Расчет и проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора

Министерство образования Республики Беларусь

Минский государственный машиностроительный колледж

























Расчетно-пояснительная записка

к курсовому проекту по «Технической механике»

Тема: Расчет и проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора







Разработал:

учащийся гр.1-Дк

Зеньков Д.И.











Минск 2005


Перечень документов

Расчетно-пояснительная записка

Сборочный чертеж одноступенчатого цилиндрического редуктора

Спецификация

Чертеж вала тихоходного

Чертеж колеса зубчатого




	Содержание



1 Краткое описание работы привода 

2 Кинематический расчет привода 

  2.1 Определение требуемой мощности и выбор двигателя 

  2.2 Определение частоты вращения и угловой скорости каждого вала 

  2.3 Определение мощностей и вращающих моментов на каждом валу 

3 Расчет закрытой зубчатой косозубой передачи 

  3.1 Исходные данные 

  3.2 Расчет параметров зубчатой передачи 

4 Расчет тихоходного вала привода 

  4.1 Исходные данные 

  4.2 Выбор материала вала 

  4.3 Определение диаметров вала 

  4.4 Эскизная компоновка вала 

  4.5 Расчет ведомого вала на изгиб с кручением 

5 Расчет быстроходного вала привода 

  5.1 Исходные данные 

  5.2 Выбор материала вала 

  5.3 Определение диаметров вала 

  5.4 Определение возможности изготовления вала-шестерни 

  5.5 Эскизная компоновка вала 

  5.6 Расчет ведомого вала на изгиб с кручением 

6 Подбор подшипников быстроходного вала 

7 Подбор подшипников тихоходного вала 

8 Подбор и проверочный расчет шпонок быстроходного вала 

9 Подбор и проверочный расчет шпонок тихоходного вала 

10 Выбор сорта масла 

11 Сборка редуктора 

   Список использованной литературы 

1 Краткое описание работы привода



Тяговым органом заданного привода является цепной конвейер В цепных передачах (рис.1, а) вращение от одного вала к другому передается за счет зацепления промежуточной гибкой связи (цепи) с ведущим / и ведомым 2 звеньями (звездочками).





 Рис.1 Схема цепной передачи



В связи с отсутствием проскальзывания в цепных передачах обеспечивается постоянство среднего передаточного числа. Наличие гибкой связи допускает значительные межосевые расстояния между звездочками. Одной цепью можно передавать движение одновременно на несколько звездочек (рис.1, б). По сравнению с ременными цепные передачи имеют при прочих равных условиях меньшие габариты, более высокий КПД и меньшие нагрузки на валы, так как отсутствует необходимость в большом предварительном натяжении тягового органа.



Недостатки цепных передач: значительный    износ   шарниров цепи, вызывающий   ее   удлинение  и  нарушение правильности зацепления;       неравномерность движения цепи из-за  геометрических   особенностей   ее зацепления  с  зубьями  звездочек,   в   

результате чего появляются  дополнительные динамические нагрузки в передаче; более высокие требования к точности монтажа передачи по сравнению с ременными передачами; значительный шум при работе передачи.

Цепные передачи предназначаются для мощности обычно не более 100 кВт и могут работать как при малых, так и при больших скоростях (до 30 м/с). Передаточные числа обычно не превышают 7.

Применяемые в машиностроении цепи по назначению подразделяются на приводные, передающие энергию от ведущего вала к ведомому; тяговые, применяемые в качестве тягового органа в конвейерах; грузовые, используемые в грузоподъемных машинах. Из всех типов природных цепей наибольшее распространение имеют роликовые  с числом рядов от 1 до 4, втулочные , одно- и двухрядные, и зубчатые.

Кинематическая схема привода цепного конвейера приведена на рис.2.

Вращение привода передается от электродвигателя 1 ведущим звездочкам цепного конвейера 8 посредством клиноременной передачи 2, муфт 3 и 5, косозубого одноступенчатого редуктора 4, цепной передачи 6 и зубчатой открытой прямозубой передачи 7. При этом на кинематической схеме римскими цифрами обозначены тихоходные (I, III, VI) и быстроходные (II, IV, V) валы соответствующих передач.





