Редуктор двухступенчатый соосный двухпоточный

ФЕДЕРАЛНОЕ АГЕНСТВО ПО КУЛЬТУРЕ И КИНЕМАТОГРАФИИ САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ КИНО И ТЕЛЕВИДЕНИЯ Кафедра механики Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту на тему «Редуктор двухступенчатый соосный двухпоточный с внутренним зацеплением тихоходной ступени»

Санкт-Петербург

2009 г.

Техническое задание на курсовое проектирование

Механизм привода

1- электродвигатель;

2- муфта;

3- редуктор зубчатый цилиндрический двухступенчатый соосный двухпоточный с внутренним зацеплением тихоходной ступени;

4- муфта;

5- исполнительный механизм.

Вариант 1

Потребный момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Т_им=30Нм;

Угловая скорость вала ИМ щ_им=5,8с^-1.

Разработать:

1- сборочный чертеж редуктора;

2- рабочие чертежи деталей тихоходного вала: зубчатого колеса, вала, крышки подшипника.

1 Кинематический расчет и выбор электродвигателя

Исходные данные:

— потребный момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Т_им=30Нм;

— угловая скорость вала ИМ щ_им=5,8с^-1;

Определяем мощность на валу ИМ N_им= Т_имх щ_им=30×5,8=174Вт.

Определяем общий КПД привода по схеме привода з_общ=з_кп з_шп з_м з_п (1.1)

где [1, с. 9,10]: з_зп=0,97²— КПД зубчатой цилиндрической передачи;

з_м=0,98² — потери в муфтах;

з_п=0,99⁴— коэффициент, учитывающий потери на трение в подшипниках 4-х валов.

Сделав подстановку в формулу (1.1) получим:

з_общ.=0,97²*0,98²*0,99⁴=0,868

Определяем потребную мощность электродвигателя [1,с.9]

N_эд?N_им/з_общ. (1.2)

где N_эд — требуемая мощность двигателя:

N_эд=174/0,877=198,4Вт Выбираем электродвигатель [1,с.18,табл.П2]

Пробуем двигатель АИР71В8:

N_дв.=0,25кВт;

n_дв=750об/мин;

S=8%.

Определяем номинальную частоту вращения электродвигателя по формуле (5) [1,c.11]:

n_ном=n_дв· (1-S/100);

n_ном=750· (1−0,08);

n_ном=690 об/мин

Определяем угловую скорость вала двигателя щ_дв=рn_дв/30=р*690/30=72,2рад/с;

Определяем общее передаточное число привода

U=щ_дв./щ_им=72,2/5,8=12,5

Производим разбивку передаточного числа по ступеням. По схеме привода

U_общ.=U₁· U₂; (1.3)

Назначаем по рекомендации [1,табл.2.3]:

U₂=5;

тогда

U₁= U_общ./U₂;

U₁=2,5.

Принимаем окончательно электродвигатель марки АИР71В8.

Угловые скорости определяем по формуле щ=рn/30 (1.4)

Рис. 1 Схема валов привода

1 — быстроходный вал; 2 — промежуточный вал; 3 — тихоходный вал.

По схеме валов (рис.1) и формуле (1.4) определяем частоты вращения и угловые скорости каждого вала

n₁= n_ном.

щ₁= щ_дв=72,2рад/с;

n₂= n_ном/U₁=650/3,5=185,7об/мин;

щ₂=рn₂/30=р*216,7/30=19,45 рад/с;

n₃= n₂/U₂=216,7/3,55=52,3 об/мин;

щ₃=рn₃/30=р*61,1/30=5,48 рад/с.

Определяем мощность на каждом валу по схеме привода

N₁=N_дв з_м=0,25*0,98=245Вт;

N₂=N₁ з_зп з_п³=245*0,97*0,99³=230Вт;

N₃=N₂ з_зп з_п =233*0,97*0,99=221Вт;

N_им=N₃ з_м =224*0,98=217Вт.

Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формулам [1,с.12,14]:

; Т₂=Т₁*U₁; Т₃=Т₂*U₂; (1.5)

Т₁=245/72,2=3,4 Н*м;

Т₂=3,4*2,5=8,5 Н*м;

Т₃=8,5*5=42,5 Н*м.

Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.

Таблица 1 Параметры кинематического расчета

2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Выбираем материал для шестерни и колеса по табл.3.2 [4,c.52]:

шестерня — сталь 40Х, термообработка — улучшение 270НВ, колесо — сталь 40Х, термообработка — улучшение 250НВ.

Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле [4,c.53]:

(2.1)

где у_Hlimb — предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

К_HL — коэффициент долговечности;

[S_H] - коэффициент безопасности;

по [1,c.33]: К_HL =1; [S_H] =1,1.

Определяем у_Hlimb по табл.3.1[4,c.51]:

у_Hlimb =2НВ+70; (2.2)

у_Hlimb1 =2270+70; у_Hlimb1 =610МПа;

у_Hlimb2 =2250+70; у_Hlimb1 =570МПа.

Сделав подстановку в формулу (2.1) получим

; МПа;

; МПа.

Определяем допускаемое расчетное напряжение по формуле [4,c.53]:

(2.3)

;

МПа.

Определяем допускаемые напряжения по по табл.3.1[4,c.51]:

[у]_Fo =1,03НВ;

[у]_Fo1 =1,03×270=281МПа;

[у]_Fo2 =1,03×250=257МПа.

3 Расчет тихоходной ступени привода

3.1 Проектный расчет

Определяем межосевое расстояние передачи по формуле [4,c.61]:

(3.1)

где К_а — числовой коэффициент, К_а =49,5 [4,c.61];

К_Hв — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, К_Hв =1 для прямозубых колес [4,c.54];

— коэффициент ширины венца колеса, =0,315 назначаем по ГОСТ 2185–66 с учетом рекомендаций [4,c.61];

U — передаточное отношение, U₂=5 (см. табл.1):

Т — вращающий момент на колесе, Т₃ =42,5 Нм (см. табл.1).

Подставив значения в формулу (3.1) получим:

Принимаем окончательно по ГОСТ 6636–69 [4,табл.13.15]

Определяем модуль [2,c.36]:

(3.2)

m_n=(0,01…0,02)?70;

m_n=0,7;

Принимаем модуль m_n=1мм [2,c.36]

Так как тихоходная ступень внутреннего зацепления определяем разность зубьев зубьев по формуле [5,т.2, c.432]:

z₂-z₁=2a_w/m_n (3,3)

z₂-z₁=2?70/1;

z₂-z₁=140.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [2,c.37]:

z₁= z₂-z₁/(U₂+1); z₁=140/6=23,3; z₁=24;

z₂= z₂-z_1-+z₁=140+24=164; z₂=164.

Отклонения передаточного числа от номинального нет.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле [5,т.2, c.432]:

d=m_n?z; (3.4)

d₁=m_n?z₁=1×24=24мм;

d₂=m_n?z₂=1×164=164мм;

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам [5,т.2, c.432]:

; ;

;; (3.5)

; (3.6)

мм; мм; мм;

мм;; мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм;

Определяем окружные скорости колес

; м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес — 7 °F [2,c.32].

Определяем силы в зацеплении [4, табл.6.1]:

— окружная

(3.7)

; Н;

Таблица 2 Параметры зубчатой передачи тихоходной ступени

— радиальная

; где б=20° - угол зацепления; (3.8)

; Н;

Осевые силы в прямозубой передачи отсутствуют.

Все вычисленные параметры заносим в табл.2.

3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений производим по формуле {4, c.64]:

; (3.9)

где: — К — вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач К=436;

F_t =531Н (табл.2);

U₂=5;

К_Нб — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес К_Нб =1;

К_Нв — см. п. 3.1;

К_Нх — коэффициент динамической нагруки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, К_Нх =1,04 [4, табл.4.3].

(3.10)

Определяем ?у_Н

;

; недогрузки, что допускается.

