1. Кинематическая схема привода
2. Кинематический расчет привода
2.1 Требуемая мощность электродвигателя для привода
2.2 Приемлемая угловая скорость вращения вала электродвигателя
2.3 Выбор мощности электродвигателя
2.4 Выбор двигателя
2.5 Угловые скорости и частоты вращения на валах
2.6 Мощности на валах
2.7 Крутящие моменты на валах
3. Расчет конической передачи
3.1 Выбор материала зубчатой передачи
3.2 Допускаемые напряжения
3.2.1 Допускаемые контактные напряжения
3.2.2 Допускаемые напряжения изгиба
3.3 Предельные напряжения при кратковременной перегрузке
3.4 Проектный расчет закрытой конической передачи
3.5 Проверочный расчет
3.6 Предельные (расчетные) напряжения при кратковременной перегрузке
4. Расчет цилиндрической косозубой передачи
4.1 Выбор материала зубчатых колес
4.2 Допускаемые напряжения
4.2.2 Напряжения изгиба
4.3 Предельные напряжения при кратковременной перегрузке
4.4 Проектный расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи
4.5 Проверочные расчеты косозубой цилиндрической передачи
4.6 Предельные (расчетные) напряжения при кратковременной перегрузке
5. Расчет цепной открытой передачи
6. Ориентировочный расчет валов
6.1 Быстроходный вал
6.2 Промежуточный вал
6.3 Тихоходный вал
7. Проверочный расчет на усталостную прочность выходного вала редуктора
7.1 Схема нагружения вала (силы, действующие в зацеплении)
7.2 Изгибающие моменты в плоскостях
7.3 Эпюра суммарных изгибающих моментов
7.4 Эпюра крутящих моментов
7.5 Суммарные реакции в опорах: (приведенные в одну плоскость), которые потребуются при подборе подшипников
7.6 Характеристики материала вала
7.7 Нормальные напряжения
7.8 Касательные напряжения от нулевого цикла
7.9 Эффективные коэффициенты концентраций напряжений (шпоночная канавка) для стали 35 с (табл.1.5) /3/
7.10 Масштабные факторы для вала
7.11 Коэффициент безопасности только по изгибу
7.12 Коэффициент безопасности только по кручению
7.13 Общий коэффициент безопасности
8. Расчет элементов корпуса редуктора
8.1 Толщина стенок корпуса и крышки
8.2 Ребра корпуса
8.3 Диаметр болтов
8.4 Расстояние между стяжными болтами
8.6 Фундаментные лапы
8.7 Расстояние от наружной стенки корпуса до оси болта
8.8 Величины зазоров между зубчатыми колесами и внутренними поверхностями стенок корпуса и между торцовыми поверхностями колес смежных ступней
9. Расчет подшипников на выходном валу редуктора
10. Подбор и расчет шпонок
10.1 Выбираем для всех валов призматические шпонки
10.2 Быстроходный вал
10.3 Промежуточный вал
10.4 Тихоходный вал
11. Подбор и расчет муфт
12. Описание сборки редуктора
13. Смазка редуктора и подшипников
14. Описание сварной рамы
Список литературы

Введение
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых и червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение крутящего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в который помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацепления и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

1. Кинематическая схема привода

u1=3 - конич. пер. (Z1,Z2)

u2=3,6 - цил. косозуб. (Z3,Z4)

u3=2,5 - цепн. пер. (Z5,Z6)

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода

Представленный на рис.1 привод ленточного конвейера предназначен для работы согласно графику нагрузки рис 3.1 с ресурсом работы L=6 лет с коэффициентами и суточного использования.

По требования техники безопасности все движущиеся открытые детали и узлы привода закрыты защитными кожухами, которые проектом предусмотрены, но не разрабатывались.

2. Кинематический расчет привода
2.1 Требуемая мощность электродвигателя для привода
, (2.1)

где - мощность на рабочем органе привода, Вт

- общий КПД привода от двигателя до барабана,

, (2.2)

где муфты = 0,99 (с.5 [2]),

1=0,99 - КПД, учитывающий потери в паре подшипников,

2=0,96 - КПД зубчатой конической передачи,

3 =0,97 - КПД зубчатой цилиндрической передачи,

4 =0,93 - КПД, учитывающий потери в цепной передаче.

