Проектирование привода с цилиндрическим редуктором

- коэффициент учитывающий динамическое  действие нагрузки.

 

Значение  и выбираем из [1], табл 3.7, табл 3.8 соответственно. = 1,04, = 1,45. По формуле (27) определим значение коэффициент нагрузки:

 

.

 

Коэффициент выбирается из ряда по ГОСТ 21354-75. Для выбора используются эквивалентные числа зубьев :

 

,         (28)

,

.

 

Тогда значения коэффициента для шестерни и колеса соответственно равно и .

Допускаемое напряжение :

 

,      (29)

 

где - предел выносливости, соответствующий базовому числу циклов;

- коэффициент безопасности.

 

Значение предела выносливости из [1], табл. 3.9 для стали 45:

 

,      (30)

МПа,

МПа.

 

Значение коэффициента согласно [1], табл. 3.9 .

По формуле (30) определим допускаемые напряжения для шестерни и колеса:

МПа,

МПа.

 

Для выбора колеса, зубья которого будут подвергаться проверке, найдем отношение  :

МПа,

МПа.

 

По результатам вычислений, дальнейшие расчеты будем вести для зубьев колеса.

Определим коэффициент компенсации  погрешности  :

 

,        (31)

.

 

Определим коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями . В соответствии с рекомендациями для курсового проектирования коэффициент принимают равным 0,92.

По  формуле (26) проверим прочность зуба колеса:

 

МПа,

94,1 МПа < 205,71 МПа.

 

Условие прочности выполнено.

 

Подбор редуктора выполняем из каталога готовых изделий. Редуктор выбираем по следующим критериям: число ступеней передачи, форма зубчатых колес, характер исполнения зубьев зубчатых колес, межосевое расстояние, т.е. требуется редуктор с одной ступенью, для цилиндрических прямозубых колес с межосевым расстоянием мм.

Все вышеперечисленные условия удовлетворяют  редукторы серии ЦУ.

Редуктор 1ЦУ-200 – 4 – 21К. Одноступенчатый косозубый цилиндрический редуктор с межосевым расстоянием 200 мм, номинальным передаточным числом 4, вариантом сборки 21. Схема вариантов сборки приведена на рисунке 2.

 

 

 

Рисунок 2 – Варианты сборки одноступенчатых  цилиндрических редукторов типа 1ЦУ (утолщенной линией обозначен ведущий вал)

 

 

Технические характеристики редуктора  приведены в таблице 2

 

Таблица 2

Технические характеристики редуктора 1ЦУ-200-4-21К

Номинальный вращающий момент на выходном валу, Hм	Допускаемая радиальная нагрузка, Н		Объем заливаемого масла, л	Масса, кг
	На входном валу	На выходном валу
2000	2000	5600	4	135

 

Схема простановки габаритных и  присоединительных размеров редуктора и валов приведена на рисунках 3 и 4. Значения габаритных и присоединительных размеров приведены в таблице 3.

 

 

Рисунок 3 – схема простановки  габаритных и присоединительных размеров редуктора

 

Рисунок 4 – схема простановки  габаритных и присоединительных  размеров валов редуктора (на схеме  представлено коническое исполнение вала)

 

 

 

 

 

 Таблица 3

Габаритные и присоединительные  размеры редуктора 1ЦУ-200-5-21Ц и его валов

200	437	136	200	212	212	425	36	230	265	580	236	165	160	500

 

16	20	55	70			24		75	100	10	12

 

82	105	110	70	140	6,0	7,5

 

Корпус редуктора и крышка литые  чугунные, соединены болтами в  горизонтальной плоскости. Вал (входной вал) вращается на двух конических роликоподшипниках средней серии. Вал находится в зацеплении с зубчатым колесом, который вращается на двух конических роликоподшипниках средней серии. Зубчатое зацепление эвольвентное прямозубое.

Регулировка подшипников осуществляется набором  регулировочных колец и, устанавливаемых  между торцом наружного кольца подшипника и закладными крышками. Неподвижные соединения уплотняются прокладками, а выходные концы валов – манжетами.

Для залива масла в редуктор в  крышке имеется отверстие, закрытое пробкой. Сливается масло через отверстие в нижней части корпуса, закрытое пробкой. Для контроля за уровнем масла служит контрольная пробка.

Смазка осуществляется из общей  масляной ванны: деталей зацепления –окунанием, подшипников – разбрызгиванием.

 

3 Предварительный расчет  валов редуктора

 

Предварительный расчет валов редуктора  проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Рассчитаем диаметры выходных концов валов по формуле:

 

,      (32)

 

где - допускаемое напряжение на кручение, МПа.