3.3 Проверочный расчет зубьев на изгиб

Расчетные напряжения изгиба в основании ножки зубьев колеса и шестерни [4,с.67]:

; (3.11)

; (3.12)

где: К_Fв — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев К_Fв =1;

К_Fv — коэффициент динамической нагруки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, К_Нх =1,1 [4, табл.4.3];

Y_F1 и Y_F2 — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, Y_F1 =3,9, Y_F2 =3,61 [4,табл.4.4].

Подставив значения в формулы (3.11) и (3.12), получим:

;

.

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

Определяем ?у_F

;

Все вычисленные параметры проверочных расчетов заносим в табл.3.

Таблица 3 Параметры проверочных расчетов

4 Расчет быстроходной ступени привода

Межосевое расстояние для быстроходной ступени с учетом того, что редуктор соосный и двухпоточный, определяем половину расстояния тихоходной ступени:

а=d₂-d₁;

а=84−14=70мм.

Из условия (3.2) принимаем модуль m_n=1,5 мм

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

z_У=2а/m_n;

z_У=2?70/1,5; z_У=93,3

Принимаем z_У=94.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [2,c.37]:

z₁= z_У/(U₁+1); z₁=94/(2,5+1); z₁=26,1; принимаем z₁=26.

Тогда z₂= z_У-z₁=94−26=68

Фактическое передаточное соотношение U₁=68/26=2,6

Отклонение передаточного числа от номинального незначительное.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [2,c.37]:

d₁=m_n?z₁=1,5×26=39мм;

d₂=m_n?z₂=1,5×68=102мм;

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам [2,c.37]:

; ;

;; ;

мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм;

Определяем окружные скорости колес

; м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес — 7А [2,c.32].

Определяем силы в зацеплении (3.7, 3.8):

— окружная

; Н;

— радиальная

; Н.

Осевые силы в прямозубой передачи отсутствуют.

Все вычисленные параметры заносим в табл.4.

Таблица 4 Параметры зубчатой передачи быстроходной ступени

Учитывая, что геометрические параметры быстроходной ступени незначительно отличаются от тихоходной, выполнение проверочных расчетов нецелесообразно.

5 Проектный расчет валов редуктора

По кинематической схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора по закону равенства действия и противодействия. Для этого мысленно расцепим шестерни и колеса редуктора, при этом дублирующий вал не учитываем.

Схема усилий приведена на рис. 1.

Рис. 2 Схема усилий, действующих на валы редуктора.

Из табл.1,2,4 выбираем рассчитанные значения:

Т₁=3,4 Нм; Т₂=8,5 Нм; Т₃=42,5 Нм;

F_t1=166,7 Н; F_t2=1012 Н; F_r1=60,7 Н; F_r2=368 Н;

d₁=39мм; d₂=102мм; d₃=14мм; d₄=84мм.

F_m1 и F_m1 — консольные силы от муфт, которые равны [4, табл.6.2]:

; ;

Н; Н.

R_x и R_y — реакции опор, которые необходимо рассчитать.

Так как размеры промежуточного вала определяются размерами остальных валов, расчет начнем с тихоходного вала.

5.1 Расчет тихоходного вала редуктора

Схема усилий действующих на валы редуктора представлена на рис. 2.

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [2, табл.8.4] у_в=730Н/мм²; Н/мм²; Н/мм²; Н/мм².

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение [2,c.161]:

где [ф_к]=(20…25)МПа

Принимаем [ф_к]=20МПа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а20 (ГОСТ6636−69):

мм.

Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.3), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10 мм.

Рис. 3 Приближенная конструкция тихоходного вала мм;

мм — диаметр под уплотнение;

мм — диаметр под подшипник;

мм — диаметр под колесо;

мм — диаметр буртика;

b₄=25мм.

Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по мм подшипник № 106, у которого D_п=55мм; В_п=13мм [4,табл.К27].

Выбираем конструктивно остальные размеры:

W=20мм; l_м=20мм; l₁=35мм; l=60мм; с=5мм.