2.2 Приемлемая угловая скорость вращения вала электродвигателя

(2.3)

где - угловая скорость вращения рабочего органа, рад/с:

- оценочное передаточное отношение привода, которое связано с передаточным отношением последовательно соединяемых передач зависимостью:

, (2.4)

Принимаем u1=3 - коническая передача,

u2=3 - закрытая зубчатая цилиндрическая косозубая передача,

u3=3, открытая цепная передача.

2.3 Выбор мощности электродвигателя

2.4 Выбор двигателя

По полученным данным выбираем асинхронный трехфазный двигатель серии 4А112М4У3, у которого NДВ=5,5кВт, dвых=32мм, синхронная частота вращения ,.

Проверяем соблюдение требование графика нагрузки и характеристики двигателя. По графику нагрузки . По характеристике двигателя 4А112М4У3 (с.7 [2])

Условие < выполняется.

Асинхронная частота вращения вала электродвигателя с учетом скольжения при номинальной нагрузке (об/мин):

(2.5)

где n - синхронная частота вращения вала электродвигателя, (об/мин)

S - скольжение, при номинальной нагрузке, (с.8 [2])

, (2.6)

Принимаем u1=3 - коническая передача,

u2=3,6 - закрытая зубчатая цилиндрическая косозубая передача;

u3=2,5 - открытая цепная передача.

2.5 Угловые скорости и частоты вращения на валах

2.6 Мощности на валах

Для всех валов привода:

(2.7)

2.7 Крутящие моменты на валах

(2.8)

3. Расчет конической передачи

3.1 Выбор материала зубчатой передачи
Примем материал шестерни Сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость поверхности зубьев шестерни НВ=270. (с.43 [1])

Примем материал колеса Сталь 40Х, термообработка - нормализация, твердость поверхности зубьев колеса принимаем на 20 НВ меньше чем у шестерни, т.е. НВ=250.

3.2 Допускаемые напряжения
3.2.1 Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения для конических колес определяется по формуле, н/мм2:

(3.1), (3.2)

где - меньшее из значений и ,

- коэффициент безопасности (с.42 [1]),

ZN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи:

(3.3)

где - можно определить по формуле:

- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой циклограммы нагружения:

(3.4)

где T=T1 - максимальный момент, передаваемый рассчитываемым колесом в течении времени , Нм

T2 - момент, действующий в течении часов,

С - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым, С=1,0;

- частота вращения зубчатого колеса, об/мин

- число часов работы передачи за расчетный срок службы, час:

(3.5)

где и - коэффициенты использования передачи в году и суток

- срок службы, год

Рисунок 2 - График нагрузки

принимаем , (длительно работающая передача)

унlimВ - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм2. Оценивается по формуле:

(Н/мм2)

Принимаем

3.2.2 Допускаемые напряжения изгиба
, (3.6)

= 1 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (с.42 [1]);

SF=2 - коэффициенты запаса прочности;

- коэффициент долговечности,

(3.7)

где - базовое число циклов перемены напряжения для всех сталей, (НВ<350)

- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой циклограммы нагружения:

уF lim В - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующей базовому числу циклов перемены напряжений. Определяется по формуле, (Н/мм2):

3.3 Предельные напряжения при кратковременной перегрузке

Контактные напряжения:

(3.8)

где - предельно допускаемое контактное напряжение, Н/мм2

- предел текучести, Н/мм2

Напряжения изгиба:

(3.9)

где - предел текучести, Н/мм2

3.4 Проектный расчет закрытой конической передачи

Средний диаметр шестерни, мм (с.16 [4]):

, (3.10)

где Ti - крутящий момент на валу шестерни, Нм;

U - передаточное отношение рассчитываемой передачи;

- коэффициент внешней динамической нагрузки (табл.4.2.9 [1]);

Кd=770 - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

ШBd - коэффициент ширины шестерни относительно среднего диаметра. Примем ШBd=0,6 (табл.4.2.6 [1]);

Кнв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. При НВ<350 и ШBd=0,6 Кнв=1,2 (рис.4.2.3а [1]);

унр2 - допускаемое контактное напряжение для колеса.

