Курсовая работа: Редуктор цилиндрический прямозубый
Барановичский технологический колледж
Редуктор цилиндрический прямозубый
Курсовой проект
по деталям машин
РКП.26.25.0000.00.00.ПЗ
Разработал
Проверил Слесарчук В.А.
2010
Содержание
Введение …………………………………………………………………………….…….….3
1.Кинематическийрасчетпривода……………………………………………………......4
2. Расчет зубчатой передачи редуктора ………………………………………………….5
3. Проектный расчет валов редуктораи подбор подшипников…………….....… ..9
4. Конструктивные размеры зубчатой передачи и корпуса редуктора…………..10
5. Проверочный расчет валов……………...............……………………………………….11
6.Подбор и расчет шпоночных соединений…………………………………………….16
7. Проверочные расчеты долговечности подшипников…………………………… 17
8. Выбор муфты……………………………………………………………………………......18
9. Выбор сорта масла………………………………………………………………………....19
10. Выбор посадок для установки деталей редуктора ……………….….....................20
11. Сборка редуктора………………………………………………………………………….21
Литература…………………………………………………………………………………....23
Исходные данные для проектирования:
Р2 = 0,8 кВт; n2 = 220 мин-1 .
Нагрузка реверсивная спокойная.
Режим 3-х сменный. Работа в складе без отопления.
Расчет
I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
1. Вычерчиваем кинематическую схему проектируемого редуктора (рис. 1).
1 – электродвигатель; 2 – упругая муфта; 3 – конический редуктор.
2. Определяем КПД редуктора.
Общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев: двух пар подшипников и зубчатой пары. Принимая для одной пары подшипников качения 1 = 0,99 и для одной пары зубчатых колес 2 = 0,97, ориентировочно получаем
= 2 = 0,992 ´ 0,97 = 0,95
3. Определяем требуемую мощность электродвигателя при соединении муфтой быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя
Р1 = Р2 /= 0,8/0,95 = 0,84 кВт.
4. Выбираем электродвигатель. По табл. П61 принимаем асинхронный электродвигатель общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении типа 4А80В6УЗ для которого 1 = 3 = 930 мин-1; Рэ = 1,1 кВт
5. По формуле (16) определяем периодичное отношение редуктора:
i = n1 /n2 = 930/220 = 4,23 = 4
Назначаем стандартное 4.
6. Вычисляем вращающий момент на ведущем валу редуктора:
Т1 = 9,55 Р1 /n1 = 9,55 ´ 0,84 ´ 103 /930 = 8,6 Н´м.
7. Уточняем частоту вращения тихоходного вала, Р1 и Р2 :
n2 = n1 /i = 930/4 = 232,5 мин-1 ;
Р1 = Т1 n1 /9,55 = 8,6 ´ 930/9,55 = 0,84 ´ 103 Вт = 0,84 кВт < Рэ ;
Р2 = Р1 = 0,95 ´ 0,84 = 0,8 кВт.
II. Выбор марки материала и назначение химико-термической обработки зубьев; определение допускаемых напряжений.
Используя табл. П21 и П28; назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45, термообработка – нормализация (НВ 180…220) для колеса и улучшения (НВ 240…280) для шестерни.
Допускаемые напряжения на контактную и изгибную выносливость зубьев вычисляем по формулам (98) – (101). По табл. П28 для стали 45 НВ180…220: s0НР = 420 МПа, NН0= 107, s0FP = 110 МПа (передача реверсивная), NF0= 4 ´ 106 – для колеса; для стали НВ 240…280: s0НР = 600 МПа, NН0= 1,5 ´ 107, s0FP = 130 МПа (передача реверсивная), NF0= 4 ´ 106 – для шестерни. Назначаем ресурс передачи t4> 104 ч и по формуле (100) находим число циклов перемены напряжений:
NНE = NFE = 60tч n2 > 60 ´ 104 ´ 220 = 13,2 ´ 107 .
Так как NНЕ > NН0и NFЕ > NF0, то значения коэффициентов долговечности KHL = 1 и KFL = 1.
