Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора
Содержание
электродвигатель редуктор вал
подшипник
Введение
.
Исходные данные
.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет передач
.
Эскизная компоновка редуктора
.
Расчет валов
.1
Силы, действующие на валы
.2
Расчетные схемы валов, реакции, эпюры изгибных и крутящих моментов (Нмм)
5. Подбор подшипников
5.1
Дополнительные исходные данные
.2
Подшипники вала-шестерни
.3
Подшипники ведомого вала
.
Выбор и проверка шпонок
.
Смазка зубчатого зацепления и подшипников
Список
литературы
Введение
Шевронные цилиндрические передачи можно
представить себе как два соединенных между собой косозубых колеса с
противоположными направлениями зубьев: одно - с правым, другое - с левым
наклоном линии зуба. Угол наклона обеих частей зуба одинаковый (обычно
20-30°).Так как обе части шевронного колеса имеют зубья с разным направлением
(левое и правое), то возникающие во время работы осевые силы уравновешиваются,
не создавая дополнительной нагрузки на подшипники.
Шевронные колеса трудоемки и сложны в
изготовлении, особенно важно обеспечить симметричное расположение зубьев обеих
частей. Их широко применяют в крупных редукторах для передачи больших нагрузок
плавно и бесшумно.
Шевронные зубчатые колеса могут быть изготовлены
с канавкой, которую выполняют в середине зубчатого венца для лучшего выхода
инструмента, и без канавки. Колеса без канавки обладают более высокой
прочностью зубьев, но сложнее в изготовлении, чем колеса с канавкой.
1. Исходные данные
Синхронная частота вращения
двигателя, об/мин 1000
Модуль m 5
Количество зубьев колеса z1 21
Количество зубьев шестерни z2
78
Угол наклона зубьев β
180
Диаметр хвостовика шестерни dх1
60
Диаметр хвостовика вала dх2 80
Тип редуктора Цилиндрический
Зубья Шевронные
2. Выбор электродвигателя и
кинематический расчет передач
Определим передаточное число
редуктора
Принимаем из единого ряда [2 стр.51]
передаточное число uгост
Крутящий момент на валу - шестерни
Мощность на входном валу редуктора
- частота вращения выходного вала,
об/мин
Угловая скорость выходного вала
с -1
Мощность на выходном валу
где Т2 - крутящий момент на выходном
валу Нм;
Мощность на входном валу
где η = 0,97− КПД
принимаем для цилиндрического редуктора.
В соответствии с табл. 2.2 [2]
принимаем электродвигатель 4A160S6У3.
Номинальная мощность Р
= 11,0 кВт.
Отношение пускового момента к
номинальному
Синхронная частота вращения nc =1000
об/мин, скольжение S = 2,7%.
Определяем действительную частоту
вращения выходного вала
об/мин.
3. Эскизная компоновка
редуктора
Компоновку производим в
масштабе 1:1 в двух проекциях: разрез по осям валов и вид спереди.
На первом этапе основной
рабочей проекцией является первая.
Проводим оси валов, расстояние
между которыми равно межосевому расстоянию (а = 100 мм), очерчиваем контуры
колеса в. виде прямоугольников.
Определение (назначение)
диаметров ступеней валов.
Диаметр выходного конца вала -
шестерни
где T1 - крутящий момент на валу -
шестерни, Нмм;
Нмм;
= 15 МПа - заниженное значение
допускаемого касательного напряжения [2].
мм;
Принимаем 
= 36 мм.
Диаметр вала под подшипники
назначаем 
= 40 мм.
Диаметр буртика принимаем 
= 46 мм. В
этом случае 
>, a высота
буртика 3 мм обеспечит базирование торца внутреннего кольца подшипника.
Для отношения
принимаем исполнение шестерни и вала
как единой детали - вал-шестерни.
Диаметр конца выходного вала
мм,
принимаем 
= 45 мм.
Диаметр вала под подшипники
назначаем 
= 50 мм.
Полагая установку распорного
мазеудерживающего кольца между внутренним кольцом подшипника и торцом колеса со
стороны хвостовика, назначаем диаметр вала под колесо 
= 60 мм.
Диаметр буртика принимаем 
= 70 мм.
Ориентировочные размеры элементов
корпуса и некоторых деталей
Толщина стенки корпуса редуктора -
по табл. 2.1 [1]
δ = 0,025а + 3 мм ≥ 6 мм; δ = 0,025·125 +
3 = 6,125 мм.
