Материал: Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

Содержание

электродвигатель редуктор вал подшипник

Введение

. Исходные данные

. Выбор электродвигателя и кинематический расчет передач

. Эскизная компоновка редуктора

. Расчет валов

.1 Силы, действующие на валы

.2 Расчетные схемы валов, реакции, эпюры изгибных и крутящих моментов (Нмм)

5. Подбор подшипников

5.1 Дополнительные исходные данные

.2 Подшипники вала-шестерни

.3 Подшипники ведомого вала

. Выбор и проверка шпонок

. Смазка зубчатого зацепления и подшипников

Список литературы

Введение

Шевронные цилиндрические передачи можно представить себе как два соединенных между собой косозубых колеса с противоположными направлениями зубьев: одно - с правым, другое - с левым наклоном линии зуба. Угол наклона обеих частей зуба одинаковый (обычно 20-30°).Так как обе части шевронного колеса имеют зубья с разным направлением (левое и правое), то возникающие во время работы осевые силы уравновешиваются, не создавая дополнительной нагрузки на подшипники.

Шевронные колеса трудоемки и сложны в изготовлении, особенно важно обеспечить симметричное расположение зубьев обеих частей. Их широко применяют в крупных редукторах для передачи больших нагрузок плавно и бесшумно.

Шевронные зубчатые колеса могут быть изготовлены с канавкой, которую выполняют в середине зубчатого венца для лучшего выхода инструмента, и без канавки. Колеса без канавки обладают более высокой прочностью зубьев, но сложнее в изготовлении, чем колеса с канавкой.

1. Исходные данные

Синхронная частота вращения двигателя, об/мин 1000

Модуль m 5

Количество зубьев колеса z1 21

Количество зубьев шестерни z2 78

Угол наклона зубьев β 18⁰

Диаметр хвостовика шестерни dх1 60

Диаметр хвостовика вала dх2 80

Тип редуктора Цилиндрический

Зубья Шевронные

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет передач

Определим передаточное число редуктора

Принимаем из единого ряда [2 стр.51] передаточное число uгост

Крутящий момент на валу - шестерни

Мощность на входном валу редуктора

- частота вращения выходного вала, об/мин

Угловая скорость выходного вала

с -1

Мощность на выходном валу

где Т2 - крутящий момент на выходном валу Нм;

Мощность на входном валу

где η = 0,97− КПД принимаем для цилиндрического редуктора.

В соответствии с табл. 2.2 [2] принимаем электродвигатель 4A160S6У3.

Номинальная мощность Р= 11,0 кВт.

Отношение пускового момента к номинальному

Синхронная частота вращения nc =1000 об/мин, скольжение S = 2,7%.

Определяем действительную частоту вращения выходного вала

 об/мин.

3. Эскизная компоновка редуктора

Компоновку производим в масштабе 1:1 в двух проекциях: разрез по осям валов и вид спереди.

На первом этапе основной рабочей проекцией является первая.

Проводим оси валов, расстояние между которыми равно межосевому расстоянию (а = 100 мм), очерчиваем контуры колеса в. виде прямоугольников.

Определение (назначение) диаметров ступеней валов.

Диаметр выходного конца вала - шестерни

где T1 - крутящий момент на валу - шестерни, Нмм;

 Нмм;

 = 15 МПа - заниженное значение допускаемого касательного напряжения [2].

 мм;

Принимаем = 36 мм.

Диаметр вала под подшипники назначаем = 40 мм. Диаметр буртика принимаем = 46 мм. В этом случае >, a высота буртика 3 мм обеспечит базирование торца внутреннего кольца подшипника.

Для отношения

принимаем исполнение шестерни и вала как единой детали - вал-шестерни.

Диаметр конца выходного вала

 мм,

принимаем = 45 мм.

Диаметр вала под подшипники назначаем = 50 мм.

Полагая установку распорного мазеудерживающего кольца между внутренним кольцом подшипника и торцом колеса со стороны хвостовика, назначаем диаметр вала под колесо = 60 мм.

Диаметр буртика принимаем = 70 мм.

Ориентировочные размеры элементов корпуса и некоторых деталей

Толщина стенки корпуса редуктора - по табл. 2.1 [1]

δ = 0,025а + 3 мм ≥ 6 мм; δ = 0,025·125 + 3 = 6,125 мм.

Принимаем δ =8 мм.

Расстояние между стенкой и зубчатым колесом

а* = 1,2 δ = 1,2·8 = 9, 6 мм;

принимаем а* = 10 мм.

Диаметр стяжных болтов между верхней и нижней частями корпуса - по табл. 2.1 [1]

где Т2 - имеет физическую величину Нм;

принимаем = 10 мм.