Допускаемые напряжения: для колеса
s¢¢НР = s0НР KHL = 420 ´ 1 = 420 МПа;
s¢¢FР = s0FР KFL = 100 ´ 1 = 100 МПа;
для шестерни:
s¢НР = s0НР KHL = 600 ´ 1 = 600 МПа;
s¢FР = s0FР KFL = 130 ´ 1 = 130 МПа.
III. Вычисление параметров передачи, назначение степени и определение сил, действующих в зацеплении.
1. Определяем значение коэффициента, входящих в формулу (124): kbe = b/Re = 0,285; kbeи /(2 – kbe ) = 0,285 ´ 4/(2 ´ 0,285) = 0,66 и по табл. П29 KНb = 1,23
de1> = = 0,066 м
принимаем d = 70 мм.
2. Определяем число зубьев и находим внешний окружной модуль
Из z1 = 18...30 принимаем z1 = 24; z2 = и ´ z1 = 4 ´ 24 = 96. Следовательно mte = de1 /z1 = 70/24 = 2,9 мм
принимаем по табл. П23. mte = 3 мм.
3. Находим углы делительных конусов шестерни и колеса:
d2 = arc tg и = arc tg 4 = 75°57¢;
d1 = 90° – d2 = 90° – 75°57¢ = 14°3¢.
4. По формуле (116) находим внешнее конусное расстояние:
Rе = 0,5 mte z1 = 0,5 ´ 3 ´ 24= 155 мм
5. Определяем ширину венца зуба, вычисляем среднее конусное расстояние и уточняем значение kbe
b = kbe Re = 0,285 ´ 155 = 44 мм;
Rm = Re – b/2 = 155 – 44/2 = 133 мм;
kbe = b/Re = 44/155 = 0,28, что соответствует 0,25 < kbe < 0,3.
6. По формуле (115) находим значение термального модуля по середине ширины венца
mtm = mte – (b/z1 ) sin d1 = 3 – (44/24) ´ sin 14°3¢ = 2,55 мм.
7. По формулам (114, 118, 119) вычисляем внешний делительный диаметр, средний делительный диаметр, диаметры вершин и впадин зубьев шестерни и колеса:
а) для шестерни
dm1 = mtm z1 = 2,55 ´ 2,4 = 61,2 мм;
de1 = mte z1 = 3 ´ 24 = 72 мм;
dae1 = de1 + 2mte cos1 = 77,8 мм;
dfe1 = de1 – 2,4mte cos1 = 65 мм.
б) для колеса
dm2 = mtm z2 = 2,55 ´ 96 = 244,8 мм;
de2 = mte z2 = 3 ´ 96 = 288 мм;
dae2 = de2 + 2mte cos2 = 288 + 2 ´ 3 ´сos 75°57¢ = 289,5 мм;
dfe2 = de2 – 2,4mte cos2 = 288 – 2,4 ´ 3 сos 75°57¢ = 286,2 мм;
8. Вычисляем скорость точки для окружности среднего делительного диаметра шестерни и назначаем степень точности передачи:
vm = pdm1 n1 /60 = 3,14 ´ 61,2 ´ 10-3 ´ 930/60 = 2,98 м/с.
По табл. 2 принимаем 8-ю степень точности передачи.
9. Вычисляем силы, действующие в зацеплении: окружная сила на окружности среднего делительного диаметра
Ft = 2T1 /dm1 = 2 ´ 8,6 ´ 103 /61,2 = 281 Н,
осевая сила для шестерни и радиальная для колеса
Fa1 = Fr2 = Ft ´ tgsin1 = 281´ tg20°´ sin 14°3¢ = 24,8 Н;
радиальная сила для шестерни и осевая для колеса
Fr1 = Fa2 = Ft ´ tgcos1 = 281 ´ tg 20 ´ cos 14°3¢ = 99,2 Н.
IV. Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев.
1. Определяем значения коэффициентов, входящих в формулу (126):
ZН = 1,76, ZМ = 274 ´ 103 Па1/2
По формуле (96а, 129) находим
Z = 0,86,
где 1,88 – 3,2(1 – zv1 + 1/zv2 ) = 1,88 – 3,2(1/24 – 1/96) cos= 1,78
zv1 = z1 /cos 1 = 24/cos 14°3¢ = 24,7;
zv2 = z2 /cos 2 = 90/cos 75°67¢ = 395,5
По таблице П26 при vm = 2,98 м/с и 8-й степени точности передачи, интерполируя, получаем KHv » 1,2… Итак, коэффициент нагрузки КH = КHb КHv = 1,23 ´ 1,2 = 1,47.
