Конические передачи

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Техническое задание. Рассчитать и спроектировать одноступенчатый конический редуктор общего назначения с прямозубыми  колесами.

Исходные  данные для проектирования. Частота  вращения тихоходного вала *2=370 мин−1. Нагрузка переменная с умеренными толчками. Редуктор проектируется для мелкосерийного изготовления с реверсивной передачей.

Расчет. I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. 1. Вычерчиваем кинематическую схему проектируемого редуктора. На этой схеме: 1- электродвигатель, 2- упругая  муфта, 3-конитический редуктор. Кинематическая схема редуктора с консольным расположением шестерни показана на рис. 1

2. Определяем КПД редуктора. Общий  КПД редуктора равен произведению  КПД последовательного соединенных  подвижных звеньев: двух пар  подшипников и зубчатой пары.

РИСУНОК №1

Принимая  для одной пары подшипников качения *1=0,99 и для одной пары зубчатых колес *2=0,97, ориентировочно получаем *=*12*2=0,95

3. Ориентируясь на среднескоростной  электродвигатель с синхронной  частотой вращения вала ротора *=1000 мин−1 ( конические передачи с прямозубыми колесами тихоходны) при *2=370 мин назначаем стадартное значение передаточного числа *=2,5.

4. По формуле при *=*=2,5 находим частоту вращения быстроходного вала: *1=**2=2,5∗370=мин−1.

5. По формуле вычисляем вращающий  момент, а затем и мощность  на быстроходном валу редуктора:

*1=*2/(**)=72,4*∗м

*1=*1*1/9,55=7012 Вт

6. При *1=7,01 кВт и *1=925 мин−1 подбираем асинхронный электродвигатель общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении типа 4А132М6УЗ, для которого *0=7,5 кВт *0=*1=965 мин−1 (расчетная).

7. Уточняем частоту вращения тихоходного  вала, *1 и *2:

*2=*1/*=965/2,5=386 мин−2, что незначительно превышает заданное значение;

*1=*1*19,55=7315Вт

*2=**1=6949 Вт

II. Выбор марки материала и назначение  химико-термической обработки зубьев; определение допускаемых напряжений. 1. Назначаем для изготовления  зубчатых колес сталь 45, термообработка  – нормализация (НВ180…220) для колеса  и улучшения (НВ240…280) для шестерни.

Допускаемых напряжений на контактную и изгибную выносливость зубьев вычисляем по формулам. Для стали 45 НВ180…220:

***0=420 МПа, ***=107, ***0=110 МПа (передача реверсивная), **0=4∗106_

2. Вычисляем скорость точки на  окружности среднего длительного  диаметра шестерни и назначаем  степень точности передачи:

**=***1*1/60=4,338 м/с

Принимаем 7-ю степень точности передачи.

3. Вычисляем силы, действующие в  зацеплении: окружная сила на  окружности среднего длительного  диаметра **=2*1/***=1687*

осевая  сила для шестерни и радиальная для  колеса

**1=**2=**** *sin*1 = 207 H

радиальная  сила для шестерни и осевая для  колеса

**1=**2=** ** * cos *1=571 H

III. Проверочный расчет на контактную  и изгибную выносливость зубьев.

1. Определяем значения коэффициентов,  входящих в формулу

**=1,76 **=274∗103 Па1/2 по формулам находим

**=√(4−**)/3=0,87, где

εα≈1,88-3,2(1-**1+1/**2)=1,88-3,2(1/24,5+1/24,5+1/136,4)=1,72 при

**1=*1/cos*1=24,5 **2=*2/cos*2=136,4

При **=4,33 м/с и 8-й (7-я+1-я) степени точности передачи, интерполируя, получаем ***≈1,2. Итак, коэффициент нагрузки **=******=1,14∗1,2=1,37. Следовательно,

**=******√****√*2+10,85****1=378 МПа

2. По формуле проверяем выносливость  зубьев при изгибе. Коэффициент  формы зубьев шестерни и колеса  найдем интерполированием в зависимости  от эквивалентного числа зубьев **1=24,5 и **2=136,4

**=4,12 при **=20**=3,96 при **=25} ∆**=0,16 при ∆**=5*−1,3} x=0,16*1,3/5=0,0416.

Следовательно, *′*=**(25)+*=4,0016

*"*≈**(150)=3,75 для колеса.

