Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю

  Техническое задание

  Введение

  1. Выбор электродвигателя, кинематический  и силовой расчет привода

  2. Расчет зубчатой передачи редуктора

  3. Расчет цепной передачи

  4. Проектировочный расчет валов  редуктора

  5. Конструктивные размеры зубчатой  пары редуктора

  6. Конструктивные размеры корпуса  и крышки редуктора

  7. Первый этап компоновки редуктора

  8. Подбор подшипников для валов  редуктора

  9. Второй этап эскизной компоновки  редуктора

  10. Подбор муфты

  11. Подбор шпонок и проверочный  расчет шпоночных соединений

  12. Проверочный расчет на сопротивление  усталости вала редуктора

  13. Выбор посадок основных деталей  редуктора

  14. Смазка зацепления и подшипников  редуктора

  15. Сборка редуктора

  Список  используемых источников 

  ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

  Рассчитать  и спроектировать одноступенчатый  цилиндрический косозубый редуктор для привода к шнеку−смесителю   

  1−электродвигатель; 2− муфта; 3−редуктор цилиндрический  косозубый; 4−цепная передача; 5−загрузочный  бункер; 6−шнек; I- вал двигателя; II- ведущий  вал редуктора; III- ведомый вал  редуктора; IV− вал рабочей машины.

  Рисунок 1 - Схема привода

  Исходные  данные:

  Тяговая сила шнека F=2,2 кН;

  Наружный  диаметр шнека D=550 мм;

  Скорость  перемещения смеси v=1,0 м/с;

  Угол  наклона передачи Q=60º

  Редуктор  предназначен для длительной эксплуатации и мелкосерийного производства с  нереверсивной передачей;

  Нагрузка  с лёгкими толчками;

  Срок  службы привода L= 6 лет  
 

  ВВЕДЕНИЕ

  Машиностроению  принадлежит ведущая роль среди  других отраслей народного хозяйства, т.к. основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический  уровень всех отраслей народного  хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения.

  Для повышения эксплуатационных и качественных показателей продукции необходимо совершенствование и развитие конструкций  современных машин.

  Редуктор  – это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключённых в отдельный закрытый корпус. Служит для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

  Назначение  редуктора – понижение угловой  скорости и соответственно повышения  вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

  Редуктор  состоит из корпуса, в котором  помещаются элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д.

  Редуктор  проектируют либо для привода  определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу  без указания конкретного назначения.

  Проектируемый редуктор – цилиндрический, косозубый  одноступенчатый с вертикальным расположением валов редуктора  в пространстве. Двигатель соединен с редуктором при помощи муфты. Для  соединения выходного вала редуктора  с рабочим шнека-смесителя предусмотрена  цепная передача. 

  1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И  СИЛОВОЙ РАСЧЁТЫ  ПРИВОДА

  Определяем  общий КПД привода

  ŋ _{общ. =} ŋ_{ц .п∙}η_м∙ ŋ_цеп..п. ŋ²_п.к.

  Согласно  таблице 1 /2/

  ŋ_цеп.п.= 0,92 – КПД цепной передачи

  ŋ_ц.п. = 0,97 – КПД цилиндрической передачи

  ŋ_пк = 0,99 – КПД пары подшипников

  η_{м. .}= 0,98_{_}^__ КПД муфты

  ŋ = 0,93∙ 0,97∙ 0,99²∙0,98 = 0,857

  Определяем  требуемую мощность на валу шнека−смесителя

  Р_тр. =F,v=2.2·1,0=2,2 кВт

  Определяем  частоту вращения вала шнека−смесителя

  n_ном = = =34,74 об/мин

  Определяем  требуемую мощность двигателя

  Р_тр. = 

  Выбираем  двигатель 4АМ112МВ8У3 мощность 3,0 кВт, синхронной частотой вращения 750 об/мин

  n_ном = 700 об/мин d_дв = 32 мм.

  Общее передаточное число 

  u_общ = 

  Выбираем  для редуктора стандартное передаточное число u = 5, тогда для цепной передачи

  u_цеп=

  Определяем  частоты вращения и угловые скорости всех валов привода

  n_дв=n_ном= 700 мин^-1

  n_дв=n_ном= 700 мин^-1

  Определяем  мощность на всех валах привода.

  Ведущем валу редуктора:

  Р₁= Р_тр. ∙η_п. ∙η_м = 2,567∙0,98∙0,99 = 2,491 кВт

  Ведомом валу редуктора:

  Р₂= Р₁ ∙ ŋ_ц.п ∙η_{п к..} = 2,491 ∙ 0,97 ∙0,99 = 2,392 кВт 

  Выходном валу привода:

  Р₃= Р₂∙ η_цеп.п. = 2,392∙ 0,92 = 2,2 кВт

  Определяем  крутящие моменты на валах:

  Результаты  расчёта предоставляем в виде таблицы.

  Таблица 1.1 - Силовые и кинематические параметры  привода.

  Определим ресурс привода.

  Принимаем двухсменный режим работы привода  тогда

  L_h=365·L_г·t_c·L_c=365·6·2·8=35040 ч.

  Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.

