Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование

Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование

Министерство образования

Российской Федерации

Санкт-Петербургский государственный горный институт им. Г. В. Плеханова (технический университет)

Курсовой проект

Аннотация

В курсовом проекте выполнен расчёт, и на основе его спроектирован одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор, предназначенный для понижения угловых скоростей и увеличения крутящего момента и имеющий широкое применение в горной промышленности.

При проектировании редуктора были приняты следующие конструктивные решения: корпус редуктора составлен из трёх частей и отливается из чугуна марки СЧ 15-32 , что позволяет получить сложные геометрические формы корпусных деталей, быстроходный вал спроектирован как вал-шестерня. Пояснительная записка выполнена в объёме 62 страниц, дополнена 4-мя иллюстрациями. К пояснительной записке прилагается один сборочный чертёж формата А1 и спецификация к сборочному чертежу в объёме трех листов.

Оглавление

• Введение
• 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
• 2. Расчет редуктора
• 2.1 Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений
• 2.2 Определение параметров передачи
• 2.3 Определение основных размеров зубчатой пары
• 2.4 Определение окружной скорости и сил, действующих в зацеплении
• 2.5 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев
• 2.6Ориентировочный расчет валов
• 2.7 Конструктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора
• 2.8 Конструктивные размеры валов, подшипниковых узлов
• 2.9 Первый этап эскизной компоновки редуктора
• 2.10 Проверка прочности валов
• 2.11 Второй этап эскизной компоновки редуктора
• 2.12 Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений
• 2.13 Подбор подшипников
• 2.14 Уточненный расчет валов
• 2.15 Определение массы редуктор
• 3. Вычерчивание редуктора
• 4. Посадки основных деталей
• 5. Смазка зубчатых колес, подшипников. Выбор сорта масла
• Список использованных источников
• Приложения

1. Вычерчиваем кинематическую схему проектируемого редуктора (рис.1).

Рис.1

2. Определяем КПД редуктора. По источнику [3, с. 304] общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев, КПД смазки и определяется по формуле

з = з12 з2 з 3 (1)

где з 1 - КПД одной пары подшипников;

з 2 - КПД одной пары зубчатых колес;

з 3 - КПД смазки;

Принимая ориентировочно для одной пары подшипников з 1 = 0,99, для одной

пары зубчатых колес з 2 = 0,98,КПД смазки з3=0,98, получаем общий КПД редуктора

з = 0,992 ·0,98·0,98=0,94

3. Определяем требуемую мощность электродвигателя при соединении муфтой быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя:

P1 = P2 / з, (2 )

где P2 - мощность на тихоходном валу, кВт;

з - КПД редуктора;

P1 - требуемая мощность электродвигателя, кВт.

Тогда по формуле (2) получаем

P1 =4 /0,94 = 4,2 кВт.

4. Выбираем электродвигатель. Согласно рекомендациям [3, табл. П61], принимаем асинхронный электродвигатель общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении типа 4А132М6У3, для которого n1 = 960 мин -1 - расчетная частота вращения; PЭ = 5,5кВт.

5. По формуле [3, стр.23] определяем передаточное отношение редуктора:

i = n1 / n2 , (3)

где n1 - частота вращения ведущего (быстроходного) вала, мин -1;

n2 - частота вращения ведомого (тихоходного) вала, мин -1.

Тогда по формуле (3) получаем

i = 960 / 600 = 1,6 = u

6. Вычисляем вращающий момент на быстроходном (ведущем) валу редуктора [3, стр.22] по формуле

T1 = 9,55P1 / n1, (4)

где P1 - требуемая мощность электродвигателя, кВт;

n1 - частота вращения ведущего вала, мин -1.

T1 = 9,55·4,2·103 /960 = 41,8Н·м.

2. Расчет редуктора

2.1 Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений

1.Согласно рекомендациям [3, стр.304,табл. П21 и П28], назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой: нормализация - для колеса, улучшение - для шестерни.

2. Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле [3, стр. 97]

уНР = у0НРKHL, (5)

где у0НР - допускаемое контактное напряжение, МПа;

KHL - коэффициент циклической долговечности.

