Редуктор двухступенчатый соосный

Редуктор двухступенчатый соосный

Исходные данные для проектирования

Выходная мощность Р_вых = 1,1 кВт; число оборотов выходного вала n_вых = 35; режим работы – тяжелый; срок службы привода – 3 года (рабочих дней – 300, одна смена длится 8 часов, число смен работы – 3); передаточное число редуктора U_р = 14; первая ступень редуктора – прямозубая; разработать рабочий чертеж большего шкива клиноременной передачи.

1. Выбор электродвигателя (ЭД) и расчет основных параметров для всех ступеней передачи

1) Мощность на валу электродвигателя передается всем приводом, состоящим из клиноременной передачи и редуктора. Ее значение определяем по потребной мощности:

где Р – требуемая мощность электродвигателя, кВт

Р_вых – требуемая мощность на выходном валу привода, кВт

h_общ – общий КПД привода,

где h₁₂, h₃₄, h₅₆ – КПД первой, второй и третьей ступени привода соответственно.

В соответствии с рекомендациями с. 3 [1] принимаем:

h₁₂ = 0,96

h₃₄ = h₅₆ = 0,98

Тогда:

 кВт

По табл. 1.1 (с. 4, [1]) принимаем асинхронный короткозамкнутый обдуваемый двигатель 4А80В4У3 с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, мощностью Р_дв = 1,5 кВт и асинхронной частотой 1415 об/мин.

2) Передаточное число привода определяется из выражения:

где n_дв – асинхронная частота вращения вала ЭД, об/мин

n_вых – заданная частота вращения выходного вала привода, об/мин.

Тогда:

Передаточное число клиноременной передачи:

3) Общее передаточное число редуктора определяется из выражения:

где U_Б – передаточное число первой (быстроходной) ступени редуктора,

U_Т – передаточное число второй (тихоходной) ступени редуктора.

По рекомендациям табл. 1.4 (с. 8, [1]) принимаем:

Принимаем U_Т = 3,5.

Тогда:

Тогда:

 – разбивка произведена точно.

4) Определяем расчетные параметры для ступеней привода.

Расчетная мощность на валах привода определяется по формулам:

Р_I = Р_дв; Р_II = Р_I×h₁₂; Р_III = Р_II×h₃₄; Р_IV = Р_III×h₅₆

где Р_дв – мощность на валу электродвигателя, кВт;

h₁₂, h₃₄, h₅₆, – КПД соответствующих ступеней привода.

Частота вращения валов привода определяется из соотношений:

n_I = n_дв; ; ;

где n_дв – асинхронная частота вращения вала привода, об/мин;

n _{I – IV} – частоты вращения соответствующих валов привода, об/мин.

Крутящие моменты на валах привода определяются по формуле:

, Н×м,

где Р – мощность, передаваемая валом, кВт;

n – частота вращения вала, об/мин.

Все расчеты по вышеприведенным формулам сведем в таблицу 1.1.

Таблица 1.1

2. Расчет зубчатых передач редукторов

2.1 Расчет тихоходной ступени редуктора

Расчет зубчатых передач нашего редуктора начинаем с расчета тихоходной ступени, поскольку в соосных редукторах она нагружена больше, нежели быстроходная ступень.

Суммарное время работы привода в часах определяется по формуле:

где L_год – срок службы привода, лет;

С – число смен работы привода;

300 – количество рабочих дней в году;

8 – число рабочих часов за одну смену.

Тогда:

 ч.

Выбор термической обработки заготовок

По табл. 2.2 (с. 10, [1]) выбираем материал для изготовления зубчатых колес – сталь 12ХН3А. Принимаем твердость рабочих поверхностей зубьев > НВ 350. В этом случае зубья во время работы не прирабатываются и обеспечивать разность твердостей зубьев шестерни и колеса не требуется. Выбираем термообработку – улучшение + цементация + закалка. Твердость поверхности HRC 56…63, сердцевины НВ 300…400.

Определение механических свойств материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений

1) Средние значения твердостей зубьев:

2) Предельные характеристики материалов:

s_В = 1000 МПа, s_Т = 800 МПа (см. табл. 2.2, [1]).

3) Допускаемые напряжения для расчета передачи на контактную выносливость:

(см. табл. 2.5, [1]).

