Проект приводного редуктора

Проект приводного редуктора

Введение

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, их надежности и долговечности - основные задачи конструкторов-машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших технических заведений.

Выполнение курсового проекта по «Деталям машин» завершает общетехнический цикл подготовки студентов. Это их первая самостоятельная творческая инженерная работа, при выполнении которой студенты активно используют значения из ряда пройденных дисциплин: механики, сопротивления материалов, технологии металлов, взаимозаменяемости и др.

Объектами курсового проектирования являются обычно приводы различных машин и механизмов (например, ленточных и цепных конвейеров, индивидуальные, испытательных стендов), использующие большинство деталей и узлов общемашиностроительного применения.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ременную передачу.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение крутящего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Механизмы, выполненные в виде отдельных агрегатов и предназначенные для повышения угловой скорости, называются ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или стального сварного), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещаются также устройства для смазки зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренчатый масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного значения. Второй случай характерен для специализированных предприятий, на которых организованно серийное производство редукторов.

1. Кинематический расчет привода

.1 Подбор электродвигателя

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода.

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в отрытых помещениях и т.п.

Двигатели серии 4А применяются для приводов механизмов, имеющих постоянную или мало меняющуюся нагрузку при длительном режиме работы и большую пусковую нагрузку, вследствие повышенной силы трения и больших инерционных масс, например конвейеров, шнеков, смесителей, грузоподъемников и т.п. Эти двигатели работают при любом направлении вращения, обеспечивая при необходимости реверсивность машинного агрегата.

Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения вала.

1.      Определяем требуемую мощность электродвигателя:

, где

, где

ή_М = 0,98 - КПД соединения муфтой;

ή_ОП = 0,99 - КПД одной пары подшипников;

ή_ц = 0,95…0,97 - КПД цилиндрической передачи, принимаем ή_ц = 0,97;

ή_рем = 0,96…0,98 - КПД ременной передачи, принимаем ή_рем = 0,97.

Тогда:

По таблице 24.9 [ист. 2 стр. 459] выбираем номинальную мощность электродвигателя Р_ном = 5,5 кВт.

Данному значению Р_ном соответствуют четыре двигателя серии АИР:

·      АИР100L2У3 - мощностью 5,5 кВт, частота вращения вала 3000 об/мин, рабочая частота 2850 об/мин.

·        АИР112M4У3 - мощностью 5,5 кВт, частота вращения вала 1500 об/мин, рабочая частота 1432 об/мин.

·        АИР132S6У3 - мощностью 5,5 кВт, частота вращения вала 1000 об/мин, рабочая частота 960 об/мин.

·        АИР132M8У3 - мощностью 5,5 кВт, частота вращения вала 750 об/мин, рабочая частота 712 об/мин.

Определяем общее передаточное отношение для каждого двигателя:

Где

Для двигателя АИР100L2У3:

Для двигателя АИР112M4У3:

Для двигателя АИР132S6У3:

Для двигателя АИР132M8У3:

передача клиноременной электродвигатель редуктор

Первый и второй двигатели дают слишком высокое отношение. Из оставшихся двигателей целесообразней выбрать последний, так как оба двигателя имеют приблизительно одинаковые габаритные размеры и стоимость, а последний дает более низкие передаточные числа привода.

Выбранный двигатель АИР132M8У3 мощностью 5,5 кВт, синхронная частота вращения вала 750 об/мин, асинхронная частота 712 об/мин.

. Определяем значения передаточных чисел ременной и зубчатой передачи по таблице 2.3 [ист. 4 стр. 45].

U_рем. = 2…3

Для данного привода передаточное отношение зубчатой передачи согласно ГОСТ 2185 - 66 могут быть:

-ый ряд:     …              2,5              3,15            4…

-ой ряд:      …               2,8              3,55 4,5

Так как первый ряд предпочтительнее чем второй, то принимаем передаточное отношение зубчатой передачи u_з.п = 4

Определяем передаточное отношение клиноременной передачи:

1.2 Определение кинематических параметров на валах привода

1. Определяем число оборотов на валах:

. Определяем угловые скорости вращения валов:

. Определяем крутящие моменты на валах:

2. Расчет клиноременной передачи

Ременные передачи относятся к категории быстроходных передач, и поэтому в проектируемых приводах они приняты первой ступенью. Исходными данными для расчета ременных передач являются номинальная мощность и номинальная частота вращения вала электродвигателя или условия долговечности ремня. В разрабатываемых проектах конструируются ременные передачи открытого типа (оси валов параллельны, вращение шкивов в одном направлении) с прорезиненными ремнями плоского, клинового и поликлинового сечений.