(мм)

Рабочая ширина шестерни:

мм (3.11)

Принимаем bw2= bw1=40 мм

Углы делительных конусов:

(3.12), (3.13)

Делительный диаметр шестерни, мм:

(3.14)

Внешнее конусное расстояние, мм:

(3.15)

Принимаем число зубьев шестерни z1=19, определяем модуль зацепления по формуле

мм (3.16)

Принимаем mte=mn=4,5 мм

Округляем значение модуля до ближайшей величины в соответствии с ГОСТ 9563-60 (таблица 4.2.1 [1]).

Определяем действительное число зубьев шестерни

(3.17)

Находим число зубьев колеса

(3.18)

Определяем действительные величины углов делительных конусов

(3.19)

(3.20)

Определяем внешние делительные диаметры по формуле

(3.21)

Определяем внешние диаметры вершин зубьев

(3.22)

Определяем внешние диаметры впадин зубьев

(3.23)

Действительное внешнее конусное расстояние

(3.24)

Проверка соблюдения условия:

условие выполняется (3.25)

Средний модуль зацепления

мм (3.26)

Средние делительные диаметры колес определяется по формуле

(3.27)

Определяем внешнюю высоту головки зуба

(3.28)

Определяем внешнюю высоту ножки зуба

(3.29)

Определяем внешнюю высоту зуба

(3.30)

Определяем угол ножки зуба по формуле

(3.31)

Угол головки зуба

(3.32)

Угол конуса вершин определяем по формуле

(3.33)

Находим угол конуса впадин по формуле

(3.34)

Расстояние от вершины до плоскости внешней окружности вершин зубьев шестерни определяем по формуле

мм (3.35)

Расстояние от вершины до плоскости внешней окружности вершин зубьев колеса

мм (3.36)

Определим внешнюю окружную толщину зуба шестерни и колеса по формуле

(3.37)

Усилия, действующие в зацеплении, определяются по формулам:

окружная, Н:

Н (3.38)

радиальная, Н:

(3.39)

где б - угол профиля, б=200.

осевая, Н:

(3.40)

Окружная скорость колеса определяется по формуле

(3.41)

3.5 Проверочный расчет
По контактным напряжениям (шестерня):

(3.42)

где ZH=1.77 - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев (с.44 [1]);

ZE=275 - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (с.44 [1]);

Zе=1.0 - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (с.44 [1]).

Удельная расчетная окружная сила рассчитывается по формуле:

Н/мм, (3.43)

где - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку для приводов, (табл.4.2.9 [1])

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении, при НВ<350 и . При принимаемой 8-ой степени точности изготовления (табл.4.2.8 [1])

, (см. выше)

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,.

Определяем расчетные контактные напряжения и сравниваем их с допустимыми

(3.44)

где ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев (ZH=1,77);

ZE - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (ZE=275);

Zе - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (Zе=1,0).

Следовательно, прочность по контактным напряжениям обеспечивается.

По напряжениям изгиба:

(3.45)

где - коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев

, (рис.4.2.5 [1])

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев, (с.45 [1])

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, предварительно принимаем, (с.45 [1])

- удельная расчетная окружная сила при изгибе

(3.46)

(табл.4.2.9 [1])

(табл.4.2.8 [1])

, (рис.4.2.3в [1])

(табл.4.2.11 [1]).

Расчет будем вести по тому из колес, у которого отношение меньше.

Расчет ведем по зубу шестерни, как менее прочной:

Следовательно, прочность по напряжениям изгиба обеспечивается.

3.6 Предельные (расчетные) напряжения при кратковременной перегрузке
По графику нагрузки (рисунок 2) имеем , по характеристике электродвигателя 4А132М2У3, , принимаем наихудший вариант.

Предельные контактные напряжения:

(3.47)

где - предельные контактные напряжения при перегрузке,

- максимально допускаемые контактные напряжения,

Предельные напряжения изгиба:

(3.48)

где - предельные напряжения при изгибе,

- максимально допускаемые напряжения при изгибе,

Таким образом, контактная и изгибная прочность зубьев, как при номинальной нагрузке, так и при перегрузках обеспечивается.