Сравним прочность зуба шестерни колеса

*′**/*′*=130/4,016=32,5 МПа;

*"**/*"*=110/3,75=29,3 МПа

Так как прочность зуба шестерни оказалась  выше, то проверку выносливости зубьев при изгибе следует выполнить  по зубьям колеса

***=2***−1=2∗1,2−1=1,4 ***=1,29 для шариковых опор. Итак, коэффициент нагрузки **=******=1,29∗1,14=1,18 Следовательно, **=******0,85∗****=74,55 МПа≪ *"**.

IV. Ориентировочный расчет валов.  Конструктивные размеры зубчатой  пары.

Конструктивные  размеры зубчатой пары (длина и  диаметр ступицы зубчатых колес, диаметр внутреннего кольца, ширина подшипника и др.) принимают в  зависимости от диаметра выходного  конца вала. Этот размер определяют приближенно (Ориентировочный расчет) из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым напряжениям [*К]=20…40 МПа. Принимаем для быстроходного вала [*К]′=25 МПа (сталь 45; шестерня изготовлена вместе с валом); для тихоходного вала назначаем сталь 40, для которой примем [*К]=20 МПа.

Быстроходный  вал. Из уравнения прочности определяем диаметр выходного конца вала:

*К=Т/**=⩽[*К]′ получаем √16Т1*[*К]3= 24 мм

В соответствии с рядом **40 принимаем диаметр выходного конца вала *B1=26 мм.

Так как разница между диаметрами соединяемых валов *B1=26мм и *1=38мм, для вала двигателя 4А132М6У3 превышает 25%, то нельзя ориентироваться на применение стандартной муфты.

Назначаем посадочные размеры под уплотнения и подшипники. Диаметр вала под  уплотнение *I*=30мм. При небольшой окружности скорости вала можно применить какое-либо контактное уплотнение – монтажное или сальниковое. Для конструкции принимаем сальниковое фетровое уплотнение.

Диаметр резьбы *III=33мм(М33∗1,5) внутреннее кольцо подшипника закреплено круглой гайкой.

Диаметр под дистанционную шайбу *II II=34 мм. Постановка такой шайбы между кольцом подшипника и гайкой необходима, так как в противном случае гайка задевает ее сепаратор, например конического роликового подшипника.

Диаметр вала под подшипники *IIV=35 мм (шариковые радиально-упорные или конические роликоподшипники).

Диаметр опорного бурта *IV=45мм или распорной втулки соответствующей требованию для средней серии подшипника.

Диаметр вала под подшипник *IVII=25мм (шариковый радиальный).

Диаметр опорного бурта *IVI=32мм (размеры *IVII и **** уточним при подборе подшипников для быстроходного вала).

Длину выходного конца вала принимаем  из соотношения

Ɩ1≈(1,5…2)dB1=(1,5…2)26=39…52 мм, а затем уточняем по размеру  длины ступицы выбранной муфты; принимаем Ɩ1=45 мм.

Тихоходный  вал. Крутящий момент в поперечных сечениях выходного конца вала Т2=172 Н∗м

Из  уравнения прочности на кручение определяем диаметр выходного конца  вала: **2⩾√16*2*[**]"3=32мм

В соответствии с рядом Ra40 принимаем:

Диаметр выходного конца вала *B2=36 мм;

Диаметр вала под сальниковое уплотнение *2I=38 мм;

Диаметр вала под подшипник d2II=40 мм;

Диаметр вала под ступицу зубчатого колеса d2IV=45 мм;

Диаметр опорного участка вала *2III=50 мм; диаметр ступицы

*ст≈(1,5…1,7)*2IV=(1,5…1,7)45=67,5…76,5 мм; принимаем

*ст=72мм;

Длина ступицы колеса Ɩст**≈(0,7…1,8)*2IV=(0,7…1,8)45=31,5…81 мм; принимаем Ɩст**=60 мм;

Толщина диска зубчатого колеса *≈(0,1…0,17)**=(0,1…0,17)∗150= =15…25,5 мм, принимаем *=20 мм;

Толщина обода δ0≈(2,5…4)*te=(2,5…4)5=12,5…20, принимаем *0=16 мм;

Длина выходного конца тихоходного  вала Ɩ2≈(1,5…2)*B2=(1,5…2)36==54…72 мм, принимаем Ɩ2=65 мм.

V. Конструктивные размеры элементов  корпуса и компоновка редуктора.

Корпус  и крышку редуктора изготовим  литьем из серого чугуна.

1. Толщина стенки корпуса редуктора *≈0,03**+3…5 мм=0,03∗150+3…5 мм=4,5+3…5 мм, принимаем *=9мм.