В этих формулах:

s_ОН – длительный предел контактной выносливости

 МПа (см. табл. 2.6, [1]);

S_Н – коэффициент безопасности, S_Н = 1,2 (см. табл. 2.6, [1]).

Тогда:

 МПа.

N_НО – число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости; N_НО = 200×10⁶ (рис. 2.1, [1]);

N_НЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на контактную выносливость:

К_НЕ – коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы К_НЕ = 0,5 (табл. 2.4, [1]);

N_S – суммарное число циклов перемены напряжений

где n_i – частота вращения i-го зубчатого колеса.

Для шестерни: N_S1 = 60×21600×122,5 = 158,8×10⁶ циклов

Для колеса: N_S2 = 60×21600×35 = 45,4×10⁶ циклов

Таким образом,

 циклов

 циклов

Так как N_НЕ1 < N_НО и N_НЕ2 < N_НО, то:

 МПа

 МПа

В качестве  принимаем меньшее из  и , т.е.  = 1330 МПа.

Предельное допускаемое напряжение определим по формуле:

 МПа

Условие < выполняется.

4) Допускаемое напряжение для расчета передачи на изгибную выносливость:

(см. табл. 2.5, [1]).

В этих формулах:

s_ОF – длительный предел изгибной выносливости

 МПа (см. табл. 2.6, [1]);

S_F – коэффициент безопасности, S_F = 1,55 (см. табл. 2.6, [1]).

Тогда:

 МПа.

N_FЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на изгибную выносливость:

К_FЕ – коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы К_FЕ = 0,2 (табл. 2.4, [1]);

Таким образом,

Для шестерни:  циклов

Для колеса:  циклов

Так как N_FЕ1 > 4×10⁶ циклов и N_FЕ2 > 4×10⁶ циклов, то принимаем N_FЕ1 = N_FЕ2 = 4×10⁶ циклов.

Тогда:

 МПа

Так как  МПа (табл. 2.6, [1]), то условие < выполняется.

Определение коэффициента нагрузки

По рекомендациям стр. 21 и 24 ([1]) принимаем для 7–9 степени точности зубчатых колес и соосной схемы редуктора:

– коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость  = 1,75;

– коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость  = 1,8.

Проектирование зубчатой передачи

1)   Определение предварительного значения межосевого расстояния производим по формуле:

, мм

Здесь: Т₂ – номинальный вращающий момент на валу колеса, Н×м;

U – передаточное число;

К_Н – коэффициент расчета на контактную выносливость;

y_ba – коэффициент ширины зубчатых колес передачи, y_ba = 0,4 (см. табл. 2.9 с. 18, [1]);

 – допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость, МПа.

Тогда:

 мм

По табл. 3.2 (с. 22, [1]) принимаем а_w = 100 мм.

2)   Определение рабочей ширины зубчатых колес.

Рабочая ширина колеса:  мм (в соответствии с ГОСТ 6636–69).

Ширина шестерни: b₁ = b₂ + (2…4) = 40 + 4 = 44 мм. По ГОСТ 6636–69 принимаем b₁ = 45 мм.

3)   Определение ориентировочного значения модуля производим по формуле:

m = (0,01…0,02)×а_w = 1,0…2,0 мм.

По табл. 3.3 (с. 22, [1]) принимаем m = 2 мм.

4)   Суммарное число зубьев:

5)   Число зубьев зубчатых колес:

шестерни , принимаем z₁ = 22

колеса  = 100 – 22 = 78

6)   Определяем фактическое значение передаточного числа:

Ошибка: % = 1,4% < 4%, что допустимо.

Проверка зубьев на выносливость при изгибе

1) Проверка колеса на выносливость при изгибе производится по формуле:

где Y_F2 – коэффициент, учитывающий форму зуба колеса.

По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес Y_F2 = 3,6.

Тогда:

 МПа <  МПа

2) Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

где Y_F1 – коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни.

По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес Y_F1 = 3,9.

Тогда:

 МПа <  МПа

Определение основных параметров зубчатого зацепления

1) Диаметры делительных окружностей:

 мм

 мм

Проверка:  мм – равенство выполняется.

