Реферат: Одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор

--PAGE_BREAK--2.4 Определение геометрических параметров колёс
2.4.1 Высота головки зуба
ha = mn

2.4.2 Высота ножки зуба
hf = 1,25 · mn
2.4.3 Диаметры вершин зубьев
da1 = d1 + 2 · ha

da2 = d2 + 2 · ha
2.4.4 Диаметры впадин зубьев
df1 = d1 — 2 · hf

df2 = d2 — 2 · hf
2.5 Определение сил, действующих в зацеплении
2.5.1 Окружная сила
FtH = 2 · Te1/d1
2.5.2 Радиальная сила
Fr = Ft · tgα/ cosβ

α=20є
2.5.3 Осевая сила
Fa=  Ft · tgβ




3. Предварительный расчёт валов редуктора
3.1 Вал редуктора
Вал редуктора испытывает совместное действие изгиба  и кручения, причём характер изменения напряжений – повторно-переменный, поэтому основным расчётом валов является расчёт на выносливость, но в начале расчёта известны только крутящий момент Т, который численно равен передаваемому вращающему моменту Те. Изгибающие моменты Ми оказывается возможным определить лишь после разработки конструкций вала, когда, согласно чертежу, выявляется его длина. Кроме того, только после разработки конструкции определяются места концентрации напряжений: галтели, шпоночные канавки и т.д.

Поэтому, прежде надо сделать предварительный расчёт валов, цель которого – определить диаметры выходных концов валов.

Расчёт проводим условно только на кручение, исходя из условия прочности при кручении
τ  ≤  τadm
где τadm – допускаемое напряжение  на кручение.

Поскольку мы заведомо пренебрегаем влиянием изгиба и концентрацией напряжений, то эту ошибку компенсируем понижением допускаемых напряжений.

Выбираем материал для валов: ведущий вал –…; ведомый вал – …, для которого τadm =…МПа.

τ –касательное напряжение, возникающее в расчётном сечении вала.


<img width=«100» height=«73» src=«ref-1_1354334672-842.coolpic» v:shapes="_x0000_i1049">
где Т –крутящий момент.

Ведущий вал: Тe1=…Н·мм; ведомый вал: Те2=…Н·мм.

Wр –полярный момент сопротивления сечения при кручении.
Wр= 0,2 · dві
Подставляем значения в условие прочности, получим ведущий вал:
<img width=«142» height=«63» src=«ref-1_1354335514-922.coolpic» v:shapes="_x0000_i1050">
Полученный результат округляем по ГОСТ 6636 – 69 до ближайшего большего значения из ряда R40[5, с.161].

Ведущий вал редуктора соединяем с валом двигателя, чтобы выполнялось соотношение dв1/dдв ≤ 0,75.

Ведомый вал:
<img width=«140» height=«72» src=«ref-1_1354336436-1208.coolpic» v:shapes="_x0000_i1051">
Полученный результат округляем по ГОСТ 6636 – 69 до ближайшего большего значения из ряда R40[5, с.161].

Принимаем dв2 =…мм.




3.2 Основные нагрузки, действующие на валы, возникают в зубчатом зацеплении:
Fa=...H;

Fr=...H;

Ft=...H.
Собственный вес вала и насаженных на нем деталей не учитываем, поскольку они играют роль лишь в весьма мощных передачах, где сила тяжести деталей выражаются величиной того же порядка, что и силы в зацеплении.

Силы трения в опорах не учитываются. Большинство муфт, вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов, нагружают вал дополнительной силой Fм.

При расчёте валов можно приблизительно считать
<img width=«181» height=«37» src=«ref-1_1354337644-880.coolpic» v:shapes="_x0000_i1052">
где вращающий момент Те2=Т2.

На тихоходном валу редуктора, где вращающий момент значителен, должна быть предусмотрена расчетная консольная нагрузка Fм, приложенная к середине выступающего конца вала.

Направление силы Fм в отношении окружной силы Ft может быть любым, так как это зависит от случайных неточностей монтажа.

Поэтому в расчётных схемах силу Fм направляем так, чтобы она увеличивала напряжение от окружной силы Ft (худший случай).

На расчётных схемах все силы, действующие на вал, а так же вращающие моменты как сосредоточенные, приложенные к середине ступиц, хотя в действительности они распределены по длине ступицы.