2. Толщина стенки крышки редуктора  δ1≈0,25Re+3…5 мм=0,025∗150+3…5 мм=3,75+3…5 мм, принимае δ1=8мм.

3. Толщина верхнего пояса корпуса  редуктора *≈1,5*=1,5∗9= =13,5мм, принимаем *=14 мм.

4. Толщина пояса крышки редуктора *1≈1,5*1=1,5∗8=12 мм, принимаем *1=12 мм.

5. Толщина нижнего пояса корпуса  редуктора *≈(2…2,5)*= =(2…2,5)9=18…22,5 мм, принимаем *=20 мм.

6. Толщина ребер жесткости *′≈0,85*=0,85∗9=8,5 мм, принимаем

С1=8мм.

7. Диаметр фундаментных болтов *ф≈(1,5…2,5)δ=(1,5…2,5)9=(13,5…22,5)мм, принимаем *ф=18 мм.

8. Диаметр болтов (шпилек), соединяющих  корпус с крышкой редуктора  около подшипников, и диаметр  резьбы пробки *к≈0,7*ф=0,75∗18=13,5 мм, принимаем *к=14мм; диаметр остальных болтов или шпилек крепления крышки к корпусу редуктора можно принимать 2…4мм меньше *к; принимаем болты с резьбой М12; диаметр резьбы пробки ( для слива масла из корпуса редуктора) *пр⩾(1,6…2,2)δ=(1,6…2,2)9=14,4…19,8 мм, принимаем *пр=18 мм.

9. Ширина пояса соединения корпуса  и крышки редуктора около подшипников К⩽3*к=3∗14=42 мм, принимаем К=40 мм; ширина пояса крепления крышки и корпуса редуктора К′⩽2,5*к=2,5∗14=35 мм, принимаем К′=30 мм.

10. Ширина нижнего пояса корпуса  редуктора *f=(2,2…2,5)*ф=(2,2…2,5)18=39,6…45мм, принимаем *1=42мм.

11. Диаметр болтов для крепления  крышки подшипника к корпусу  редуктора *n≈(0,7…1,4)δ=(0,7…1,4)9=6,3…12,6 мм, принимаем dn=10 мм.

12. Диаметр болтов для крепления  крышки смотрового отверстия *кс=6…10 мм, принимаем *кс=8мм.

13. Расстояние между внутренней  стенкой основания корпуса редуктора  и окружностью вершины зубьев  колеса *′≈(4…6)*=(4…6)9=36…54 мм, принимаем *′=45мм.

14. Расстояние между внутренней  стенкой крышки редуктора и  окружностью вершин зубьев колеса *≈1,5*=1,5∗9=13,5 мм, принимаем *=45мм.

15. Тип и размеры подшипников  качения. Для редуктора с неконсольным расположением конической шестерни предварительно назначаем на быстроходный вал сдвоенные радиально-упорные шарикоподшипники и радиальный шарикоподшипник; на тихоходный вал –конические роликоподшипники.

Для редуктора с консольным расположением  конической шестерни назначаем на тихоходный и быстроходный валы канонические роликоподшипники средней серии. При *=****=35 мм, *=*′=80мм, *′***=23 мм. Размер *1=2,5**=2,5∗10=25 мм.

Тихоходный  вал. Для редуктора при *=*2**=40 мм получаем *"=90 мм, Т"***=25,5 мм. Размер *"≈2**=2∗10=20 мм.

Быстроходный  вал. а) Размер ƖII=15…30 мм, принимаем  ƖII=20 мм;

б) крепление внутреннего кольца подшипники осуществляет с помощью круглой  гайки, высота Нг и наружный диаметр *г которой при М33*1,5: Нг=10 мм, *г=52 мм. Толщина стопорной шайбы *ш≈1,5 мм. Ширина дистанционной шайбы между внутренним

кольцом подшипника и стопорной шайбой *вт⩽0,5 Нг=0,5∗10=5 мм, принимаем *вт=4мм.

Следовательно, ƖIII≈Нг+*ш+*вт=10+1,5+4=15,5мм, принимаем ƖIII=16 мм;

в) толщину маслозащитной шайбы  и ширину бурта *IV можно получить из соотношения ƖIIII=10 мм;

г) длина ступицы шестерни ƖстI≈b+1…5 мм=42+1…5 мм, принимаем ƖстI=45 мм;

д) ƖIIV≈5…10 мм, принимаем ƖIIV=6 мм;

е) точка приложения активных сил (сил, возникающих в зацеплении) находится  на окружности среднего длительного  диаметра шестерни;

ширина  мазеудерживающего кольца *1≈8…20мм. При *1=12 мм получаем а1⩾(23)*+*1+*′***=65 мм с1≈(1,2…2,2)а1=100 мм *б⩽Ɩ1+ƖII+ƖIII+****I+*1+*1+**=390 мм

16. Определяем габаритные размеры  редуктора.

