Материал: Одноступенчатый цилиндрический редуктор

Полученные результаты расчета показали, что спроектированная передача удовлетворяет условиям работоспособности. Следовательно, прочность зубьев на изгиб обеспеченна.

4. Расчет валов редуктора

Выбор материала валов

Для всех валов редуктора при малых и средних нагрузках выбирают относительно мягкие углеродистые стали с твердостью 180…240 НВ.

Марка стали         Твердосать НВ, не ниже _ВТТ-1-1

_σ

Где σ_В - предел прочности; σ_Т, τ_Т - пределы текучести; σ_-1, τ_-1 - пределы выносливости при изгибе и кручении; ψ_σ, ψ_τ - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения.

Расчет валов

Ориентировочный расчет вала проводится только на кручение по пониженным допускаемым напряжениям, так как известен только крутящий момент Т, передаваемый валом.

Ведущий вал.

;

мм;

округляем до d_k1=35 мм;

Диаметры остальных участков вала находят последовательным изменением предыдущего участка на 2…5 мм.

 мм

 мм

 мм

Ведомый вал.

Диаметр выходного конца вала:

,

 мм

округляем до d_k2 =55 мм

 мм

 мм

 мм

d_k - диаметр входного (выходного) конца вала;

d_п - диаметр вала под подшипник;

d_з.к - диаметр вала под зубчатое колесо;

d_б - диаметр буртика.

Эскизная компоновка редуктора

Вычерчиваем в зацеплении шестерню и зубчатое колесо. Принимаем зазор от торца шестерни до внутренней стенки редуктора X=0мм, т.к. окружная скорость колес V= 0,82 м/с < 2,5 м/с, то предусматриваем расстояние от внутренней стенки редуктора до торца подшипника расстояние у= (6…10)мм для размещения мазеудерживающих колец. В качестве опор валов намечаем радиальные шарикоподшипники, которые выбираем по диаметру вала под подшипником.

Ведущий вал.

=40 мм.

Принимаем подшипник 50208 с размерами мм.

Ведомый вал.

мм.

Принимаем подшипник 212 с размерами мм.

Замером определяем расстояние на ведомом валу:

мм.

Определяем расстояние от середины опоры ведущего вала, до середины шкива клиноременной передачи:

;

Примем мм.

Проверочный расчет вала на статическую прочность

Ведомый вал

Составляем расчетную схему вала. Изображаем схему нагружения вала в плоскости XZ.

Реакции опор

;

H.

Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в вертикальной плоскости XZ:

при z₁ = 0   Нм

при z₁ =  Нм.

Строим эпюру . Изображаем схему нагружения вала в плоскости YZ.

Определяем реакцию опор:

;

H.

Определяем изгибающие моменты, действующие в плоскости YZ:

при z₁ = 0   Нм

при z₁ =  Нм.

Определяем величины суммарных изгибающих моментов в сечение вала по формуле:

;

;

Hм;

Эквивалентный момент в этом сечении равен:

,

 Нм

Уточненный расчет ведомого вала на усталостную прочность.

Расчет проводим со всеми необходимыми в общей методике расчета вала

Коэффициент запаса прочности находится по формуле:

;

n_σ и n_τ - коэффициенты запаса прочности, соответственно, по нормальным и касательным напряжениям.

,

,

здесь (поверхностное упрочнение не предусматриваем);

σ_Т и τ_Т - средние значения нормальных и касательных напряжений;

σ_а и τ_а - амплитудные значения нормальных и касательных напряжений.

,

,

_x - момент сопротивления при изгибе;

W_ρ - полярный момент сопротивления.

Так как опасное сечение находится под зубчатым колесом, то моменты сопротивления при изгибе и кручении

,

,

где    b = и t₁- размеры шпоночного паза

Моменты инерции

 мм³

 мм³

Напряжения при изгибе и кручении

Нормальное напряжение:  МПа;

σ_Т = 0 МПа (т.к. цикл нагружения симметричен).

Касательное напряжения:  МПа

Концентраторами напряжений в этом случае являются шпоночный паз и посадка. Для шпоночного паза принимаем

К_σ = 1,75; К_τ = 1,5; Ε_σ = 0,88; Ε_τ = 0,81,

тогда

;

;

Для посадки отношение ;

Общий коэффициент запаса прочности

Условие прочности выполняется, так как 5,25 > [n].