Следовательно,
H = ZH ZМ ZE= 1,76 – 274 ´ 103 ´ 0,86 ´=
= 178,9 ´ 106 Па < нр = 420 МПа.
2. По формуле (127) проверяем выносливость зубьев при изгибе. Коэффициент формы зубьев шестерни и колеса найдем интерполированием по табл. П27 в зависимости от эквивалентного числа зубьев zv1 = 24,7 и zv2 = 395,4:
Х = 0,16 ´ 1,3/5 = 0,0416.
Следовательно, Y¢F = YF(25) + x = 3,96 + 0,0416 = 4,0016;
» YF(300) = 3,75 для колеса.
Сравним прочность зуба шестерни и колеса
/Y¢F = 130/4,002 = 32,5 МПа;
/Y¢¢F = 110/3,75 = 29,3 МПа.
Так как прочность зуба шестерни оказалась выше, то проверку выносливости зубьев при ушибе следует выполнить по зубьям колеса:
KFV = 2KHv – 1 = 2 ´ 1,2 – 1 = 1,4;
KFb = 1,29 для шариковых опор.
KF = KFB ´ KFV = 1,4 ´ 1,29 = 1,8. Следовательно,
F = = 19,9 ´ 106 Па < ¢¢FP .
V. Ориентировочный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатой пары.
Принимаем для быстроходного вала [tk ] ¢ – 25 МПа (сталь 45; шестерня изготовлена вместе с валом); для тихоходного вала назначим степень 40, для которого примем [tk ] = 20 МПа.
Быстроходный вал. Из уравнения прочности (193) определяем диаметр выходного конца вала:
tk = Т/Wp = 16T1 / (p) < [tk ]¢.
получаем
dв1 > = = 0,018 м
В соответствии с рядом Rа 40 принимаем диаметр выходного конца вала dв1 = 18 мм.
Назначаем посадочные размеры под уплотнения и подшипники. Диаметр вала под уплотнение = 22 мм. Диаметр резьбы = 24 мм (М24 х х 1,5). Диаметр под дистанционную шайбу = 26 мм.
Диаметр вала под подшипники
= 30 мм.
Диаметр опорного бурта = 40 мм. Диаметр вала под подшипник = 20 мм.
Диаметр опорного бурта = 24 мм. Диаметр выходного конца вала принимаем из соотношения
l1 » (1,5…2) dв1 = (1,5...2)18 = 27...36.
принимаем dв1 = 34 мм.
Тихоходный вал. Крутящий момент в поперечных сочетаниях выходного конца вала Т2 = i Т1 = 4 ´ 8,6 = 34,4 Н´м. Из уравнения прочности на кручение (193) определяем диаметр выходного конца вала:
dв2> = = 0,024 м
В соответствии с рядом Ra 40 принимаем диаметр выходного конца вала
dв2 = 24 мм;
диаметр вала под сальниковое уплотнение = 28 мм;
диаметр вала под подшипник = 30 мм;
диаметр вала под ступицу зубчатого колеса = 36 мм;
диаметр опорного участка вала = 40 мм;
диметр ступицы dст » (1,5 … 1,7) = (1,5 … 1,7)40 = 60…68 мм;
принимаем dст = 64 мм;
длина ступицы колеса (0,7 … 1,8) = (0,7…1,8)36 = 25,2…64,8, принимаем = 45 мм;
толщина диска зубчатого колеса
е » (0,1…0,17) Rе = (0,1…0,17) ´ 155 = 15,5…26,35 мм,
принимаем е = 20 мм;
толщина обода dо » (2,5…4) mte = (2,5...4)3 = 7,5…12 мм, принимаем dо = 10 мм, длина выходного конца тихоходного вала l2 = (1,5…2) dв2 = (1,5...2)24 = 36...48 мм, принимаем l2 = 40 мм.