Расчет проводится в два этапа: первый - проектный расчет с целью определения геометрических размеров передачи; второй - проверочный расчет ремней на прочность.

2.1 Проектный расчет

Расчет проводим по учебному пособию [ист. 3 стр. 70…76].

1. Расчет начинаем с выбора ремня по заданному номинальному моменту М₁ = 34 Н*м.

Выбираем сечение ремня по таблице 5.6. При таком значении М₁ в таблице рекомендуется выбирать сечение В ремня с площадью поперечного сечения F = 138 мм².

Выбираем диаметр ведущего шкива. В таблице 5.6 указано минимальное значение диаметра D_min= 125 мм. Однако для обеспечения большей долговечности ремня рекомендуется не ориентироваться на минимальное значение диаметра D_min, а брать шкив на 1-2 номера больше.

Согласно ГОСТ 1284-68 принимаем диаметр ведущего шкива D₁ = 140 мм.

. Находим диаметр ведомого шкива, приняв относительное скольжение ε = 0,015

Согласно ГОСТ 1284 - 68 диаметр ведомого шкива должен быть 280 мм

. Уточняем передаточное отношение с учетом относительного скольжения ремня:

Расхождение с заданным составляет:

. Определяем межосевое расстояние из интервала:

В нашем случае:

Принимаем близкое к среднему значение межосевого расстояния, а = 550 мм.

. Определяем длину ремня:

Из ряда стандартных значений ГОСТ 1284 - 68 выбираем L = 1800 мм.

. Вычисляем средний диаметр шкивов:

и определяем действительное значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремня:

. При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L для того, чтобы облегчить надевание ремней на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения межосевого расстояния на 0,025L.

Необходимые перемещения:

в меньшую сторону:

в большую сторону:

. Угол обхвата меньшего шкива:

Условие  выполняется

. Определяем скорость движения ремня:

По таблице 5.7 находим величину окружного усилия передаваемого одним клиновым ремнем сечения А при u = 1, D₁ = 140 мм, L₀ = 1800 и v = 5,2 м/с (интерполируя).

на один ремень.

. Допускаемое окружное усилие на один ремень:

 где

Коэффициент, учитывающий угол обхвата меньшего шкива:

Коэффициент, учитывающий длину ремня:

Коэффициент режима работы при заданных заданием условиях на курсовой проект С_р = 1.

Тогда:

. Расчетное число ремней:

Принимаем

. Определяем окружное усилие:

. Определяем усилия в ременной передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения σ₀ = 2 Н/мм²:

Предварительное натяжение каждой ветви ремня:

Рабочее натяжение ведущей ветви:

Рабочее натяжение ведомой ветви:

Усилия на валы:

2.2 Проверочный расчет

Основным критерием для оценки пригодности ремня является его долговечность. Низкая долговечность приводит к частым заменам ремней, вследствие их быстрого износа, что значительно повышает эксплуатационные расходы.

Определяем долговечность ременной передачи:

предел выносливости клинового ремня

опытный показатель

коэффициент, учитывающий передаточное число.

коэффициент, учитывающий характер нагрузки.

 где

Максимальное напряжение, возникающее в ремне при набегании его на шкив меньшего диаметра:

Напряжение изгиба при огибании меньшего шкива:

Напряжение от центробежных сил:

Тогда:

Долговечность ремня:

Полученные данные записываем в таблицу.

3. Расчет закрытой конической передачи

3.1 Выбор материала колес зубчатой передачи

Сталь в настоящее время - основной материал для изготовления зубчатых колес и червяков. Одним из условий совершенствования редукторостроения является повышение контактной прочности активных поверхностей зубьев и их прочности на изгиб. При этом снижается масса и габаритные размеры зубчатой (червячной) передачи, а это повышает ее технический уровень. В условиях индустриального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах с большими колесами применяются зубчатые колеса (червяки) с твердостью материала Н≤350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность в изготовлении и хорошая прирабатываемость зубьев.

Материал для шестерни и колеса выбираем по таблице 3.1 [ист. _ стр. 52], при условии, что данная передача выполнена с круговым зубом, что способствует уменьшению уровня шума при работе редуктора, а так же обеспечивает более высокую плавность хода.

Шестерня:                    Сталь 35ХМ                          262…302 НВ

Колесо:                         Сталь 40ХН                           235…269 НВ

Термообработка для шестерни улучшение + закалка ТВЧ.