  Тогда

  L΄_h= L_h·0,85=35040·0,85=29784 ч.

  Рабочий ресурс привода принимаем L_h=30·10³ ч.   

  2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ  ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА  

  Выбор материала и назначение термической обработки

  Выбираем  марку стали – 40Х для шестерни и колеса, термообработка с улучшением.

  Для шестерни:

  НВ₁=269…302 = 285,5; 

  Для колеса:

  НВ₂= 235…262 = 248,5; 

  По  таблице 3.2 (2)

  Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

  Определяем  допускаемое контактное напряжение

  Где −К_нl=1-коэффициент безопасности при длительной работе;

  −[σ_н0]-допускаемое контактное напряжение материала колеса, соответствующее пределу контактной выносливости базового числа циклов напряжений зубьев N_H0.

  Расчетное допускаемое напряжение

  [σ_H]=0,45∙([σ_H1]+[σ_H2])=0,45(580,9+514,3)=493 МПа

  Определяем  допустимые напряжения изгиба для материала  шестерни и колеса раздельно

  Шестерня:

  Где

   ₂=1,03∙НВ_2ср=1,03∙248,5=256МПа

   ₁=1∙294=294МПа

   ₂=

  Где−К _FL= 1- коэффициент безопасности при длительной эксплуатации.

  − [σ_F0]-допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов напряжений N_F0.

  Определение параметров передачи и геометрических размеров колес

  Принимаем расчетные коэффициенты:

  - коэффициенты  ширины венца колеса относительно  межосевого расстояния (с.355 [3]) Ψ_а=b₂ /a_ω=0,4;

  - коэффициенты  ширины венца колеса относительно  делительного диаметра шестерни  Ψ_d=b₂ /d₁=0,3 ·Ψ_аω(u₁+1)=0,3· 0,4(4+1)=0,6 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев для прирабатывающихся цилиндрических зубчатых колес и постоянном режиме нагрузки К_Нβ=1.

  Определяем  межосевое расстояние передачи:

  принимаем по ГОСТ 2144-76 a_ω=112 мм.

  Определяем  предварительные размеры колеса:

  делительный диаметр

   ;

  ширина  венца

  b₂= Ψ_аּ a_ω=0,4ּ112=45 мм.

  Определяем  нормальный модуль зубьев:

  принимаем по ГОСТ9536-60 m_n=1,5 мм.

  Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=10º

  Определяем  число зубьев шестерни

  Принимаем z₁=24

  Число зубьев колес:

  z₂₌z_1*u=24∙5=120

  Фактический угол наклона зубьев:

  β=arcos[(z₁+z₂)∙m_n/(2a_w)]=arcos[(24+120)∙1,1/(2∙112)]=15^o20’

  Определяем  основные геометрические размеры передачи:

  диаметры  делительных окружностей

  d₁=mּ_n z₁/cosβ= 1,5∙24/0,96428 =37,33 мм

  d₂=m _nz₂//cosβ=1,5∙120/0,96428 = 186,67 мм

  проверяем межосевое расстояние

   ;

  диаметры  окружностей вершин зубьев

  d_а1= d₁ +2ּm_n =37,33+2ּ1,5=40,33 мм,

  d_а2= d₂ +2ּm_n =186,67+2·1,5=189,67 мм;

  диаметры  окружностей впадин зубьев

  d_f1= d₁ -2,4ּm = 37,33−2,4ּ1,5= 33,73 мм,

  d_f2= d₂ -2,4ּm = 186,67−2,4ּ1,5=183,07 мм;

  ширина  венцов 

  b₂= Ψ_аּ a_ω=0,4∙112=44,8 мм

  принимаем b₂= 45 мм

  b₁= b₂+2…5=45+2…5 = 47…50 мм.

  принимаем b₁= 50 мм

  Силы  в зацеплении передачи

  Определяем  окружную силу в зацеплении:

   .

  Определяем  радиальную силу в зацеплении:

  F_r1=F_t1ּtgα_ω /cosβ= 1750∙tg20/0,96428 =660 H

  Определяем  осевую силу в зацеплении:

  F_а1=F_t1ּtgβ=1750•0,2746=481 Н

  Проверка  зубьев колес по контактным напряжениям и  напряжениям изгиба

  Определяем  кружную скорость колес:

   ,

  Принимаем 8^ю степень точности передачи (табл.4.2 [2])

  Уточняем  коэффициенты:

  -коэффициенты  ширины венца колеса Ψ_d=b₂/d₁=45/37,33=1,205

  - коэффициент  неравномерности распределения  нагрузки по длине контакта  зубьев (табл. 9.1. и табл. 9.2. [3]) К_{Н β}=1,06 и К_Fβ=1,2

  - коэффициент  динамической нагрузки (с.89 и 90[3])

  К_Н v=1,03 и K_FV = 1.08

  - коэффициент  распределения нагрузки между  зубьями Кн_ά =1,05

  K_Fα=0,91

  Определяем  фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев:

   <

  <[σ_н]= 493МПа

  Недогрузка  составляет [(493−477,4)/493]∙100%=8,7%

  Что менее допустимой в 15%.

