Проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора общего назначения

Подшипники 208 по ГОСТ 8338-75.

[C_r] = 33000 Н – динамическая грузоподъемность;

[C_0r] = 17800 Н – статистическая грузоподъемность;

Находим ₌ = 0,437;

По табл. 16.5 [6] находим e = 0,24;

При V = 1; ₌ = 0,267 e = 0,24,

Значит X = 0,56, Y = 1,8 (по табл.16.5 [6]);

P_r = (0,56∙1∙2920+1,8∙779)∙1,3∙1 = 3449 Н;

 

Значит подшипник пригоден к работе.

 

Расчет шпоночного соединения:

Расчет на смятие ступицы муфты

 

Для переходных посадок (§ 6.2 [6])

 

 – диаметр конца вала, мм,

 – рабочая длина шпонки, мм,

h – высота шпонки, мм,

 – глубина паза вала, мм,

 – крутящий момент  на валу, Нм,

Отсюда:

h = 7 мм;

d = 30 мм;

l_p = l-b = 32-8 = 24 мм;

t₁ = 4 мм;

Шпонка 8732 ГОСТ 23360-78;

Т = 70,862 Н∙мм;

 

Материал ступицы муфты СЧ 20 ГОСТ 1412-85.

 

6.9 Расчет тихоходного вала на статическую прочность:

 

Исходные данные:

Т₂ = 275 Н∙м;

F_t = 2726 Н;

F_r =1032 Н;

F_a = 779 Н;

n₂ = 237,5 об/мин;

L_h=8000 часов;

Диаметры вала в сечениях 1-1 и 2-2:

d_1-1 = 48 мм;

d_2-2 = 45 мм;

Делительный диаметр колеса:

d₂ = 208 мм;

l₁ = 47 мм;

l₂ = 47 мм;

l₃ = 73 мм;

l = 94 мм.

Консольная  сила приложенная к середине конца вала, для тихиходных валов одноступенчатых редукторов (по рекомендации стр.108 [3]):

 

Определение реакций в опорах от сил F_r и F_a действующих в вертикальной плоскости:

F_r = A₁+B₁;

F_a = H₁;

R_B1∙l = F_r∙ - ; 

 

 

 

 

От силы F_K – действующей в вертикальной плоскости:

 

 

Определим изгибающие моменты:

От силы F_r и в сечении 1-1:

M_u(1) F_r = R_A1∙l₁ = 1378∙47 = 64766 Н∙мм;

M_a = = = 81016 Н∙мм;

M_u(1) F_r = M_u(1) F_r M_a = 64766_{81016 = 16250} Н∙мм;

От силы F_t в сечении 1-1:

M_u(1) F_t = R_A2∙l₁ = 1363∙47 = 64061 Н∙мм;

От силы F_k в сечении 1-1:

M_u(1) F_k = R_A3∙l₁ = 1610 = 75670 Н∙мм;

От силы F_k в сечении 2-2:

M_u(2) F_k = F_k∙l₃ = 1610∙73 = 117530 Н∙мм;

Суммарный момент в сечении 1-1:

 

Эквивалентный момент в сечении 1-1:

 

Суммарный момент в сечении 2-2:

 

 

Напряжение  изгиба:

 

 табл.9 [5]

Для сечения 1-1 на вал насажено колесо:

[]_1-1 = 70 МПа;

Сталь 45(Н), нормализованная ГОСТ 1050-88.

Для сечения 2-2 на вал насажен подшипник:

[]_2-2 = 95МПа;

 

 

У вала в обоих  сечениях достаточный запас статической  прочности.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчет подшипников по динамической грузоподъемности:

(табл.16.27 [6]),

ρ=3, для шариковых;

ρ=3,33, для роликовых;

Коэффициенты надежности (стр.333 [6]):

а₁ = 1;

а₂ = 0,7-0,8 – обобщенный коэффициент (по табл.16.3 [6]);

L = L_h∙n₁∙60∙10^-6 млн∙об – ресурс работы;

L_h = 10000 часов;

n₂ = 339,29об/мин;

L = 10000∙237,5∙60∙10^-6 = 142,5 млн∙об;

P = (XVF₂+YF_a)∙k_δ∙k_t – эквивалентная нагрузка;

k_δ = 1,3 – коэффициент безопасности;

k_t = 1 при t 100°C;

F_a = 779 Н – осевая сила;

V = 1 – коэффициент вращения (V=1 при вращении внутреннего кольца)

Суммарные реакции:

 

 

F_r = R_B = 5089 Н;

Подшипники 209 по ГОСТ 8338-75.

[C_r] = 35100 Н – динамическая грузоподъемность;

[C_0r] = 19800 Н – статистическая грузоподъемность;

Находим ₌ = 0,039;

По табл. 16.5 [6] находим e = 0,23;

При V = 1; ₌ = 0,15 e = 0,23,

Значит X = 1, Y = 0 (по табл.16.5 [6]);

P_r = F_r∙k_δ∙k_t = 50831,3 = 6616 Н;

 

Значит подшипник пригоден к работе.