2) Диаметры окружностей вершин:

 мм

 мм

3) Диаметры окружностей впадин:

 мм

 мм

Силы, действующие в зацеплении

1) Окружная сила:

 Н

2) Радиальная сила:

 Н

2.2 Расчет быстроходной ступени редуктора

Выбор термической обработки заготовок

Для уменьшения сортамента материала, применяемого при изготовлении редуктора, для изготовления зубчатых колес быстроходной ступени редуктора применяем ту же сталь, что и тихоходной ступени редуктора, а именно сталь 12ХН3А с цементацией после улучшения и закалки.

Определение механических свойств материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений

1) Средние значения твердостей зубьев:

 (см. выше)

2) Предельные характеристики материалов:

s_В = 1000 МПа, s_Т = 800 МПа (см. табл. 2.2, [1]).

3) Допускаемые напряжения для расчета передачи на контактную выносливость:

(см. табл. 2.5, [1]).

В этих формулах:

s_ОН – длительный предел контактной выносливости

 МПа (см. табл. 2.6, [1]);

S_Н – коэффициент безопасности, S_Н = 1,2 (см. табл. 2.6, [1]).

Тогда:

 МПа.

N_НО – число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости; N_НО = 200×10⁶ (рис. 2.1, [1]);

N_НЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на контактную выносливость:

К_НЕ – коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы К_НЕ = 0,5 (табл. 2.4, [1]);

N_S – суммарное число циклов перемены напряжений

где n_i – частота вращения i-го зубчатого колеса.

Для шестерни: N_S1 = 60×21600×490 = 635×10⁶ циклов

Для колеса: N_S2 = 60×21600×122,5 = 158,8×10⁶ циклов

Таким образом,

 циклов

 циклов

Так как N_НЕ1 > N_НО, то и N_НЕ1 = N_НО = 200×10⁶, и тогда:

 МПа

 МПа

В качестве  принимаем меньшее из  и , т.е.  = 1330 МПа.

 МПа.

Условие < выполняется.

4) Допускаемое напряжение для расчета передачи на изгибную выносливость:

(см. табл. 2.5, [1]).

В этих формулах:

s_ОF – длительный предел изгибной выносливости

 МПа (см. табл. 2.6, [1]);

S_F – коэффициент безопасности, S_F = 1,55 (см. табл. 2.6, [1]).

Тогда:

 МПа.

N_FЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на изгибную выносливость:

К_FЕ – коэффициент приведение; при тяжелом режиме работы К_FЕ = 0,2 (табл. 2.4, [1]);

Таким образом,

Для шестерни:  циклов

Для колеса:  циклов

Так как N_FЕ1 > 4×10⁶ циклов и N_FЕ2 > 4×10⁶ циклов, то принимаем N_FЕ1 = N_FЕ2 = 4×10⁶ циклов.

Тогда:

 МПа

Так как  МПа (табл. 2.6, [1]), то условие < выполняется.

Определение коэффициента нагрузки

1) Определяем коэффициент ширины быстроходной ступени по формуле:

где U – передаточное число быстроходной ступени, U = 4;

а_w – межосевое расстояние, полученное при расчете тихоходной ступени, а_w = 100 мм;

К_Н – коэффициент концентрации нагрузки при расчете на контактную выносливость. По рекомендациям на с. 21 ([1]), К_Н = 1,75;

Т₂ – крутящий момент на валу шестерни быстроходной ступени, Т₂ = 110 Н×м.

Подставляя значения в формулу, получаем:

Принимаем y_ba = 0,2 (см. рекомендации с. 26, [1]).

Коэффициент нагрузки на изгибную выносливость принимаем по рекомендациям на с. 24 ([1]) К_F = 1,8.

Проектирование зубчатой передачи

1) Межосевое расстояние получаем из расчета тихоходной ступени редуктора:

а_w = 100 мм.

2) Определение рабочей ширины зубчатых колес.

Рабочая ширина колеса:  мм. По ГОСТ 6636–69 принимаем b₂ = 20 мм.

Ширина шестерни: b₁ = b₂ + (2…4) = 20 + 2 = 22 мм (в соответствии с ГОСТ 6636–69).

3) Определение ориентировочного значения модуля производим по формуле:

m = (0,01…0,02)×а_w = 1,0…2,0 мм.