Допускаемое напряжение при расчете на выносливость зубьев при изгибе определяется по формуле

уFP = у0FРKFL, (6)

где у0FР - допускаемое напряжение при расчете на выносливость зубьев при изгибе, МПа;

KFL- коэффициент циклической долговечности.

Принимаем [3, табл. П28] для стали 45, нормализация, твердость рабочих поверхностей НВ180…200: допускаемое контактное напряжение у0НР = 420 МПа; база испытаний напряжений, соответствующая длительному пределу выносливости NHO = 107; допускаемое напряжение при расчете на выносливость зубьев при изгибе у0FР = 110 МПа для реверсивной передачи; база испытаний напряжений NFO = 4·106 - для колеса.

Назначая ресурс передачи tч = 20000ч, находим число циклов перемены напряжений [3, с.97] по формуле

NHЕ = NFЕ = 60 tч n2, (7)

где NHЕ, NFЕ - относительное эквивалентное число циклов напряжения;

tч - наработка передачи в часах;

n2 - частота вращения тихоходного вала, мин -1.

Тогда по формуле (7) получаем

NHЕ = NFЕ = 60· 20000·600 = 72·107

Так как NHЕ > NHO и NFЕ > NFO, то значения коэффициентов долговечности KHL = 1 и KFL = 1.

Допускаемые напряжения определяются по формулам (5) и (6):

для колеса

у??НР = 420•1 = 420 МПа;

у?? FP = 110•1 = 110 МПа;

для шестерни

у?НР = 600•1 = 600 МПа;

у? FP = 130•1 = 130 МПа.

1.Параметры зубчатой передачи начнем определять с вычисления межосевого расстояния [3, с.92]. Межосевое расстояние определяем по формуле

aw = Ka (u + 1) , (8)

где T1 - вращающий момент на быстроходном валу, Н•м;

u - передаточное отношение редуктора;

уHP - допускаемое напряжение на контактную выносливость зубьев колеса, МПа.

Находим значения коэффициентов: Ка = 4950Па1/ 3 - для стальных прямозубых колес по [3, табл. П22]; коэффициенты ширины зубчатых колес шba = 0,4 по [3, с.95]; шbд определяем согласно рекомендациям [3, с.96] по формуле

шbд = 0,5 шba(u + 1), (9)

где u - передаточное отношение редуктора.

Подставляя числовые значения в формулу (9), получаем

шbд = 0,5·0,4(1,6+1) = 0,52.

Согласно рекомендациям [3,табл. П25] коэффициент распределения нагрузки

по ширине венца KHв = 1,02. Подставляем числовые значения в формулу (8) и определяем межосевое расстояние

aw = 4950(1,6 +1) =

=12870·= 0,093 м.

По СТ СЭВ 229 - 75 [3, с.302] принимаем aw = 90мм.

2. Определяем нормальный модуль при известном межосевом расстоянии из соотношения по [3, с. 93 ]

mn = (0,01…0,02) aw, (10)

где aw - межосевое расстояние, мм.

Тогда по формуле (10) получаем

mn = (0,01…0,02)•90 = 0,9…1,8 мм.

По СТ СЭВ 310 - 76 принимаем mn = 1,5 мм.

3. Определяем число зубьев шестерни и колеса по [3, с.91]. Межосевое расстояние связано с числом зубьев шестерни следующим соотношением

aw = 0,5mn z1(u + 1), (11)

где aw - межосевое расстояние, мм;

mn - модуль, мм;

u - передаточное число;

z1 - число зубьев шестерни;

Выразив из формулы (11) число зубьев шестерни, получим:

z1 = 2 aw /[ mn (u + 1)] (12)

По формуле (12) определяем число зубьев шестерни

z1 = 2· 90/[1,5• (1,6 +1)] = 46,1.

Принимаем z1 = 46. Тогда, согласно рекомендациям [3, с. 305], определяем число зубьев колеса по формуле

z2 = u · z1, (13)

где u - передаточное число;

z1 - число зубьев шестерни.

Подставляем числовые значения в формулу (13) и определяем число зубьев колеса

z2 = 1,6 · 46 = 73,6;

принимаем z2 = 74.

