Редуктор

расчет редуктора ...

1.Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода 3
2.Расчет ременной передачи 6
3.Расчет редуктора 10
3.1.Расчет быстроходной ступени 10
3.1.1.Выбор материала и расчет допускаемых напряжений 10
3.1.2.Проектировочный расчет передачи 12
3.1.3.Проверочный расчет зубьев колес по контактным напряжениям 14
3.1.4.Силы в зацеплении 15
3.1.5.Проверочный расчет зубьев колес по напряжениям изгиба 15
3.2.Расчет тихоходной ступени 16
3.2.1.Выбор материала и расчет допускаемых напряжений 16
3.2.2.Проектировочный расчет передачи 17
3.2.3.Проверочный расчет зубьев колес по контактным напряжениям 19
3.2.4.Силы в зацеплении 20
3.2.5.Проверочный расчет зубьев колес по напряжениям изгиба 21
3.3.Проектировочный расчет валов редуктора22
3.3.1.Быстроходный вал 22
3.3.2.Промежуточный вал 23
3.3.3.Тихоходный вал 23
3.4.Проектировочный расчет шпоночных соединений 24
3.5.Конструктивные размеры зубчатых колес 26
3.6.Конструктивные размеры корпуса редуктора 27
3.7.Эскизная компоновка редуктора 28
3.8.Проверочный расчет подшипников 30
3.8.1.Опоры быстроходного вала 30
3.8.2.Опоры промежуточного вала 33
3.8.3.Опоры тихоходного вала 35
3.9.Конструктивная компоновка редуктора 37
3.10.Выбор посадок сопряжения основных деталей 39
3.11.Проверочный расчет валов 39
3.12.Выбор смазочных материалов 49
3.13.Сборка редуктора 50
4.Выбор муфты 52
5.Сборка привода 53
Список литературы 54

Общий КПД привода
ηобщ=η2зп*ηpn*ηм*ηon=0,972*0,95*0,98*0,99=0,87
ηзп – КПД пары зубчатых колес; ηзп = 0,97
ηpn-КПД ременной передачи; ηpn=0,95
ηm-КПД муфты; ηm=0,98
ηon-КПД пары подшипников качения; ηon=0,99
Требуемая мощность электродвигателя

Действительное число циклов нагружения
для колеса
NHE4=60*n3*Lh=60*30*20440=36,8*106 циклов;
для шестерни
NHE3=NHE4*iT=36,8*106*4,0=147*106 циклов;
Число циклов нагружения, соответствующее пределу контактной выносливости NHO3=21*106 циклов, NHO4=10*106 циклов. Так как NHE3> NHO3 и NHE4> NHO4, то коэффициент долговечности KHL=1,0.
Число циклов нагружения, соответствующее пределу выносливости при изгибе, для всех сталей NFO=4*106 циклов. Так как NFE3=NHE3 и NFE4=NHE4 (определены выше) больше NFO, то коэффициент долговечности KFL=1.
Так как материалы колес и коэффициенты долговечности для быстроходной и тихоходной ступеней одинаковы, то и допускаемые напряжения материалов колес равны.
Расчетные допускаемые контактные напряжения
Допускаемые напряжения изгиба
для шестерни
для колеса
3.2.2.Проектировочный расчет передачи
Принимаем коэффициент концентрации нагрузки при несимметричном расположении колес KHβ=1,2; коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию с учетом твердости материала (допускается принимать нестандартное значение) ψba=0,35.
Межосевое расстояние из условий прочности по контактным напряжениям.
где Ка=43МПа1/3 – для косозубых колес.
Стандартное межосевое расстояние принимаем аТ=200мм.
Нормальный модуль зацепления с учетом твердости колес.
mn=(0,01…0,02)*aТ=(0,01…0,02)*200=2…4мм
принимаем mn=4,0мм
Угол наклона зубьев должен находиться от 8о до 22о.
Предварительно принимаем угол наклона зубьев β=100.
Число зубьев шестерни
принимаем z3=19
Число зубьев колеса
Фактическое значение
Отклонения фактического передаточного отношения от расчетного нет (допускается +-4,0%).
Угол наклона зубьев
β=18,19о=18012`
Основные размеры шестерни и колеса
диаметры делительные
Проверка
Диаметры вершин зубьев
Диаметры впадин зубьев
Ширина зубчатого венца колеса и шестерни
3.2.3.Проверочный расчет зубьев колес по контактным напряжениям
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
Окружная скорость колес
При данной скорости принимаем восьмую степень точности
Коэффициент нагрузки
гдеKHβ=1,07 – коэффициент концентрации нагрузки
KHa=1,07 – коэффициент распределения нагрузки между зубьями
KHv=1,015 – коэффициент динамической нагрузки
Прочность зубьев по контактным напряжениям
Перегрузка
Допускается недогрузка не более 15%, а перегрузка не более 5%.