Так как опасное сечение под зубчатым колесом, то прочность обеспечена.

. Расчет открытой ременной передачи

Выбор типа ремня

По передаваемой мощности и предполагаемой скорости ремня выбирают тип клинового ремня:

Тип Б: b₀ = 17 мм; b_р = 14 мм; h = 10,5 мм; А = 138 мм².

Определение диаметра меньшего шкива

= 60,6 Н·м = 60600 Н·мм

₁= = 184,6 мм

Уточнив диаметр по ГОСТ 17383-73 получаем: d_1ГОСТ= 180 мм

Определение диаметра большего шкива.

Относительное скольжение ремня берем e= 0,01 как для передачи с регулируемым натяжением ремня

Передаточное отношение ременной передачи:

_р = n₁/n₂ = 712/237 = 3

d₂=d₁·i_кл/р(1-e) = 180·3 (1-0,015) = 532 мм

Уточнив диаметр по ГОСТ 17383-73 получаем: d_2ГОСТ= 560 мм

Определение межосевого расстояния

Минимальное межосевое расстояние определим по формуле

_min= 0,55(d₁+d₂)+h = 0,55·(180+560)+10,5 = 417,5 мм

Максимальное межосевое расстояние:

_max= (d₁+d₂)·2 = (180+560)·2 = 1480 мм

Возьмем а из интервала между a_min и a_max

= (a_min+a_max)/2 = (200+80)/2 ≈ 950 мм

Определение длины ремня

= 2a+ 0,5p(d₁+d₂) + = 2*950+0,5*p*(180+560)+(/(4*950) = 3100

Согласно ГОСТ 1284.1-80, длину ремня можно принять равной L_p= 3150 мм.

Итак, в передаче используется ремень Б-3150 Т ГОСТ 1284.1-80

Уточнение межосевого расстояния

= = 616,7мм

Определение угла обхвата

Определение числа ремней

= (N_требC_P)/(P₀C_LC_aC_z) = (5,5·0,9)/(1,3·1,07·0,89·0,95) = 6,677

Ср = 0,9 - коэффициент режима работы

С_L= 1,07 по ГОСТу 12843-80 коэффициент, учитывающий влияние длины ремня

С_α= -(0,89) - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (приα₁ = 145⁰).

С_ż= 0,95 - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, предполагая, что их количество не превысит 3).

Ро = 1,3 кВт - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем.

= (pd₁n_эд)/60 =(px0,18x60,6)/60 = 0,6 м/c

Определение силы натяжения ветви ремня

Определение силы, действующей на ведущий вал редуктора от ременной передачи

_B = 2F₀ zsin(a₁/2) = 2·1205·7·sin(145 ⁰/2) = 16026 H (следует учитывать, что нагрузка распределяется на 7 ремней).

Определение ширины обода шкива

6. Проверочный расчет подшипников

Подшипники ведомого вала

Определяем суммарные радиальные реакции опор:

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку. Для радиальных подшипников с короткими цилиндрическими роликами:

,

где    F_r1 - радиальная нагрузка;

К_σ = 1,0…1,2 - коэффициент безопасности;

К_Т = 1 - коэффициент, учитывающий температуру подшипника

V = 1 - коэффициент, учитывающий вращение колец подшипника;

 Н

Расчетная динамическая грузоподъемность определяется по формуле:

,

где n= 47,769 об/мин - частота вращения вала;

р = 3 - показатель степени;

Р_э - эквивалентная динамическая нагрузка;

L_h - требуемая долговечность.

Требуемая долговечность подшипников

,

где    Т_лет = 3 года - срок службы;

К_г = 0,5 - коэффициент годовой загрузки;

К_сут = 0,9 - коэффициент суточной загрузки.

Требуемая долговечность подшипников

 ч

Расчетная динамическая грузоподъемность

 кН

Так как , то условие выполнено.

Следовательно, выбранные подшипники удовлетворяют заданному режиму работы.

7. Выбор смазки редуктора

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или- коробки передач

заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке. Кроме того, заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла и повышается его температура.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Предварительно определяют окружную скорость, затем по скорости и контактным напряжениям находят требуемую кинематическую вязкость и марку масла.