4. Уточняем передаточное число, выразив его из формулы (13)

u = z2 / z1 (14)

u = 74 / 46 = 1,6 - стандартное.

Уточняем частоту вращения, выразив ее из формулы (3)

n2 = n1 /i (15)

n2 = 960/1,6 = 600 мин -1.

Определяем угловую скорость тихоходного (ведомого) вала по формуле

щ2 = р n2/30, (16)

где n2 - частота вращения тихоходного вала, мин -1.

Тогда по формуле (16) получаем

щ2 = 3,14• 600/30 = 62,8 c-1.

Согласно рекомендациям [3, с.108], вычисляем делительные диаметры, диаметры вершин зубьев и диаметры впадин зубчатого колеса и шестерни.

1. Делительный диаметр определяется по формуле

d = mt z, (17)

где mt -окружной модуль косозубой передачи, мм;

z - число зубьев зубчатого колеса или шестерни.

Подставляем числовые значения в формулу (17) и определяем делительные диаметры шестерни и зубчатого колеса:

d1 = 1,5•46 = 69 мм;

d2 = 1,5•74 = 111 мм.

2.Определяем диаметры вершин зубьев зубчатого колеса и шестерни по формуле

dа = d + 2 mn, (18)

где d - делительный диаметр зубчатого колеса или шестерни, мм;

mn - нормальный модуль , мм.

Подставляем числовые значения в формулу (18) и определяем диаметры вершин зубьев шестерни и зубчатого колеса:

dа1 = 69 + 2•1,5 = 72 мм;

dа2 = 111 + 2•1,5 = 114 мм.

3. Определяем диаметры впадин зубчатого колеса и шестерни по формуле

df = d - 2,5 mn, (19)

где d - делительный диаметр зубчатого колеса или шестерни, мм;

mn - нормальный модуль прямозубой передачи , мм.

Подставляем числовые значения в формулу (19) и определяем диаметры впадин шестерни и зубчатого колеса:

df 1 = 69 - 2,5•1,5 = 65,25 мм;

df 2 = 111 - 2,5•1,5 = 107,25 мм.

4. Согласно рекомендациям [3, с. 108], уточняем межосевое расстояние по формуле

aw = 0,5(d1 + d2) , (20)

где d1 - делительный диаметр шестерни, мм;

d2 - делительный диаметр колеса, мм.

Тогда подставляя числовые значения в формулу (20) получаем

aw = 0,5(69+111) = 90 мм.

5. Согласно рекомендациям [3, с. 306], определяем ширину венца зубчатых колес по формуле

b = шba • aw, (21)

где шba - коэффициент ширины зубчатых колес;

aw - межосевое расстояние, мм.

Тогда подставляя значения шba и aw в формулу (21) определяем ширину венца зубчатых колес

b = 0,4 • 90 = 36 мм,

принимаем b1 = 39 мм для шестерни, b2 = 36 мм для колеса.

1. Определяем окружную скорость и назначаем степень точности передачи. Согласно рекомендациям [3, с. 306], окружную скорость определяем по формуле

х = р n1d1/60, (22)

где n1 - частота вращения быстроходного вала, мин -1;

d1 - делительный диаметр щестерни , м.

Подставляем числовые значения в формулу (22) и определяем окружную скорость

х = 3,14 · 960•69•10 -3 / 60 = 3,4 м/с.

Источник [3, табл. 2] рекомендует 9-ю степень точности передачи: х < 4 м/с, однако для уменьшения динамической нагрузки на зубья принимаем 8-ю степень точности..

2. Вычисляем силы, действующие в зацеплении по [3, с. 306].Окружная сила, изгибающая зуб определяется по формуле

Ft = P1 / х, (23)

где P1 - мощность электродвигателя, кВт;

х - окружная скорость, м/с.

Тогда по формуле (23) получаем

Ft = P1 / х = 41,8 · 103 / 3,4 = 1,2· 103 Н.

Осевая сила, согласно рекомендациям [3, с. 109], определяется по формуле

Fа = Ft tgв, (24)

где Ft - окружная сила, Н;

в - угол наклона линии зуба.

Тогда по формуле (24) получаем

Fа = 1,2 · 103 • tg 0_ = 0 Н.

