н
|
|
|
на
шестерне
|
на
колесе
|
|
Цилиндрическая
косозубая
|
Окружная
|
|
|
|
Радиальная
|
|
|
|
Осевая
|
|
|
|
Коническая
прямозубая
|
Окружная
|
|
|
|
Радиальная
|
|
|
|
Осевая
|
|
|
Принимаем материал валов - сталь 45, одинаковую
для быстроходного и тихоходного валов. Механические характеристики сталей для
изготовления валов (σH,
σF,
σ-1)
определяем по табл. 2.2.
Проектный расчет валов выполняется по
напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают
напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени
(циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета
допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [τк]
= 10...20 Н/мм2. При этом меньшие значения [τк]
- для быстроходных валов, большие [τк]
- для тихоходных.
Определим диаметр выходного конца вала из
расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета
влияния изгиба:
,(5.1)
dвых
= 3Ö16 534,55 103 /3,14 20 = 51,45
Округляем до стандартного и принимаем dвых
= 52 мм
Проектный расчет ставит целью определить
ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и
длину l.
Тихоходный вал представляет собой ступенчатое
цилиндрическое тело, количество и размеры ступней которого зависят от
количества и размеров деталей, установленных на вал (рис. 5.1). Рассчитываем
диаметры каждой ступени и линейные размеры, пользуясь рекомендациями,
приведенными в таблицах 4.2 и 4.3.
2 = dвых +2 t = 52 + 2 3
= 58 мм
d3 = d2 +2 r = 58 + 2 3
= 64 мм
d5 = d3 +3 f = 64 + 3 2
= 70 мм
l1 = 1,5 d вых= 1,5 52 =
78
l2 = 1,25 dвых = 1,25 52 =
65
Остальные
размеры вала определяют графически при эскизной компоновке
Рис. 5.1. Тихоходный вал
Таблица 5.2. Определение размеров ступеней валов
одноступенчатых редукторов, мм
|
Ступень
вала и её параметры d, l
|
Вал-шестерня
коническая (рис. 4.1, в)
|
Вал-шестерня
цилиндрическая (рис.4.1, б)
|
Вал
колеса (рис. 4.1, г)
|
|
1
- под элемент открытой передачи или полумуфту
|
d1
|
 ,
где Т − крутящий момент, Н·м
|
|
l1
|
l1
= (0,8...1,5)·d1 − под звёздочку; l1 =
(1,0...1,5)·d1 − под шестерню; l1 = (1,2...1,5)·d1
− под шкив; l1 = (1,0...1,5)·d1 − под
полумуфту
|
|
2
- под уплотнение крышки с отверстием и подшипник
|
d2
|
d2
= d1+2t
- только под уплотнение
|
d2
= d1+2t
|
|
l2
|
l2
≈ 0,6·d4 - только под уплотнение
|
l2
≈ 1,5·d2
|
l2
≈ 1,25·d2
|
|
3
- под шестерню, колесо
|
d3
|
d3
= d4+3,2·r
возможно d3≤df1;
d3> df1
(см. п.7)
|
d3
= d2+3,2·r
возможно d3≤df1;
при d3>da1 принять d3=da1 (см.
п.7)
|
d3
= d2+3,2·r
|
|
l3
|
l3
определить графически на эскизной компоновке (см. п.7)
|
|
4
- под подшипник
|
d4
|
d4
= d5+(2...4) мм
|
d4
= d2
|
|
l4
|
l4
определить графически
|
l4=B
- для шариковых подшипников; l4 = B − для роликовых
конических подшипников
|
|
5
- под резьбу
|
d5
|
d5
под резьбу определить в зависимости от d2 по табл. 7.
|
Не
конструируют
|
d5
= d3+3·f
ступень можно заменить распорной втулкой (см. п.7)
|
|
l5
|
l5
≈ 0,4·d4
|
|
l5
определить графически (см. п.7)
|
Примечания:
. Значения высоты t
заплечика
(буртика) и f
величины
фаски ступицы колеса и координаты фаски rmax
подшипника определяют в зависимости от диаметра ступени d по следующей
таблице:
Таблица 5.3.
|
d
|
17...24
|
25...30
|
32...40
|
42...50
|
52...60
|
62...70
|
71...85
|
|
t
|
3
|
3,5
|
3,5
|
4,0
|
4,5
|
4,6
|
5,6
|
|
rmax
|
1,5
|
2,0
|
2,5
|
3,0
|
3,0
|
3,5
|
3,5
|
|
f
|
1
|
1
|
1.2
|
1.6
|
2
|
2
|
2,5
|
Рис. 5.2. Быстроходный вал
Рассчитываем диаметры каждой ступени и линейные
размеры, быстроходного вала, аналогично расчету вала тихоходного.