Термообработка для колеса - улучшение.

. Определяем коэффициенты долговечности:

 при

 при

Где закладываемый при проектировании рабочий ресурс привода.

Определяем коэффициент долговечности шестерни:

Определяем коэффициент долговечности колеса:

. Определяем допускаемые контактные напряжения:

Шестерня:

Колесо:

. Определяем допускаемое напряжение изгиба:

Шестерня:

Колесо:

3.2 Проектный расчет

Проектный расчет выполняется по допускаемым контактным напряжениям с целью определения геометрических параметров редукторной пары.

. Определяем главный параметр передачи - внешний делительный диаметр колеса:

 где

К_Нβ = 1,1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца.

Ө_Н = 1,85 - коэффициент вида конических колес.

Тогда

Полученное значение округляем до стандартной длины по таблице 13.15 [ист. 4 стр. 326].

. Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса:

. Определяем внешнее конусное расстояние:

. Определяем ширину венца шестерни и колеса:

 где

ψ_R = 0,285 - коэффициент ширины венца колеса:

Округляем до стандартного значения по таблице 13.15 [ист. 4 стр. 326] по Ra 20.

5. Определяем внешний окружной модуль зубчатой передачи:

 где

К_Fβ = 1,08 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца.

θ_F = 1 - коэффициент вида конических колес.

Тогда

Принимаем

. Определяем число зубьев колеса и шестерни:

. Определяем фактическое передаточное отношение и проверяем его отклонение:

. Определяем действительные углы конусов шестерни и колеса:

. По таблице 4.6 [ист. 4 стр. 71] определяем коэффициенты смещения:

. Определяем фактические внешние диаметры шестерни и колеса:

Делительный диаметр:

Диаметр вершин зубьев:

Диаметр впадин зубьев:

. Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса:

3.3 Проверочный расчет

Проверочный расчет должен подтвердить правильность выбора табличных величин, коэффициентов и полученных результатов в проектном расчете, а также определить соотношения между расчетными и допускаемыми напряжениями изгибной и контактной выносливости. При неудовлетворительных результатах проверочного расчета нужно изменить параметры передачи и повторить проверку.

. Проверяем контактные напряжения:

 где

Окружная сила в зацеплении:

К_Нα = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

К_Нυ = 1,08 - коэффициент динамической нагрузки. Определяется по таблице 4.3 [ист. 4 стр. 64…65] при v = 0,5ω₃d₂ = 1,3 м/с и 8-ом классе точности.

Тогда

Передача удовлетворяет условиям контактной прочности.

. Проверяем напряжение изгиба зубьев колеса:

 где

К_Fα = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

К_Fυ = 1,07 - коэффициент динамической нагрузки. Определяется по таблице 4.3 [ист. 4 стр. 64…65] при v = 1,3 м/с и 8-ом классе точности.

Y_F2 - коэффициент формы зуба колеса. Определяется по таблице 4.7 [ист. 4 стр. 71] в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса.

 где

β =35° - угол наклона зубьев.

Y_β = 1 - коэффициент учитывающий наклон зуба.

Тогда:

. Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни:

 где

Y_F1 - коэффициент формы зуба шестерни. Определяется по таблице 4.7 [ист. 4 стр. 71] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни.

Тогда:

Полученные при расчете данные заносим в таблицу.

Угол делительного конуса шестерни колеса  

Передаточное

4. Первый этап компоновки редуктора

.1 Предварительный расчет валов

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей. Проектный расчет ставит своей целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее длину и диаметр.

Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.

Предварительный расчет валов проводится по заниженным значениям допускаемых касательных напряжений.

Геометрические размеры ступеней валов определяем согласно [ист. 4 стр. 110…133].

А. Быстроходный вал:

1-ая ступень (под шкив клиноременной передачи):

τ_к = 10…15 Н/ мм² - [ист. 4 стр. 110]

Согласно ряда стандартных значений - таблица 13.15 [ист. 4 стр. 326] по Ra 40 принимаем d₁ = 38 мм.

Принимаем l₁ = 60 мм.

-ая ступень (под уплотнение):

Принимаем d₂ = 42 мм.

Принимаем l₂ = 24 мм.

-ая ступень (под резьбу):

d₃ = 45 мм по таблице 10.11 [ист. 4 стр. 191].

-ая ступень (под подшипники):

-я ступень (под шестерню):

Принимаем d₅ = 56 мм.

l₅ =6 мм определяется графически на эскизной компоновке.