3.2.4.Силы в зацеплении
Силы, действующие в зацеплении:
окружная
радиальная
осевая
3.2.5.Проверочный расчет зубьев колес по напряжениям изгиба
Коэффициент нагрузки
где KFβ=1,14 – коэффициент концентрации нагрузки
KFa=0,91 – коэффициент распределения нагрузки между зубьями
KFv=1,03 – коэффициент динамической нагрузки
Эквивалентное число зубьев
у шестерни
у колеса
Коэффициенты нормы зуба ΥF3=4,07; ΥF4=3,61
Коэффициент наклона зуба
Прочность зуба шестерни и колеса на изгиб
Условие прочности выполнено
3.3.Проектировочный расчет валов редуктора
Материал валов принимаем сталь 45, термическая – обработка улучшение. Проектировочный расчет валов выполняем по касательным напряжениям от кручения, то есть не учитываем напряжения от изгиба, влияние концентраторов напряжений и циклический характер действия напряжений. Поэтому для компенсации приближенности проектировочного расчета допускаемые напряжения принимаем заниженными [ϊ]=15…25 МПа.
3.3.1.Быстроходный вал
Диаметр выходного конца вала
Принимаем из стандартного ряда dв1=28мм
С учетом типоразмеров подшипников качения и необходимости на валу буртика определенной высоты для упора ступицы шкива при сборке редуктора, принимаем диаметр вала под подшипниками dn1=35мм.
Предполагаемый диаметр вала под шестерней dш1=40мм. Условие совместного изготовления вала заодно с шестерней Х<=2,5*mt.
Расстояние от впадин зубьев шестерни до шпоночного паза
где t2=5,4мм – глубина шпоночного паза во втулке.
df1=44,65мм – диаметр впадин зубьев шестерни.
Так как Х<0, то изготовляем вал шестерню (материал сталь 45).
Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
3.3.2.Промежуточный вал
Диаметр вала под колесом и шестерней
Принимаем из стандартного ряда dк2=dш2=40мм
С учетом типоразмеров подшипников качения принимаем dn2=35мм.
Условие совместного изготовления вала заодно с шестерней Х<=2,5*mt
Расстояние от впадин зубьев шестерни до шпоночного паза
где t2=3.3мм – глубина шпоночного паза во втулке.
df3=70мм – диаметр впадин зубьев шестерни.
Окружной модуль зубьев колес тихоходной ступени
где mn=4,0мм, β= 0,95
Х=11,7мм>2,5*mt=2,5*4,21=10,52мм, шестерню изготовляем отдельно от вала.
Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
3.3.3.Тихоходный вал
Диаметр выходного конца вала
С учетом типоразмера муфты в сопряжении «вал-полумуфта», принимаем из стандартного ряда dв3=63мм.
С учетом типоразмеров подшипников качения и необходимости на валу буртика определенной высоты для упора ступицы муфты при сборке редуктора, принимаем диаметр вала под подшипниками dn3=70мм.
Диаметр вала под колесом dk3=75мм
Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
3.4.Проектировочный расчет шпоночных соединений
Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок принимаем по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок – сталь 45, термическая обработка – нормализация.
Рабочая длина шпонки из условия прочности
где Т – вращающий момент на валу,
d – диаметр цапфы вала в месте шпоночного соединения,
h, t1, b – геометрические размеры шпоночного соединения согласно стандарту
Допускаемые напряжения смятия неподвижных шпоночных соединений при циклическом нагружении и стальной ступице [σ]см=100…150МПа, а при чугунной ступице [σ]см=80…100Мпа.
Быстроходный вал. Шпонка на выходном конце вала, сопряжение «вал-ведомый шкив».
dв1=28мм; b*h=8*7; t1=4,0, материал шкива – чугун марки СЧ20.
Рабочая длина шпонки
Минимальная расчетная длина шпонки (исполнение 3)
С учетом ширины ведомого шкива и стандартного ряда длин шпонок принимаем шпонку длиной lш=20мм (Шпонка 8*7*20 ГОСТ 23360-78).
Промежуточный вал. Шпонка под шестерней и колесом, сопряжение «вал-ступица зубчатого колеса».
dк2=dш2=40мм; b*h=12*8; t1=5,0, материал ступицы колеса – сталь 45.