VI. Конструктивные размеры элементов корпуса и компоновка редуктора.
Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.
1. Толщина стенки корпуса редуктора d» 0,03 Re + 3…5 мм = 0,03 ´ 155 + 3…5 мм = 4,65 + 3…5 мм, принимаем d = 9 мм.
2. Толщина стенки крышки редуктора d1 = 0,025 Rе + 3…5 мм = 0,025 ´ 155 + 3…5 мм = 3,875 + 3…5 мм, принимаем d1 = 8 мм.
3. Толщина верхнего пояса корпуса редуктора s » 1,5d = 1,5 ´ 9 = 13,5 мм, принимаем s = 14 мм.
4. Толщина пояса крышки редуктора s1 » 1,5d1 = 1,5 ´ 8 = 12 мм, принимаем s1 = 12 мм.
5. Толщина нижнего пояса корпуса редуктора t » (2…2,5)d = (2…2,5)9 = 18…22,5 мм, принимаем t = 20 мм.
6. Толщина ребер жесткости C1 = 0,85d = 0,85 ´ 9 = 7,65, принимаем С¢== 8 мм.
7. Диаметр фундаментных болтов
dф » (1,5…2,5)d = (1,5…2,5)9 = 13,5…22,5 мм, принимаем dф = 18 мм.
8. Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора около подшипников, и диаметр резьбы пробки dk » 0,75 dф = 0,75 ´ 18 = 13,5 мм принимаем dk = 14 мм;
диаметр остальных болтов крепления крышки к корпусу редуктора применяем с резьбой М12;
диаметр резьбы пробки dпр> (1,6...2,2d) = (1,6…2,2)9 = 14,4…19,8 мм, применяем dпр = 16 мм.
9. Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников K < 3dk = 3 ´ 14 = 42 мм, применяем K = 40 мм, K¢ < 2,5 dk = 2,5 ´ 14 = 35 мм, применяем K¢ = 30 мм-1.
10. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора K1 = (2,2…2,5)dф = (2,2...2,5)18 = 39,6...45 мм, принимаем K1 = 44 мм.
11. Диаметр болтов для крепления крышки подшипников к корпусу редуктора dп » (0,7…1,4) d = (0,7…1,4)9 = 6,3…12,6 мм, принимаем dп = 8 мм.
12. Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия dкс = 6…10 мм, принимаем dкс = 8 мм.
13. Расстояние между внутренней стенкой основания корпуса редуктора и окружностью вершин зубьев колеса y¢» (4…6) d = (4…6)9 = 36…54 мм, принимаем y¢ = 40 мм.
14. Расстояние между внутренней стенкой крышки редуктора и окружностью вершины зубьев колеса y¢» 1,5 d = 1,5 ´ 9 = 13,5, принимаем у = 15мм.
15. Тип и размеры подшипников качения. Назначаем на тихоходный и быстроходный валы конические роликоподшипники средней серии.
Быстроходный вал. По табл. П43 при d = = 30 мм, D = D¢ = 72 мм,
Т¢max = 21 мм. Размер х¢¢ = 2dn = 2 ´ 10 = 20 мм.
16. Определение конструктивных размеров вдоль оси вала.
Быстроходный вал.
а) Размер = 15…30 мм, принимаем = 20 мм;
б) Крепление внутреннего конца подшипника осуществлена с помощью круглой гайки, Высота Нг и наружный диаметр Dг которой при М28х1,5: Нг = 10 мм, Dг = 42 мм. Толщина стопорной шайбы sш » 1,5 мм. Ширина дистанционной шайбы между внутренним концом подшипника и стопорной шайбой sвт< 0,5Нг = 0,5 ´ 10 = 5 мм, принимаем sвт = мм.
Следовательно, » Нг + sш + sвт = 10 + 1,5 5 = 16,5 мм, принимаем = 17 мм.