Предварительно выбираем подшипники по таблице К28 [ист. 4 стр. 434…435], роликовые конические средней серии типа 7210.

l₄ = 100 мм определяется графически на эскизной компоновке.

Б. Тихоходный вал:

1-ая ступень (под полумуфту):

 где

τ_к =20… 25 Н/ мм² - [ист. 4 стр. 110]

Согласно ряда стандартных значений - таблица 13.15 [ист. 4 стр. 326] по Ra 40 принимаем d₁ = 48 мм.

Принимаем

-ая ступень (под уплотнение крышки с отверстием и подшипник):

Принимаем d₂ = 55 мм.

Принимаем l₂ = 80 мм.

-я ступень (под колесо):

Принимаем d₃ = 63 мм.

l₃ определяется графически на эскизной компоновке.

-ая ступень (под подшипник):

Предварительно выбираем подшипники по таблице К29 [ист. 4 стр. 436…438], роликовые конические средней серии типа 7211.

5. Расчет нагрузок валов

Редукторные валы испытывают два вида деформаций - изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом (червячном) зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.

В проектируемых приводах конструируются цилиндрические косозубые редукторы с углом наклона зуба β = 8…16⁰, конические редукторы с круговым зубом - β = 35⁰, червячные редукторы с углом профиля в осевом сечении червяка 2α = 40⁰. Угол зацепления принят α = 20⁰.

Значение сил в зацеплении определяем согласно требованиям таблицы 6.1 [ист. 4 стр. 100].

. Определяем окружную силу в зацеплении:

. Определяем радиальную силу в зацеплении:

, где

Коэффициент радиальной силы:

. Определяем осевую силу в зацеплении:

, где

Коэффициент осевой силы:

. Составляем схему сил в зацеплении

Схему сил в зацеплении зубчатой передачи составляем согласно рекомендациям рисунка 6.2 [ист. 4 стр. 102].

Выбираем схему 2.

Направление линии зуба колеса - правое, шестерни - левое. Вращение быстроходного вала против часовой стрелки. Схему смотреть справа.

Рис. 5.1. Схема сил в зацеплении зубчатой передачи

В проектируемых приводах конструируются открытые зубчатые цилиндрические и конические передачи с прямыми зубьями, а также ременные и цепные передачи, определяющие консольную нагрузку на концы валов. Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтами, соединяющими двигатель с редуктором или редуктор с рабочей машиной.

Значение консольных сил определяем согласно требованиям таблицы 6.2 [ист. 4 стр. 100…101].

. Определяем усилие муфты:

. Давление на вал со стороны ременной передачи было определено при проверочном расчете передачи:

Строим в изометрии силовую схему нагружения валов редуктора с целью определения направления сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны открытых передач и полумуфты, реакций в подшипниках, а также направление крутящих моментов и угловых скоростей.

Рис. 5.2. Силовая схема нагружения валов редуктора

.1 Силовой расчет быстроходного вала

Исходные данные:

l₁ = 33,2 мм;                 l₂ = 89,5 мм;                 l₃ = L_ОП= 85,3 мм;

F_t1 = 4600 Н;                 F_r1 = 1182 Н;               F_a1 = 3616 Н; F_оп = 2189 Н;

Рис. 5.3. Расчетная схема быстроходного вала

. Плоскость XOZ

а) Определяем опорные реакции.

Составляем уравнение равновесия относительно опоры А (точка 2).

 отсюда

Составляем уравнение равновесия относительно опоры В (точка 3).

 отсюда

Проверка:

Значит, расчет реакций в горизонтальной плоскости произведен, верно.

б) По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOZ

. Плоскость XOY

а) Определяем опорные реакции.

Составляем уравнение равновесия относительно опоры А (точка 2).

 отсюда

Составляем уравнение равновесия относительно опоры В (точка 3).

 отсюда

Проверка:

Значит, расчет реакций в вертикальной плоскости произведен, верно.

б) По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOY

. Строим эпюру крутящих моментов:

Рис. 5.4. Эпюры моментов, действующих на быстроходный вал

. Определяем суммарные радиальные реакции в подшипниках:

. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

6. Рассчитываем составляющие реакций подшипников. Расчет проводим согласно требованиям таблицы 9.1 [ист. 4 стр. 141…142] и таблицы 9.6 [ист. 4 стр. 148].