  Определяем  эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

  Z₁/cosβ³ = 24/0,96428³=27

  Z₂/cosβ³ = 120/0,96428³=134

  выбираем  по табл. 4.4. [2] коэффициенты формы зуба Y_F1=3,85 и Y_F2=3,60

  Проверяем прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб:

  Прочность зубьев обеспечивается.

  Результаты  расчета сводим в таблицу 2. 

  Таблица 2 - Параметры зубчатой цилиндрической передачи.

  3. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ  ПЕРЕДАЧИ

  Принимаем однорядную роликовую цепь.

  Принимаем число зубьев малой (ведущей) звёздочки:

  Z₅=29-2u=29−2•4,03=20,94

  принимаем z₅=21

  Определим число зубьев большей звёздочки

  Z₆=z₅•u_цеп=21•4,03=84,63

  принимаем z₆=85

  Фактическое передаточное число:

  u΄_цеп= z₆/z₅=85/21=4,048

  отклонение  составляет 0,44%

  По  табл 7.18 [ 4 ] по величине n₂= =140 об/мин принимаем ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [p_ц]=30 МПа

  Расчетные коэффициенты по [ 4 ,c.149 ]:

  К_д=1,2-коэффициент динамической нагрузки (легкие толчки при работе) ;

  К_с=1,5- коэффициент способа смазки (периодическая смазка);

  К_Θ=1,0 – коэффициент угла наклона линии центров (угол наклона Θ=60º);

  К_рег=0,8- коэффициент способа регулировки натяжения цепи (натяжение цепи оттяжной звёздочкой);

  К_р=1,25 – коэффициент периодичности работы (работа в две смены).

  Коэффициент эксплуатации

  К_э= К_д •К_Θ •К_рег •К_р •К_с =1,2•1,5•1,2•0,8•1,0=1,8

  Шаг цепи из условия износостойкости  шарниров цепи

  Р_ц≥2,8

  Где момент на ведущей звездочке:Т₂= 163,3 Н·м

  По  табл. 7.15 [ 3 ] принимаем стандартную  цепь с шагом р=25,4 мм и параметрами А_оп=179,7 мм²; q=2,6 кг/м

  Проверяем условие п₃≤п_3max по табл 7.15 [ 4] для цепи с шагом р=25,4 мм п_1ma=1000 об/мин., следовательно условие выполняется (140<1000).

  Определяем  среднюю скорость цепи 

  υ=(р •z₁ •ω₃)/(2π)=(25,4•10^-3•21•14,65)/(2•3,14)=1,244 м/с

  Окружную  силу, передаваемую цепью:

  F_t.ц=P₂ / υ=2392/1,244=1922 Н.

  Определяем  расчётное давление в шарнирах цепи:

  p_ц=F_tК_э/А_оп=1922•1,8/179,7=19,26 МПа

  Для принятого шага цепи уточняем допускаемое  среднее давление в шарнирах цепи [p_ц]=26 МПа по табл. 7.18 [ 4 ]. Условие p_ц< [p_ц] (19,26<26) выполняется.

  Принимаем межосевое расстояние:

  а_цеп=40р=40•25,4=1016 мм.

  длина цепи в шагах

  l_р=2а +0,5(z₅+z₆)+р(z₆−z₅)²/(4•a•π²)=

  2•40+0,5(21+85)+(85−21)²/(3,14²•4•40)=135,6

  Принимаем l_р=136.

  Уточненное  значение межосевого расстояния а_р с учетом стандартной длины цепи l_р.

  а_ц= 0,25t [(l_р- _W) +   ],

  где

  w = 0,5(z₅+z₆)= 0,5 • (85 + 21) = 53

  у= (z₆−z₅)/2π = (85− 21) /(2•3,14)= 10,2

  а_цеп=0,25•25,4[(136−53) +  ] =1021 мм

  Для свободного провисания цепи предусматриваем  возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1021•0,004=4,1 мм.

  Диаметры  делительных окружностей звездочек:

  d_д5=t/sin(180º/z₅)=25,4/sin(180º/21)=170,42,6 мм

  d_д6=t/sin(180º/z₆)=25,4/sin(180º/85)=687,39 мм

  Диаметры  наружных окружностей звездочек  при d₁=15,88мм – диаметр ролика цепи :

  D_е5=t(ctg(180º/z₅)+0,7) – 0,31d₁=25,4(ctg(180º/21)+0,7)− 0,31•15,88=181,38 мм

  D_е6=t(ctg(180º/z₆)+0,7) – 0,31d₁=25,4(ctg(180º/85)+0,7)− 0,31•15,88=699,77 мм

  Сила действующая на цепь:

  окружная  F_t.ц= 1922 Н.

  центробежная F_v= υ²• q=2,6•1,244²=4,0 Н

  от  провисания цепи при коэффициенте провисания к_f=1,4 при угле наклона передачи 60º

  F_f= 9,81 к_f• q• а_цеп=9,81•1,4•2,6•1,021==36,5 Н

  Расчетная нагрузка на валы:

  F_в.ц= F_t.ц+2• F_f=1922+2•36,5=1995 Н

  Коэффициент запаса прочности:

  Нормативный коэффициент запаса прочности по табл. 7.19 [4] s=8,1. Условие прочности  s > [ s ] выполняется. 