Рабочая длина шпонки
Минимальная расчетная длина шпонки (исполнение 1)
С учетом стандартного ряда длин шпонок принимаем шпонку под колесом и шестерней длиной lш=50мм (Шпонка 12*8*50 ГОСТ 23360-78).
Тихоходный вал. Шпонка под колесом, сопряжение «вал-ступица зубчатого колеса»
dk3=75мм; b*h=20*12мм; t1=7,5; материал ступицы колеса – сталь 45.
Рабочая длина шпонки
Минимальная расчетная длина шпонки (исполнение 1)
С учетом стандартного ряда длин шпонок принимаем шпонку длиной lш=70мм (Шпонка 20*12*70 ГОСТ 23360-78).
Шпонка на выходном конце вала, сопряжении «вал-ступица полумуфты». dв3=63мм; b*h=18*11мм; t1=7,0; материал ступицы полумуфты – чугун марки СЧ20.
Рабочая длина шпонки
Минимальная расчетная длина шпонки (исполнение 3)
С учетом стандартного ряда длин шпонок и с учетом стандартной длины короткой полумуфты lм=105мм принимаем шпонку длиной lш=90мм (Шпонка 3-18*11*90 ГОСТ 23360-78).
3.5.Конструктивные размеры зубчатых колес
Шестерня быстроходной ступени, размеры которой определены выше, выполнена заодно с валом.
Геометрические параметры колеса быстроходной ступени
диаметр ступицы dcm=1,6мм* dk2=1,6*40=64мм;
длина ступицы с учетом ширины зубчатого венца и длины шпонки в сопряжении «вал – ступица зубчатого колеса»
lcm=lш+(5…10)мм=50+10=60мм
толщина обода σо=(2,5…4,0)*mn=(2,5…4,0)*2,5=6,25…10,0мм;
принимаем σо=8мм;
толщина диска С=0,3*b2=0,3*44=13,2мм;
диаметр центровой окружности
диаметр отверстий
Геометрические параметры шестерни тихоходной ступени: учитывая длину шпонки в сопряжении «вал-шестерня» и незначительные радиальные размеры шестерни выполняем ее плоской (дискового типа) с осевой шириной lст=b3=75мм.
Геометрические параметры колеса тихоходной ступени:
диаметр ступицы dст=1,6*dк3=1,6*75=120
длина ступицы с учетом ширины зубчатого венца b4 и длины шпонки в сопряжении «вал-ступица зубчатого колеса».
толщина обода δо=(2,5…4,0)*mn=(2,5…4,0)*4,0=10,0…16,0мм
принимаем δо=15мм;
толщина диска С=0,3*b4=0,3*70=21мм
диаметр центровой окружности
диаметр отверстий
3.6.Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки
Принимаем σ1=8мм
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки
верхнего пояса корпуса и крышки
нижнего пояса корпуса без бобышек
Диаметры болтов
фундаментные
принимаем болты с резьбой М18
крепящих крышку к корпусу у подшипника
принимаем болты с резьбой М13;
соединяющих крышку с корпусом
Принимаем болты с резьбой М12
3.7.Эскизная компоновка редуктора
В соответствии с рекомендациями для опор валов редуктора назначаем шариковые радиальные подшипники. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dn1=35мм, dn2=35мм и dn3=70мм. Параметры подшипников согласно ГОСТ 8338-75 приведены в таблице 2.
В соответствии с рекомендациями смывание подшипников осуществляем маслом в картере за счет брызг при работе редуктора, так как окружная скорость колеса быстроходной ступени v> 1с/м.
Таблица 2 – Параметры подшипников
Вал
Условное обозначение подшипника
Размеры, мм
Грузоподъемность, кН
d
D
B
Динамическая, С
Статическая Со
Быстроходный
207
35
72
17
25,5
13,7
Промежуточный
307
35
80
21
33,2
18,0
Тихоходный
214
70
125
24
61,8
37,5
Эскизную компоновку (рис. 2) выполняем в двух проекциях в следующей последовательности:
а)намечаем расположение проекций компоновки в соответствии со схемой привода и наибольшим размером зубчатых колес;
б)на горизонтальной проекции проводим три вертикальные параллельные линии на расстоянии aТ и аБ, которые являются осевыми линиями валов редуктора;
в)вычерчиваем упрощенно зубчатые пары колес в виде прямоугольников в соответствии с геометрическими параметрами, полученными в результате проектировочного расчета, с учетом того, что шестерня быстроходной ступени выполнена заодно с валом;
г)проводим контур внутренней стенки корпуса на расстоянии А=10мм от торцов колес для предотвращения их контакта во время работы редуктора; при этом зазор между наружным диаметром подшипников и контуром стенок должен быть не менее величины А; расстояние между дном корпуса редуктора и поверхностью колес должно быть не менее А1>=4*А;
д)вычерчиваем контуры подшипников согласно размерам, приведенным в таблице 2; в соответствии с принятой системой смазки размещаем подшипники в корпусе редуктора, углубив их от внутренней стенки корпуса на 5мм;
е)на выходных концах быстроходного и тихоходного валов вычерчиваем гнезда под подшипники; глубина гнезда
где σ=8мм – толщина стенки корпуса, а Ki=33мм – ширина верхнего фланца корпуса с учетом диаметра болтов d2, соединяющих крышку с корпусом;
ж)вычерчиваем торцовые крышки узлов подшипников в соответствии с размерами;
з)вычерчиваем ступени валов на соответствующих осях по размерам, полученным выше; ступени выходных концов быстроходного и тихоходного валов располагаем на расстоянии 5мм от внешнего торца крышки подшипников, при этом длина ступени соответственно равна длине ступицы шкива l2ст=28мм и длине полумуфты lм=105мм.