По табл. 3.3 (с. 22, [1]) принимаем m = 2 мм.

4) Суммарное число зубьев:

5) Число зубьев зубчатых колес:

шестерни , принимаем z₁ = 20

колеса  = 100 – 20 = 80

6) Определяем фактическое значение передаточного числа:

Проверка зубьев на выносливость при изгибе

1) Проверка колеса на выносливость при изгибе производится по формуле:

где Y_F2 – коэффициент, учитывающий форму зуба колеса.

По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес Y_F2 = 3,6.

Тогда:

 МПа <  МПа

2) Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

где Y_F1 – коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни.

По табл. 3.4 (с. 25, [1]) для несмещенных колес Y_F1 = 3,9.

Тогда:

 МПа <  МПа

Определение основных параметров зубчатого зацепления

1) Диаметры делительных окружностей:

 мм

 мм

Проверка:  мм – равенство выполняется.

2) Диаметры окружностей вершин:

 мм

 мм

3) Диаметры окружностей впадин:

 мм

 мм

Силы, действующие в зацеплении

1) Окружная сила:

 Н

2) Радиальная сила:

 Н

3. Проектирование ременной передачи

Ременная передача – это вид механической передачи, осуществляемой при помощи ремня, натянутого на шкивы. Передача крутящего момента происходит посредством силы трения, возникающей между шкивами и ремнем при его натяжении.

Клиноременная передача – частный случай ременной передачи с ремнем в сечении трапецеидальной формы (клиновых). Благодаря повышенному сцеплению со шкивами, обусловленному эффектом клина, несущая способность клиновых ременных передач выше, чем плоскоременных. Поэтому в нашем курсовом проекте мы будем использовать передачу с клиновым ремнем.

3.1 Расчет ременной передачи

1) Выбираем сечение ремня.

По графику рис. 11 ([2]) выбираем ремень сечением А с размерами (см. табл. 1, [2]): W_р = 11 мм, W = 13 мм, Т₀ = 8 мм, площадью сечения А = 81 мм², масса одного метра длины ремня = 0,105 кг/м, минимальный диаметр ведущего шкива d_min = 90 мм.

2) Определяем диаметры шкивов.

С целью увеличения рабочего ресурса передачи принимаем d₁ > d_min. Из стандартного ряда ближайшее большее значение d₁ = 100 мм. Расчетный диаметр ведомого (большего) шкива:

где x – коэффициент скольжения, x = 0,01;

U – передаточное число клиноременной передачи, U = 2,89 (см. раздел 1 КП).

Тогда:

 мм

Округляем d₂ до ближайшего стандартного значения. Тогда: d₂ = 280 мм.

Уточняем передаточное число клиноременной передачи:

Отличие от заданного передаточного числа:

% = 2,1% < 5%, что допустимо.

3) Межосевое расстояние ременной передачи:

 мм

 мм

Принимаем промежуточное стандартное значение а = 300 мм.

4) Определяем расчетную длину ремня:

 мм

Ближайшее стандартное значение по табл. 1 ([2]): L_р = 1250 мм.

где  мм

 мм

Тогда:

 мм

Принимаем а^уточн = 315 мм.

6) Для установки и замены ремней предусматриваем возможность уменьшения а на 3% (т.е. на 0,03×315 = 9,5 мм). Для компенсации удлинения ремней во время эксплуатации предусматриваем возможность увеличения а на 5,5% (т.е. на 0,055×315 = 17,3 мм).

7) Определяем угол обхвата ремнями ведущего шкива:

8) Для определения числа ремней определяем коэффициенты: угла обхвата С_a = 0,91 (табл. 6, с. 22, [2]); длины ремня С_L = 0,96 (табл. 8, с. 23, [2], L_р = 1250 мм); режима работы С_р = 1,6 (табл. 10, с. 24, [2], режим тяжелый, число смен работы – три); числа ремней С_z = 0,95 (табл. 4, с. 20, [2], приняв ориентировочно z = 2…3).

По табл. 7 (с. 22, [2]) находим номинальную мощность Р₀ = 1,494 кВт, передаваемую одним ремнем сечением А с расчетной длиной L_р = 2240 мм, при d₁ = 100 мм, U_уточн = 2,83 и n₁ = 1415 об/мин.