4. Расчет цилиндрической косозубой передачи
4.1 Выбор материала зубчатых колес
По таблице 4.1.3 [1] принимаем рекомендуемые пару сталей: для шестерни и для колеса.

Принимаем для шестерни Сталь 40Х (улучшение) со следующими механическими свойствами:

Предел прочности:

Твердость: 270 НВ

Принимаем для колеса Сталь 40Х (нормализация) со следующими механическими свойствами:

Предел прочности:

Твердость: 250 НВ

4.2 Допускаемые напряжения
4.2.1 Контактные напряжения. Допускаемые контактные напряжения для шестерни определяются раздельно для шестерни и для колеса по формуле:

(4.1)

где - базовый предел контактной прочности поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов

(табл.4.1.4 [1])

- твердость зубьев,

- коэффициент безопасности,

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи:

(4.2)

где - можно определить по формуле:

- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой циклограммы нагружения:

(4.3)

где T=T1 - максимальный момент, передаваемый рассчитываемым колесом в течении времени , Нм

T2 - момент, действующий в течении часов,

С - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым, С=1,0;

- частота вращения зубчатого колеса, об/мин

- число часов работы передачи за расчетный срок службы, час

(4.4)

где и - коэффициенты использования передачи в году и суток

- срок службы, годы

принимаем , (длительно работающая передача)

Контактные напряжения для колеса:

принимаем , (длительно работающая передача)

Допускаемые контактные напряжения:

. (4.5)

1,25*427,5

Окончательно принимаем допускаемое контактное напряжение:

4.2.2 Напряжения изгиба
Для шестерни:

, (4.6)

= 1 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

SF - коэффициенты запаса прочности (SF=2);

- коэффициент долговечности,

(4.7)

где - базовое число циклов перемены напряжения для всех сталей, (НВ<350)

- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой циклограммы нагружения:

принимаем (длительно работающая передача)

Для колеса:

, (4.8)

= 1 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

SF - коэффициенты запаса прочности (SF=2);

коэффициент долговечности, (4.9)

где

принимаем (длительно работающая передача)

4.3 Предельные напряжения при кратковременной перегрузке

Контактные напряжения при кратковременной перегрузке:

(4.10)

где - предельно допускаемое контактное напряжение, Н/мм2

- предел текучести, Н/мм2

Напряжения изгиба при кратковременной перегрузке:

(4.11)

где - предел текучести, Н/мм2

4.4 Проектный расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи
Ориентировочное значение диаметра делительной окружности шестерни (с.44 [1]):

(4.12)

где - вспомогательный коэффициент,

- крутящий момент на валу шестерни, НМм

- передаточное отношение передачи,

- коэффициент ширины колес относительно диаметра (табл.4.2.6 [1])

- коэффициент внешней динамической нагрузки (табл.4.2.9 [1]);

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, при и НВ<350 (рис.4.2.3а [1]);

- расчетное допустимое напряжение,

Расчетная ширина колес:

. (4.13)

Принимаем ,

Межосевое расстояние передачи:

(4.14)

Принимаем межосевое расстояние в соответствии с ГОСТ 2185-66 а=160мм (табл.4.2.4 [1])

Нормальный модуль зацепления:

(4.15)

где =19-предварительно принятое число зубьев шестерни

Принимаем минимальное значение модуля 1-го ряда значений по ГОСТ 9563-60 . (табл.4.2.2 [1])

Числа зубьев колес (шестерни):

(4.16)

где - суммарное число зубьев передачи

(4.17)

, принимаем Z1 = 22

Колеса (4.18)

Действительный угол наклона зубьев:

(4.19),

, что не выходит за пределы значения . (с.45 [1])

Уточняем делительные диаметры колес:

(4.20)

Межосевое расстояние передачи:

(4.21)

Диаметры выступов зубьев:

(4.22)

Диаметры впадин зубьев:

(4.23)

Окружная скорость колес:

(4.24)

где - угловая скорость вращения вала шестерни

Усилия, действующие в зацеплении:

окружное: (4.25)

радиальное: , (4.26)

осевое:

4.5 Проверочные расчеты косозубой цилиндрической передачи
Проверочный расчет по контактным напряжениям (шестерня) (с.44 [1]):

(4.27)

где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацеплений, для косозубых колес

- коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес, для стальных колес

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий сопряженных зубчатых колес, для косозубых колес:

(4.28)

где - коэффициент торцового перекрытия,

(4.29)

- удельная расчетная окружная сила

(4.30)

где - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку для приводов, (табл.4.2.9 [1]);

, (см. выше)

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, при НВ<350 и . При принимаемой 8-ой степени точности изготовления (табл.4.2.11 [1])

Контактная прочность зуба обеспечивается.

Проверочный расчет по напряжениям изгиба:

(4.31)

где - коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев

, (рис.4.2.5 [1])

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев (с.45 [1]),

(4.32)

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, , (с.45 [1])

- удельная расчетная окружная сила при изгибе

(4.33)

(табл.4.2.9 [1]);

(табл.4.2.8 [1]);

, (рис.4.2.3в [1]);

(табл.4.2.11 [1]).

Расчет будем вести по тому из колес, у которого отношение меньше. (с.45 [1])

Расчет ведем по зубу шестерни, как менее прочной:

Следовательно, прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

4.6 Предельные (расчетные) напряжения при кратковременной перегрузке
По графику нагрузки (рисунок 2) имеем , по характеристике электродвигателя 4А132М2У3, , принимаем наихудший вариант.

Предельные контактные напряжения (с.45 [1]):

(4.34)

где - предельные контактные напряжения при перегрузке,

- максимально допускаемые контактные напряжения,

Предельные напряжения изгиба (с.45 [1]):

(4.35)

где - предельные напряжения при изгибе,

- максимально допускаемые напряжения при изгибе,

5. Расчет цепной открытой передачи
Определяем число зубьев ведущей звездочки (табл.3.3.1 [1]):

(5.1)

Находим число зубьев ведомой звездочки

(5.2)

Определяем коэффициент эксплуатации в соответствие с п.4 и таблицами 3.3.2-3.3.8 [1]

, (5.3)

где коэффициент, учитывающий динамичность передаваемой нагрузки;

коэффициент, учитывающий длину цепи (межосевое расстояние);

коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи;

коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту;

коэффициент, учитывающий качество смазки передачи и условия ее работы;

коэффициент, учитывающий режим работы передачи.

Определяем расчетную мощность, передаваемая цепью:

кВт, (5.4)

где коэффициент числа зубьев, ;

коэффициент частоты вращения;

коэффициент, учитывающий число рядов цепи.

Выбираем цепь 2ПР-25,4-6000 и выписываем ее параметры:

кН

Определяем скорость цепи по формуле

(5.5)

Окружное усилие рассчитываем по формуле

Н (5.6)

Удельные давления в шарнирах цепи

, (5.7)

где [p] - допускаемые удельные давления (таблица 3.3.10 [1]).

Смазка передачи происходит периодическая через 6-8 часов.

Определяем число звеньев цепи или длину цепи, выраженную в шагах

(5.8)

Принимаем Zц=108

Расчетное межосевое расстояние определяем по формуле

(5.9)

Действительное межосевое расстояние

(5.10)

Определяем делительные диаметры звездочек

(5.11)

Коэффициент запаса прочности цепи

(5.12)

где F - сила, разрушающая цепь, кH;

- нагрузка от центробежных сил (FЦ=9,66Н);

- сила от провисания цепи, (Ff=232,49Н);

- коэффициент провисания цепи. При вертикальном расположении передачи =1, при горизонтальном =6;

m - масса одного метра цепи, в соответствие с таблицей 3.1 1 [1] m=5,0 кг/м

Определяем силу, нагружающую вал передачи при угле наклона передачи к горизонту до и без учета веса цепи.

Н (5.13)

6. Ориентировочный расчет валов
Ориентировочный (предварительный) расчет валов проведем из расчета на кручение, по допускаемым напряжениям, косвенно учитывая тем самым действие на валы изгибающих моментов.