  4. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА  

  Проектный расчёт валов редуктора проводим по пониженным допускаемым напряжениям  на кручение

  Ведущий вал

  Диаметр выходного конца вала при допускаемом  напряжении на кручение

  У выбранного электродвигателя диаметр  вала d_дв = 32 мм

  Принимаем d_в1=d_дв =32 мм

  Под подшипники принимаем d_п1==35 мм

  Шестерню  выполняем за одно целое с валом.

  Ведомый вал

  Диаметр выходного конца вала при допускаемом  напряжении на кручение

  Принимаем d_B2=40 мм.

  Диаметр под подшипниками d_п2=45 мм.

  Диаметр вала под зубчатым колесом d_k2=50 мм.

  Диаметры  остальных участков валов назначаем  исходя из конструктивных соображений  при компоновки редуктора.  
 

  5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ  ЗУБЧАТОЙ ПАРЫ  РЕДУКТОРА  

  Вал – шестерня

  Шестерню  выполняем за одно целое с валом, ее размеры:

  Конструкционные размеры зубчатого  колеса

  Зубчатое  колесо кованное, размеры венца зубчатого  колеса:

  Диаметр ступицы колеса

  D_ст2=1,6d_к2=1,6∙50=80 мм

  Длина ступицы колеса:

  L_ст2=(1,2…1,5) d_k2=(1,2…1,5)∙50=60…75мм

  Принимаем L_ст2= 60 мм

  Толщина обода

  Принимаем σ₀=8 мм

  Толщина диска

  Принимаем С=14 мм. 

  6. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ  КОРПУСА И КРЫШКИ  РЕДУКТОРА  

  Толщина стенок корпуса и крышки:

  Принимаем δ=8 мм

  Принимаем δ₀=8 мм

  Толщина поясов корпуса и крышки:

  верхнего  пояса крышки

  b=1,5δ=1,5∙8=12мм

  b₁=1,5δ=1,2∙8=12мм

  Нижнего пояса корпуса:

  р=2,35∙δ=2,35∙8=18,8мм

  Принимаем р=20мм

  Диаметр болтов:

  фундаментных

  d₁=(0.03...0.036)∙a_w+12=(0,03…0,036)∙112+12=15,36...16,032мм,

  принимаем болты с резьбой М16;

  крепящих  крышку к корпусу у подшипников

  d₂=(0,7...0,75) d₁=(0,7…0,75)∙16=11,2...12мм,

  принимаем болты с резьбой М12;

  соединяющих крышку с корпусом

  d₃=(0,5…0,6) d₁=(0,5…0,6)∙16=8…9,6мм,

  принимаем болты с резьбой М8

  7. ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ  РЕДУКТОРА

  Первый  этап компоновки редуктора проводим для приближенного обозначения  положения зубчатых колес относительно опор для определения опорных  реакций и подбора подшипников.

  Компоновочный чертёж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1.

  Примерно  по середине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные линии – оси валов на расстоянии a_w=112 мм.

  Вычерчиваем упрощенную шестерню и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с валом: длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

  Очерчиваем  внутреннюю стенку корпуса:

  принимаем зазор между торцом ступицы колеса и внутренней стенкой корпуса

  А₁=1,2∙ δ=1,2∙8=10 мм;

  2)принимаем  зазор от окружности вершин  зубьев колеса до внутренней  стенки корпуса А= δ =8 мм;

  3)принимаем  расстояние между наружным кольцом  подшипника ведущего вала и  внутренней стенкой корпуса А= δ =8 мм.

  Предварительно  намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии: габариты подшипника выбираем по диаметру вала в месте посадки  подшипников:

  Таблица 3 - Предварительный подбор подшипников  для валов редуктора.

  Решаем  вопрос о смазывании подшипников. Принимаем  пластичный смазывающий материал, так  как попадание масленых брызг  на подшипники ведущего вала затрудненно. Для предотвращения вытекания и  выливания пластичного смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяется по размеру У=12 мм.

  Измерением  находим расстояние на ведущем валу l₁=54,5 мм, на ведомом l₂=55,5 мм.

  Принимаем l₁= l₂=55 мм.

  8. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ  ДЛЯ ВАЛОВ РЕДУКТОРА  

  Из  расчетов и компоновки: F_t=1750 Н, F_r=660 Н, F_а=481 Н, l₁=l₂=55 мм,

  d₁=37,33 мм, d₂= 186,67 мм.

  Ведущий вал

  Определяем  предварительно консольную нагрузку от муфты, действующую на выходном конце  вала (табл. 6.2./2/):

  F_м=80 =80  =466 Н

  Принимаем l_м=65 мм.

  Вычерчиваем расчетную схему нагружения вала (рис.7.1) Опору, воспринимающую внешнюю осевую силу обозначаем символом 2.

  Определяем  опорные реакции в горизонтальной плоскости хz от силы F_t:

   Н;

  Строим  эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях: 

  М_У1= М_УА= М_У2=0; М_УВ= R_1Хּ l₁ = 875·0,055=48 Нּм

  Определяем  опорные реакции в вертикальной плоскости хy от сил F_r и F_а:

  ∑ М_Х1=0; R_2yּ 2 l₁ - F_rּ l₁ - F_а = 0,

  ∑ М_Х2=0; - R_1yּ2l_{1 +} F_rּ l₁ – F_а  = 0,

    Н.