Определяем расчетную мощность, передаваемую одним ремнем:

 кВт.

Определяем число ремней:

Принимаем число ремней z = 2.

9) Окружная скорость ремней:

 м/с

10) Начальное натяжение каждой ветви одного ремня:

 Н

где q = 0,105 – коэффициент центробежных сил (табл. 11, с. 24, [2]).

11) Силы, действующие на валы и опоры:

 Н

12) Средний рабочий ресурс принятых ремней:

 ч

где Т_ср = 2000 ч (ресурс работы ремней по ГОСТ 1284.2–89);

К₁ = 0,5 – коэффициент для тяжелого режима работы;

К₂ = 1 – коэффициент климатических условий.

13) Суммарное число ремней z_S, необходимое на весь срок службы привода L_пр = 21 600 ч:

 шт.

14) По результатам расчетов принят:

Ремень А – 1250 Ш ГОСТ 1284.1–80 – ГОСТ 1284.3–80.

3.2 Конструирование шкива

В соответствии с заданием необходимо сконструировать ведомый (больший) шкив.

Эскиз шкива приведен на рис. 2.

Рис. 2 Эскиз шкива ременной передачи

Для ремня сечением А по табл. 12 (с. 27, [2]) выбираем размеры профиля канавок шкива: f = 10 мм, е = 15 мм, l_р = 11 мм, h = 8,7 мм, b^* = 3,3 мм.

С учетом того, что количество ремней z = 2, конструктивно ширина шкива получается равной 35 мм:

 мм

По ГОСТ 6636–69 принимаем М = 36 мм.

В соответствии с расчетом диаметр шкива d_р = d₂ = 280 мм.

Наружный диаметр шкива  мм.

Принимаем для изготовления шкива чугун СЧ 15 ГОСТ 1412–85.

Толщина обода d для чугунного шкива:

 мм

Принимаем d = 10 мм.

Внутренний диаметр обода шкива:

 мм

Толщина диска шкива:

 мм

Принимаем С = 14 мм.

Диаметр вала:

 мм

По конструктивным соображениям принимаем d_в = 22 мм.

Диаметр ступицы для чугунных шкивов:

 мм

Принимаем d_ст = 36 мм.

Длина ступицы:

 мм

По конструктивным соображениям принимаем l_ст = 36 мм.

Для снижения массы шкивов и удобства транспортировки в диске выполним 6 отверстий диаметром d_отв = 20 мм. Диаметр окружности, на котором выполняем отверстия, принимаем равным 206 мм (по конструктивным соображениям).

Для передачи вращающего момента от шкива на ведущий вал редуктора предусматриваем шпоночное соединение. Поскольку диаметр вала = 22 мм, то принимаем шпонку (прил. 2, с. 57 [2]) сечением b´h = 6´6 мм при стандартной глубине паза ступицы t₂ = 2,8 мм (общая глубина паза ступицы проектируемого шкива 6,3 мм).

Для исключения концентрации напряжений между ступицей шкива и диском шкива предусматриваем скругление радиусом = 8 мм.

Для более легкого захода вала редуктора в шкив предусматриваем фаски глубиной 2 мм.

На наиболее важные параметры шкива назначаем посадки (Н7 – для диаметра вала, Js7 – для шпоночного паза) и отклонения размеров (+0,2 мм для глубины паза ступицы).

На отдельные поверхности шкива назначаем шероховатости: на диаметр отверстия ступицы 1,6 мкм; на торцы шкива 3,2 мкм; на рабочие поверхности канавок шкива 2,5 мкм; на боковые (рабочие) поверхности шпоночного паза 1,6 мкм; на нерабочую поверхность шпоночного паза 3,2 мкм; неуказанная шероховатость 25 мкм.

На наиболее важные поверхности шкива назначаем допуски и отклонения формы: цилиндричность 0,007 мм (допуск на размер 22Н7 равен 21 мкм); перпендикулярность 0,02 мм; параллельность 0,02 мм; симметричность 0,08 мм. Все отклонения формы (кроме цилиндричности) назначаются относительно базовой поверхности А (диаметра отверстия ступицы).