Диаметр d1 выходного конца быстроходного вала,
соединённого с двигателем через муфту, определить по соотношению d1 =
(0,8...1,2)•d1(дв), где d1(дв) − диаметр выходного конца вала ротора
двигателя (табл. 1.2).
d1 = (0,8...1,2)•d1(дв), = 1,0 х 32 = 32 мм
d2
= dвых
+2 t = 32 + 2 3 = 38 мм
d4
= d5
+(2 …4) = 36 + 2 3 = 46 мм
d5
= М36 х 1,5 - размер вала под резьбу
l1
= 1,5 d
вых=
1,5 32 = 48 мм
l2
= 0,4 dвых
= 0,4 32 = 13 мм
5.2 Предварительный выбор подшипников качения
В соответствии с табл. 5.5 определяем тип, серию
и схему установки подшипников:
для быстроходной конической передачи выбираем
подшипники роликовые конические типа 7000 при n1<1500
об/мин, легкой серии, установленные врастяжку;
для тихоходной косозубой цилиндрической передачи
при аw<200
мм - радиальные шариковые однорядные, с одной фиксирующей опорой, легкой серии.
Из табл. 5.8 для конической передачи подшипники:
№ 7209d
= 45D = 85T
= 20,75b = 19c
= 16
Сr
= 62,7С0r = 50,0e
= 0,41Y = 1,45Y0
= 0,80
α, = 14 градrminr1min
= 1,5
Из табл. 5.6 для цилиндрической передачи
подшипники
№312 d = 60D = 130B = 31r = 3,5
Сr,
= 81,9С0r,
= 48,0
Где динамическая Сr
и статическая С0r
грузоподъемность,
D - диаметр наружного кольца подшипника; В - ширина
шарикоподшипников; Т и с - осевые размеры
роликоподшипников.
6. Расчет шпоночного соединения
Призматические шпонки проверяем на смятие.
Проверяем две шпонки тихоходного вала - под колесом и цепной передачей и одну
шпонку на быстроходном валу - под полумуфтой
Рис. 6.1. - Призматические шпонки
1. По величине диаметра вала определим размеры
поперечного сечения шпонки под колесом тихоходной передачи: b
и h по табл.
6.1. - 18 x 11 мм.
Определим длину шпонки по зубчатым колесом, мм
,(6.1)
L = 70 - 10 = 60 мм
- стандартное значение
Шпонка под звездочкой цепной передачи: 16 х 10,
длину шпонки принимаем равной 50 мм
Шпонка на быстроходном валу: 10 х 8, длину
шпонки предварительно принимаем равной 36 мм
. Определим напряжение смятия по формуле,
МПа:
sсм =
2. kа.M.103
/ (h-t1)
.L.
dвал 
[sсм],
(6.2)
где kа
- коэффициент внешней динамической нагрузки. Режим работы и режим нагружения
ведомой машины - средний неравномерный, следовательно определяем k
= 1,75 (по табл. 6. 3).
Допускаемое напряжение на смятие - [sсм
] = 110 - 190 Н/ мм2 при стальной ступице
шпонка под колесом
sсм = (2 1,75 534,55
103) / (11 - 7) 60 64 = 121,805 Н /мм2
- шпонка под звездочкой цепной передачи
sсм = (2 1,75 534,55
103) / (10 - 6) 50 58 = 161,286 Н /мм2
Поскольку напряжение смятия в данном случае
получилось больше допустимого, на этом участке вала вместо шпоночного
соединения конструируем шлицевое.
шпонка на быстроходном валу
sсм = (2 1,75 36,67 103)
/ (8 - 5) 48 32 = 27,85 Н /мм2
3. Определим напряжение среза по формуле,
МПа:
t= 2. kа.M.103
/ b
.L.
dвал [t],
(6.3)
- шпонка под колесом
tср = (2 1,2 534,55 103)
/ 18 60 64 = 18,56 Н /мм2
- шпонка под звездочкой цепной передачи
tср = (2 1,2 534,55 103)
/ 16 50 58 = 27,65 Н /мм2
- шпонка на быстроходном валу
tср = (2 1,2 36,67 103)
/ 10 36 32 = 17,35 Н /мм2
7. Выбор масла и системы смазки
Смазывание зубчатых передач и подшипников
уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей,
снижает шум и вибрацию, а также предохраняет детали от заедания, задиров и
коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.
Способ смазывания
По способу подвода смазочного материала к
зацеплению различают картерное и циркуляционное смазывание.
Для редукторов общего назначения применяют
непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом
(окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях
от 0,3 до 12,5 м/с.
Для открытых зубчатых передач, работающих при
окружных скоростях до 4 м/с, обычно применяют периодическое смазывание весьма
вязкими маслами или пластичными смазками, которые наносят на зубья через
определенные промежутки времени. В некоторых случаях применяют капельное
смазывание из корыта (при υ
< 1,5 м/с), наполненного вязким маслом и расположенного под зубчатым
колесом.
Циркуляционное смазывание применяют при окружной
скорости υ≥8 м/с. Масло
из картера или бака подается насосом в места смазывания по трубопроводу через
сопла или при широких колесах через коллекторы. Возможна подача масла от
централизованной смазочной системы, обслуживающей несколько агрегатов.