    Н,

  Проверка:

  ∑F_y=0; R_2У + R_1У - F_r1 = 248+412−660= 0.

  Строим  эпюру изгибающих моментов:

  М_Х1=М_Х2=0; М_ХВ^Л =R_1y l₁ =248 ּ0,055=13,6 Нּм;

  М_ХВ^л = R_1yּ l₁ + F_а·d₁/2=248ּ0,054 +481·0,03733/2=22,7 Нּм  

  Определяем  реакции опор от силы F_м:

  ∑М₁=0; - F_мּl_м + R_2мּ2ּl₁ =0;

  ∑М₂=0; - F_м(l_м+2ּl₁) +R_1мּ2ּl₁=0;

    Н; Н. 

  Проверка:

  ∑Х=0; R_1м+ F_м – R_2м= 466+275 –741= 0.

  Строим  эпюру изгибающих моментов М_Fм в характерных сечениях:

  М_А= М₁=0; М₂= F_м ּ l_м = 466ּ0,065= 30,2 Нּм;

  М_В = F_рּ(l_р+ l₁)−R_1м ּl₁= 466ּ(0,065+ 0,055)−741 ּ0,055= 15,1 Нּм

  Строим  эпюру крутящих моментов: М_к=Т₁=34 Нּм.

  Определяем  суммарные радиальные опорные реакции. Так как направление действия силы F_м неизвестно, то принимаем случай, когда реакции от действия силы F_м совпадают по направлению с суммарными реакциями опор от действия силы в зацеплении зубчатой передачи:

    Н,

    Н.

  Для принятого подшипника 207 С_r=25,5 кН и С₀=13,7 кН

  Определяем  отношение R_а/С_о=481/13700=0,035 (коэффициент осевого нагружения е=0,24 по табл.9.2 /2/). Для подшипника 2, воспринимающего внешнюю осевую нагрузку отношение R_а/R_r2=481/1242=0,387 > е=0,24, то принимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=1,92.

  Принимаем коэффициенты:

  V=1 – коэффициент вращения внутреннего  кольца подшипника;

  К _δ =1,2 – коэффициент безопасности при легких толчках (табл. 9.4 /2/);

  К _τ =1 – коэффициент температурныйt<100ºC (табл. 9.5. /2/).

  Определяем  эквивалентные нагрузки: 

  R_e 2=(R_r2ּVּХ+ R_аּY)ּК _δ ּК _τ =(1242·1ּ0,56+ 481ּ1,92)1,2 ּ1=1943 H

  R_e1=R_r1·VּК _δ ּК _τ =1651∙1∙1,2 ּ1=1981 H.

  Определяем  расчетную долговечность наиболее нагруженного подшипника 1:

   20ּ10³ ч,

   ч.

  Долговечность подшипников соблюдается.

  Ведомый вал

  Силу  от цепной передачи раскладываем на составляющие:

  F_{цеп Г} =F_цеп·cos 60º=1995•0,5=998 H

  F_{цеп В} =F_цеп·sin 60º=1995•0,866=1728 H

  Принимаем l_ц=50 мм.

  Вычерчиваем расчетную схему нагружения вала (рис. 7.2,) Опору, воспринимающую внешнюю осевую силу обозначаем символом 4.

  Определяем  опорные реакции от силы F_t и F_{цеп Г} в горизонтальной плоскости:

  ∑ М₄=0; R_Г32 l₂+F_t ·l₂−F_{цеп Г})2·l₂ + l_ц) = 0,

  ∑ М₃ =0; R_Г42l₂ −F_t l₂−F_{цеп Г} l_ц= 0,

  Проверка

  ∑X= F_t +R_Г3−R_Г4−F_{цеп Г} =1750+577−1329−998=0

  Строим  эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях:

  М_УД= М_У4=0; М_УС= −R _Г4• l₂ = −1329•ּ0,055=−73,1 Нּм

  M_y6=−F_{цеп В} l_ц =−998•0,05=−49,9 Н•м

  Определяем  опорные реакции в вертикальной плоскости от сил F_{цеп Г}, F_rТ и F_аТ.

  ∑ М₃=0 ; R_4В•2 l₂ −F_r l₂−F_{цеп В} l_ц −F_а•d₂/2 –= 0,

  ∑ М₄ =0 ; R_3В•2 l₂ +F_r l₂− F_{цеп В}) 2 l₂ + l_ц) −F_а•d₂/2 = 0,

  Проверка

  ∑Y= R_4В−R_3В+ F_{цеп В} – F_r=1523−2591+1728−660=0

  Строим  эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях: 

  М_ХД= М_Х4= 0; М^л_ХС= R_4Вּ l₂ =1523•0,055= 83,76 Нּм

  М^п_ХК= R_4Вּ l₂ - F_а•d₄/2 =1523•0,055−481•0,18667/2= 38,87 Нּм

  M_X6 = F_{цеп Г} ּl_ц =1728·0,05=86,4 Н•м

  Строим  эпюру крутящих моментов: М_к=Т₂=163,3 Нּм.