Определим размеры для расчетов:

l/2=30мм;

с=W/2+ l₁+ l_м/2=55мм — расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.

Проводим расчет тихоходного вала на изгиб с кручением.

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников (см. рис.4). Назначаем характерные точки 1,2, 3 и 4.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

УМ_2y=0; R_Fy· 0,06-F_r2·0,03=0

R_Fy= 368· 0,06/ 0,03;

R_Еy= R_Fy=736Н.

Рис. 4 Эпюры изгибающих моментов тихоходного вала

Определяем изгибающие моменты в характерных точках:

М_1у=0;

М_2у=0;

М_3у= R_Еy· 0,03;

М_3у =22Нм²;

М_3у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм² (рис.3)

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

УМ_4x=0; F_m2· 0,115- R_Еx· 0,06+ F_t2· 0,03=0;

R_Еx=(814· 0,115+ 1012· 0,03)/ 0,06;

R_Еx=2066Н;

УМ_2x=0; F_m2· 0,055- F_t2· 0,03+ R_Fx· 0,6=0;

R_Fx= (1012· 0,03- 814· 0,055)/ 0,06;

R_Fx=-240Н, результат получился отрицательным, следовательно нужно изменить направление реакции.

Определяем изгибающие моменты:

М_1х=0;

М₂= -F_r2· 0,03

М_2х=-368· 0,03;

М_2х=-11Нм;

М_{3хслева}=-F_m2· 0,085-R_Ех · 0,055;

М_{3хслева}==-814· 0,085−240 · 0,03;

М_{3хслева}=-76Нм;

М_3х=- R_Eх · 0,055;

М_3х=- 2066 · 0,03;

М_3х=- 62;

М_4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х.

Крутящий момент Т₁₋₁= Т₂₋₂= Т₃₋₃= T₃=42,5Нм;

T₄₋₄=0.

Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:

; ;

; Н;

; Н.

Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:

;; Нм².

Эквивалентный момент:

;; Нм².

5.2 Расчет быстроходного вала редуктора

Схема усилий, действующих на быстроходный вал представлена на рис. 2.

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [2, табл.8.4] у_в=730Н/мм²; Н/мм²; Н/мм²; Н/мм².

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение [2,c.161]:

где [ф_к]=(20…25)Мпа

Принимаем [ф_к]=20Мпа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а5 (ГОСТ6636−69):

мм.

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

мм;

мм — диаметр под уплотнение;

мм — диаметр под подшипник;

мм — диаметр для заплечиков;

мм — диаметр вала-шестерни;

b₁=22мм.

Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по мм подшипник № 101, у которого D_п=28мм; В_п=8мм [4,табл.К27].

Выбираем конструктивно остальные размеры:

W=14мм; l_м=16мм; l₁=25мм; l=60мм.

Определим размеры для расчетов:

l/2=30мм;

с=W/2+ l₁+ l_м/2=40мм — расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.

Проводим расчет быстроходного вала на изгиб с кручением.

Рис. 5 Приближенная конструкция быстроходного вала Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников (см. рис.6). Назначаем характерные точки 1,2, 3 и 4.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

УМ_2y=0; R_Аy· 0,06-F_r1·0,03=0

R_Аy= 60,7· 0,06/ 0,03;

R_Аy= R_Вy=121Н.

Определяем изгибающие моменты в характерных точках:

М_1у=0;

М_2у=0;

М_3у= R_Аy· 0,03;

М_3у =3,6Нм²;

М_3у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм² (рис.6).

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

УМ_4x=0; F_m1· 0,1- R_Аx· 0,06+ F_t1· 0,03=0;

R_Аx= (130· 0,1+ 166,7· 0,03)/ 0,06;

R_Аx=300Н;

Рис. 6 Эпюры изгибающих моментов быстроходного вала

УМ_2x=0; F_m1· 0,02- F_t1· 0,03+ R_Вx· 0,06=0;

R_Вx= (166,7· 0,03- 130· 0,02)/ 0,06;

R_Вx=40Н Определяем изгибающие моменты:

М_1х=0;

М₂= -F_m2· 0,04

М_2х=-130· 0,04;

М_2х=-5,2Нм;

М_{3хсправа}=-F_m1· 0,1+R_Вх · 0,03;

М_{3хсправа}==-130· 0,1+40 · 0,03;

М_{3хсправа}=-11,7Нм;

М_3х=- R_Ах · 0,03;

М_3х=- 300 · 0,03;

М_3х=- 9;

М_4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х.