в) толщину маслозащитной шайбы и ширину бурта , можно получить из соотношения » 8…12 мм, принимаем = 10 мм;
г) длина ступицы шестерни » b + 1…5 мм = 44 + 1,5 мм, принимаем = 46 мм;
д) » 5..10 мм, принимаем = 7 мм;
е) точка приложения активных сил находится на окружности среднего делительного диаметра шестерни;
ж) точки приложения реакции опор вала ориентировочно находятся на уровне торцов роликоподшипников и на середине ширины роликоподшипника. Ширина мазеудерживающего кольца у1 = 8…20 мм. При у1 = 14 мм получаем а1> (2/3) b + y1 + = (2/3)44 + 14 + 21 = 64,3 мм;
принимаем а1 = 65 мм;
с1 » (1,2…2,2) а1 = (1,2…2,2)65 = 78…143, принимаем с1 = 110 мм;
L б< l 1 + ++ + с1 + а1 + Rm = 34 + 20 + 17 + 21 + 110 + 65 + 133 = 400 мм, принимаем Lб = 400 мм.
Тихоходный вал.
а2 » у1 + 0,6= 14 + 0,6 ´ 45 = 41 мм.
принимаем а2 = 42 мм;
с2 » dm1 + а2 = 61,2 + 42 = 103,2 мм;
принимаем с2 = 103 мм;
Размер » 20…25 мм, принимаем = 24 мм.
Lт »l 1 + + + a2 + 0,5 dm1 = 40 + 24 + 21 + 42 + 0,5 – 61,2 = 119,6 принимаем Lт = 120 мм.
17. Определяем габаритные размеры редуктора
Lp » Lб + 0,5 dаe2 + y + d + KI = 400 + 0,5 × 289,5 + 15 + 9 + 30 = 598,75мм принимаем длину редуктора Lp = 560 мм.
Вр » Lт + (с2 – 0,5dm1 ) + + = 120 + (103 – 0,5 × 61,2) + 21 + 40 = 253,4 мм принимаем ширину редуктора Вр = 255 мм.
Нр » t + y¢ + dae2 + y + d1 + 10…15 мм = 20 + 40 + 289,5 + 15 + 8 + 10…15 мм = 372,5 + 10…15 мм;
принимаем высоту редуктора Нр = 385 мм.
VII. Проверка прочности валов.
Прочность валов проверим по гипотезе наибольших касательных напряжений.
Быстроходный вал.
Изготовление шестерни предусмотрено вместе с валом. Для материала вал-шестерня предел выносливости при симметричном цикле 0,43= 0,43 × 730 = 314 МПа.
Принимая [n] = 2,3, Кs = 2, Ks = 1[s4 ]-1 = (s-1 /([n]Кs )) kри = (314/2,3 ××2)1 = 68,3 МПа.
1. Вычерчиваем схему нагружения быстроходного вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.
2. Определяем реакции опор в вертикальной плоскости zOy от сил Fa1 и Fr1 (рис. 2).
= 0; Fa1 × 0,5 dm1 – Fr1 a1 – YB × c1 = 0;
YB = = = – 4,9 Н;
= 0; YA × c1 – Fj1 × 0,5 dm1 – Fr (j1 + c1 ) = 0;
YА = = = 150,9 Н;
Проверка: –YB + YA –Fr1 = –49 + 150,9 – 99,2 = 0.
б) Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости хОz от силы Ft :
ΣМА = 0; ХВ с1 – Ft a1 = 0;
XB = Fta1 /c1 = 281 × 65/110 = 166 H;
ΣМB = 0; –ХA с1 – Ft(a1 + c1 ) = 0;
Проверка: XB + Ft – XA = 166 + 281 – 447 = 0.
в) Определяем размер изгибающих моментов в характерных сечениях в плоскости yOz :
MA = YВС1 = –49 × 0,11 = –5,39 Н×м;
МВ = 0;
МС = Fa1 × 0,5dm1 = 24,8 × 0,5 × 0,0612 = 0,76 H×м.
Следовательно, MFa,Fr = –5,39 Н×м.
В плоскости хOz :
МВ = МС = 0;
МА = –ХВС1 = –166 × 0,110 = –18,26 Н×м.
Следовательно, MFt = –18,26 Н×м.
Крутящий момент Т = Т1 = 8,6 Н×м.
2. Вычисляем суммарный изгибающий момент и определяем нормальные напряжения изгиба в опасном сечении А при d = d1IV = 30 мм.
sи = Mи /Wx = 32 Mи /(πd3 ) = 32 × 19/(314(30 × 10–3 )3 ) = 7,2 × 106 Па.