Рис.2 Кинематическая схема привода цепного конвейера.




2 Кинематический расчет привода



2.1 Определение требуемой мощности и выбор двигателя

Исходные данные:

тяговое усилие цепи  Ft=13кН

скорость цепи  V=0,35 м/с

шаг тяговой цепи Рt=220мм

число зубьев ведущих звездочек z=7

срок службы привода – 4 года в две смены.



Определяем мощность на тихоходном валу привода по формуле (1.1) [1,с.4]



	РVI= Ft· V									(2.1)



где РVI - мощность на тихоходном валу:

РVI=13·0,25=3,25кВт.

	Определяем общий КПД привода по формуле (1.2) [1,с.4]

По схеме привода



					(2.2)



где[1, с.5, табл.1.1]: - КПД ременной передачи;

- КПД зубчатой закрытой передачи;

- КПД цепной передачи;

- КПД зубчатой открытой передачи;

- КПД одной пары подшипников качения;

- КПД муфты.

Сделав подстановку в формулу (1.2) получим:





Определяем мощность, необходимую на входе[1,с.4]



									(2.3)



где Ртр – требуемая мощность двигателя:







Определяем частоту вращения и угловую скорость тихоходного вала



							(2.4)

об/мин

								(2.5)





Выбираем электродвигатель [1,с.390,табл. П1,П2]

Пробуем двигатель 4А112М4:

	Рдв.=5,5кВт;

	nс=1500об/мин;

	S=3,7%

	dдв.=32мм.

Определяем асинхронную частоту вращения электродвигателя по формуле (1.3) [1,c.6]:



	na=nc·(1-S);									(2.6)

	na=1500·(1-0,037);

	na=1444,5 об/мин



Определяем общее передаточное число привода



;								(2.7)





Производим разбивку прердаточного числа по ступеням. По схеме привода



	Uобщ.=Uр.п.· Uз.з.· Uц.п.· Uз.о.;						(2.8)



Назначаем по рекомендации [1,c.7,c36]:

Uр.п.=3;

Uц.п.=3;

Uз.о.=4; тогда

Uз.з.= Uобщ./( Uр.п.· Uц.п.· Uз.о.);

Uз.з.=2,94, что входит в рекомендуемые пределы

Принимаем Uз.з.=3.

Тогда 


Находим:



							(2.9)

	;



Допускается ∆U=±3%

Принимаем окончательно электродвигатель марки 4А112М4



2.2 Определение частоты вращения и угловой скорости каждого вала



По формуле (2.5) определяем угловую скорость вала двигателя

	;

	;

		nдв.=1444,5 об/мин.

	По схеме привода (рис.1) определяем частоты вращения и угловые скорости каждого вала		



	;			;

	;			;

	;				;

	;				;

; 		

;		; 

;		

;		

;				

;			;

;				

;			



что близко к полученному в п.2.1.



2.3 Определение мощностей и вращающих моментов на каждом валу



Определяем мощность на каждом валу по схеме привода



		

		;

		;

		;

		;

		

		

		;		;

		;		;

		;		;

		;		;

		;		;

		;		;



что близко к определенному ранее в п.2.1.

Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формуле



		(Нм)							(2.10)

	;	;		Нм;

	;	;		Нм;

	;	;		Нм;

	;	;		Нм;

	;	;		Нм;

	;	;		Нм;

	;	;		Нм.



Проверка:

								(2.11)

	;

	Нм



Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.



										Таблица 1

Параметры кинематического расчета

№ вала

n, об/мин

ω, рад/с

Р, кВт

Т, Нм

U

Дв.