Крутящий момент Т₁₋₁= Т₂₋₂= Т₃₋₃= T₃=3,4Нм;

T₄₋₄=0.

Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:

; ;

; Н;

; Н.

Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:

;; Нм².

Эквивалентный момент:

;; Нм².

5.3 Расчет промежуточного вала

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [1, табл.8.4] у_в=730Н/мм²; Н/мм²; Н/мм²; Н/мм².

Определяем диаметр выходного конца вала из расчёта на чистое кручение

;

где [ф_к]=(20…25)Мпа [1,c.161]

Принимаем [ф_к]=20Мпа.

; мм.

С учетом того, что выходной конец промежуточного вала является валом-шестерней с диаметром выступов 24 мм, принимаем диаметр вала под подшипник 25 мм.

мм.

Намечаем приближенную конструкцию промежуточного вала редуктора (рис.7), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм

Рис. 7 Приближенная конструкция промежуточного вала

d_ст=30мм;

х=8мм;

W=20мм;

r=2,5 мм;

d_в=28мм.

Расстояние l определяем из суммарных расстояний тихоходного и быстроходного валов с зазором между ними 25…35мм.

l=60+30+30=120мм.

l₁=30мм; l₂=30мм.

Предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по d_п=25мм подшипник № 105, у которого D_п=47мм; В_п=12мм [4, табл. К27].

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у) Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

М_Су=0;

-R_Dу· 0,09+F_r1·0,03+F_r2?0,12=0

R_Dy=(368· 0,03+60,7?0,12)/ 0,09;

R_Dy==204Н.

М_Dу=0;

R_Cy· 0,09- F_r1?0,06+ F_r2· 0,03=0;

R_Cy=(368· 0,06−60,7?0,03)/ 0,09;

R_Cy=225Н.

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

М_1у=0;

М_2у=-R_Cy· 0,03;

М_2у=-6Нм;

М_{3услева}=-R_Cy· 0,09+F_r1·0,06;

М_{3услева}=-16,6Нм

М_{3усправа}= F_r2· 0,03;

М_{3усправа}= 11

М_4у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм (рис.8).

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

М_Сх=0;

R_Dx· 0,09-F_t1·0,03-F_t2?0,12=0;

R_Dx=(166,7· 0,03+ 1012?0,12)/0,09;

R_Dx=1404Н;

М_Dх=0;

R_Cx· 0,09+ F_t1?0,06-F_t2· 0,03=0;

R_Cx=(1012· 0,03+166,7?0,06)/ 0,09;

R_Cx=337Н.

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

М_1x=0;

М_2x=-R_Cx· 0,03;

М_2x=-10Нм;

М_3xслева= -R_Cx· 0,09-F_t1·0,06;

М_3xслева=-91Нм;

М_{3xсправа}= F_t2· 0,03;

М_{3xсправа}=5Нм;

М_4у=0.

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм (рис.8)

Рис. 8 Эпюры изгибающих и крутящих моментов промежуточного вала.

Крутящий момент Т₁₋₁=0;

Т₂₋₂=-Т₃₋₃=- T₂/2=-4,3Нм;

Т₄₋₄=0.

Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:

; ;

; Н;

; Н.

Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:

;; Нм.

Эквивалентный момент:

;; Нм.

Все рассчитанные значения сводим в табл.5.

Таблица 5 Параметры валов

6 Подбор и проверочный расчет шпонок

Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по. Обозначения используемых размеров приведены на рис. 11.

Рис.9 Сечение вала по шпонке

6.1 Шпонки быстроходного вала

Для выходного конца быстроходного вала при d=10 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23 360–78 bxh=3×3 мм2 при t=1,8 мм (рис.9).