6.1 Быстроходный вал
Крутящий момент на валу ,

Диаметр вала в месте посадки муфты:

(6.1)

где - крутящий момент на валу,

- для быстроходного (ведущего) вала,

Должно выполняться условие:

где - диаметр вала электродвигателя

Следовательно, выбираем по ГОСТ 6636-69.

Диаметр вала под уплотнением:

Диаметр вала под подшипником:

выбираем, т.к должен быть кратный 5.

Диаметр вала под шестерней:

Длина ступицы зубчатых колес:

где - диаметр вала под ступицей,

6.2 Промежуточный вал

Крутящий момент на валу ,

Диаметр вала в месте посадки зубчатых колес:

где - для промежуточного вала;

Округляем по ГОСТ 6636-69 до

Диаметр вала под подшипником:

Длина ступицы:

6.3 Тихоходный вал

Крутящий момент на валу ,

Диаметр вала в месте посадки ведущей звездочки цепной передачи:

где - для тихоходного вала, (c.5) /3/

Округляем по ГОСТ 6636-69 до

Диаметр вала под уплотнением:

Диаметр вала под подшипником:

Диаметр вала под колесом:

Длина ступицы колеса:

Длина ступицы звездочки:

7. Проверочный расчет на усталостную прочность выходного вала редуктора

7.1 Схема нагружения вала (силы, действующие в зацеплении)
Окружное усилие в зацеплении Z3-Z4:

Радиальное усилие в зацеплении:

Осевое усилие:

Нагрузка на вал от звездочки: Н

Реакции опор в двух плоскостях:

а) в вертикальной плоскости:

Проверка правильности определения реакций:

б) в горизонтальной плоскости:

Проверка правильности определения реакций:

7.2 Изгибающие моменты в плоскостях

7.3 Эпюра суммарных изгибающих моментов

Результирующие изгибающие моменты, приведенные в одну плоскость в сечение под зубчатым колесом:

7.4 Эпюра крутящих моментов

Все эпюры крутящих и изгибающих моментов представлены на рисунке 3.

7.5 Суммарные реакции в опорах: (приведенные в одну плоскость), которые потребуются при подборе подшипников

7.6 Характеристики материала вала

Опасным сечением вала является место под подшипником, в котором действует максимальный крутящий и изгибающий моменты, к тому же сечение ослаблено шпоночной канавкой, которая в тоже время является концентратором напряжений. Определяем коэффициент безопасности в этом сечении:

Выбираем материал вала: Ст.35.

Механические свойства стали: (табл.2.2 /3/)

7.7 Нормальные напряжения

где

7.8 Касательные напряжения от нулевого цикла

где

7.9 Эффективные коэффициенты концентраций напряжений (шпоночная канавка) для стали 35 с (табл.1.5) /3/

7.10 Масштабные факторы для вала
(табл.1.4) /3/

принимаем Ra=0,32 (шероховатость поверхности) =>

(табл.1.6) /3/

7.11 Коэффициент безопасности только по изгибу

7.12 Коэффициент безопасности только по кручению

7.13 Общий коэффициент безопасности

где - нормативный коэффициент безопасности, таким образом, прочность обеспечена.

Рисунок 3 - Схема нагружения тихоходного вала редуктора.

8. Расчет элементов корпуса редуктора
При определении основных размеров корпуса и крышки пользуясь указаниями (с.7) /3/. Размеры литейных уклонов и радиусов принимаем по рекомендациям (с.45) /5/

8.1 Толщина стенок корпуса и крышки

где - большее из межосевых расстояний,

. Принимаем .

Толщина стенки крышки корпуса:

, .