1444,5

151,27

4,15

27,43

3

I

481,5

50,42

3,985

79,03













1

II

481,5

50,42

3,866

76,67













3

III

160,5

16,8

3,674

218,69













1

IV

160,5

16,8

3,565

212,2













3

V

53,5

5,6

3,353

598,75













4

VI

13,375

1,4

3,187

2276,4






3 Расчет закрытой косозубой передачи



3.1 Исходные данные



Мощность на валу шестерни и колеса		Р2=3,866 кВт

							Р3=3,684 кВт

Вращающий момент на шестерне и колесе	Т2=76,67 Нм

							Т3=218,69 Нм

Передаточное число 				U=3

Частота вращения шестерни и колеса		n2=481,5 об/мин

							n3=160,5 об/мин

Угловая скорость вращения шестерни и колеса	ω2=50,42 рад/с

							ω3=16.8 рад/с

Передача нереверсивная.

Расположение колес относительно опор симметричное.



3.2 Расчет параметров зубчатой передачи



Выбираем материал для шестерни и колеса по табл.3.3 [1,c.34]:

шестерня – сталь 40Х, термообработка – улучшение 270НВ,

колесо - сталь 40Х, термообработка – улучшение 250НВ.

Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле (3.9) [1,c.33]:



							(3.1)



где 	σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

КHL – коэффициент долговечности;

	[SH] – коэффициент безопасности;

по [1,c.33]:	КHL =1; [SH] =1,1.

Определяем σHlimb по табл.3.2 [1,c.34]:



	σHlimb =2НВ+70;							(3.2)



σHlimb1 =2270+70; σHlimb1 =610МПа;

σHlimb2 =2250+70; σHlimb1 =570МПа.

Сделав подстановку в формулу (3.1) получим



	;	МПа;

	;	МПа.



Определяем допускаемое расчетное напряжение по формуле (3.10) [1,c.35]:



						(3.3)

	;

	МПа.



Определяем межосевое расстояние передачи по формуле (3.7) [1,c.32]:



					(3.4)



где	Ка – числовой коэффициент;

КHβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

	 - коэффициент ширины;

	Т2 – вращающий момент на колесе (по схеме привода Т2=Т3)

	Выбираем коэффициенты:

	Ка =43		[1,c.32];

	КHβ =1,1	[1,c.32,табл.3.1];

	=0,315 назначаем по ГОСТ2185-66 с учетом рекомендаций [1,c.36];

	Т2=Т3=218,69Нм.

	Подставив значения в формулу (3.4) получим:

	;	мм;

	Принимаем окончательно по ГОСТ2185-66 [1,c.36]

	мм.

	Определяем модуль [1,c.36]:



								(3.5)

	;

	;



Принимаем по ГОСТ9563-60 модуль mn=2,0мм [1,c.36]

Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:



								(3.6)



Принимаем предварительно β=12º (β=8º…12º), тогда cosβ=0,978

	;	;

Принимаем зуба.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [1,c.37]:

	;

	;	;	;

	;

	;	.

Уточняем фактическое передаточное число

	;

	;	

Определяем отклонение передаточного числа от номинального



							

	;	.



Допускается ∆U=±3%

Уточняем угол наклона зубьев по формуле (3.16) [1,c.37]:



							(3.7)

	;	;	.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [1,c.37]:



									(3.8)

	;		мм;

	;		мм.



Проверяем межосевое расстояние



									(3.9)

	;	мм.



Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса

	;	;		

	;	;				(3.10)

		;			(3.11)

	мм;	

;		мм;

;		мм;

;		мм;

;	мм;

;		мм;

;	мм

;	мм;

;	мм;

;	мм.



Проверяем соблюдение условия (т.к. Ψba<0,4)

	;

	;		;

	0,315>0,223

Значит, условие выполняется.

Определяем окружные скорости колес

	

;		м/с;

	;

;		м/с;

	м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес – 8В [1,c.32].

Определяем фактическое контактное напряжение по формуле (3.6) [1,c.31]



			(3.12)



где КН – коэффициент нагрузки:



			КН =КНά КНβ КН;

КНά – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

КНβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине;

КН - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

	Уточняем коэффициент нагрузки

	КНά =1,09;						[1,c.39, табл.3.4]

	КН =1;						[1,c.40, табл.3.6]

	;	;	,

тогда КНβ =1,2;						[1,c.39, табл.3.7]

	КН =1,091,21;	КН =1,308.

Сделав подстановку в формулу (3.12) получим

	;

	МПа.