При длине ступицы полумуфты l_м=16 мм выбираем длину шпонки l=14мм.

Материал шпонки — сталь 40Х нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

(6.1)

где Т — передаваемый момент, Нмм; Т₁=3,4 Нм.

l_р — рабочая длина шпонки, при скругленных концах l_р=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.

6.2 Шпонки промежуточного вала

Для зубчатого колеса вала при d=30 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=8×7 мм² при t=4мм, t₁=3,3 мм. Т₂=8,5Нм.

При длине ступицы шестерни l_ш=25 мм выбираем длину шпонки l=25мм.

Материал шпонки — сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (6.1):

Условие выполняется.

6.3 Шпонки тихоходного вала

Передаваемый момент Т₃=42,5Нм.

Для выходного конца вала при d= 22 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=6×6 мм² при t=3,5 мм.

При длине ступицы полумуфты l_М=20 мм выбираем длину шпонки l=16мм.

Для зубчатого колеса тихоходного вала при d=35 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=10×8мм² при t=5мм.

При длине ступицы шестерни l_ш=20 мм выбираем длину шпонки l=20мм.

С учетом того, что на ведомом валу устанавливаются шестерни из стали 45 ([]_см=170…190 Н/мм²) вычисляем по формуле (6.1):

условие выполняется.

Таблица 6 Параметры шпонок и шпоночных соединений

7 Проверочный расчет валов на статическую прочность

В соответствии с табл.5 наиболее опасным является сечение 3−3 тихоходного вала, в котором имеются концентраторы напряжений от посадки зубчатого колеса с натягом, шпоночного паза и возникают наибольшие моменты.

Исходные данные для расчета:

М_Иэкв= 89Нм;

М_И=79Нм;

Т₃₋₃=42,5Нм;

d_в=35мм;

в=10мм — ширина шпонки,

t=5мм — глубина шпоночного паза,

l=22мм — длина шпонки.

При расчете принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения — по отнулевому циклу.

Определяем диаметр вала в рассчитываемом сечении при допускаемом напряжении при изгибе [у_-1]_и=60МПа:

мм; 35>20.

Условие соблюдается.

Определяем напряжения изгиба:

у_и=М_и/W;

где W — момент сопротивлению изгибу. По [4,табл.11.1]:

;

мм³;

у_и=79 000/3566=22Н/мм².

При симметричном цикле его амплитуда равна:

у_а= у_и =22Н/мм².

Определяем напряжения кручения:

ф_к=Т₃₋₃/W_к;

где W_к — момент сопротивлению кручению. По [4,табл.22.1]:

;

мм³;

ф_к=42 500/7775=5,4Н/мм².

При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла равна:

ф_а= ф_к /2=5,4/2=2,7Н/мм².

Определяем коэффициенты концентрации напряжении вала:

(К_у)_D=(К_у/К_d+ К_F-1)/ К_y; (К_ф)_D=(К_ф/К_d+ К_F-1)/ К_y; (7.1)

где К_у и К_ф — эффективные коэффициенты концентрации напряжений, по табл.11.2 выбираем для шпоночных пазов, выполненных концевой фрезой К_у =1,6, К_ф =1,4;

К_d — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, по табл.11.3 выбираем К_d =0,75;

К_F— коэффициент влияния шероховатости, по табл.11.4 выбираем для шероховатости R_а=1,6 К_F=1,05;

К_y — коэффициент влияния поверхностного упрочнения, по табл.11.4 выбираем для закалки с нагревом ТВЧ К_y =1,5.

Подставив значения в формулы (7.1) получим:

(К_у)_D=(1,6/0,75+ 1,05−1)/ 1,5=1,45;

(К_ф)_D=(1,4/0,75+ 1,05−1)/ 1,5=1,28.