  Определяем  суммарные радиальные опорные реакции:

    Н,

    Н.

  Для принятого подшипника 209 С_r=33,2 кН и С₀=18,6 кН

  Определяем  отношение R_а/С_о=481/18600=0,026 (коэффициент осевого нагружения е=0,22 по табл.9.2 /2/). Так как отношение R_а/R_r4= =481/2021=0,24>е=0,22, то принимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=2,02.

  Принимаем коэффициенты:

  V=1; К _δ =1,2; К _τ =1.

  R_e3=R_r3ּVּХּ К _δ ּК _τ = 2655ּ1ּ1,2 ּ1=3186 H,

  R_e4=(R_r4ּVּХ+ Y ∙ F_а)·К _δ ּК _τ =(2021·1∙0,56+2,02·481)∙1,2 ּ1=2524 H

  Определяем  расчетную долговечность наиболее нагруженного подшипника 3:

   30ּ10³ ч,

   ч. 

  Долговечность подшипников соблюдается.

  9. ВТОРОЙ ЭТАП ЭСКИЗНОЙ  КОМПОНОВКИ

  Второй  этап компоновки имеет целью конструктивно  оформить зубчатые колёса, валы, подшипниковые  узлы и подготовить данные для  проверки прочности валов и некоторых  других деталей.

  Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

  Конструируем  узел ведущего вала:

  а) наносим осевые линии, удалённые  от середины редуктора на расстояние l₁. используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения;

  б) вычерчиваем накладные крышки подшипников  с регулировочными прокладками.

  в) Переход вала от диаметра d=35 мм к  присоединенному концу d=32 мм выполняем  на расстоянии 3.. 5 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица полумуфты  не касалась их.

  Длина присоединительного конца вала d=32 мм определяется длиной ступицы полумуфты.

  Аналогично  конструируем узел ведомого вала:

  а) для фиксации зубчатого колеса в  осевом направлении предусматриваем  уплотнение вала с одной стороны  и устанавливаем распорную втулку, с другой стороны, место переход  вала от d=45 мм к d=50 мм смещаем внутрь ступицы колеса на 2-3мм с тем, чтобы  гарантировать прижатие втулки к  торцу ступицы а не к заплечнику вала;

  б) отложив от середины редуктора расстояние l₂, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

  в) вычерчиваем врезные крышки подшипников  с регулировочными кольцами.

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

  10. ПОДБОР МУФТЫ  

   Для соединения входного вала редуктора  с валом электродвигателя выбираем муфту упругую со звёздочкой . Муфта состоит из двух полумуфт специальной формы между которыми устанавливается резиновая звездочка.

  Материал  полумуфт – чугун – СЧ 20 , звездочки  – специальная резина.

  Вследствие  небольшой толщины резиновой  звездочки муфта обладает малой  податливостью, компенсирующая незначительные смещения валов.

  Радиальное  и угловое смещение валов снижают  долговечность резиновой звездочки, нагружая валы дополнительной изгибающей силой.

  Муфту подбираем по ГОСТ 14084 – 76 (1), табл. 11.5 по диаметру вала в месте посадки  d_дв=32 мм и d_в1=32 мм Принимаем муфту с максимально передаваемым моментом [T]=125 H∙м

  Проверяем выбранную муфту по расчётному моменту:

  Где Т – номинальный момент на валу

  К – коэффициент перегрузки, зависящий от типа машины и режима её работы; К=1,5

  Принимаем исполнение полумуфт на короткие цилиндрические концы валов: Длина полумуфт l=58 мм

  Обозначение муфты

  Муфта упругая со звёздочкой 125−32−2−У3 ГОСТ 14084-76 

  11. ПОДБОР ШПОНОК  И ПРОВЕРОЧНЫЙ  РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ  СОЕДИНЕНИЙ  

  Выбираем  шпонки для соединения выходного  конца ведущего вала со шкивом, для  соединения ведомого вала с зубчатым колесом. Ступица шкива ременной передачи – чугунная. Выбираем шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов  и длины и длины шпонок –  по ГОСТ 23360-78 (1), табл. 8.9

  Материал  шпонок – сталь 45 нормализованная.

  Напряжения  смятия и условие прочности по формуле:

  Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице  =100-120МПа, при чугунной - =50-70 МПа

  Ведущий вал

  Момент  на ведущем валу редуктора Т₂=34 Н∙м

  d_В1=32 мм

  bхh=10х8 мм

  t₁=5,0 мм

  длина шпонкиl=50 мм (при длине ступицы полумуфты l_ст=58 мм)

   Материал полумуфты чугун СЧ20.

  Ведомый вал

  Момент  на ведомом валу редуктора Т₂=163,3 Нм.

  Проверяем шпонку под зубчатым колесом:

  d_к2=50 мм.

  bхh=14х9 мм.

  t₁=5,5 мм.

  Длина шпонки l=50 мм (при длине ступицы  колеса l_ст=60 мм).

  Материал  колеса Сталь 40Х.