4. Предварительная компоновка редуктора

4.1 Предварительный расчет валов

Предварительный расчет валов выполняется для ориентировочного определения их диаметров и размещения валов в корпусе редуктора вместе с подшипниками и зубчатыми колесами.

Диаметр вала определяем из условия прочности:

где t – напряжения кручения вала, МПа,

[t] – допускаемые напряжения кручения вала, [t] = 25 МПа,

Т – момент на валу, Н×м,

D – диаметр вала, мм.

Тогда:

, мм

Определяем диаметры:

–   на входном валу  мм, принимаем d_II = 18 мм;

–   на промежуточном валу  мм, принимаем d_III = 28 мм;

–   на выходном валу  мм, принимаем d_IV = 45 мм.

По конструктивным соображениям (см. проектирование шкивов ременной передачи) диаметр входного вала принимаем = 22 мм, диаметр под подшипниками выбираем = 25 мм.

Диаметр промежуточного вала оставляем = 28 мм, диаметры под подшипники принимаем = 30 мм, диаметр под зубчатым колесом быстроходной ступени = 36 мм, тихоходную оформляем как вал – шестерню.

Диаметр выходного вала оставляем = 45 мм, диаметры под подшипники принимаем = 50 мм, диаметр под зубчатым колесом = 56 мм.

4.2 Предварительный выбор подшипников

Предварительный выбор подшипников производим по диаметру, назначенному под подшипники на соответствующем валу. По возможности принимаем особолегкую и легкую серию, чтобы при проверочном расчете была возможность перейти на среднюю или тяжелую серии, если будет необходимо.

1) На входном валу принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии №205 по ГОСТ 8338–75 с d = 25 мм, D = 52 мм, В = 15 мм, r = 1,5 мм, d_ш » 8 мм, С = 14000 Н, С₀ = 6950 Н;

2) На промежуточном валу принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии №306 по ГОСТ 8338–75 с d = 30 мм, D = 72 мм, В = 19 мм, r = 2,0 мм, d_ш » 12 мм, С = 28100 Н, С₀ = 14600 Н;

3) На выходном валу принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии №210 по ГОСТ 8338–75 с d = 50 мм, D = 90 мм, В = 20 мм, r = 2,0 мм, d_ш » 13 мм, С = 35100 Н, С₀ = 19800 Н.

4.3 Проектирование шпоночных соединений и проверка их прочности

Исходя из эскизной компоновки редуктора, выбираем шпонки на валах редуктора:

1) На входном валу принимаем шпонку длиной l = 36 мм, шириной b = 6 мм, высотой h = 6 мм, глубинами паза вала t₁ = 3,5 мм и втулки t₂ = 2,8 мм;

2) На промежуточном валу принимаем шпонку длиной l = 28 мм, шириной b = 10 мм, высотой h = 8 мм, глубинами паза вала t₁ = 5,0 мм и втулки t₂ = 3,3 мм;

3) На выходном валу:

-   под зубчатым колесом принимаем шпонку длиной l = 45 мм, шириной b = 16 мм, высотой h = 10 мм, глубинами паза вала t₁ = 6,0 мм и втулки t₂ = 4,3 мм;

-   под муфтой принимаем шпонку длиной l = 56 мм, шириной b = 14 мм, высотой h = 9 мм, глубинами паза вала t₁ = 5,5 мм и втулки t₂ = 3,8 мм.

После подбора шпонок выполняются проверочные расчеты на прочность по напряжениям смятия и среза. Условие прочности при расчете на смятие:

где d – диаметр вала под шпонкой, мм;

b, h, l, t₁ – геометрические размеры шпонки, мм;

Т – крутящий момент на валу, Н×мм;

[s]_см – допускаемые напряжения смятия, МПа (для стальной ступицы [s]_см = 120 МПа, для чугунной ступицы [s]_см = 70 МПа).

Условие прочности при расчете на срез:

где [t]_ср – допускаемые напряжения среза, МПа (для стальной ступицы [t]_ср = 70 МПа, для чугунной ступицы [t]_ср = 40 МПа).

Проверяем шпонки по условиям прочности:

1) На входном валу

 МПа МПа

 МПаМПа

2) На промежуточном валу

 МПа МПа

 МПаМПа

3) На выходном валу

-   под зубчатым колесом

 МПа МПа

 МПаМПа

-   под муфтой

 МПа МПа

 МПаМПа

Подбор шпонок произведен правильно.