3.3 Диаметры под подшипники и колесо
3.3.1 Ведущий вал:

Диаметр под подшипники
dn1 = dв1 + 2 · t
3.3.2 Ведомый вал:

Диаметр под подшипники
dn2 = dв2 + 2 · t
Посадочный диаметр под колесо:
dk2 = dn2 + 3,2 · r
где r –радиус галтели;




4. Конструктивные размеры зубчатой пары
Шестерню выполняем за одно целое с валом; её размеры определены выше:

Диаметр ступицы
dст=1,6 · dk2
Длина ступицы
Lст = (1,2 ¸1,5) · dk2

Lст= (1,2¸1,5) · …= …¸…мм
Толщина обода
δo= (3¸4) · mn
Толщина диска
C = 0,3 · aw
Фаска
h = 0,5· mn




5. Размеры элементов корпуса и крышки редуктора
Определим основные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок корпуса
δ = 0,025 · aw + 1
Толщина стенок  крышки
δ1 = 0,02 · aw  + 1
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

Верхнего пояса корпуса
b = 1,5 · δ
Пояса крышки
b1 = 1,5 · δ1
Нижнего пояса корпуса (без бобышек)
p = 2,35 · δ
Толщина рёбер основания корпуса
m = (0,85…1) · δ
Толщина рёбер крышки




m1= (0,85¸1) · δ1
Диаметр фундаментных болтов
d1=(0,03¸0,036) · aw + 12
Диаметр болтов у подшипников
d2= (0,7¸0,75) · d1
Диаметр болтов, соединяющих крышку с основанием корпуса
d3= (0,5¸0,6) · d1




6. Подбор подшипников
Ведущий вал

Составляем расчётную схему вала:
<img width=«403» height=«367» src=«ref-1_1354338524-12585.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_16»>
Реакции опор:

Горизонтальная плоскость:
Rx1=Rx2=Ft/2=…=…Н
Вертикальная плоскость:
<img width=«217» height=«52» src=«ref-1_1354351109-795.coolpic» v:shapes="_x0000_i1054">
<img width=«90» height=«28» src=«ref-1_1354351904-545.coolpic» v:shapes="_x0000_i1055">


<img width=«218» height=«36» src=«ref-1_1354352449-1158.coolpic» v:shapes="_x0000_i1056">

 <img width=«144» height=«58» src=«ref-1_1354353607-688.coolpic» v:shapes="_x0000_i1057">

<img width=«91» height=«31» src=«ref-1_1354354295-710.coolpic» v:shapes="_x0000_i1058"> 

<img width=«246» height=«38» src=«ref-1_1354355005-1242.coolpic» v:shapes="_x0000_i1059">

<img width=«103» height=«61» src=«ref-1_1354356247-1028.coolpic» v:shapes="_x0000_i1060">

<img width=«219» height=«41» src=«ref-1_1354357275-959.coolpic» v:shapes="_x0000_i1061">
Суммарные реакции:
  <img width=«142» height=«49» src=«ref-1_1354358234-800.coolpic» v:shapes="_x0000_i1062">

<img width=«144» height=«50» src=«ref-1_1354359034-846.coolpic» v:shapes="_x0000_i1063">
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем шариковые радиальные однорядные подшипники №… (ГОСТ8338-75), для которых:

Эквивалентная динамическая нагрузка определяется по формуле:
<img width=«276» height=«36» src=«ref-1_1354359880-1505.coolpic» v:shapes="_x0000_i1064">
где R1 –радиальная нагрузка;

R1=…H;

Fa –осевая нагрузка;

Fa=…H;

V –коэффициент вращения кольца;

V=… при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки;

Kб –коэффициент безопасности;

Kб=…;

Кт –температурный коэффициент;

Kт=… при рабочей температуре подшипника менее 100єС.

Значения коэффициентов Х, У определяются в зависимости от отношения Fa/Cо.

Сравниваем отношения Fa/R1 с коэффициентом е:
Fa/R1 =…=… > е
Расчётная долговечность в миллионах оборотов определяется по формуле:
<img width=«109» height=«73» src=«ref-1_1354361385-1071.coolpic» v:shapes="_x0000_i1065">
Расчётная долговечность в часах:
<img width=«81» height=«48» src=«ref-1_1354362456-334.coolpic» v:shapes="_x0000_i1066">
где n1 –частота вращения ведущего вала редуктора.

Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий:

Fa=...H;

Fr=...H;

Ft=...H.

Нагрузка на вал от муфты Fм=… Н.

Из первого этапа компоновки:

L2=… м.

L3=… м.