Ширина фланца (по разъему корпуса):

мм.

Ширина фланца (от внутренней стенки):

мм.

Принимаем = 40 мм.

Вал-шестерню устанавливаем на радиально-упорных роликовых конических подшипниках, ориентируясь на легкую серию.

Для вала шестерни - подшипник 7208; размеры его: d = 40 мм; D = 80 мм; В = 18 мм; T = 19,75 мм.

Вал колеса устанавливаем на радиальных с короткими цилиндрическими роликами подшипниках легкой серии 32210. Размеры подшипника: d = 50 мм; D = 90 мм; В = 20 мм.

Размеры манжет на выходных концах валов:

вал - шестерня: D = 70 мм; h =10 мм; вал колеса: D = 95 мм; h = 12 мм.

Ширина распорного кольца = 12 мм.

Крышки подшипников принимаем торцевые стандартные.

Назначение длины концов валов

Вал-шестерня - по табл. 4.1 [1] l1= 82 мм, выходной вал l2= 82 мм.

Эскизная компоновка редуктора показана на рис. 2, при этом приведены размеры, необходимые для дальнейших расчетов валов, подбора подшипников и шпонок.

4. Расчет валов

.1 Силы, действующие на валы

Силы в зацеплении:

окружная сила

 Н;

радиальная сила

 Н;

осевая сила

 Н;

Консольные силы:

на валу-шестерни

 Н;

на выходном валу

 Н;

Консольные силы прикладываем к середине концов валов.

Поскольку направление их неизвестно, то определяем реакции на опорах валов отдельно от сил зацепления и отдельно от консольной силы.

Рисунок 3 - Схема действия сил на валы редуктора

4.2 Расчетные схемы валов, реакции, эпюры изгибных и крутящих моментов (Нмм)

Вал-шестерня (рис. 3)

Из компоновки находим а1 = 53 мм, b1 = 77 мм, c1 = 53 мм,= 70,57 мм, e1 = 73 мм,

Определение реакций R2x, R1x:

;

H;

H;

;

Проверка:

; 571,5 + 571,5 - 571,5 - 571,5 = 0.

H;

Рисунок 4 - Эпюры сил, изгибных и крутящих моментов, действующих во входном валу редуктора

Максимальный изгибающий момент:

 Н·мм;

 Н·мм.

Н·мм;

Н·мм.

Определение реакций R1y, R2y:

Максимальный изгибающий момент:

 Н·мм;

 Н·мм.

Реакции от консольной cилы FК1:

;

;

;

.

Проверка:

; -518 + 1817 - 1299 = 0.

Максимальный изгибающий момент от консольной силы:

 Н·мм;

Результирующие реакции на опорах от сил в зацеплении

 Н;

 Н.

Результирующий максимальный изгибающий момент от сил в зацеплении:

 Н·мм.

Выходной вал (рис. 3)

Из компоновки находим а2 = 53 мм, b2 = 77 мм, c2 = 53 мм,= 179,43 мм, e2 = 73 мм,

Определение реакций R2x, R1x:

;

;

Рисунок 5 - Эпюры сил, изгибных и крутящих моментов, действующих в выходном валу редуктора

Проверка:

; 571,5 + 571,5 - 571,5 - 571,5 = 0.

Максимальный изгибающий момент на участке a2:

 Н·мм.

Максимальный изгибающий момент на участке c2:

 Н·мм.

Максимальный изгибающий момент на участке b2:

 Н·мм;

 Н·мм.

Определение реакций R1y, R2y:

Максимальный изгибающий момент:

 Н·мм;

 Н·мм.

Реакции от консольной cилы FК2:

;

;

;

.

Проверка:

; -518 + 1817 - 1299 = 0.

Максимальный изгибающий момент от консольной силы:

 Н·мм;

Результирующие реакции на опорах от сил в зацеплении

Н;

Н.

Результирующий максимальный изгибающий момент от сил в зацеплении:

 Н·мм.

5. Подбор подшипников

.1 Дополнительные исходные данные

Нагрузка с легкими толчками, температура редуктора не превышает 100ºС.

.2 Подшипники вала-шестерни

Для выбранного при эскизной компоновке радиально-упорного роликового конического подшипника легкой серии 7208 базовая динамическая грузоподъемность С = 58,3 кН, а статическая Со - 40,0 кН.

Радиальная нагрузка на подшипники:

 Н;

 Н.

Осевая нагрузка

 Н.

.

По значению  из [2, 3] определяем коэффициент осевого нагружения е = 0.

 Н;

 Н.

Проверку на долговечность производим по подшипнику 1 так как .

Наработка в часах