  Проверяем шпонку под полумуфтой

  d_В2=40 мм

  bхh=12х8 мм

  t₁=5,0 мм

  l=50 мм (принимаем длину ступицы звездочки  60 мм)

  Материал  звездочки – легированная сталь.

  Прочность шпоночных соединений соблюдается.

  12. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ  НА СОПРОТИВЛЕНИЕ  УСТАЛОСТИ ВАЛОВ  РЕДУКТОРА

  Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому (пульсирующему).

  Уточнённый  расчёт состоит в определении  коэффициентов запаса прочности S для  опасных сечений и сравнения их с допускаемыми значениями [Ѕ].

  Ведущий вал

  Материал  вала сталь 40Х. твёрдость не менее 280 НВ. Пределы выносливости по табл. 3.16[3] σ_В=900 МПа.

  σ_-1=410 МПа,τ_-1=240 Мпа.

  Проверяем сечение под подшипником ‹ 2 ›.

  По  построенным эпюрам определяем суммарный  изгибающий момент

  М₁ =30,2 Нּм;

  Крутящий  момент в сечении вала Т₁=34 Нм.

  Осевой  момент сопротивления сечения :

  Полярный  момент

  Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:

  Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:

  концентрация  обусловлена посадкой внутреннего  кольца подшипника на валу с натягом. При этом

   ; 

  находим отношение К_σ/К_d и К_τ/К_d для вала в местах напресовки деталей по табл. 11.2 (2), при d_п2=35 мм и σ_В=900МПа путём линейной интерполяции

  К_σ/К_d =3,85 К_τ/К_d=2,65

  Коэффициент влияния шероховатости поверхности  по табл. 11.4 (2) К_f=1,5

  Тогда

  К_σД=3,85+1,5-1=4,35

  К_τД=2,65+1,5-1=3,15

  Определяем  коэффициент запаса прочности (сопротивления  усталости) по нормальным и касательным  напряжением:

  S_σ=σ_-1/ К_σД•σ_а=410/4,35•7,1=13,3

  S_τ =τ_-1/ К_τД•τ_а=240/3,15•2,0=38,1

  Результирующий  коэффициент запаса прочности для  сечения вала под колесом:

  S=S_σ•S_τ/

  Прочность обеспечивается.

  Значительное  превышение обусловлено тем, что  диаметр вала был значительно  увеличен.

  Сечение под шестерней:

  По  построенным эпюрам определяем суммарный  изгибающий момент;

  Осевой  момент сопротивления сечения с  учётом зубьев шестерни:

  d_а=40,33 мм d_f=33,73 мм;

   5076 мм³ 

  Полярный  момент

  Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:

  Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:

  Концентрация  напряжений обусловлена наличием зубьев шестерни.

  Коэффициент снижения пределов выносливости определяем по формулам:

   ; 

  Для эвольвентных зубьев находим значение эффективных коэффициентов концентрации по табл. 11.2 (2).

  Для стали при σ_В= 900 МПа по табл. 11.2 (2) находим: К_σ=1,7; К_τ=1,55

  Коэффициент влияния шероховатости поверхности  по табл. 11.4 (2) К_f=1,5

  Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного  сечения по табл. 11.3 (2) при d₃=37,33 мм для легированной стали: К_dσ=0,86 и К_τd=0,74

  Коэффициент влияния поверхностного упрочнения по табл. 11.5 (2); К_у=1,65

  Тогда К_σ=(1,7/0,86+1,5−1)/1,65=1,5

  К_τ=(1,55/0,74+1,5−1)/1,65=1,57

  Определяем  коэффициент запаса прочности (сопротивления  усталости) по нормальным и касательным  напряжением:

  S_σ= σ₁/ К_σσ_а=410/1,5•13,4=20,4

  S_τ=τ_-1/ К_τД•τ_а=240/1,57•2,2=69,5

  Результирующий  коэффициент запаса прочности для  сечения вала под шестерней:

  S=S_σ•S_τ/

  Значительное  превышение обусловлено диаметром  шестерни

  Ведомый вал

  Материал  вала принимаем по табл. 3.16 [3] сталь 45. Диаметр заготовки неограничен; твёрдость не менее 200 НВ. Пределы  выносливости σ_-1=250МПа,

  τ_-1=150Мпа

  Сечение под зубчатым колесом.

  Определяем  суммарный изгибающий момент.

  Крутящий  момент в сечении вала Т₂=163,3 Нм

  Осевой  момент сопротивления сечения с  учётом шпоночного паза:

  d=50 мм, b=14 мм, t=5,5 мм 

  Полярный  момент

  Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:

  Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:

  Концентрация  напряжений обусловлена наличием шпоночного паза и установкой колеса на валу с  натягом. При наличии на валу двух концентратов напряжения находим коэффициент  снижения пределов выносливости для  каждого концентратора в отдельности  и за расчётные принимаем коэффициенты, которые имеют большее значение снижения пределов выносливости.

  Коэффициент снижения пределов выносливости определяем по формулам:

  (без  поверхностного упрочнения вала (Кv=1)

  Для шпоночного паза находим значение эффективных  коэффициентов концентрации по табл. 11.3(2).