 

Полученные по формуле (32) значения округляются до ближайшего большего значения из ряда [1], стр 162.

Для валов, изготовленных из стали 45, значения выбираем из диапазона МПа.

Для ведущего вала:

 

мм.

 

Полученное значение округлим до 38 мм, чтобы диаметр выбранного электродвигателя совпадал с диаметром вала. Но т.к. изначально мы взяли готовый редуктор с заданными размерами, диаметр вала под подшипники мм.

При расчете ведомого вала принимаем  МПа.

 

мм.

 

Полученное значение округляем до 40 мм. В дальнейших расчетах будем принимать мм. Диаметр вала под подшипники мм.

Проверим валы выбранного редуктора (1ЦУ – 200 – 4 – 21Ц) на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Так как материал исполнения валов редуктора такой же как и в теоретическом расчете валов (сталь 45) принимаем для ведущего вала = 20 МПа, для ведомого  - = 25 МПа.

Для проверки преобразуем формулу (33) следующим образом:

 

,        (33)

 

Ведущий вал:

 

МПа

1,64<20,

 

Условие выполнено.

 

Ведомый вал:

 

МПа,

1,93<25,

 

Условие выполнено.

Размеры под подшипники для ведущего вала -  мм, для ведомого - мм.

Ступень ведомого вала, на которую будет напрессовано колесо принимаем мм.

Предварительно подберем подшипники для валов. Выбираем роликоподшипники конические однорядные средней серии.

 

Таблица 4

Роликоподшипники конические однорядные

Вал	Условное обозначение
Ведущий	7312	60	130	33,5	31
Ведомый	7315	75	160	40	37

 

Схема установки подшипников –  «враспор».

 

4 Проверочный расчет  подшипниковых узлов

 

Проверим, удовлетворяют ли, предварительно намеченные нами подшипники, условия эксплуатации.

Проверка ведется для каждого  из валов редуктора. В соответствии с рекомендациями, приведенными в [2], при расчетах принимается: шестерня имеет «левый зуб», колесо – «правый зуб».

Проверочный расчет ведущего вала.

Вал несет нагрузки возникающие вследствие зубчатого зацепления, а также консольную нагрузку, возникающую вследствие давления клиноременной передачи на выходной конец вала. Направление сил, а так же габаритные размеры вала проставлены на рисунке 5.

 

 

Рисунок 5 – Ведущий вал и силы, возникающие вследствие работы привода.

 

Рассчитаем консольную силу муфты  . Согласно [2], в проверочных расчетах можно принимать:

 

,      (34)

Н.

 

Определим реакции опор:

В плоскости xz.

 

,

,

Н.

 

,

 Н.

 

Для плоскости yz:

 

,

,

Н.

 

,

 Н.

 

Найдем суммарные реакции:

 

      (35)

Н,

Н.

 

Рассмотрим подшипник, расположенный  на опоре «1»:

 

Найдем эквивалентную нагрузку по формуле:

 

,          (36)

 

где - коэффициент, при вращении внутреннего кольца равный 1;

- коэффициент нагрузки, в зависимости  от условий эксплуатации;

- температурный коэффициент.

 

При курсовом проектировании . Согласно [1] табл. 9.19 . С учетом принятых коэффициентов по формуле (36) найдем эквивалентную нагрузку:

 

Н.

 

Расчетная долговечность :

 

,        (37)

 

где - динамическая грузоподъемность в соответствии с ГОСТ, кН;

- эквивалентная нагрузка, кН;

- показатель степени.

 

Для роликовых подшипников  , по каталогу для подшипника конического 7312: кН.

 

Определим по формуле (39) номинальную долговечность подшипника:

 

 млн. об.

 

Расчетная долговечность в часах:

 

,      (38)

 

 ч.

 

Номинальная долговечность подшипника больше рекомендуемой ч.

 

Ведомый вал.

Ведомый вал несет нагрузки, вызванные  зубчатым зацеплением, а так же нагрузку от цепной передачи. Направление сил, а так же габаритные размеры вала проставлены на рисунке 6.

 

Остальные силы равны по величине силам, значения которых использовались в проверочном расчете для ведущего вала.

 

 

Рисунок 6 – Ведомый вал и  силы, возникающие вследствие работы привода.

 

Определим реакции в опорах. В  плоскости xz:

 

,

,

,

Н.

 

,

 Н.

 

В плоскости yz:

 

,

,

,

 Н.

 

,

 Н.

 

По формуле (35) найдем суммарные  реакции:

 

Н,

Н.

 

Эквивалентную нагрузку найдем по формуле (36):

 

 Н.

 

Определим расчетную долговечность  по формуле (37), по каталогу для подшипника конического 7315: кН.