Цифрой 2 обозначен подшипник воспринимающей осевую нагрузку в зацеплении. Наклон контактных линий в радиально-упорных подшипниках приводит к тому, что суммарные реакции в опорах подшипников, приложенные к телам качения, вызывают появление в них радиальных нагрузок R_r1 и R_r2, и их осевых составляющих R_S1 и R_S2, которые стремятся раздвинуть кольца подшипников в осевом направлении. Этому препятствуют буртики вала и корпуса редуктора с соответствующими реакциями R_a1 и R_a2, величина которых зависит от осевой силы в зацеплении F_a и осевых составляющих в опорах подшипников R_S1 и R_S2.

Находим R_S1 и R_S2 по формуле:

Где е = 0,42 - коэффициент влияния осевого нагружения таблица К29 [ист. 4 стр. 436…438].

Принимаем:

Находим R_a2:

Вычерчиваем схему нагружения подшипников.

Рис. 5.5. Схема нагружения подшипников быстроходного вала

5.2 Силовой расчет тихоходного вала

Исходные данные:

l₁ = 74,8 мм;                 l₂ = 133,8 мм;               l₃ = 113,2 мм;

F_t2 = 4600 Н;                 F_r2 = 3616 Н; F_a2 = 1182 Н;   F_м = 2932 Н;

Рис. 5.6. Расчетная схема тихоходного вала

. Плоскость XOZ:

а) Определяем опорные реакции.

Составляем уравнение равновесия относительно опоры D (точка 1).

 отсюда

Составляем уравнение равновесия относительно опоры C (точка 3).

 отсюда

Проверка:

Значит, расчет реакций в вертикальной плоскости произведен, верно.

б) По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOZ.

2. Плоскость XOY:

а) Определяем опорные реакции.

Составляем уравнение равновесия относительно опоры D (точка 1).

отсюда

Составляем уравнение равновесия относительно опоры C (точка 3).

 отсюда

Проверка:

Значит, расчет реакций в горизонтальной плоскости произведен, верно.

б) По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOY

В точке 2 происходит скачок, на величину момента, создаваемого осевой силой:

. Строим эпюру крутящих моментов:

Рис. 5.7. Эпюры моментов, действующих на тихоходный вал

. Определяем суммарные радиальные реакции в подшипниках:

. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

. Рассчитываем составляющие реакций подшипников. Расчет проводим согласно требованиям таблицы 9.1 [ист. 4 стр. 141…142] и таблицы 9.6 [ист. 4 стр. 148].

Находим R_S1 и R_S2 по формуле:

Где е = 0,42 - коэффициент влияния осевого нагружения таблица К29 [ист. 4 стр. 437…438].

Принимаем

Находим R_a2:

Вычерчиваем схему нагружения подшипников.

Рис. 5.8. Схема нагружения подшипников тихоходного вала

6. Проверочный расчет подшипников

Проверочный расчет предварительно выбранных подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетов динамической грузоподъемности с базовой или базовой долговечности с требуемой.

6.1 Определение эквивалентной динамической нагрузки

Эквивалентная динамическая нагрузка учитывает характер и направление действующих на подшипник нагрузок, условия работы и зависит от типа подшипника. В общем случае формулы для расчета эквивалентной динамической нагрузки и величины, входящие в эти формулы, для однорядных радиальных шарикоподшипников и одно-двухрядных радиально-упорных шарико- и роликоподшипников даны в таблице 9.1 [ист. 4 стр. 141…142].

Для радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников эквивалентная динамическая нагрузка определяется для каждого подшипника.

. Определяем отношение:

              или             ,

где V = 1 - при вращающемся внутреннем кольце подшипника.

Подшипник А (7210):

Подшипник В (7210):

Подшипник С (7211):

Подшипник D (7211):

. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

Подшипник А (7210):

 где

К_Б = 1,2…1,3 - коэффициент безопасности определяется по таблице 9.4 [ист. 4 стр. 145]. Принимаем К_Б = 1,2.

К_Т = 1 - температурный коэффициент определяется по таблице 9.5 [ист. 4 стр. 147] для рабочей температуры подшипника 100⁰С.

Х = 0,5 - коэффициент радиальной нагрузки.

Y = 1,5 - коэффициент осевой нагрузки определяется по таблице К29 [ист. 4 стр. 436…438].

Подшипник В (7210):

Так как

следовательно, дальнейшие расчеты проводим для подшипника А.

Подшипник С (7211):

Подшипник D (7211):

К_Т = 1 - температурный коэффициент определяется по таблице 9.5 [ист. 4 стр. 147] для рабочей температуры подшипника 100⁰С.

Х = 0,5 - коэффициент радиальной нагрузки.

Y = 1,4 - коэффициент осевой нагрузки определяется по таблице К29 [ист. 4 стр. 436…438].