Выбор сорта масла
Выбираем сорт масла в зависимости от значения
расчетного контактного напряжения в зубьях σн
и фактической окружной скорости колес υ.
- И-Г-А-46 (по табл. 7.1). Кинематическая вязкость при 40°С, сСт - 90…100
Определяем количество масла
Для одноступенчатых редукторов при смазывании
окунанием объем масляной ванны определяют из расчета 0,4...0,8 л масла на 1 кВт
передаваемой мощности. Меньшие значения принимают для крупных редукторов.
Необходимое количество составит:
,= 0,4 5, 5 = 2,2
л(7.1)
Определяем уровень масла
В цилиндрических редукторах при окунании в
масляную ванну колеса уровень масла определяется:
, = 0,25 235 =
58,75 мм(7.2)
где тn
- модуль зацепления, мм; d2 - делительный диаметр колеса, мм;
Желательно, чтобы уровень масла проходил через
центр нижнего тела качения подшипника (шарика или ролика).
В конических редукторах должны быть
полностью погружены в масляную ванну зубья конического колеса или шестерни.
Контроль уровня масла
Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора,
контролируют различными маслоуказателями.
Наибольшее распространение имеют жезловые
маслоуказатели, так как они удобны для осмотра; конструкция их проста и
достаточно надежна.
Круглые маслоуказатели удобны для
корпусов, расположенных достаточно высоко над уровнем пола. В них через нижнее
отверстие в стенке корпуса масло проходит в полость маслоуказателя; через
верхнее отверстие маслоуказатель сообщается с воздухом в корпусе редуктора.
Выбираем для данного редуктора именно такую систему контроля смазки.
Слив масла
При работе передач масло постепенно загрязняется
продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его
ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для
этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие (рис. 7.2), закрываемое
пробкой с цилиндрической или конической резьбой.
Отдушины
При длительной работе в связи с нагревом масла и
воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла
через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса
сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках (рис.
7.3).
Отдушина входит в конструкцию штампованной
крышки с фильтром.
Смазка подшипников
В проектируемых редукторах для смазывания
подшипников качения применяют жидкие и пластичные смазочные материалы. При
выборе вида смазочного материала следует учитываем скорость вращения,
температуру узла и способ отвода теплоты от подшипников, способ подачи
смазочного материала, конструкцию уплотнений и вид смазочного материала в
сопряженных узлах.
При смазывании зубчатых колес окунанием
подшипники качения обычно смазываются из картера в результате разбрызгивания
масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам.
Надежное смазывание разбрызгиванием возможно при окружных скоростях υ>2
м/с. Для свободного проникновения масла полость подшипника должна быть открыта
внутрь корпуса.
При малых скоростях, когда разбрызгивание масла
недостаточно для смазывания подшипников, его можно собирать с торцов зубчатых
колес, используя для этого скребки. Установка сборников и скребков масла в
проектируемых редукторах должна обеспечивать смазывание подшипников при любом
направлении вращения.
Смазывание пластичными материалами применяется
при окружных скоростях υ≤2
м/с. Полость подшипника, смазываемого пластичным материалом, должна быть
закрыта с внутренней стороны подшипникового узла внутренним уплотнением (см.
10.4, п. 6).
Размеры внутренней полости корпуса под
пластичный материал должны иметь глубину с каждой стороны подшипника примерно
1/4 его ширины. Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой
крышке подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного пластичного
материала производят при ремонте.
Наиболее распространенные для подшипников
качения - пластичные смазки типа солидол жировой (ГОСТ 1033-79), консталин
жировой УТ-1 (ГОСТ 1957-73).
Заключение
Из рассмотрения расчетов и конструирования
зубчатых передач, валов и подшипников, являющихся обязательными почти для всех
машин, следует, что для получения лучшего решения нужно сравнить несколько
вариантов конструкций. Даже если разрабатываемая машина имеет простую схему, то
и тогда быстро найти оптимальный вариант трудно, а для сравнения всех возможных
вариантов требуется много времени.
Но прежде всего, для грамотного конструирования
необходимо обладать большим количеством знаний по основным принципам работы
зубчатых передач, знать их конструкцию, виды материалов, уметь выполнять
простые расчеты деталей на прочность, изгиб, смятие.
Выполнение данной работы позволяет овладеть
некоторыми основами проектирования такого распространенного механизма, как
редуктор, познакомится с его составными частями и их конструкцией.
Список литературы
1. М.Н. Иванов. Детали машин.
- М.: Высш.школа, 2008. - с.408.
2. П. Ф. Дунаев.
Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 2003. - с.352.
. С.А.Чернавский и др.
Курсовое проектирование деталей машин. - М: Машиностроение, 1988. - с.560.
. А.Е. Шейнблит. Курсовое проектирование
деталей машин. - М: Высшая школа, 2002. - с. 454.