4.4 Подбор муфты

Для соединения редуктора с транспортирующим устройством принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту. Эта муфта позволяет компенсировать смещение и несоосность соединяемых валов. По таблице 7.1 (с. 56, [1]) принимаем муфту 500–45–1-У3 ГОСТ 21424–93 с номинальным вращающим моментом Т_ном = 500 Н×м, типа 1, с диаметром цилиндрического конца вала 45 мм и отклонением по Н8, климатического исполнения У категории 3, наружным диаметром D £ 170 мм, общей длиной L £ 226 мм, длиной посадочного места полумуфты l = 110 мм. Допускаемые смещения концов полумуфт:

-   осевое – 5,0 мм;

-   радиальное – 0,3 мм;

-   угловое – 1°.

4.5 Выбор типа смазки

Так как окружные скорости колес быстроходной и тихоходной ступеней нашего редуктора составляют 1,0 м/с и 0,3 м/с соответственно, то тип смазки выбираем так:

1) Зубчатых колес редуктора – окунанием в масляную ванну зубчатых колес тихоходной и быстроходной ступеней редуктора на величину ³ 10 мм каждое. По табл. 95 (с. 160, [3]) принимаем масло индустриальное И-50А по ГОСТ 20779–88. Для успешного отвода тепла от зубчатых колес количество масла должно быть не менее 0,5…0,8 л на 1кВт мощности, т.е. не меньше 0,9 л в нашем случае.

2) Подшипников – пластичной смазкой ЦИАТИМ-202 по ГОСТ 11110–75.

5. Проверочный расчет промежуточного вала

5.1 Определение опорных реакций

Определение опорных реакций в подшипниках начинаем с определения расчетной схемы вала. Для этого вычерчиваем в масштабе вал и прикладываем к нему окружные и радиальные силы в середине ступиц зубчатых колес (рис. 3). Точки приложения реакций опор– в середине посадочных мест под подшипники.

Крутящий момент передается валом в пространстве между серединами посадочных мест под зубчатые колеса и составляет М_кр = 110 Н×м. Строим эпюру крутящих моментов (см. рис. 3).

Определение реакций в подшипниках от действия окружных сил и построение эпюры моментов от действия этих сил

Согласно проектным расчетам зубчатых зацеплений, на промежуточный вал действуют следующие окружные силы:

–   от быстроходной передачи F_{t Б} = 1375 Н;

–   от тихоходной передачи F_{t Т} = 4827 Н.

Расчетная схема приведена на рис. 3.

Составляем уравнения статики:

 Н

 Н

Проверка:

 – реакции определены правильно.

Строим эпюру моментов М_у (см. рис. 3).

Определение реакций в подшипниках от действия радиальных сил и построение эпюры моментов от действия этих сил

Согласно проектным расчетам зубчатых зацеплений, на промежуточный вал действуют следующие радиальные силы:

–   от быстроходной передачи F_{r Б} = 500,5 Н;

–   от тихоходной передачи F_{r Т} = 1757 Н.

Расчетная схема приведена на рис. 3.

Составляем уравнения статики:

 Н

 Н

Проверка:

 – реакции определены правильно.

Строим эпюру моментов М_z (см. рис. 3).

5.2 Проверочный расчет подшипников

При проектировочном расчете валов на промежуточном валу мы приняли шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии №306 по ГОСТ 8338–75 с динамической грузоподъемностью С = 28100 Н и статической грузоподъемностью С₀ = 14600 Н.

Подшипник в опоре В нагружен большими силами, поэтому проверочный расчет выполняем для него.

Радиальную силу в подшипнике определим по формуле:

 Н

Для радиальных шарикоподшипников величину эквивалентной нагрузки определяем по формуле:

где X и Y – коэффициенты отношения осевой нагрузки к радиальной, в нашем случае F_а = 0, и Y = 0, Х = 1;

V – коэффициент вращения, V = 1 (т. к. вращается внутреннее кольцо);

К_б – коэффициент безопасности, по табл. 9.4 (с. 72, [1]) выбираем К_б = 1,3;

К_т – температурный коэффициент, при рабочей температуре подшипниковых узлов < 100°С К_т = 1.