Составляем расчётную схему вала:
<img width=«419» height=«328» src=«ref-1_1354362790-11450.coolpic» v:shapes=«Рисунок_x0020_31»>
Реакции опор:

Горизонтальная плоскость
<img width=«123» height=«33» src=«ref-1_1354374240-735.coolpic» v:shapes="_x0000_i1068">

<img width=«406» height=«39» src=«ref-1_1354374975-1645.coolpic» v:shapes="_x0000_i1069">

<img width=«524» height=«72» src=«ref-1_1354376620-2001.coolpic» v:shapes="_x0000_i1070">

<img width=«117» height=«33» src=«ref-1_1354378621-739.coolpic» v:shapes="_x0000_i1071">

<img width=«294» height=«40» src=«ref-1_1354379360-1365.coolpic» v:shapes="_x0000_i1072">

<img width=«286» height=«70» src=«ref-1_1354380725-1362.coolpic» v:shapes="_x0000_i1073">


Проверка: <img width=«77» height=«34» src=«ref-1_1354382087-598.coolpic» v:shapes="_x0000_i1074">
<img width=«238» height=«34» src=«ref-1_1354382685-903.coolpic» v:shapes="_x0000_i1075">
Вертикальная плоскость:
 <img width=«175» height=«65» src=«ref-1_1354383588-1239.coolpic» v:shapes="_x0000_i1076">

<img width=«96» height=«33» src=«ref-1_1354384827-714.coolpic» v:shapes="_x0000_i1077">

<img width=«302» height=«42» src=«ref-1_1354385541-1404.coolpic» v:shapes="_x0000_i1078">

<img width=«219» height=«63» src=«ref-1_1354386945-1188.coolpic» v:shapes="_x0000_i1079">

<img width=«102» height=«38» src=«ref-1_1354388133-821.coolpic» v:shapes="_x0000_i1080">

<img width=«317» height=«42» src=«ref-1_1354388954-1431.coolpic» v:shapes="_x0000_i1081">

<img width=«197» height=«64» src=«ref-1_1354390385-1191.coolpic» v:shapes="_x0000_i1082">

Проверка: <img width=«80» height=«27» src=«ref-1_1354391576-262.coolpic» v:shapes="_x0000_i1083">

<img width=«204» height=«41» src=«ref-1_1354391838-955.coolpic» v:shapes="_x0000_i1084">
Суммарные реакции:
<img width=«241» height=«47» src=«ref-1_1354392793-868.coolpic» v:shapes="_x0000_i1085">

<img width=«155» height=«43» src=«ref-1_1354393661-761.coolpic» v:shapes="_x0000_i1086">


Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Намечаем шариковые радиальные однорядные подшипники №… (ГОСТ8338-75), для которых:

Сравниваем отношения Fa/R4 с коэффициентом е:
Fa/R4 =…=… < е
Эквивалентная динамическая нагрузка:
<img width=«198» height=«32» src=«ref-1_1354394422-937.coolpic» v:shapes="_x0000_i1087">
Расчётная долговечность в миллионах оборотов:
<img width=«97» height=«51» src=«ref-1_1354395359-348.coolpic» v:shapes="_x0000_i1088">
Расчётная долговечность в часах:
<img width=«107» height=«50» src=«ref-1_1354395707-355.coolpic» v:shapes="_x0000_i1089">
где n2 –частота вращения ведомого вала редуктора.




7. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360–78.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле:
<img width=«356» height=«60» src=«ref-1_1354396062-1888.coolpic» v:shapes="_x0000_i1090">
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице.

σcм.adm =… МПа

Ведущий вал: d=…мм; bЧh=…Ч…мм; t1=…мм; длина шпонки L=…мм; момент на ведущем валу Те1=…Н·мм.

σcм max=…=…МПа
σcм  ‹ σcм.adm
Ведомый вал:

Из двух шпонок – под зубчатым колесом и на выходном конце вала – более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).

Проверяем шпонку на выходном конце вала:

d=…мм; bЧh=…Ч…мм; t1=…мм; длина шпонки L=…мм; момент Те2=…Н·мм.
σcм  ‹ σcм.adm




8. Уточнённый расчёт валов
8.1 Ведущий вал
Выполнение уточнённого расчёта ведущего вала не имеет смысла, так как его диаметр был преднамеренно увеличен для того, чтобы соединить вал двигателя и выходной конец ведущего вала стандартной муфтой, чем был обеспечен запас прочности.
8.2 Ведомый вал
Составляем расчётную схему нагружения вала, используя значения реакций опор в двух плоскостях,  полученные при подборе подшипников.

Устанавливаем два предполагаемых опасных сечения, подлежащих проверке на усталостную прочность: сечение А-А, проходящее через середину венца зубчатого колеса (dk2=…мм), и сечение Б-Б, проходящее через опору у выходного конца вала (dп2=…мм).

Для этих сечений соблюдается условие:
S ≥ Sadm
где Sadm -заданный или требуемый коэффициент запаса прочности.