Так как, следовательно, дальнейшие расчеты проводим для подшипника D.

6.2 Проверка динамической грузоподъемности подшипников

Базовая динамическая грузоподъемность, представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринимать при базовой долговечности, составляющей 10⁶ оборотов внутреннего кольца.

Расчетная динамическая грузоподъемность определяется по формуле:

 где

показатель степени: m = 3 - для шариковых подшипников; m = 3,33 - для роликовых подшипников;

а = 1 - при γ = 90% - коэффициент надежности;

а₂₃ = 0,7…0,8 - для шариковых, а₂₃ = 0,6…0,7 - для роликовых подшипников - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации.

n - частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала.

Где:

закладываемая заданием долговечность привода.

Определяем динамическую грузоподъемность подшипников:

Подшипник А (7210):

Подшипник D (7211):

Сравниваем расчетную динамическую грузоподъемность подшипника с базовой.

Подшипник А (7210):

Значит, подшипник 7210 подходит.

Подшипник D (7211):

Значит, подшипник 7211 подходит.

Анализируя полученные результаты, видим, что все предварительно выбранные подшипники подходят и являются оптимальными.

6.3 Определение долговечности подшипников

Долговечность каждой пары подшипников определяется по формуле:

Подшипник А (7210):

Подшипник D (7211):

Расчеты показали, что долговечность подшипников более чем достаточная, значит, все параметры редуктора подобраны правильно.

7. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);

б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1-2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники. Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников (см. рис. 9.31 - 9.33) с уплотнительными прокладками (толщиной ~ 1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема. Прорисовываем уплотнения манжетного типа.

г) переход вала к присоединительному концу выполняем на расстоянии 5-10 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки.

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки - с другой;

б) проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

в) вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;

Конструируем редуктор в вышеуказанной последовательности, с учетом окончательных размеров быстроходного вала.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5 - 10 мм меньше длин ступиц.

8. Проверочные расчеты

После завершения конструктивной компоновки редуктора, когда определены и уточнены окончательные размеры всех его деталей, деталей открытой передачи и муфты, выбран режим смазки зацепления и подшипников, проводят ряд проверочных расчетов, которые должны подтвердить правильность принятых конструкторских решений.

8.1 Проверочный расчет шпонок

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие боковых поверхностей. Проверке подлежат две шпонки на тихоходном валу - под колесом и полумуфтой и одна шпонка на быстроходном валу - под шкивом.

Условие прочности:

, где

допускаемое напряжение смятия для стальных шпонок

Площадь смятия:

Шпонка под колесом тихоходного вала:

Шпонка под полумуфтой тихоходного вала:

Под шкивом быстроходного вала:

Выбранные шпонки выдерживают напряжения смятия.

8.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

Стяжные винты (болты) диаметром d₂ подшипниковых узлов - наиболее ответственные резьбовые детали редуктора, расположенные попарно около отверстий под подшипники. Их назначение - воспринимать силы, передаваемые на крышку редуктора внешними кольцами подшипников, и сжимать фланцы крышки и основания корпуса для предотвращения их раскрытия и утечки масла.

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное кручение и изгиб.

1.      Определяем силу, приходящуюся на один винт:

2.      Принимаем:

Коэффициент затяжки: К_З = 2; х = 0,3 - соединение чугунных деталей без прокладок.

3.      Определяем механические характеристики материала винтов:

Предел прочности σ_В = 500 Н/мм²; предел текучести σ_τ = 300 Н/мм²;

Допускаемое напряжение:

4.      Определяем расчетную силу затяжки винтов:

5.      Выбираем установочные винты диаметром М14.

6.      Определяем площадь опасного сечения:

7.      Определяем эквивалентные напряжения:

Выбранные винты выдерживают заданную нагрузку.

8.3 Проверочный расчет валов

Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и кручения. При этом расчет отражает разновидности цикла напряжений изгиба и кручения, усталостные характеристики материала валов, размеры, форму и состояние поверхности. Проверочный расчет проводится после завершения конструктивной компоновки и установления окончательных размеров валов.

А. Быстроходный вал:

1.      Определяем напряжения в опасных сечениях вала.

а) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба.

 где

W_нетто - осевой момент сопротивления сечения вала, определяем из таблицы 11.1 [ист. 4 стр. 270].

М₁ =106,8 Н*м - приложен к 5-ой ступени ослабленной зубьями шестерни

М₂ =167 Н*м - приложен к 4-ой ступени ослабленной канавкой d₄ = 48 мм.