	Определяем ∆σН

		;

		;	 недогрузки,

что допускается.

Определяем силы в зацеплении

- окружная



		;								(3.13)

	;	Н;




- радиальная



;							(3.14)

	;	Н;



- осевую



		;								(3.15)

	;	Н.



Практика показывает, что у зубчатых колес с НВ<350 выносливость на изгиб обеспечивается с большим запасом, поэтому проверочный расчет на выносливость при изгибе не выполняем.

Все вычисленные параметры заносим в табл.2.	

	Таблица 2

Параметры закрытой зубчатой передачи

Параметр

Шестерня

Колесо

mn,мм

2

βº

10º16’

ha,мм

2

ht,мм

2,5

h,мм

4,5

с, мм

0,5

d,мм

63

187

dа,мм

67

191

df,мм

58

182

b, мм

44

40

аW,мм

125

v, м/с

1,59

1,58

Ft, Н

2431

Fr, Н

899,3

Fа, Н

163,7

	

4 Расчет тихоходного вала редуктора



4.1 Исходные данные



Исходные данные выбираем из табл.1 и табл.2 с округлением до целых чисел:

	Н;

	Н;

	Н.

	;

	Н;

	Т3=219Н;

	d=187мм;

	b=40мм.

По кинематическое схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора. Для этого мысленно расцепим шестерню и колесо редуктора. По закону равенства действия и противодействия :



	Fa1= Fa2= Fa;

	Ft1= Ft2= Ft;

	Fr1= Fr2= Fr.



Схема усилий приведена на рис.3.



Рис.3 Схема усилий, действующих на валы редуктора

4.2 Выбор материала вала



 Назначаем материал вала. Принимаем сталь 45 с пределом прочности σв = 700МПа

[1,c.34, табл.3.3].

Определяем пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба и кручения

						[1,c.162]

						[1,c.164]

	;	МПа;

	;	.

	

4.3 Определение диаметров вала



Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение



								(4.1)



где [τк]=(20…40)Мпа					[1,c.161]

Принимаем [τк]=30Мпа.

		;	мм.

	Согласовываем dв с диаметром муфты упругой втулочной пальцевой МУВП, для этого определяем расчетный момент, передаваемый муфтой



		Тр3=Т3К								(4.2)


где К – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации привода.

К=1,3…1,5						[1,c.272, табл.11.3]

Принимаем К=1,5

Подставляя в формулу (4.2) находим:

		Тр3=2191,5;

		Тр3=328,5Нм.

	Необходимо соблюдать условие



		Тр3<[T]								(4.3)



где [Т] – допускаемый момент, передаваемый муфтой.

В нашем случае необходимо принять [Т] 500Ни [1,c.277, табл.11.5]

Тогда принимаем окончательно 

		dм2=40мм;

		lм2=82мм. (Длина полумуфты) Тип 1, исполнение 2.

	Проверяем возможность соединения валов стандартной муфтой

		;

	;	мм.

Так как соединение валов стандартной муфтой возможно.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа40:

	мм.

Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.4), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10мм.

	

Рис.4 Приближенная конструкция ведомого вала

	

мм;

мм – диаметр под уплотнение;

мм – диаметр под подшипник;

мм – диаметр под колесо.



4.4 Эскизная компоновка ведомого вала



Назначаем предварительно подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии по мм подшипник №308, у которого Dп=90мм; Вп=23мм [1,c.394, табл.П3].

Выполняем эскизную компоновку вала редуктора. Необходимо определить длину вала L и расстояния от середины подшипников до точек приложения нагрузок a, b и с (рис.5).



Рис.5 Эскизная компоновка ведомого вала



е=(8…12)мм – расстояние от торца подшипника до внутренней стенки корпуса редуктора;

К=(10-15)мм – расстояние от внутренней стенки корпуса до торца зубчатого колеса.

Принимаем 

lст=b+10мм – длина ступицы колеса:

lст=40+10=50мм;

(30…50)мм - расстояние от торца подшипника до торца полумуфты.

Принимаем  40мм.

Определяем размеры а, b, с и L.