 

Рассчитаем  подшипники с учетом циклограммы:

По формуле 16.30 [6]:

 

P₁ = 1,3P = 1,3∙6616 = 8601 Н;

P₂ = 1P = 6616 Н;

Р₃ = 0,6Р = 0,6∙6616 = 3970 Н;

Р₄ = 0,4Р = 0,4∙6616 = 2646,4 Н;

L₁ = 0,003L = 0,003∙142,5 = 0,4275 млн∙об;

L₂ = 0,6L = 0,6∙142,3 = 85,38 млн∙об;

L₃ = 0,2L = 0,2∙142,3 = 28,46 млн∙об;

L₄ = 0,2L = 0,2∙142,3 = 28,46 млн∙об;

 

 

 

 

одшипник пригоден к работе.

 

Расчет шпоночного соединения:

Расчет на смятие ступицы.

 

Для переходных посадок (§ 6.2 [6])

 

 

 – диаметр конца вала, мм,

 – рабочая длина шпонки, мм,

h – высота шпонки, мм,

 – глубина паза  вала, мм,

 – крутящий момент  на валу, Нм,

Отсюда:

h = 8 мм;

d = 38 мм;

l_p = l-b = 50-10 = 40 мм;

t₁ = 5 мм;

Шпонка 10850 ГОСТ 23360-78;

Т = 275 Н∙мм;

 

Материал ступицы муфты Сталь 45(Н), нормализованная.

=(0,3…0,5) ; =0,4=0,4 = 144 (стр.736 [5]).

 

6.10 Расчет вала на динамическую прочность:

 

Уточненные  расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности. Расчет выполняют в форме проверки коэффициента S запаса прочности, минимально допустимое значение которого принимают в диапазоне [S] = 1,5—2 в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля.

Для каждого  из установленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S:

(по формуле 15.3 [6])

 — коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:

Запас по изгибу,

 

 

 

 

Запас по кручению;

 

 
      

 Здесь σ_а и τ_а – амплитуды напряжений цикла; и — средние напряжения цикла; и — коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения (коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости)

Для среднеуглеродистых  сталей: =0.1; =0,05;

 и  - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения (стр.300 [6]); и - коэффициенты снижения предела выносливости (по табл. 15.1 [6]); k_d и k_F - масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности (стр.301 [6]); k_F =1 (для шлифованного вала).

Сечение 1-1 ослаблено шпоночным  пазом  k_σ1=1.7, k_τ1=1.4;  сечение 2-2  ослаблено галтелью  k_σ1=2.5 (при   r/d =1/45=0,022),  k_τ2=1.8.

 

 

    для сечения 1-1:

; - напряжения изгиба;

_{- напряжения  кручения;} 

=0;

  

 

 

  для сечения 2-2:

  

В обоих сечениях достаточный  запас сопротивления усталости.

Сечение 2-2 напряжено сильнее, чем сечение 1-1.

S₂ < S₁ .

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7. Проектирование корпуса редуктора

 

    Для удобства  сборки редуктор выполняют разъемным. Для соединения крышки с корпусом по всему корпусу плоскости разъема редуктора выполняют специальные фланцы, и используют болты с наружной шестигранной головкой, или винты с цилиндрической головкой с шестигранным углублением.

    Подшипниковые  узлы закрываются снаружи прижимными  крышками. Они бывают двух типов:  глухие и сквозные. В сквозных  крышках устанавливают манжетные  уплотнения для предохранения  от вытекания смазочного материала  из подшипниковых узлов, а также  для защиты их от попадания  извне пыли и влаги.

    Внутреннюю поверхность  редуктора окрашивают маслостойкой  краской для предотвращения вымывания  из корпуса микрочастиц, которые  отрицательно влияют на работу  зубчатой передачи.

     В верхней  части редуктора предусматривают  отдушину для отвода воздушного  давления, возникающего при работе  редуктора из-за повышения температуры  масла. Так же в верхней части  корпуса редуктора имеется смотровой  люк, предназначенный для контроля  правильности зацепления, внешнего  осмотра деталей, и заливки  масла в редуктор.

 

 

8. Выбор смазки

 

    Для смазывания  передач широко применяют картерную  смазку. Преимущественное применение  имеют масла. Причем чем выше  окружная скорость колеса,  тем  меньше должна быть вязкость  масла и чем выше контактные  давления в зацеплении, тем большей  вязкостью должно обладать масло.  Поэтому требуемую вязкость масла  определяют в зависимости от  контактного напряжения и окружной  скорости колес. По таблице  выбираем масло марки И-Г-А-32 с  кинематической вязкостью 29…35 мм²/с (ГОСТ 20799-88).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Список  литературы

 

1. Мехаев М.Б. Предварительный расчет, 2005;
2. Добровольский В. П. Расчёт цилиндрических зубчатых передач внешнего зацепления: Методические указания.- Омск, 1994.- 22 с.
3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для студ. тех. спец. вузов. – 8-е изд., перераб. и доп. – М.: Издательский центр «Академия», 2004. – 496 с.
4. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя; В 3 т., Т.1 – М.: Машиностроение, 1992.
5. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя; В 3 т., Т.2 – М.: Машиностроение, 1992.
6. Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей вузов –9-е изд.,испр. –М.: Высш.шк.,2005. – 408 с.