М₃ =186,7 Н*м - приложен к 4-ой ступени ослабленной канавкой d₄ = 42 мм.

Расчет проводим для сечения минимального диаметра

б) Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения.

 где

W_ρнетто - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, определяем из таблицы 11.1 [ист. 4 стр. 270].

М_к = 100 Н*м - приложен ко всем ступеням вал-шестерни.

Тогда

2.      Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений:

3.      Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений:

К_σ = 2,08 - эффективный коэффициент концентрации напряжений определяем по таблице 11.2 [ист. 4 стр. 271…272].

К_τ = 1,7 - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений определяем по таблице 11.2 [ист. 4 стр. 271…272].

К_d = 0,8 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала определяем по таблице 11.3 [ист. 4 стр. 272].

К_F4 = 0,86 - коэффициент влияния шероховатости определяем по таблице 11.4 [ист. 4 стр. 272].

Тогда:

4.      Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала. Материал валов Сталь 40ХН ГОСТ 4543 - 71 вид термообработки - улучшение.

6.     
Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении вала.

Б. Ведомый вал

1.      Определяем напряжения в опасных сечениях вала.

а) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба.

 где

W_нетто - осевой момент сопротивления сечения вала, определяем из таблицы 11.1 [ист. 4 стр. 270].

М₃ = 332 Н*м - приложен ко 2-й ступени ослабленной канавкой .

б) Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения.

 где

М_к =550 Н*м - приложен ко всем ступеням, кроме 4-ой

Тогда:

2.      Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений:

К_σ2 = 2,01 - эффективный коэффициент концентрации напряжений определяем по таблице 11.2 [ист. 4 стр. 271…272].

К_τ2 = 1,65 - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений определяем по таблице 11.2 [ист. 4 стр. 271…272].

К_d2 = 0,73 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала определяем по таблице 11.3 [ист. 4 стр. 272].

К_F2 = 0,86 - коэффициент влияния шероховатости определяем по таблице 11.4 [ист. 4 стр. 272].

Тогда

3.      Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала. Материал вала Сталь 40ХН ГОСТ 4543 - 71 вид термообработки - улучшение.

4.      Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

5.      Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении вала.

Как показывают расчеты, запас прочности валов в опасных сечениях в несколько раз превышает допустимое значение. Однако снижать диаметры валов или уменьшать механические характеристики материалов не следует, так как это снизит жесткость валов, что негативно скажется на работе конического зацепления.

9. Конструкторская часть

Конструктивной разработке и компоновке подлежат: зубчатая (червячная) передача редуктора, корпус редуктора, быстроходный и тихоходный валы, подшипниковые узлы, элементы открытых передач (шестерни, звездочки, шкивы), муфтовые соединения, двигатель - все то, что составляет приводное устройство (привод).

При разработке чертежа общего вида привода ищут такое расположение узлов и деталей, при котором при их наименьших габаритах создаются наибольшие удобства для монтажа и эксплуатации.

Исходными данными для конструирования деталей и узлов являются результаты задач, выполненных ранее, в эскизном проекте.

Согласно техническому заданию на курсовой проект разрабатываем чертеж: общего вида привода, сборочный чертеж редуктора, чертеж тихоходного вала, конического колеса, и корпуса редуктора.

Разработку конструкторской документации проводим в соответствие с требованиями ЕСКД и указаниями изложенными в задаче 10 [ист. 4 стр. 158…265] и задаче 13 и 14 [ист. 4 стр. 280…350].

.1 Выбор смазочных материалов и способов смазывания

Для смазывания зубчатых передач наиболее удобно использовать картерный способ смазывания. Картерное смазывание применяется при окружных скоростях колес до 12,5 м/с. Вязкость масла выбирается в зависимости от окружной скорости колес. Выбираем сорт масла по табл. 11.1-11.2 ист. 2 стр. 198. При окружных скоростях от 2 до 5 м/с рекомендуемая кинематическая вязкость масла 34 мм²/с. Данной вязкости соответствует масло И-Г-А-32 ГОСТ 17479.4-87.

Окружная скорость зубчатых колес достаточная для того, чтобы масло разбрызгивалось по всему корпусу и попадало в подшипники, по этому подшипники будут смазываться тем-же маслом, что и зубчатая передача.

Необходимый объем масла определяется из следующих соображений: уровень окунания должен быть не менее двойной высоты зуба. Рекомендуемая глубина окунания 20…25 мм. Выбираем глубину окунания 25 мм. Тогда необходимый уровень масла относительно дна корпуса будет 42 мм. Требуемый объем масла:

Для цепной передачи будем использовать периодическое смазывание цепи пластичной смазкой.