а=b=Вп/2+е+К+lст/2;

а=b=23/2+10+11+50/2;

а=b=57,5мм

Принимаем а=b=58мм.

	с= Вп/2+40+lм/2;

	с=23/2+40+82/2;

	с=93,5мм

Принимаем с=94мм.

	L=Вп/2+a+b+c+ lм/2;

	L=23/2+58+58+94+82/2;

	L=262,5мм;

Принимаем L=280мм.



4.5 Расчет ведомого вала на изгиб с кручением.



Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:

	mа=[Fad/2]:

	mа=164·18710-3/2;

mа=30,7Нм.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1mАу=0

-RBy·(a+b)+Fr·a- mа=0

RBy=(Fr·а- mа)/ (a+b);

RBy= (899·0,058-30,7)/ 0,116;

RBy==184,8Н

Принимаем RBy=185Н

2mВу=0

RАy·(a+b)-Fr·b- mа=0

RАy==(Fr·b+ mа)/ (a+b);

RАy =(899·0,058+30,7)/ 0,116;

RАy =714,15Н

Принимаем RАy=714Н

Проверка:

FКу=0

RАy- Fr+ RBy=714-899+185=0

	Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

	М1у=0;

	М2у= RАy·а;

	М2у=714·0,058;

М2у =41,4Нм;

	М2’у= М2у- mа(слева);

	М2’у=41,4-30,7;

М2’у =10,7Нм;

М3у=0;

М4у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм (рис.6)

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1mАх=0;



	Рис.6 Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала.



FМ·(a+b+с)-RВх·(a+b)- Ft·a=0;

972·(0,058+0,058+0,094)-RВх·(0,058+0,058)-2431·0,058=0;

RВх=(204.12-141)/0,116;

RВх=544,13Н

RВх544Н

2mВх=0;

-RАх·(a+b)+Ft·b+Fм·с= 0;

RАх=(24310,058+9720,094)/0,116;

RАх=2003,15Н

RАх2003Н

Проверка

mКх=0;

-RАх+ Ft- Fм+RВх=-2003+2431-972+544=0

Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

	М1х=0;

	М2х= -RАх·а;

	М2х=-2003·0,058:

М2х=-116,2Нм;

	М3х=- Fм ·с;

	М3х=-972·0,094;

М3х=-8,65Нм

М4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов Мх.

Крутящий момент

ТI-I=0;

ТII-II=T1=Ft·d/2;

ТII-II=243118710-3/2;

ТII-II=227,3Нм




5 Расчет быстроходного вала редуктора



5.1 Исходные данные



Исходные данные выбираем из табл.1 и табл.2 с округлением до целых чисел:

	Н;

	Н;

	Н.

	;

	Н;

	Т3=212,2Н;

	d=63мм;

	b=44мм.

Схема усилий, действующих на валы редуктора приведена на рис.3.



5.2 Выбор материала вала



 Назначаем материал вала. Принимаем сталь 45 с пределом прочности σв = 700МПа

[1,c.34, табл.3.3].

Определяем пределы выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба и кручения

						[1,c.162]

						[1,c.164]

	;	МПа;

	;	.




5.3 Определение диаметров вала



Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение по формуле (4.1):

		;	мм.

	Согласовываем dв с диаметром муфты упругой втулочной пальцевой МУВП, для этого определяем расчетный момент, передаваемый муфтой по формуле (4.2):

		Тр3=Т3К								

где К – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации привода.

	К=1,3…1,5						[1,c.272, табл.11.3]

Принимаем К=1,5

Подставляя в формулу (4.2) находим:

		Тр3=2191,5;

		Тр3=328,5Нм.

	Необходимо соблюдать условие (4.3)



		Тр3<[T]								



где [Т] – допускаемый момент, передаваемый муфтой.

В нашем случае необходимо принять [Т] 500Ни [1,c.277, табл.11.5]

Тогда принимаем окончательно 

		dм2=40мм;

		lм2=82мм. (Длина полумуфты) Тип 1, исполнение 2.

	Проверяем возможность соединения валов стандартной муфтой

		;

	;	мм.