Определяем радиальную (распорную) силу по формуле

Fr = Ft tgб (25)

где Ft - окружная сила, Н;

б - угол профиля (зацепления).

Тогда по формуле (25) получаем

Fr = 1,2 · 103 • tg 20_ = 1,2 · 103 · 0,364 = 0,4·103 Н

1. Проверяем рабочие контактные напряжения по формуле

уН = ZН · ZМ · ZЕ· < уНР , (26)

где ZН - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев (ZН = 1,76 по [3, табл. 3]);

ZМ - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес (ZМ = 274 · 103 Па1/2 по [3, табл. П22]);

ZЕ - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

КН - коэффициент нагрузки;

Ft - окружная сила, Н;

u - передаточное число;

d - делительный диаметр шестерни, мм;

b - ширина венца зубчатого колеса, мм;

уНР - допускаемое контактное напряжение, МПа (уНР = 420МПа).

Согласно [3, стр.96] коэффициент ZЕ, учитывающий суммарную длину контактных линий, определяется по формуле

ZЕ = , (27)

где Еб - коэффициент торцового перекрытия, определяется по формуле

Еб = [1,88 - 3,2• (1/ z1 + 1/ z2)] • cosв, (28)

где z1 - число зубьев шестерни;

z2 - число зубьев зубчатого колеса.

Подставляем числовые значения в формулу (28) и определяем коэффициент торцового перекрытия

Еб = [1,88 - 3,2• (1/ 46 +1/ 74)] • cos0_ = 1,77.

Подставляем значение коэффициента торцового перекрытия в формулу (27)

ZЕ = = 0,86

Коэффициент нагрузки определяем по формуле

KH = KH в· KH х, (29)

где KH в - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (KHв = 1,02 по [3, табл. П25]);

KHх - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (KHх = 1,13 по [3, табл. П26]).

Подставляем коэффициенты KHх, KHв в формулу (29) и находим коэффициент нагрузки

KH = 1,02 · 1,13 = 1,15.

По формуле (26) проверяем контактную выносливость зубьев:

уН = 1,76·274·103·0, 86·= 393·106 Па < уНР = 420Мпа.

2. Проводим проверочный расчет зубьев на их выносливость при изгибе. Согласно рекомендациям [3, с. 307], выносливость зубьев по напряжениям изгиба

проверим по уравнению

уF = < уFР (30)

где YF - коэффициент формы зубьев;

KF - коэффициент нагрузки;

Ft - окружная сила, Н;

b - ширина венца зубчатого колеса, мм;

mn - нормальный модуль, мм;

уFP - допускаемое напряжение при расчете на выносливость зубьев при изгибе, Мпа.

(уFP =110 Мпа).

Коэффициент нагрузки определяем по формуле

KF = KF в· KFх (31)

где K F в - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (K F в = 1,04 по [3, табл. П25]);

KFх - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении; для прямозубых колес (KFх = 1,26 по [3, табл.П26];

Следовательно, подставляем коэффициенты KFх, KFв в формулу (31) и находим коэффициент нагрузки

KF = 1,04 · 1,26= 1,31.

Согласно рекомендациям [3, с. 110], вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса по формуле

zх= z/cos3в, (32)

где z - число зубьев шестерни (z1) или колеса (z2);

в - угол наклона линии зуба.

Тогда по формуле (34) получаем

z?х= 46/cos3(0) = 46;

z??х= 74/ cos3(0) = 74.

Согласно рекомендациям [3, табл. П27], интерполируя, определяем коэффициент формы зуба шестерни Y?F = 3,52 при z?х = 46 и колеса Y??F = 3,72

при z??х= 74.

Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе:

у?FP /Y?F = 130/3,52 = 36,9 МПа,

у??FP / Y??F = 110/3,72 = 29,56 МПа.

Прочность зубьев колеса оказалась ниже, чем зубьев шестерни, поэтому проверку на выносливость по напряжениям изгиба следует выполнить для зубьев колеса.

По формуле (30) проверяем выносливость зубьев при изгибе:

уF = = 108 МПа < уFP = 110 МПа.