Тогда:

 Н

Номинальную долговечность вычисляем по формуле:

, млн. об.

где m = 3 для шарикоподшипников. Тогда:

 млн. об.

Долговечность подшипника в часах:

 ч ³ t_S = 21600 ч

Подшипники подобраны правильно.

5.3 Расчет вала на усталостную прочность

Расчет на усталостную прочность производим для двух наиболее опасных сечений вала: I–I и II–II (см. рис. 3).

Определяем изгибающие моменты, действующие в опасных сечениях вала:

-   в сечении I–I

 Н×м

 Н×м

 Н×м

-   в сечении II–II:

 Н×м

 Н×м

 Н×м

Крутящий момент в обоих сечениях составляет М_кр = 110 Н×м.

Расчет на усталостную прочность проводится в форме определения коэффициента запаса прочности n для опасных сечений вала. Условие прочности имеет вид:

где [n] – требуемый коэффициент запаса прочности. По рекомендациям с. 76 ([1]) принимаем [n] = 3;

n_s и n_t – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

где s_-1 и t_-1 – пределы выносливости материала вала при изгибе и при кручении с симметричным знакопеременным циклом нагружения. По рекомендациям с. 76 ([1]) для стали 12ХН3А принимаем:

 МПа

 МПа;

s_а; t_а и s_m; t_m – амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений. Обычно напряжения в поперечном сечении вала при изгибе изменяются по симметричному циклу, а при кручении – по пульсирующему (отнулевому) циклу. Тогда:

; ;

y_s и y_t – коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения. По ГОСТ 25.504–82 рекомендуется принимать:

К_s и К_t – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;

e_s и e_t – коэффициенты, учитывающие влияние поперечных размеров вала;

b – коэффициент поверхностного упрочнения, для неупрочненных валов b = 1.

1) Сечение I–I.

Моменты сопротивления изгибу и кручению сечения:

 м³

 м³

Напряжения в сечении:

 МПа;

 МПа.

Коэффициенты:

К_s = 3,5 (табл. 12.1, с. 78 [1])

К_t = 2,1 (табл. 12.1, с. 78 [1])

e_s = 0,746 (табл. 12.2, с. 79 [1])

e_t = 0,792 (табл. 12.2, с. 79 [1])

Коэффициенты запаса прочности:

 – условие прочности выполняется.

2) Сечение II–II.

Моменты сопротивления изгибу и кручению сечения:

м³

 м³

Напряжения в сечении:

 МПа;

 МПа.

Коэффициенты:

К_s = 2,0 (табл. 12.1, с. 78 [1])

К_t = 1,9 (табл. 12.1, с. 78 [1])

e_s = 0,746 (табл. 12.2, с. 79 [1])

e_t = 0,792 (табл. 12.2, с. 79 [1])

Коэффициенты запаса прочности:

 – условие прочности выполняется.

Таким образом, усталостная прочность промежуточного вала обеспечивается.

6. Конструирование корпуса редуктора.

Поскольку редуктор работает в тяжелом режиме, то материал для изготовления корпуса редуктора принимаем СЧ 20 ГОСТ 1412–85.

Основные размеры корпуса редуктора принимаем по следующим зависимостям:

-   толщина стенки основания корпуса

 мм, принимаем  мм;

-   толщина стенки крышки корпуса

 мм, принимаем  мм;

-   толщина ребра в основании

 мм;

-   толщина подъемного уха

 мм, принимаем  мм;

-   диаметр стяжного болта

 мм, принимаем  мм;

-   диаметр штифта

 мм, принимаем ;

-   толщина фланца по разъему

 мм;

-   диаметр фундаментного болта

 мм, принимаем  мм;

-   толщина лапы для крепления к полу

 мм.

Литература

1. Детали машин и основы конструирования. Методические указания к выполнению курсового проекта для студентов IV курса.– М.: РГОТУПС, 2004. – 100 с.

2. Детали машин и основы конструирования. Расчет ременных передач. Расчет цепных передач. Методические указания к выполнению курсового проекта для студентов IV курса.–М.: РГОТУПС, 2005. – 64 с.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя: В 3-х т.: Т. 2. – 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 2001. – 912 с., илл.