8.2 Ребра корпуса
толщина у основания , принимаем

высота , принимаем

литейный уклон

8.3 Диаметр болтов
фундаментных

где - крутящий момент на тихоходном валу,

, принимаем по ГОСТ 7808-70

стяжных , , принимаем

8.4 Расстояние между стяжными болтами

8.5 Фланцы разъема корпуса

толщина

ширина

8.6 Фундаментные лапы
толщина

ширина

8.7 Расстояние от наружной стенки корпуса до оси болта

где - диаметр болта (винта),

8.8 Величины зазоров между зубчатыми колесами и внутренними поверхностями стенок корпуса и между торцовыми поверхностями колес смежных ступней
,

Учитывая неровности и возможные неточности положения литой стенки, подшипники размещают на удалении от внутренней стенки,

принимаем

9. Расчет подшипников на выходном валу редуктора
Принимаем радиальные однорядные шарикоподшипники, ГОСТ 8338-75 тип 308, у которого , . По результатам предварительного расчета вала получено:

угловая скорость тихоходного (выходного) вала,

Суммарная реакция на опорах:

Эквивалентная нагрузка на наиболее нагруженный подшипник:

(9.1)

V=1 - коэффициент, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается, (с.25) /3/

- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки при работе с толчками, (с.25) /3/

- температурный коэффициент, при работе подшипника в условиях (с.25) /3/

Х=1, Y=0 - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок.

Расчетная грузоподъемность подшипника:

Определяется СР и проверяется условие

(9.2)

где - долговечность подшипника, (млн. оборотов)

- для шариковых подшипников,

(9.3)

где - угловая скорость вращения вала,

- долговечность подшипника,

где коэффициенты использования в году и сутках.

Условие выполняется, следовательно, к установке принимаем.

10. Подбор и расчет шпонок
10.1 Выбираем для всех валов призматические шпонки
Размеры сечения шпонок и пазов в валу и канавки в ступице принимаем в зависимости от диаметра вала. Длину шпонок назначаем на 5-10 мм короче ступиц насаживаемого на вал.

Шпоночные соединения проверяем на смятие и срез узких граней шпонок, выступающих из вала по следующим допускаемым напряжениям:

- при стальной ступице,

Условие прочности:

на смятие:

- допускаемое напряжение на смятие,

где - диаметр вала,

- высота шпонки выступающей из вала:

- высота шпонки,

- глубина шпоночного паза в валу,

- рабочая длина шпонки,

- длина шпонки, , - ширина шпонки,

на срез:

- допускаемое напряжение на срез.

10.2 Быстроходный вал
Диаметр вала ,

крутящий момент .

Шпонка , , (табл.4.1 /5/)

Рабочая длина шпонки:

Высота шпонки выступающей из вала:

Смятие:

Срез:

10.3 Промежуточный вал
Диаметр вала ,

крутящий момент .

Шпонка , , (табл.4.1 /5/)

Рабочая длина шпонки:

Высота шпонки выступающей из вала:

Смятие:

Срез:

10.4 Тихоходный вал
Диаметр вала под колесом ,

крутящий момент .

Шпонка , , (табл.4.1 /5/)

Рабочая длина шпонки:

Высота шпонки выступающей из вала:

Смятие:

Срез:

Диаметр вала под звездочкой ,

крутящий момент .

Шпонка , , (табл.4.1 /5/)

Рабочая длина шпонки:

Высота шпонки выступающей из вала:

Смятие:

Срез:

Таким образом, прочность шпоночных соединений на всех валах обеспечивается.

11. Подбор и расчет муфт
Муфты подбирают по наибольшему диаметру соединяемых валов с соблюдением условия

где Тр - расчетный крутящий момент на соединяемых валах

[T] - допускаемый крутящий момент, принимаемый из справочных таблиц и выбираемой муфте.

где Т1 - крутящий момент на соединяемых валах Т1=30,4 H·м.

К - коэффициент режима работы муфты К=1,5…2,0

Выбираем муфту фланцевую по ГОСТ 20761-80 с номинальным крутящим моментом Т=0,16кH·м, диаметром посадочного отверстия d=30…38мм

12. Описание сборки редуктора
Метод сборки. Редуктор собираем по сборочному чертежу и спецификации к нему. Принимаем наиболее прогрессивный метод сборки - поузловой.

На сборку идут детали, соответствующие требованиям рабочих чертежей и нормативно-технической документации и принятые техническим контролем.

Узел смотровой крышки. В отверстие крышки смотрового люка с наружной стороны выступающая часть отдушины приваривается к крышке сплошным угловым швом ручной электродуговой сваркой ГОСТ 5264-80 или полуавтоматической сваркой в среде углекислого газа ГОСТ 11472-80.