а) *p≈Lб+0,5*ae2+y+δ+KI=465 мм

Вр≈*г+Ɩ2II+δ+K+1,6dn=395 мм

в) при толщине нижнего пояса  корпуса редуктора *=20 мм получаем высоту проектируемых редукторов: Нр≈*+*I+***2+*+*1+10…15мм=380мм

VI. Подбор шпонок и проверочный  расчет шпоночных соединений. Шпонки  подбирают по таблице ГОСТа  в зависимости от диаметра  вала.

Быстроходный  вал. Для выходного конца вала диаметром *bi=26 мм подбираем призматическую шпонку *∗ℎ=8∗7 мм при **=4 мм.

Так как длина выходного конца  вала Ɩ1=45 мм, то принимаем длину шпонки Ɩ=40мм, соответствующую ряду стандартных  значений по СТ СЭВ 189-75. Расчетная длина шпонки со скругленными торцами Ɩ*=Ɩ−*=40−8=32 мм

Тихоходный  вал. а) Для выходного конца вала при *в2=36 мм по табл. П49 подбираем призматическую шпонку *∗ℎ=10∗8 мм при *1=5 мм. Так как длина выходного конца вала Ɩ2=65 мм, то по С СЭВ 189-75 принимаем длину шпонки Ɩ=56 мм.

Расчетная длина шпонки со скругленными торцами  Ɩр=Ɩ−*=56−10=46 мм

б) для посадки ступицы зубчатого  колеса на вал при *2IV=45 мм подбираем призматическую шпонку *∗ℎ=14∗9 мм при *1=5,5мм. Для стальной ступицы [*см]=100..150 МПа. Так как длина ступицы

колеса  Ɩст=60 мм, то длину шпонки примем Ɩ=50 мм. Расчетная длина шпонки со скругленными торцами Ɩр=Ɩ−*=50−14=36 мм

VII. Подбор подшипников

Быстроходный  вал.

1. Редуктор с неконсольным расположением конической шестерни

а) Принимаем радиально-упорные шарикоподшипники 36207 легкой серии, для которых d=35мм, D=72 мм, b=17 мм, Т***=17 мм, С=23,5 кН, С0=17,5 кН, *пр>4∗103мин−1.

б) Принимаем шарикоподшипник 305 средней  серии, для которого d=25 мм, D=62 мм, B=17 мм, С=17,3 кН, *пр>4∗103мин−1.

Если  запроектированный шарикоподшипник 305 не впишется в конструкцию редуктора  то для уменьшения его радиального  размера D можно принять подшипник 205 легкой серии, при этом долговечность  подшипника понизится, что опять  явится недостатком выбора подшипника. В подобной ситуации, по-видимому , целесообразно установить роликоподшипник.

Тихоходный  вал.

Принимаем конический роликоподшипник 7208 легкой серии, для которого d=40 мм, D=80 мм, Т***=20 мм, С=41,6 кН, *пр>4∗103мин−1, e=0,383.

X. Посадки деталей и сборочных  единиц редуктора

Внутренние  кольца подшипников насаживаем на валы с натягом, значение которого соответствуют  полю допуска *6, а наружные кольца подшипников – в корпус по переходной посадке, значение которой соответствует полю допуска Н7. Для ступицы детали, насаживаемой на выходной конец вала (шкив, звездочка, полумуфта и др.), и для ступицы зубчатого колеса принимаем посадки с натягом, значение которого соответствует полю допуска *6 и Н7/р6.

VIII. Смазка зубчатых колес и подшипников

Для тихоходных и среднескоростных редукторов смазка зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в  масляную ванну картера, объем которой *к≈0,6Р2=0,6∗7,07=4,24 л.

При υ*=4,78 м/с принимаем масло марки И-70А, которое заливается в картер редуктора так, чтобы зубчатое колесо погружалось в него более чем на длину зуба.

Для редуктора применяем солидол  УС-1 для смазки радиально-упорных  шарикоподшипников; смазка радиального  шарикоподшипника и радиально-упорных  конических роликоподшипников осуществляется жидким маслом, разбрызгиваемым колесом. При работе редуктора предусматриваем  смазку всех подшипников солидолов  УС-1, который периодически закладывают в свободное пространство подшипниковых узлов.