3. Напряжение сжатия от силы Fa1 крайне малы и потому их можно не учитывать.
4. Определяем напряжение кручения в сечении А:
τк = Т/Wp = 16T1 /(πd3 ) = 16 × 8,6/(3,14(30 × 10–3 )3 ) = 1,62 × 106 Па.
5. По гипотезе наибольших касательных напряжений находим эквивалентное напряжение и сравниваем его с допускаемым:
Тихоходный вал.
Для изготовления тихоходного вала принята сталь 40 (термообработка – нормализация), для которой по табл. П3 при d < 100 мм sв = 550 МПа и, следовательно, предел выносливости s–1 » 0,43sв = 0,43 × 550 = 236 МПа.
Принимая [n] = 2,3, Кs = 2, kри = 1, вычисляем допускаемое напряжение прибора при симметричном цикле:
[sи ]–1 = (s–1 /([n]Ks )) kри = (236/(2,3 × 2))1 = 51,3 МПа.
1. Вычеркиваем схему нагружения тихоходного вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.
а) Определяем реакции опор в вертикальной плоскости уОz от сил Fa2 и Fr2 :
ZMA = 0; Fa2 × 0,5dm2 – Fr2 a2 + YB (a2 + c2 ) = 0;
Проверка: YA – Fr2 – YB = 103,3 – 24,8 – 76,5 = 0.
б) Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости хОz от силы Ft :
ΣMB
XB = Ft a2 /(a2 + c2 ) = 281 × 42/42 + 103 = 81,4 H;
ΣMB = 0; –XA (a2 + c2 ) + Ft c2 = 0;
XA = Ftc2 /(a2 + c2 ) = 281 × 103/42 + 103 = 199,6 H.
Проверка: ХА + ХВ – Ft = 199,6 + 81,4 – 281 = 0.
в) Определяем размер изгибающих моментов в характерных сечениях А и В:
в плоскости yOz :
МА = МВ = 0;
YB c2 = – 76,5 × 0,103 = –7,9 Н×м.
Следовательно, Мmax = MFa, Fr = 7,9 H×м.
в плоскости хOz :
МА = МВ = 0;
Мс = ХА а2 = 199,6 × 0,042 = 8,4 H×м.
Следовательно, МFt = 8,4 H×м.
Крутящий момент Т = Т2 = 34,4 H×м.
2. Вычисляем суммарный изгибающий момент и определяем термальные напряжения изгиба в опасном сечении С:
Так как вал в опасном сечении С ослаблен = 36 мм) шпоночной канавкой, то при расчете следует уменьшить его диаметр на 8…10%. Принимая d = 32 мм, получаем
sи = Mи /Wx = 32Mи /(πd3 ) = 32 × 11,5/(3,14(32 × 10–3 )3 ) = 3,57 × 106 Па.
3. Напряжение сжатия ввиду их малости можно не учитывать.
4. Определяем касательные напряжения кручения в сечении С:
τк = Т/Wр = 16Т2 /(πd3 ) = 16 × 34,4/(3,14 × (32 × 10–3 )3 ) = 5,35 × 106 Па.
5. Вычисляем эквивалентное напряжение и сравниваем его с допускаемым:
VIII . Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений.
Быстроходный вал.
Для выходного конца вала диаметром dв1 = 18 мм по табл. П49 подбираем призматическую шпонку b x h = 6 x 6 мм при t1 = 4 мм. Так как длина выходного конца вала l 1 = 34 мм, то принимаем длину шпонки l = 28 мм.
Расчетная длина шпонки со скрученными торцами
l p = l – b = 28 – 6 = 22 мм.
Так как на выходные концы валов возложена посадка чугунной детали, то допускаемое напряжение смятия следует принять для чугунных ступиц, для которых [sсм ] = 60…90 МПа.
Тихоходный вал.
а) Для выходного конца вала при dв2 = 24 мм по табл. П49 подбираем призматическую шпонку b x h = 8 х 7 мм при t1 = 4 мм. Так как длина выходного конца вала l 2 = 40 мм, то принимаем длину шпонки l = 34 мм.