  Для стали при σ_В=560МПа по табл. 11.3(2) находим линейной интерполяцией: Кσ=1,69; Кτ=1,46

  Коэффициент влияния шероховатости поверхности  по табл. 11.4 (2)К_f=1,05

  Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного  сечения по табл. 11.3 (2) при d_к2=50 мм

  К_dσ=0,81 К_τd=0,70

  Тогда К_σД=1,69/0,81+1,05-1=2,14

  К_τД=1,46/0,70+1,05-1=2,14

  От  установки колеса на валу с натягом, коэффициент снижения пределов выносливости в местах напрессовки колеса на вал находим по отклонению

  К_σ/К_d и К_τ/К_d по табл. 3.17(3), при d_к2=50мм и σ_В=560МПа путём линейной интерполяции принимаем: К_σ/К_d =3,45 К_τ/К_d=2,55

  Тогда К_σД=3,45+1,05-1=3,5

  К_τД=2,55+1,05-1=2,6

  В дальнейших расчётах принимаем К_σД=3,5 ; К_τД= 2,6 от установки колеса на валу с натягом.

  Определяем  коэффициент запаса прочности (сопротивления  усталости) по нормальным и касательным  напряжением:

  S_σ= σ₁/ К_σД•σ_а=250/3,5•10,1=7,1

  S_τ =τ_-1/ К_τД•τ_а=150/2,6•3,5=16,5

  Результирующий  коэффициент запаса прочности для  сечения вала под колесом: 

  S=S_σ•S_τ/

  Прочность вала обеспечивается.

  Проверяем сечение вала под подшипником 3.

  Суммарный изгибающий момент

  Крутящий  момент в сечении вала Т_з=163,3 Нм.

  Осевой  момент сопротивления сечения :

  Полярный  момент

  Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:

  Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:

  концентрация  обусловлена посадкой внутреннего  кольца подшипника на валу с натягом. При этом

   ; 

  находим отношение К_σ/К_d и К_τ/К_d для вала в местах напресовки деталей по табл. 11.2 (2), при d_п2=45 мм и σ_В=560 МПа путём линейной интерполяции

  К_σ/К_d =3.35 К_τ/К_d=2,45

  Тогда К_σД=3,35+1,05-1=3,6

  К_τД=2,45+1,05-1=2,5

  Определяем  коэффициент запаса прочности (сопротивления  усталости) по нормальным и касательным  напряжением:

  S_σ= σ_-1/ К_σДσ_а=250/3,6•11=6,3

  S_τ =τ_-1/ К_τД•τ_а=150/2,5•4,5=13,3

  Результирующий  коэффициент запаса прочности для  сечения вала под колесом:

  S=S_σ•S_τ/

  Прочность обеспечивается.

  13. ВЫБОР ПОСАДОК  ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ  РЕДУКТОРА

  электродвигатель  кинематический привод редуктор

  Посадки назначаем в соответствии с указанными данными в табл. 10.13 (3).

  Посадка зубчатых колёс на вал Н7/р6;

  посадка звездочки цепной передачи на вал  редуктора Н7/h6;

  посадка полумуфты Н7/h6;

  распорные втулки Н7/h6;

  мазеудерживающие кольца, Н8/m8;

  распорные кольца, сальники Н8/h8;

  шейки валов под подшипники выполняем  с отклонением вала К6;

  отклонение  отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.

  14. СМАЗКА ЗАЦЕПЛЕНИЯ  И ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРА

  Смазывание  зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в  масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на высоту зуба.

  Объём масляной ванны V определяем из расчёта 0.5 л на 1 кВт передаваемой мощности:

  V=0,5∙2,491=1,246 л

  По  табл. 10.8 (3) устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях  σ_Н=450,1 МПа и скорости V=1,37 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34∙10^-6 м²/с.

  По  табл. 10.10 (3) принимаем масло индустриальное И-40А (по ГОСТ 20799-75).

  Камеры  подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 (табл. 9.14 (3)), закладываемым при монтаже  передачи.  

  15. СБОРКА РЕДУКТОРА

  Перед сборкой внутреннюю полость корпуса  тщательно очищают и покрывают  маслостойкой краской.

  Сборку  производят в соответствии со сборочным  чертежом редуктора, начиная с узлов  валов:

  на  ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80…100^оС;

  в ведомый вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатые колёса до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают  мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые масле.

  Затем ставят крышки подшипников.

  Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения пропитанные горячим маслом.

  Собранный ведущий вал устанавливают в  крышку корпуса редуктора .

  Собранный ведомый вал укладывают в основание  корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса  спиртовым лаком. Для центровки  устанавливают крышку на корпус с  помощью двух конических штифтов. Проверяют  проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться  от руки)

  Далее на выходные концы ведомого и ведущего валов в шпоночные канавки  закладывают шпонки, устанавливают  звёздочку и полумуфту.

  Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. 

  СПИСОК  ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ

  А.Е. Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин - М: Высшая школа, 1991.

  Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина. Детали машин - М: Высшая школа, 1987.

  С.А. Чернавский. Курсовое проектирование деталей машин. М - Машиностроение, 1988.

  А.И. Аркуша, М.И. Фролов. Техническая механика. М – Высшая школа, 1983.