9.2 Проектирование корпуса редуктора

Определяем основные размеры корпуса редуктора:

. Толщина стенки корпуса

Принимаем

. Для крепления корпуса редуктора к плите или раме в опорной поверхности его делают фланцы, в которых размещают крепежные винты. Диаметр крепежных винтов выбирается из табл. 6 [6] в зависимости от межосевого расстояния , количество болтов 4.

. Диаметр болтов, стягивающих крышку и корпус был определен в пункте 8.2:

Основная проработка корпусных деталей редуктора производится при разработке сборочного чертежа редуктора. Назначение корпуса - размещение всех необходимых деталей и узлов редуктора. Сначала разрабатываются подшипниковые узлы редуктора, затем определяются общие габариты корпусных деталей (ширина, высота, длина), а также внутренние размеры корпуса. Толщина стенки при этом выбирается в зависимости от размеров самого корпуса, но должна быть не мене 6 мм для литых чугунных корпусов. Так как редуктор имеет небольшие размеры, выбираем толщину стенки 8 мм. Далее выбираем способы соединения крышки корпуса с корпусом, определяем необходимое количество болтов (винтов), выбираем способы крепления подшипниковых крышек к корпусу. Затем необходимо предусмотреть отверстия для таких конструктивных элементов как пробка для слива масла, щуп (маслоуказатель), смотровая крышка, отдушина. При этом необходимо руководствоваться типовыми прогрессивными конструкциями и выбирать наиболее удобный вариант относительного расположения деталей. Завершающим этапом проработки корпуса является оформление крепежных отверстий для монтажа самого редуктора, а также ушей (отверстий под рым-болты) предусмотренных для подъема редуктора механическими кранами.

Для того чтобы корпус был достаточно жестким и прочным, сопрягаемые стенки корпуса необходимо скруглять радиусом не менее 10 мм. Слишком маленький радиус приводит к тому, что корпус получается хрупким. Слишком большие радиусы тоже выбирать не стоит, так как это увеличивает затраты на литье корпуса. По этому литейные радиусы выбираем из интервала 10…40 мм.

9.3 Выбор муфты

Выбор типа муфты зависит от условий эксплуатации привода, кинематических параметров на стыкуемых валах, а также от условий и точности монтажа привода. В нашем приводе муфтой стыкуются вал редуктора и рабочей машины. При небольших частотах вращения и больших крутящих моментах рекомендуется применять цепные муфты.

Цепные муфты относятся к стандартным и подбираются по номинальному крутящему моменту на стыкуемых валах. Выбираем муфту, рассчитанную на номинальный крутящий момент Т=1100 Н*м, с диаметром посадочного отверстия 48 мм.

Условное обозначение - Муфта МЦ 1100-48-11 ГОСТ 20742-93

9.4 Разработка чертежа общего вида привода

Определяем главные размеры рамы:

. Определяем диаметр фундаментных болтов:

Принимаем

. Определяем высоту швеллеров, для монтажа редуктора:

Принимаем

Разработку чертежа общего вида привода проводим согласно рекомендациям ист. 2 стр. 371-377.

Чертеж общего вида привода устанавливает положение элементов кинематической схемы привода, а также расстояния между концами валов, стыкуемых муфтами. На чертеже общего вида показываем расстояния между отверстиями крепежа электродвигателя и редуктора. Для монтажа приводных устройств широко используются рамы, сваренные из сортового проката: швеллеры, уголки, двутавры.

Для монтажа самой рамы выбираем фундаментные болты с разжимной цангой с диаметром резьбы М16. Такие болты наиболее сильно сцепляются с фундаментом, что способствует повышению жесткости конструкции и эффективной компенсации вибраций, возникающих при работе привода. Необходимое количество болтов - 8 (по 2 на крепление каждого швеллера). Для увеличения жесткости конструкции рамы швеллера свариваются металлическими полосками.

Библиографический список

1.  Гжиров Р.И. «Краткий справочник конструктора»: Справочник, М.: Машиностроение 1984 - 464 с.

2.      Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин»: Учебное пособие для машиностроительных специальностей ВУЗов - 4-е издание переработанное и дополненное. - М.: Высшая школа 2000 - 416 с.

.        «Курсовое проектирование деталей машин»: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ Чернавский С.А. и др. 2-ое издание - М.: Машиностроение, 1988 - 416 с.

.        Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин»: Учебное пособие для техникумов. М.: Высшая школа 1999 - 454 с.