Так как соединение валов стандартной муфтой возможно.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров Rа40:

	мм.

Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.7), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм.

	

		Рис.7 Приближенная конструкция ведущего вала

	

мм;

мм – диаметр под уплотнение;

мм – диаметр под подшипник;

мм – диаметр под колесо.



5.4 Определение возможности изготовления вала-шестерни



Определяем размер х (рис.8)



							(5.1)


	

	Рис.8 Схема для определения размера х



По ГОСТ23360-78 для диаметра 45мм предварительно выбираем шпонку сечением bh=149мм. Подставив в формулу (5.1) значения получим

		;	мм,

так как размер получился отрицательный, значит изготовление вала и шестерни отдельно невозможно. Определяем размеры вала-шестерни (рис.9).

	

		Рис.9 Приближенная конструкция вала-шестерни



мм;

мм – диаметр под уплотнение;

мм – диаметр под подшипник;

мм – диаметр технологического перехода;

 мм – диаметр впадин зубьев;

 мм – диаметр вершин зубьев;

мм – делительный диаметр.



5.5 Эскизная компоновка вала-шестерни



Назначаем предварительно подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии по мм подшипник №308, у которого Dп=90мм; Вп=23мм [1,c.394, табл.П3].

Выполняем эскизную компоновку вала редуктора. Необходимо определить длину вала L и расстояния от середины подшипников до точек приложения нагрузок a, b и с (рис.10).

 l=(0,8…1)dа – расстояние между серединами подшипников;

l=(0,8…1)67; принимаем l=60мм;

а=b=l/2;

а=b=30мм;

(30…50)мм - расстояние от торца подшипника до торца полумуфты.

Принимаем  40мм.

с= Вп/2+40+lм/2;

	с=23/2+40+82/2;

	с=93,5мм

Принимаем с=94мм.

L=Вп/2+a+b+c+ lм/2;

	L=23/2+30+30+94+82/2;

	L=206,5мм;

Принимаем L=210мм.



	

	Рис.10 Эскизная компоновка вала-шестерни



5.6 Расчет вала-шестерни на изгиб с кручением.



Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:

	mа=[Fad/2]:

	mа=164·6310-3/2;

mа=5,2Нм.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1mАу=0

-RBy·(a+b)+Fr·a- mа=0

RBy=(Fr·а- mа)/ (a+b);

RBy= (899·0,03-5,2)/ 0,06;

RBy==362,8Н

Принимаем RBy=363Н

2mВу=0

RАy·(a+b)-Fr·b- mа=0

RАy==(Fr·b+ mа)/ (a+b);

RАy =(899·0,03+5,2)/ 0,06;

RАy =536,16Н

Принимаем RАy=536Н

Проверка:

FКу=0

RАy- Fr+ RBy=536-899+363=0

Назначаем характерные точки 1,2,2’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

	М1у=0;

	М2у= RАy·а;

	М2у=536·0,03;

М2у =16,1Нм;

	М2’у= М2у- mа(слева);

	М2’у=16,1-5,2;

М2’у =10,9Нм;

М3у=0;

М4у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм (рис.11)

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1mАх=0;

FМ·(a+b+с)-RВх·(a+b)- Ft·a=0;

972·(0,03+0,03+0,094)-RВх·(0,03+0,03)-2431·0,03=0;

RВх=(149,7-72,9)/0,06;

RВх=1279,3Н

RВх1279Н

2mВх=0;

-RАх·(a+b)+Ft·b+Fм·с= 0;

RАх=(24310,03+9720,094)/0,06;

RАх=2738,3Н

RАх2738Н

Проверка

mКх=0;

-RАх+ Ft- Fм+RВх=-2738+2431-972+1279=0

Назначаем характерные точки 1,2,2ё’,3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

	М1х=0;

	М2х= -RАх·а;

	М2х=-2738·0,03:





Рис.11 Эпюры изгибающих и крутящих моментов вала-шестерни

М2х=-82,2Нм;

	М3х=- Fм ·с;	М3х=-972·0,094;	М3х=-8,65Нм

М4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов Мх.