и)измерением устанавливаем расстояние между точками приложения реакций опор валов и силами в зацеплении зубчатых колес: l1=172, l2=72мм, l3=81, l4=95мм, l5=76мм, l6=82мм, l7=172мм, а также между точками приложения реакций опор и консольными силами l8=66мм, l9=214мм; при этом точку приложения силы давления Fв на вал от ременной передачи принимаем к середине выходного конца быстроходного вала, а точку приложения силы давления муфты Fм в торцовой плоскости выходного конца тихоходного вала.
3.8.Проверочный расчет подшипников
3.8.1.Опоры быстроходного вала
Из предыдущих расчетов: Ft1=2133H, Fr1=790H, Fa1=408H, d1=50,9мм, l1=172, l2=72мм, l8=66мм
Нагрузка на вал от ременной передачи Fв=1028H
Составляющие нагрузки на вал от ременной передачи по осям
Реакции опор от сил в зубчатом зацеплении
в плоскости xz
Проверка
В плоскости yz
Проверка
Суммарные реакции опор
Эквивалентная нагрузка
в которой Ра=Fa1=408H; V=1 (вращается внутренне кольцо); коэффициент безопасности Кб=1,3; Кт=1,0.
Отношение
этой величине соответствует е=0,22
Рассмотрим подшипник опоры 1.
Поэтому следует учитывать осевую нагрузку
Тогда Х=0,56, У=1,39.
Рассмотрим подшипник опоры 2.
Поэтому не учитываем осевую нагрузку
Тогда Х=1, У=0.
Так как Рэ2>Рэ1, расчет долговечности подшипников проводим по опоре 2.
млн об
Расчетная долговечность в часах
что больше ресурса привода Lh=20440ч и минимальной долговечности подшипников для зубчатых редукторов по ГОСТ 16162-93.
3.8.2.Опоры промежуточного вала
Из предыдущих расчетов: Ft2=2133H, Fr2=790H, Fa2=408H, Ft3=5430H, Fr3=2212H, Fа3=1949H, d2=229,1мм, d3=80мм, l3=81, l4=95мм, l5=76мм
Реакции опор
в плоскости xz
Проверка
В плоскости yz
Проверка
Суммарные реакции опор
Эквивалентная нагрузка
в которой Ра=Fa=Fa3-Fa2=1949-408=1541H; V=1 (вращается внутренне кольцо); коэффициент безопасности Кб=1,3; Кт=1,0.
Отношение
этой величине соответствует е=0,28
Рассмотрим подшипник опоры 3.
Поэтому следует учитывать осевую нагрузку
Тогда Х=0,56, У=1,55.
Рассмотрим подшипник опоры 4.
Поэтому следует учитывать осевую нагрузку
Тогда Х=0,56, У=1,55.
Так как Рэ3>Рэ4, расчет долговечности подшипников проводим по опоре 3.
млн об
Расчетная долговечность в часах
что больше ресурса привода Lh=20440ч и минимальной долговечности подшипников для зубчатых редукторов по ГОСТ 16162-93.
3.8.3.Опоры тихоходного вала
Из предыдущих расчетов: Ft4=5930H, Fr4=2272H, Fa4=1949H, d4=520мм, l6= 82, l7=172мм, l9=214мм.
Нагрузка на вал от муфты
Реакции опор
в плоскости xz
проверка
в плоскости yz
проверка
Реакции опор от силы Fм, направление которой на рисунке показано условно, так как муфта вращается:
проверка
Суммарные реакции опор
Эквивалентная нагрузка