Определяем пределы выносливости вала [4, c263]:

(у_-1)_D=у_-1/(К_у)_D; (ф_-1)_D=ф_-1/(К_ф)_D; (7.2)

где у_-1 и ф_-1 — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, по табл.3. у_-1 = 380Н/мм², ф_-1 ?0,58 у_-1 =220Н/мм²;

(у_-1)_D=380/1,45=262Н/мм²; (ф_-1)_D=220/1,28=172 Н/мм².

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям 4, c263]:

s_у=(у_-1)_D/ у_а; s_ф=(ф_-1)_D/ ф_а. (7.3)

s_у=262/ 22=12; s_ф=172/ 2,7=63,7.

Определяем общий коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям [4, c263]:

(7.4)

где [s]=1,6…2,1 — допускаемый коэффициент запаса прочности.

Сопротивление усталости вала в сечении 3−3 обеспечивается, расчет остальных валов не проводим, т.к. расчет проведен на самом опасном сечении, и коэффициент запаса прочности значительно превышает допустимый.

8 Выбор и проверочный расчет подшипников

Предварительно выбранные подшипниками с действующими на них радиальными нагрузками приведены в табл.7.

Таблица 7 Параметры выбранных подшипников

Подшипники устанавливаем по схеме «враспор». Пригодность подшипников определяем по условиям [4, c.129]:

С_р?С; L_р?L_h;

где С_р — расчетная динамическая грузоподъемность;

L_h — требуемая долговечность подшипника, для зубчатых редукторов L_h =10 000ч.

; [4, c.129] (8.1)

где щ — угловая скорость соответствующего вала (см. табл.1);

m=3 для шариковых подшипников;

R_Е — эквивалентная динамическая нагрузка, при отсутствии осевых усилий [4, табл.9.1]:

R_Е=VR_АК_дК_ф (8.2)

где K — коэффициент безопасности; K =1,1…1,2 [4, табл.9.4]. Принимаем K =1,1.

V — коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1

K_ф — температурный коэффициент; K_ф =1 (до 100єС) [4, табл.9.4].

Определяем расчетную долговечность подшипников в часах [4, c.129]:

(8.3)

Подставив значения в формулы (8.1)-(8.3) проверяем подшипники.

Для быстроходного вала:

R_Е=323×1,1=355Н;

— условие выполняется;

— условие выполняется.

Для промежуточного вала:

R_Е=1419×1,1=1560Н;

— условие выполняется;

— условие выполняется.

Для тихоходного вала:

R_Е=2118×1,1=2330Н;

— условие выполняется.

— условие выполняется.

Окончательные параметры подшипников приведены в табл.7.

Параметры выбранных подшипников

9 Выбор масла, смазочных устройств

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен на глубину h_м (рис.10):

h_{м max} 0.25d₂ = 0.25 102 = 25,5 мм;

h_{м min} = 2m = 21,5 = 3 мм.

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.

Рис. 10 Схема определения уровня масла в редукторе Объем масляной ванны принимаем из расчета 0,5 л на 1кВт передаваемой мощности V = 0,5N_дв = 0,50,25 = 0,125 л.

Контроль уровня масла производится жезловым маслоуказателем, который ввинчивается в корпус редуктора при помощи резьбы. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку в верхней части корпуса.

Выбираем смазочный материал. Для этого ориентировочно рассчитаем необходимую вязкость:

где н₅₀ — рекомендуемая кинематическая вязкость смазки при температуре 50 °C;

н₁ =170мм²/с — рекомендуемая вязкость при v=1м/с для зубчатых передач с зубьями без термообработки;

v=1,2м/с — окружная скорость в зацеплении Принимаем по табл.10.29 масло И-220А.

И для шестерни, и для зубчатого колеса выберем манжетные уплотнения типа 1 из ряда 1 по ГОСТ 8752–79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.

1. Основы конструирования: Методические указания к курсовому проектированию/ Сост. А. А. Скороходов, В. А Скорых.-СПб.:СПбГУКиТ, 1999.

2. Дунаев П. Ф., Детали машин, Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990.

3. Скойбеда А. Т., Кузьмин А. В., Макейчик Н. Н., Детали машин и основы конструирования, Минск: «Вышейшая школа», 2000.

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

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