Принимаем δ =8 мм.
Расстояние между стенкой и зубчатым
колесом
а* = 1,2 δ = 1,2·8 =
9, 6 мм;
принимаем а* = 10 мм.
Диаметр стяжных болтов между
верхней и нижней частями корпуса - по табл. 2.1 [1]
где Т2 - имеет физическую величину
Нм;
принимаем 
= 10 мм.
Ширина фланца (по разъему корпуса):
мм.
Ширина фланца (от внутренней
стенки):
мм.
Принимаем 
= 40 мм.
Вал-шестерню устанавливаем на
радиально-упорных роликовых конических подшипниках, ориентируясь на легкую
серию.
Для вала шестерни - подшипник 7208;
размеры его: d = 40 мм; D = 80 мм; В = 18 мм; T = 19,75 мм.
Вал колеса устанавливаем на
радиальных с короткими цилиндрическими роликами подшипниках легкой серии 32210.
Размеры подшипника: d = 50 мм; D = 90 мм; В = 20 мм.
Размеры манжет на выходных концах
валов:
вал - шестерня: D = 70 мм; h =10 мм;
вал колеса: D = 95 мм; h = 12 мм.
Ширина распорного кольца 
= 12 мм.
Крышки подшипников принимаем
торцевые стандартные.
Назначение длины концов валов
Вал-шестерня - по табл. 4.1 [1]
l1= 82 мм, выходной вал l2= 82 мм.
Эскизная компоновка редуктора
показана на рис. 2, при этом приведены размеры, необходимые для дальнейших
расчетов валов, подбора подшипников и шпонок.
4. Расчет валов
.1 Силы, действующие на валы
Силы в зацеплении:
окружная сила
Н;
радиальная сила
Н;
осевая сила
Н;
Консольные силы:
на валу-шестерни
Н;
на выходном валу
Н;
Консольные силы прикладываем к середине концов
валов.
Поскольку направление их неизвестно, то
определяем реакции на опорах валов отдельно от сил зацепления и отдельно от
консольной силы.
Рисунок 3 - Схема действия сил на валы редуктора
4.2 Расчетные схемы валов,
реакции, эпюры изгибных и крутящих моментов (Нмм)
Вал-шестерня (рис. 3)
Из
компоновки находим а1 = 53 мм, b1 = 77 мм, c1 = 53 мм,= 70,57 мм, e1 = 73 мм,
Определение реакций R2x, R1x:
;
H;
H;
;
Проверка:
; 571,5 + 571,5 - 571,5 - 571,5 = 0.
H;
Рисунок 4 - Эпюры сил, изгибных и
крутящих моментов, действующих во входном валу редуктора
Максимальный изгибающий момент:
Н·мм;
Н·мм.
Н·мм;
Н·мм.
Определение реакций R1y, R2y:
Максимальный изгибающий момент:
Н·мм;
Н·мм.
Реакции от консольной cилы FК1:
;
;
;
.
Проверка:
; -518 + 1817 - 1299 = 0.
Максимальный изгибающий момент от
консольной силы:
Н·мм;
Результирующие реакции на опорах от
сил в зацеплении
Н;
Н.
Результирующий максимальный
изгибающий момент от сил в зацеплении:
Н·мм.
Выходной вал (рис. 3)
Из
компоновки находим а2 = 53 мм, b2 = 77 мм, c2 = 53 мм,= 179,43 мм, e2 = 73 мм,
Определение реакций R2x, R1x:
;
;
Рисунок 5 - Эпюры сил, изгибных и
крутящих моментов, действующих в выходном валу редуктора
Проверка:
; 571,5 + 571,5 - 571,5 - 571,5 = 0.
Максимальный изгибающий момент на
участке a2:
Н·мм.
Максимальный изгибающий момент на
участке c2:
Н·мм.
Максимальный изгибающий момент на
участке b2:
Н·мм;
Н·мм.
Определение реакций R1y, R2y:
Максимальный изгибающий момент:
Н·мм;
Н·мм.
Реакции от консольной cилы FК2:
;
;
;
.
Проверка:
; -518 + 1817 - 1299 = 0.
Максимальный изгибающий момент от
консольной силы:
Н·мм;
Результирующие реакции на опорах от
сил в зацеплении
Н;
Н.