Расчетная длина шпонки со скругленными торцами
l p = l – b = 34 – 7 = 27 мм.
Проверяем соединение на смятие:
б) Для посадки ступицы зубчатого колеса на вал при = 36 мм по таблице П49 подбираем призматическую шпонку b x h = 10 х 8 мм при t1 = 5 мм. Для стальной ступицы [sсм ] = 100…150 МПа. Так как длина ступицы колеса l ст = 45 мм, то длину шпонки примем 35 мм.
Расчетная длина шпонки со скругленными торцами
l p = l – b = 35 – 8 = 27 мм.
Проверяем запроектированное шпоночное соединение на смятие:
IX . Подбор подшипников.
Быстроходный вал.
а) Определяем суммарные радиальные нагрузки подшипников:
б) Вал шестерни предполагается смонтировать на радиально-упорных конических роликоподшипниках. По формуле (212) определяем осевые составляющие реакций конических роликоподшипников при е = 0,365 для ориентировочно легкой серии с d = 30 мм:
SA = 0,83е FrA = 0,83 × 0,365 × 472 = 143 Н;
SВ = 0,83е FrВ = 0,83 × 0,365 × 173 = 52 Н.
в) по табл. 5 находим суммарные осевые нагрузки. Так как SA > SB
и Fa1 = 24,8 > 0, то
FaА = SA = 143 H;
FaB = SA + Fa1 = 143 + 24,8 = 167,8 H.
г) назначаем долговечность подшипника и определяем значения коэффициентов в формуле (209):
Lh = 15 × 103 ч; V = 1; Кб = 1; КТ = 1; n = n1 = 930 мин–1; a = 10/3.
При FаA / (VFrA ) = 143 A / (1 × 472) = 0,303 < е = 0,365 получаем Х = 1, Y = 0 для подшипника 7206; при FaВ / (VFrB ) = 167,8 / 173 = 0,97.
д) по формуле (210) определим, на какую опору действует наибольшая эквивалентная нагрузка:
РА = (XVFrA + YFaA ) Kб Kт = (1 × 1 × 143 + 0) × 1 × 1 = 143 Н;
РB = (XVFrB + YFaВ ) K, KT = (0,4 × 1 × 173 + 1,03) × 5 × 167,8) × 1 × 1 = = 243 Н.
Следовательно, требуемую динамическую грузоподъемность найдем для опоры В, как наиболее нагруженной (Рmax = РВ = 243 Н).
Стр = РА (6 × 10–5 n1 Lh )1/а = 243(6 × 10–5 × 930 × 15×103 )3/10 = 1,83 × 103 Н = 1,83 кН;
е) по табл. П43 окончательно принимаем конический роликоподшипник 72076 легкой серии, для которого d = 30 мм, D = 62 мм, Тmax = 17,5 мм, С = 29,2 кН, nпр > 4 × 103 мин–1, е = 0, 365;
ж) с помощью формулы (215) уточняем точки приложения реакций и анализируем возможность изменения долговечности выбранного подшипника:
а = 0,5Т + (е/3) (d + D) = 0,5 × 17,5 + (0,365/3) (30+62) = 19,9 мм,
что приведет к изменению а1 и с1 всего на а – Тmax = 19,9 – 17,5 » 2,4 мм и, следовательно, незначительному изменению значения реакций FA и FВ .
Тихоходный вал.
а) Определяем размер суммарных радиальных нагрузок подшипников:
б) Принимаем установку тихоходного вала на радиально-упорных конических роликоподшипниках при осевой нагрузке Fа = 99,2 Н.
в) По формуле (212) определяем осевые составляющие реакций конических роликоподшипников при е = 0,365 для ориентировочно назначенной легкой серии с d = 30 мм:
SA = 0,83e FrA = 0,83 × 0,365 × 223,3 = 67,6 H
SB = 0,83e FrB = 0,83 × 0,365 × 111,7 = 33,8 H
г) По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки.
Так как SA > SB и Fa = Fa2 = 99,2 H > 0, то
FaA = SA = 67,6 H,
FaB = SA + Fa = 67,6 + 99,2 = 166,8 Н.