Диаметр выходного конца вала определим грубо приближенно (ориентировочный расчет) из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым касательным напряжениям: [фК] = 20…40 МПа. Согласно рекомендациям [3, с. 307], принимаем [фК]' = 25 МПа для стали 45 (при df1 = 65,25мм целесообразно изготовить быстроходный вал вместе с шестерней) и [фК]'' = 20 МПа для стали 35, которую назначаем для изготовления тихоходного вала.

1. Согласно рекомендациям [3, с. 194], для ведущего (быстроходного) вала редуктора уравнение прочности записывается в виде

фК = Т/WР < [фК]', (33)

где Т - крутящий момент на быстроходном валу, Н•м;

WР - полярный момент сопротивления круглого сечения вала, м3;

[фК]' - допускаемое напряжение на кручение для валов из углеродистой стали, МПа.

Полярный момент сопротивления круглого сечения вала определяется по формуле

WР = р d 3 /16, (34)

где d - диаметр вала, мм.

Следовательно, уравнение прочности (33) имеет вид

фК = Т/WР = 16 Т1 /( р d 3) < [фК]'. (35)

Тогда для быстроходного вала редуктора при [фК]' = 25 МПа из уравнения прочности (35) получаем

d = 2,04•10-2 м.

Согласно рекомендациям [3, с. 196], в соответствии с рядом Rб 40 (СТ СЭВ 514 - 77) принимаем dВ1 = 24 мм.

Назначаем посадочные размеры под уплотнения и подшипники. Принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d1' = 28 мм (необходимо оставить высоту буртика примерно в 1…3 мм для упора торца втулки полумуфты); диаметр вала под подшипник d1'' = 30 мм.

Диаметр d1''' примем равным 38 мм, чтобы обеспечить высоту упорного буртика 4,5 мм для посадки ориентировочно назначаемого конического роликоподшипника средней серии. Так как диаметр впадин шестерни df1 = 65,25 мм незначительно превышает диаметр вала под подшипник d1'' = 30 мм, то, как уже и указывалось, шестерню целесообразно изготовить заодно с валом.

2. Для ведомого вала редуктора при Т2 = iT1 = 1,6 · 41,8 = 66,8 Н•м без учета КПД передачи определяем диаметр вала по формуле

d = , (36)

где Т2 - крутящий момент на тихоходном валу, Н•м;

[фК]?? - допускаемое напряжение на кручение для валов из углеродистой стали, МПа ([фК]?? = 20 МПа).

Тогда для тихоходного вала редуктора при [фК]'' = 20 МПа из формулы (36)

получаем

d = 2,57•10-2 м.

Согласно рекомендациям [3, с. 196], в соответствии с рядом Rб 40 (СТ СЭВ 514 - 77) принимаем диаметр вала dВ2 = 28 мм; диаметр вала под уплотнение d2' = 32 мм; диаметр вала под подшипник d2'' = 35 мм, диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса d2''' = 38 мм.

3. Конструктивные размеры зубчатого колеса. Диаметр ступицы определяем по формуле

d2'''' = (1,5…1,7) d2''', (37)

где d2''' - диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса, мм.

Тогда диаметр ступицы по формуле (37) равен:

d2'''' = (1,5…1,7) •38= 57…64,6 мм,

принимаем диаметр ступицы d2'''' = 60 мм.

Длина ступицы, согласно рекомендациям [3, с.307], определяется по формуле

lСТ = (0,7…1,8) d2''', (38)

где d2''' - диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса, мм.

Тогда по формуле (38) получаем

lСТ = (0,7…1,8) •38 = 26,6…68,4 мм,

принимаем длину ступицы lСТ = 36 мм.

Толщина обода определяется по формуле

дО = (2,5…4)mn, (39)

где mn - нормальный модуль, мм.

Тогда толщина обода

дО = (2,5…4) •1,5 = 3,75…6 мм,

принимаем толщину обода дО = 4 мм.

Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая. Толщина диска определяется по формуле

е = (0,2…0,3)b2, (40)

где b2 - ширина венца зубчатого колеса, мм.

Тогда толщина диска

е = (0,2…0,3) •36 = 7,2…10,8 мм,

принимаем е = 9 мм.