Результирующий максимальный
изгибающий момент от сил в зацеплении:
Н·мм.
5. Подбор подшипников
.1 Дополнительные исходные
данные
Нагрузка с легкими толчками,
температура редуктора не превышает 100ºС.
.2 Подшипники вала-шестерни
Для выбранного при эскизной
компоновке радиально-упорного роликового конического подшипника легкой серии
7208 базовая динамическая грузоподъемность С = 58,3 кН, а статическая Со - 40,0
кН.
Радиальная нагрузка на
подшипники:
Н;
Н.
Осевая нагрузка
Н.
.
По значению 
из [2, 3]
определяем коэффициент осевого нагружения е = 0.
Н;
Н.
Проверку на долговечность производим
по подшипнику 1 так как 
.
Наработка в часах
ч
Подшипник 7208 заданный 
ч
обеспечивает.
.3 Подшипники ведомого вала
Для выбранного при эскизной
компоновке радиального с короткими цилиндрическими роликами подшипника легкой
серии 32210 внутренний диаметр d = 40 мм; наружный диаметр D = 80 мм; ширина В
= 18 мм; базовая динамическая грузоподъемность С = 45,7 кН, а статическая Со -
27,5 кН.
Радиальная нагрузка на
подшипники:
Н;
Н.
Осевая нагрузка
Н.
Отношение
.
По значению из [2, 3]
определяем коэффициент осевого нагружения е = 0.
Н;
Н.
Проверку на долговечность производим
по подшипнику 1 так как 
.
Наработка в часах
ч
Подшипник 32210 заданный ч
обеспечивает.
6. Выбор и проверка шпонок
Принимаем для валов призматические
шпонки исполнения I (со округленными концами) ГОСТ 23360-78, табл. 5.1 СП.
Для конца вала-шестерни,
имеющего диаметр dх1 = 36 мм, по табл. 5.1 [1], принимаем шпонку сечением
B·h=10·8, длиной l= 65 мм.
Проверке шпонки на cмятие
где t - глубина шпоночного паза, t =
5 мм; 
- расчетная
длина шпонки,
мм. 
=120 МПа.
МПа. 
Шпонка удовлетворяет условию
прочности.
Для конца выходного вала, имеющего
диаметр dх1 = 45 мм, по табл. 5.1 [1], принимаем шпонку по ГОСТ 23360-78
сечением B·h=14·9, длиной l= 70 мм. Расчетная длина шпонки, 
мм, глубина
шпоночного паза, t =5,5 мм;
Проверке шпонки на смятие
МПа.
Шпонка удовлетворяет условию
прочности.
Для конца выходного вала в
месте посадки колеса с диаметром dв2 = 60 мм, по табл.5.1 [1], принимаем шпонку
по ГОСТ 23360-78 сечением B·h=18·11, длиной l=70мм.
Расчетная длина шпонки,
мм,
глубина шпоночного паза, t =6 мм;
Проверке шпонки на cмятие
МПа.
Шпонка удовлетворяет условию
прочности.
7. Смазка зубчатого зацепления
и подшипников
По табл. 2.11 [1] находим, что
для данного редуктора (окружная скорость υ =3,38 м/с
и контактные напряжения σн = 316 МПА)
целесообразно применить жидкое масло с кинематической вязкостью V = 2,8·106 мм2/с.
Принимаем индустриальное масло
М-30 А ГОСТ 20799-75. Объем масляной ванны
м ≈ 0,3 ∙ Р = 0,3 ∙
15 = 4,5 л.
Максимальное погружение колеса
в масляную ванну ~ 2,5. Для смазки подшипников применяем ЦИАТИМ 201 ГОСТ
6267-74.
Список литературы
1. Методические указания к проектированию
одноступенчатого цилиндрического редуктора по дисциплине "Детали
машин" для студентов специальностей 17.01, 09.02 / Сост. В.В. Калякин.-
Днепропетровск: ДГИ, 1990. - 101 с.
. Проектирование механических передач:
Учеб.-спр. Пособие / С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцев и др.- М.:
Машиностроение, 1984.- 560 с.
3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П.
Конструирование узлов и деталей машин, - К.: Высш. шк., 1985, - 416 с.
4. Курсовое проектирование деталей машин / В.В.
Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев к др.; Под общ. ред. В.Н. Кудрявцева:
Учебное пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. - Л.:
Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1984, - 400 с.