д) Назначаем долговечность подшипника и определяем значение коэффициентов в формуле (209):
Ln = 15 × 103 ч; V = 1; Кб = 1; Кт = 1;
n = n2 = 232,5 мин–1; a = 10/3.
При FaA /(VFrA ) = 67,6/(1 × 223,3) = 0,3 < e = 0,365 получаем Х = 1, Y = 0;
при FaВ /(VFrВ ) = 166,8/(1 × 111,7) = 1,5 > eи, следовательно Х = 0,4, Y = 1,645 для подшипника 7206.
е) По формуле (210) вычислим эквивалентную нагрузку, действующую на опоры А и В:
РА = (XVFrA + YFaA ) Kб Kт = (1 × 1 × 223,3 + 0) 1 × 1 = 223,3 H;
РB = (XVFкB + YFaB ) Kб Kт = (1 × 1 × 111,7 + 1,645 × 166,8) 1 × 1 =
= 386 H.
Следовательно, требуемую динамическую грузоподъемность найдем для опоры В, как наиболее нагруженной (Рmax = PB = 386 Н):
Стр = РВ (6 × 10–5 n2 Lh )1/a = 386 (6 × 10–5 × 232,5 × 15 × 103 )3/10 / =
= 1,92 × 103 Н = 1,920кН.
ж) По табл. П43 принимаем конический роликоподшипник 7206 легкой серии, для которого d = 30 мм, D = 62 мм, Тmax = 17,5 мм, С = 29,2, nпр > 4 × 103 мин –1, е = 0,365.
Муфта
Х. Посадка деталей и сборочных единиц редуктора.
Внутренние кольца подшипников насаживаем на валы с натягом, значение которого соответствует полю допуска k6, а наружные кольца подшипников – в корпус по переходной посадке, значение которой соответствует полю допуска Н7. Для ступицы детали, насаживаемой на выходной конец вала, и для ступицы зубчатого колеса принимаем посадки с натягом, значение которого соответствует полю допуска k6 и Н7/р6.
XI . Смазка зубчатых колес и подшипников.
Смазка зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в масленую ванну картера, объем которой
Vм = 0,6 Р2 = 0,6 × 0,8 = 0,48.
По табл. 4 при Vm = 2,98 м/с принимаем масло жарки 4-100А, которое заливается в картер редуктора так, чтобы зубчатое колесо погружалось в него более чем на длину зуба.
При работе редуктора предусматриваем смазку всех подшипников солидолом YС-1, который периодически закладывают в свободное пространство подшипниковых узлов.
XII . Подбор и проверочный расчет муфты.
Для соединения вала электродвигателя с валом редуктора выбираем втулочно-пальцевую муфту.
1. Вычисляем расчетный момент, принимая по табл. П58 коэффициент режима работы Кр = 2,0:
Тр = Кр × Т1 = 2 × 8,6 = 17,2 Н×м.
2. По табл. П59 выбираем муфту, для которой допускаемый расчетный момент [Tp ] = 32 Н×м.
Размеры выбранной муфты следующие:
D1 = 58 мм, LB = 15 мм, число кольцев z = dn = 10 мм.
3. Проверяем резиновые втулки на сжатие поверхностей их соприкасания с кольцами:
sсж = Ft /Sм = Ft /(dn LB ) ≤ [sсм ]
Ft = Tp /(0,5D1 z) = 17,2/(0,5 × 58 × 10–8 × 6) = 99 H;
sсж = Ft /(dn LB ) = 99/(10 × 15 × 10–6 ) = 0,66 × 106 По < [sсж ],
где допускаемое напряжение сжатия резины [sсж ] = 2,0 МПа.
Литература
1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкович Г.М., Козинцов В.П.
«Детали машин». М.: Машиностроение, 1987г.
2. Устюгов И.И. «Детали машин». М.: «Высшая школа» 1981г.
3. Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя»: B3т. Т.1.-8-е изд., перераб. и доп. под ред. Жестковой И.Н. М.: Машиностроение, 1999г.
4. Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя»: B3т. Т.2.-8-е изд., перераб. и доп. под ред. Жестковой И.Н. М.: Машиностроение, 1999г.