Согласно рекомендациям [3, с.308], диаметр отверстий в диске назначается конструктивно, но не менее 15…20 мм.

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

1. Толщина стенки корпуса, согласно рекомендациям [3, с.308], определяется по формуле

д = 0,025 aw + 1…5 мм, (41)

где aw - межосевое расстояние, мм.

Тогда толщина стенки корпуса

д = 0,025 aw + 1…5 мм = 0,025•90 + 1…5 мм = 3,25…7,25 мм,

принимаем толщину стенки д = 6 мм.

2.Согласно рекомендациям [3, с.308], толщина стенки крышки корпуса редуктора, определяется по формуле

д1 = 0,02 aw + 1…5 мм, (42)

где aw - межосевое расстояние, мм.

Тогда толщина стенки крышки корпуса по формуле (42)

д1 = 0,02 aw + 1…5 мм = 0,02•90 + 1…5 мм = 2,8…6,8 мм,

принимаем толщину стенки крышки редуктора д 1 = 5 мм.

3. Толщина верхнего пояса корпуса редуктора определяется по формуле

s = 1,5 д, (43)

где д - толщина стенки корпуса, мм.

Тогда

s = 1,5 д = 1,5 • 6 = 9 мм.

Принимаем s = 9 мм.

4. Толщина пояса крышки редуктора, согласно рекомендациям [3, с.308], определяется по формуле

s1 = 1,5 д1, (44)

где д 1 - толщина стенки крышки корпуса, мм.

Тогда

s1 = 1,5 д1 = 1,5 • 5 = 7,5 мм.

Принимаем s1 = 7 мм.

5. Согласно рекомендациям [3, с. 308], толщина нижнего пояса корпуса

редуктора определяется по формуле

t = (2…2,5) д , (45)

где д - толщина стенки корпуса, мм.

Тогда

t = (2…2,5) д = (2…2,5) • 6 = 12…15 мм.

Принимаем t = 14мм.

6. Согласно рекомендациям [3, с.308], толщина ребер жесткости корпуса редуктора, определяется по формуле

С = 0,85 д, (46)

где д - толщина стенки корпуса, мм.

Тогда

С = 0,85 д = 0,85 • 6 = 5,1 мм.

Принимаем С = 5 мм.

7. Диаметр фундаментальных болтов, согласно рекомендациям [3, с.308], определяется по формуле

dФ = (1,5…2,5)д, (47)

где д - толщина стенки корпуса, мм.

Тогда

dФ = (1,5…2,5)д = (1,5…2,5) • 6 = 9…15 мм.

Принимаем dФ = 12 мм.

8. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту), согласно рекомендациям [3, с.308], определяется по формуле

К2 = 2,1 dФ, (48)

где dФ - диаметр фундаментных болтов, мм.

Тогда

К2 = 2,1 dФ = 2,1· 12 = 25,2 мм.

Принимаем К2 = 25 мм.

9. Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора, определяется по формуле

dК = (0,5…0,6) dФ, (49)

где dФ - диаметр фундаментных болтов, мм.

Тогда

dК = (0,5…0,6) dФ = (0,5…0,6) • 12 = 6…7,2 мм.

Принимаем dК = 6 мм.

10. Ширина пояса (ширина фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников определяется по формуле

К = 3 dК, (50)

где dК - диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора, мм.

Тогда

К = 3 dК = 3 • 6 = 18 мм.

Принимаем К = 18 мм.

Ширину пояса К1, согласно рекомендациям [3, с.309], назначаем на 2…8 мм меньше К, принимаем К1 = 13 мм.

11. Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников, определяется по формуле

dК.П = 0,75 dФ, (51)

где dФ - диаметр фундаментных болтов, мм.

Тогда

dК.П = 0,75 dФ = 0,75 •12 = 9 мм.

Принимаем dК.П = 8 мм.

12. Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору, согласно рекомендациям [2, с.309], определяется по формуле

dП = (0,7…1,4)д, (52)

где д - толщина стенки корпуса, мм.

Тогда

dП = (0,7…1,4) д = (0,7…1,4) • 6 = 4,2…8,4 мм.