Крутящий момент

ТI-I=0;	

ТII-II=T1=Ft·d/2;	ТII-II=24316310-3/2;	ТII-II=76,6Нм




6 Подбор подшипников быстроходного вала



Исходные данные

n2=nII=481,5мин-1;

dп2=40мм;

RАy=536Н;

RАх=2738Н;

RBy=363Н;

RВх=1279Н;

Н.

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники



	;

;	



Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа (см. рис.11).



;

	;	



Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)



	;

	;

Так как соотношение меньше 0,35, то назначаем шариковый радиальный однорядный подшипник легкой серии по dп2=40мм [1,c.217, табл.9.22].

Подшипник № 208, у которого:

	Dn1=80мм;

	Вn1=18мм;

	С0=17,8кН – статическая грузоподъемность;

	С=32кН – динамическая грузоподъемность. [1,c.393, табл.П3].

Определяем коэффициент осевого нагружения по отношению .

	;		;

При 	е=0,19 	[1,c.212, табл.9.18].

Так как меньших значений отношения  нет ориентировочно считаем е=0,15

Проверяем выполнение неравенства 

;

где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.

.

Определяем номинальную долговечность подшипников в часах



				[1,c.211];				(6.1)

Fэ=VFr2KKτ;		[1,c.212];



где K - коэффициент безопасности;

K =1,3…1,5				[1,c.214, табл.9.19];

принимаем K =1,5;

Kτ – температурный коэффициент;

Kτ =1 (до 100ºС)				[1,c.214, табл.9.20];

	Fэ=127901,51;	Fэ=4185Н=4,185кН.

Подставляем в формулу (6.1):

	;	ч.

По условию срок службы редуктора – 4 года в две смены. Исходя из того, что в году 260 рабочих дней имеем:

	Lзад=260824;	Lзад=16640ч:

	Lзад>Lh.

	Необходимо выбрать подшипник средней серии по dп2=40мм [1,c.217, табл.9.22].

Подшипник № 308, у которого:

	Dn1=90мм;

	Вn1=23мм;

	С0=22,4кН – статическая грузоподъемность;

	С=41кН – динамическая грузоподъемность.

Подставляем в формулу (6.1):

	;	ч.

Сейчас условие Lзад<Lh выполняется.




7 Подбор подшипников тихоходного вала



Исходные данные

n3=nIII=160,5мин-1;

dп3=40мм;

RАy=714Н;

RАх=2003Н;

RBy=185Н;

RВх=544Н;

Н.

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники



;

;	



Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа (см. рис.6).



;

;	



Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)

	;

	;

Так как соотношение меньше 0,35, то назначаем шариковый радиальный однорядный подшипник легкой серии по dп3=40мм [1,c.217, табл.9.22].

Подшипник № 208, у которого:

	Dn2=80мм;

	Вn2=18мм;

	С0=17,8кН – статическая грузоподъемность;

	С=32кН – динамическая грузоподъемность. [1,c.393, табл.П3].

Определяем коэффициент осевого нагружения по отношению .

	;		;

При 	е=0,19 	[1,c.212, табл.9.18].

Так как меньших значений отношения  нет ориентировочно считаем е=0,15

Проверяем выполнение неравенства 

;

где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.

.

	Определяем номинальную долговечность подшипников в часах



				[1,c.211];				(6.1)

Fэ=VFr2KKτ;		[1,c.212];



где K - коэффициент безопасности;

	K =1,3…1,5				[1,c.214, табл.9.19];

принимаем K =1,5;

Kτ – температурный коэффициент;

Kτ =1 (до 100ºС)				[1,c.214, табл.9.20];

	Fэ=121261,51;	Fэ=3189Н=3,189кН.

	Подставляем в формулу (6.1):

	;	ч.

	

 Условие Lзад<Lh выполняется.




8 Подбор и проверочный расчет шпонки быстроходного вала



Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [4].



Рис.12 Сечение вала по шпонке



Для выходного конца быстроходного вала при d=34 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=10x8 мм2 при t=5мм (рис.12).

При длине ступицы муфты lМ=82 мм выбираем длину шпонки l=70мм.



Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и 



условия прочности определяем по формуле:

где Т – передаваемый момент, Нмм; ТII=76,7Н

lр – рабочая длина шпонки, при скругленных концах lр=l-b,мм;

[]см – допускаемое напряжение смятия.

С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст.3 ([]см=110…190 Н/мм2) вычисляем:

Условие выполняется.


9 Подбор и проверочный расчет шпонок тихоходного вала



Для выходного конца тихоходного вала при d=34 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=10x8 мм2 при t=5мм. ТII=218,7Н

При длине ступицы муфты lМ=82 мм выбираем длину шпонки l=70мм.

С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст.3 ([]см=110…190 Н/мм2) и ТIII=218,7Н   вычисляем:



Условие выполняется.

Для соединения тихоходного вала со ступицей зубчатого колеса при d=45 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=14x9 мм2 при t=5,5мм. При lст=50 мм выбираем длину шпонки l=40мм.

Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжения смятия и условия прочности с учетом материала ступицы  чугуна СЧ20 ([]см=70…100 МПа) и ТIII=218,7Н:

Условие выполняется.

Выбранные данные сведены  в табл.3.

										Таблица 3

Параметры шпонок и шпоночных соединений

Параметр

Вал-шестерня - полумуфта

Вал-полумуфта

Вал-колесо

Ширина шпонки b,мм

10

10

14

Высота шпонки h,мм

8

8

9

Длина шпонки l,мм

70

70

40

Глубина паза на валу t,мм

5

5

5,5

Глубина паза во втулке t1,мм

3,3

3,3

3,8



10 Выбор системы и вида смазки.

 

Скорость скольжения в зацеплении VS = 1.59 м/с. Контактные напряжения Н = 482,7 Н/мм2. По таблице 10.29 из [3] выбираем масло  И-Т-Д-680.

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен на глубину hм (рис.12):

		

		Рис.13 Схема определения уровня масла в редукторе



hм max  0.25d2 = 0.25183 = 46мм;

hм min = 2m = 22 = 4мм.



При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.

Объем масляной ванны   



 V = 0.65PII = 0.653,866 = 2.5 л.

Контроль уровня масла производится пробками уровня, которые ставятся попарно в зоне верхнего и нижнего уровней смазки. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку.

И для вала-шестерни, и для зубчатого колеса выберем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.




11 Сборка редуктора



Для редуктора принимаем горизонтальную конструкцию разъемного корпуса, изготовленного литьем из серого чугуна СЧ15. Устанавливаем зубчатую пару с подшипниками. Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса внутренний контур стенок провести с зазором х=8…10мм [3]; такой же зазор предусмотреть между подшипниками и контуром стенок. Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес принимаем у4х;	у(32…40)мм

Для малонагруженных редукторов (Т2500Нм) определяем толщины стенок крышки и основания корпуса

	

	;	мм, принимаем мм.

Для крепления крышек подшипников в корпусе и крышке предусматриваем фланцы. Крышки торцовые для подшипников выбираем по табл.143 (глухие) и 144 (с отверстием для манжетного уплотнения) [2, т.2, с.255].

Для быстроходного вала:

крышка торцовая глухая типа 2 исполнения 2 диаметром D=90мм ГОСТ18511-73;

крышка торцовая с отверстием для манжетного уплотнения типа 1 исполнения 2 диаметром D=90мм ГОСТ18512-73.

Для тихоходного вала:

крышка торцовая глухая типа 2 исполнения 2 диаметром D=80мм ГОСТ18511-73;

крышка торцовая с отверстием для манжетного уплотнения типа 1 исполнения 2 диаметром D=80мм ГОСТ18512-73.

Прорисовываем корпус и крышку редуктора с учетом рекомендаций [3.с.219]. 

Устанавливаем верхнюю крышку на винты и закручиваем пробки.

Список использованной литературы



С.А. Чернавский и др. «Курсовое проектирование деталей машин» М. 1987г.

Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. -8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 1999

Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – М.: Высш. шк., 1991

Чернин И.М. и др. Расчеты деталей машин. – Мн.: Выш. школа, 1978