Узел быстроходного вала. На посадочные цапфы вала с обеих сторон в упор до заплечиков шестерни устанавливаются мазеудерживающие кольца. Подготовленные к установке подшипники - нагретые в масляной ванне до устанавливаются на вал по схеме "в распор".

Узел ведомого вала. В шпоночный паз вала устанавливается призматическая шпонка и напрессовывается колесо в упор до бурта. Затем со стороны бурта устанавливается мазеудерживающее кольцо, а со стороны выходного конца распорная втулка и затем мазеудерживающее кольцо.

Узлы валов. В подготовленный к сборке корпус редуктора, (окрашенный изнутри маслостойкой краской красного цвета) в гнезда подшипников устанавливаются собранные узлы валов. Плоскость разъем корпуса и крышки покрываются герметиком и устанавливается крышка корпуса. Устанавливают 2 конических штифта фиксирующих положение крышки. Затягиваются фланцевые и у подшипников узлы.

Масло. В резьбовое окно корпуса устанавливается маслоспускная пробка. Устанавливается глазок фонарного маслоиспускателя. Заливается масло.

Смотровой люк. Смотровой люк закрывают крышкой и прокладке и закрепляют 4 болтами М6x20.36.

Регулировка. Редуктор подвергается регулировке и обкатке согласно требований технических усилий.

13. Смазка редуктора и подшипников
Способ смазки - картерный. Смазка осуществляется окунанием колеса в масло, залитое внутрь корпуса редуктора. При картерной смазке достаточно, чтобы в смазку погружалось большее из двух зубчатых колес пары. Колеса конических передач погружаются в смазку на всю длину зуба. Предельную глубину погружения тихоходного колеса ограничивают в пределах его радиуса или 100 мм.

Количество заливаемого в картер масла:

где - мощность на быстроходном валу,

, принимаем

При смазке зубчатых колес окунанием подшипники качения опор валов обычно смазываются из картера в результате разбрызгивания масла зубчатыми колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Надежная смазка подшипников возможна при окружных скоростях зубчатых колес свыше 3 . Иначе для смазки подшипников применяется пластическая смазка в виде солмдол-жировой УС-3 или жировая 1-13. Применение раздельной смазки зацепления и подшипников вызывает необходимость в изоляции полости подшипника от внутренней части редуктора защитными шайбами, мазеудерживающими или маслоотражательными кольцами.

Масло заливается в корпус через смотровое окно в верхней части крышки. Уровень смазки контролируется по маслоуказателю фонарного типа. Слив масла производится через маслоспускное отверстие в нижней части корпуса, которое закрывается резьбовой пробкой с прокладкой.

14. Описание сварной рамы
Рама представлена на рис.4.

Сварная рама варится из швеллера №10 ГОСТ 8240-89. Под лапы редуктора и электродвигателя подкладываются прокладки из листовой стали одинаковой толщины. Под лапы электродвигателя - дополнительно прокладки h=10 мм.

Рисунок 4 - Сварная рама.

Список литературы

1. ?????? ?????. ??????????????: ??????? ??????? / ?.?. ??????, ?.?. ???????? - 2-? ???., ????., ???. - ??.: ?? "??????????", 2002. - 290?.

2. ???????????? ???????? ? ????????? ??????? ?? ????? "?????????? ????????". ?????????????? ?????? ??????? / ?.?. ????????? - ???????: ???, 1991

3. ???????????? ???????? ? ????????? ??????? ?? ????? "?????????? ????????". ?????????? ???????? ????? ? ?????? ??????????? / ?.?. ?????????, ?.?. ???????, ?.?. ???????? - ???????: ???, 1991. - 40 ?.

4. ???????????? ???????? ? ????????? ??????? ?? ????? "?????????? ????????". ?????? ???????? ??????? / ?.?. ???????? - ???????: ???, 1991. - 32 ?.

5. ??????? ??????? ????? / ?.?. ??????, ?.?. ???????, ?.?. ???????. - 2-? ???., ???????. ? ???. - ??.: ???. ?????, 1978. - 472 ?.