Принимаем dП' и dП'' = 6 мм для быстроходного и тихоходного валов.

13. Диаметр отжимных болтов принимаем из диапазона 8…16 мм (d = 8).

14. Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия dК.С, согласно рекомендациям [3, с.309], принимается от 6 до 10 мм. Принимаем dК.С = 8 мм.

15. Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора), согласно рекомендациям [3, с.309], определяется по формуле

dП. Р = (1,6…2,2) д, (53)

где д - толщина стенки корпуса, мм.

Тогда по формуле (53) получаем

dП. Р = (1,6…2,2) д = (1,6…2,2) · 6 = 9,6…13,2 мм.

Принимаем dП. Р = 12 мм.

1. Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом шестерни определяется из соотношения

y = (0,5…1,5) д, (54)

где д - толщина стенки корпуса, мм.

Тогда по формуле (54) получаем

y = (0,5…1,5) • 6 = 3…9 мм.

Принимаем y = 6 мм.

Так как lСТ < b1, то размер y берем от торца шестерни.

2. Расстояние между внутренней стенкой корпуса редуктора и окружностью вершин зубьев колеса и шестерни определяется из соотношения

y1 = (1,5…3) д, (55)

где д - толщина стенки корпуса, мм.

Тогда по формуле (55) получаем

y1 = (1,5…3) • 6 = 9…18 мм.

Принимаем y1 = 14 мм.

Для обеспечения достаточной вместимости масляной ванны картера редуктора расстояние от окружности dа2 до внутренней стенки картера ориентировочно назначаем из соотношения

y1' = (3…4) д, (56)

где д - толщина стенки корпуса, мм.

Тогда по формуле (56) получаем

y1' = (3…4) · 6 = 18…24 мм.

Принимаем y1' = 21 мм.

3. Длины выходных концов быстроходного l1 и тихоходного l2 валов определяются из соотношения

l = (1,5…2) dВ, (57)

где dВ - диаметр вала, мм.

Тогда длина выходного конца быстроходного вала

l1 = (1,5…2) • 24 = 36…48 мм.

Принимаем . l1 = 42 мм.

Длина выходного конца тихоходного вала

l2 = (1,5…2) • 28 = 42…56 мм.

Принимаем . l2 = 48 мм.

4. Назначаем тип подшипников качения для быстроходного и тихоходного валов и определяем конструктивные размеры подшипниковых узлов.

Предварительно назначаем родиальные роликоподшипники воспринемающие только радиальную нагрузку .

При значительной разнице диаметров посадочных участков валов под подшипники (d1'' = 30 мм, а d2'' = 35 мм) следует ожидать , что для тихоходного вала подойдет более легкая серия подшипника, чем для быстроходного. Здесь типоразмеры подшипников намечаем ориентировочно для возможности компоновки редуктора; в дальнейшем при подборе подшипников по динамической грузоподъемности их параметры будут уточнены.

Ориентируясь на среднюю серию подшипника для быстроходного и легкую серию для тихоходного валов, согласно рекомендациям [3, табл. П41], получаем:

d = d1??= 30 мм, Т?max = 19 мм, D1 = 72 мм;

d = d2?? = 35 мм, Т??max = 17 мм, D2 = 72 мм.

Размер Х определяется по формуле

Х = 2 dП, (58)

где dП - диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору, мм.

Тогда для быстроходного вала

Х' = 2 dП' = 2 • 6=12 мм.

Для тихоходного вала

Х'' = 2 dП?? = 2 •6 =10 мм.

Размеры l1' и l2' определяем по формуле

l = 1,5Тmax, (59)

где Тmax - ширина подшипника, мм.

Тогда по формуле (59) получаем

l1' = 1,5 Т?max = 1,5 • 19 = 28,5 мм,

l2' = 1,5 Т??max = 1,5 • 17 = 25,5 мм.

Принимаем l1' = 28 мм, l2' = 25 мм.

Расстояние от торца подшипника быстроходного вала до торца шестерни l1'' = 8…18 мм, принимаем l1'' = 12 мм. Размер l1''' = 8…18 мм, принимаем l1''' = 12 мм.