S -расчётный коэффициент запаса прочности
<img width=«147» height=«70» src=«ref-1_1354397950-893.coolpic» v:shapes="_x0000_i1091">
где Sσ, Sτ –коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:


<img width=«415» height=«85» src=«ref-1_1354398843-1370.coolpic» v:shapes="_x0000_i1092">

<img width=«387» height=«86» src=«ref-1_1354400213-1261.coolpic» v:shapes="_x0000_i1093">
где σ-1  и  τ–1 –пределы выносливости гладких  стандартных цилиндрических образцов при симметричном  цикле изгиба и кручения

Для углеродистых конструкционных сталей
σ-1= 0,43 · σu

τ–1= 0,58 · σ-1
Для стали 45 σu=… МПа.
σ-1 = 0,43 · ...=… МПа

τ–1 = 0,58 ·… =… МПа
σа и τа –амплитуды напряжений цикла;

σm и τm –средние напряжения цикла;

Ψσ и Ψτ –коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений;

где Кσ  и Кτ -эффективные коэффициенты концентраций напряжений;

Кd –коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

КF –коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности.

В расчётах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному, а касательные по отнулевому циклу.

Для симметричного цикла:

σm = 0


σa =σu= Mu/Wxнетто
где Ми – результирующий изгибающий момент,
<img width=«175» height=«44» src=«ref-1_1354401474-831.coolpic» v:shapes="_x0000_i1094">
где Мх, Му — изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях;

Wхнетто –осевой момент сопротивления сечения при изгибе.

Для отнулевого цикла:
τа = τm = τ/2 = T/2Wpнетто
где Т –крутящий момент;

Wрнетто –полярный момент сопротивления сечения при кручении.

Сечение А-А:

Концентратор напряжений – шпоночный паз.

Кσ =…; Кτ =…; Кd=…; КF=…; ψσ =…; ψτ=...
<img width=«324» height=«65» src=«ref-1_1354402305-2094.coolpic» v:shapes="_x0000_i1095">

<img width=«308» height=«59» src=«ref-1_1354404399-1891.coolpic» v:shapes="_x0000_i1096">
Сечение Б-Б:

Концентратор напряжений – прессовая посадка.

Кσ/Кd =…; Кτ/Кd=…; КF =…; ψσ =…; ψτ=....




<img width=«154» height=«54» src=«ref-1_1354406290-858.coolpic» v:shapes="_x0000_i1097">

<img width=«156» height=«53» src=«ref-1_1354407148-800.coolpic» v:shapes="_x0000_i1098">
Для определения изгибающих моментов строим эпюры моментов в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Горизонтальная плоскость:
МxI = 0;

МxII = Rx3· L2 = …= …Н·м;

МxIII = Rx3 · 2L2 + Ft · L2 = … =…Н·м;

МxIII (спр) = Fm· L3 = …= …Н·м;

МxIV =0.
Вертикальная плоскость:
МyI =0;

МyII =Ry3·L2 = … = …Н·м;

МyII(c)=Ry3·L2 + m = … = …Н·м;

МyII (спр) =Ry4·L2 = … = …Н·м;

МyIII=0.
Из эпюр:

Сечение А-А:
<img width=«199» height=«41» src=«ref-1_1354407948-867.coolpic» v:shapes="_x0000_i1099">


<img width=«411» height=«677» src=«ref-1_1354408815-55240.coolpic» alt=«Описание: Цилиндричка» v:shapes="_x0000_i1100">




9. Выбор посадок
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25дм3  масла на 1 кВт передаваемой мощности:

Устанавливаем  вязкость масла. При контактных напряжениях σH=…МПа и скорости  v=…м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна …мІ/с.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем  его шприцем через пресс-маслёнки.




10. Смазка редуктора
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10мм. Объем масляной ванны Vопределяем из расчета 0,25дм3масла на 1 кВт передаваемой мощности:

Устанавливаемвязкость масла. При контактных напряжениях σH=…МПа и скоростиv=…м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна …мІ/с.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняемего шприцем через пресс-маслёнки.




11. Описание конструкции и сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборка производится в следующей последовательности:

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шариковые радиальные однорядные подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 — 100°С.

В ведомый вал закладывают шпонку bЧhЧl=…Ч…Ч… и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шариковые радиальные однорядные подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно  поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым   лаком.

После этого на ведомый вал надевают распорные кольца, в подшипниковые камеры закладывают  пластичную смазку, ставят крышки  подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеточные уплотнители, пропитанные  горячим маслом.

Проверяют заклинивание подшипников.

Ввёртывают пробку маслоспускного  отверстия с прокладкой и закрепляют фонарный маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.




    продолжение
--PAGE_BREAK--