Осевой размер глухой крышки подшипника тихоходного вала l2'' = 8…25 мм, принимаем l2'' = 15 мм.

5. Определяем расстояния a1 и a2 по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентировочно примем на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и В оси вала.

Для тихоходного вала расстояние a2 определяется по формуле

a2 = y + 0,5lСТ, (60)

где y - зазор между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом шестерни, мм;

lСТ - длина ступицы, мм.

Тогда по формуле (60) получаем

a2 = 6 + 0,5 • 36 = 24 мм.

Принимаем a2 = 25 мм.

Для быстроходного вала расстояние a1 определяется по формуле

а1 = l1'' + 0,5b1, (61)

где l1'' - расстояние от торца подшипника быстроходного вала до торца шестерни, мм;

b1 - ширина венца шестерни, мм.

Тогда по формуле (61) получаем

а1 = 12 + 0,5 • 39 = 31,5 мм.

Принимаем a1 = 32 мм.

6. Определяем габаритные размеры редуктора. Ширину редуктора определяем по формуле

ВР = l2 + l2' + Т??max + y + lСТ + y + l1'' + Т?max +l1'+ l1, (62)

где l2 - длина выходного конца тихоходного вала, мм;

где Т??max - ширина подшипника тихоходного вала, мм;

Т?max- ширина подшипника быстроходного вала, мм;

y - зазор между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом шестерни, мм;

lСТ - длина ступицы, мм;

l1'' - расстояние от торца подшипника до торца шестерни, мм;

l1 - длина выходного конца быстроходного вала, мм.

Тогда по формуле (62) получаем

ВР = 48+25+17+6+36+6+12+19+28+42=239 мм.

Принимаем ширину редуктора ВР = 240 мм.

Длину редуктора определяем по формуле

LР = К1 + д + y1 + 0,5 dа2 + aw + 0,5 dа1+ y1 + д + К1, (63)

где К1 - ширина пояса, мм;

д - толщина стенки корпуса, мм;

y1 - расстояние между внутренней стенкой корпуса редуктора и окружностью вершин зубьев колеса и шестерни, мм;

dа1, dа2 - диаметры вершин зубьев шестерни и зубчатого колеса, мм;

aw - межосевое расстояние, мм.

Тогда по формуле (63) получаем

LР = 2• (13 + 6 + 14) + 0,5• (114 + 72) + 90 = 249 мм.

Принимаем длину редуктора LР = 250мм.

Высоту редуктора определяем по формуле

НР = д1 + y1+ dа1 + dа2 + y11 + t, (64)

где д1 - толщина стенки крышки корпуса редуктора, мм;

y1 - расстояние между внутренней стенкой корпуса редуктора и окружностью вершин зубьев колеса и шестерни, мм;

dа1 - диаметр вершин зубьев шестерни колеса, мм;

dа2 - диаметр вершин зубьев зубчатого колеса, мм;

y11 - расстояние от окружности dа2 до внутренней стенки картера, мм;

t - толщина нижнего пояса корпуса редуктора, мм.

Тогда по формуле (64) получаем

НР = 5 + 14 + 72+114 + 21 + 14 = 240 мм.

Принимаем высоту редуктора НР = 240 мм.

Этот этап эскизной компоновки имеет целью установить приближенно положение зубчатых колес относительно опор, чтобы иметь возможность определить опорные реакции и подобрать подшипники.

Эскизную компоновку ведем на одной проекции - разрезе по осям валов (в масштабе 1: 1).

Порядок вычерчивания (рис. П. 1.1).

1. Посередине листа проводим горизонтальную осевую линию - ось симметрии редуктора, затем две вертикальные осевые линии, соответствующие осям валов на расстоянии аw = 90 мм.

2. Вычерчиваем без разреза шестерню и зубчатое колесо вместе со ступицей.

3. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса; при этом принимаем:

а) зазор между торцом и внутренней стенкой корпуса y = 6 мм;

б) расстояние между внутренней стенкой корпуса и окружностью вершин зубьев колеса и шестерни y1 = 14 мм.

4. Размещаем подшипники валов, нанося на чертеж их габариты.

Прочность валов проверим по гипотезе наибольших касательных напряжений.

Страницы: 1, 2