РЕДУКТОР Цилиндрический Двухступенчатый

РЕДУКТОР Цилиндрический Двухступенчатый

Методические указания
к курсовому проекту по дисциплине «Детали машин»
для студентов всех специальностей

Санкт-Петербург 2002
Редуктор цилиндрический двухступенчатый: Методические указания к курсовому проекту по дисциплине «Детали машин» для студентов смешанного и вечернего обучения всех специальностей.

 

Изложен порядок проектирования зубчатых колес, подшипников качения, валов, соединений и элементов корпуса редуктора. Указания снабжены справочными данными и стандартами на некоторые детали.

Составитель: к.т.н., доц. А.А. Янсон

Методические указания утверждены на заседании кафедры

Рецензенты: д.т.н., проф. А.Г. Ташевский

к.т.н., проф. А.В. Приёмышев

Научный редактор— д.т.н., проф. Ю.А. Державец

Редактор Г.Л. Чубарова

 

П21(03)

Подписано в печать 24.10.02 Формат 60х90 1/16

Бумага тип. №3. Печать офсетная. Усл. печ. л. 3,25

Уч. – изд. л. 3,25 Тираж 200 экз. Заказ № 32

Издание Санкт-Петербургского института машиностроения

Санкт-Петербург, Полюстровский пр., 14

ОП ПИМаш

ПОДГОТОВКА ИСХОДНЫХ ДАННЫХ К ПРОЕКТИРОВАНИЮ

1.1. Индивидуальное техническое задание на проектирование редуктора

Шифр задания представляет собой четырехзначное число АБВГ, каждая цифра которого определяет: А– номер схемы редуктора (рис.1); Б – вращающий момент на тихоходном валу редуктора ; В – угловую скорость вала редуктора ; Г– срок службы редуктора и режим его работы: средний (С), тяжелый (T) или постоянный (П) (табл.1).

 

а А=1	б А=2	в А=3

Рис.1. Схемы двухступенчатых цилиндрических редукторов:
а) несоосный; б) несоосный с фланцевым креплением электродвигателя; в) соосный.
Соединительные муфты: 1- компенсирующая на быстроходном валу; 2 - компенсирующая на тихоходном валу; 3 - втулочная глухая на быстроходном валу

Таблица 1

Исходные параметры и режимы нагружения редуктора

Номер варианта	Б	В	Г	Режим
		ч
				П
		12,5		П
				Т
				Т
		7,1		Т
		6,3		С
		5,6		С

 

Формула для определения требуемой мощности электродвигателя

(1)

где Р – мощность электродвигателя, кВт;

- общий КПД привода (включая редуктор и соединительные муфты на его внешних валах);

η ₁ ≈ 0,98 – КПД зацепления, для двухступенчатого редуктора принимают x ₁= 2;

η ₂ ≈ 0,99 – КПД пары подшипников качения, для редукторов с тремя валами принимают x ₂= 3;

η ₃ ≈ 0,99 – КПД соединительных компенсирующих муфт МЗ и МУВП, для схем рис.1, а, в принимают x ₃= 2; для схемы рис.1, б принимают x ₃= 1.

По каталогу, приведенному в конце методических указаний, учебных пособиях [2], [3], справочнике [4], выбирают короткозамкнутый асинхронный двигатель серии 4А мощностью Р_эл ≥ Р с номинальной частотой вращения n_эл, близкой к синхронной частоте 1500 об/мин.

Угловая скорость электродвигателя

(2)

где n_эл – номинальная частота вращения об/мин.

Таблица 2

Механические характеристики сталей

 

Деталь

Марка стали

Размер заготовки (диаметр или толщина)

Термо-химическая обработка

Твердость

Прочность,

Базовый предел выносливости,

сердцевины

поверхности

контактный

при изгибе

Колесо

без ограничения

нормализация

194 НВ

194 НВ

1,8 НВ + 65

1,8 НВ

<250

закалка ТВЧ 2мм

194 НВ

45…50 HRC

14 НRC + 165

40Х

улучшение

230...280 НВ

1,8 НВ + 65

1,8 НВ

40Х

закалка

45...50 HRC

16,5 НRC + 135

40ХН

закалка

16,5 НRC + 135

Шестерня

18ХГТ

цементация

240...300 НВ

56...63 HRC

23 HRC

30ХГТ

12ХН2

20Х

НВ>212

 

РАСЧЕТ МОДУЛЯ ЗАЦЕПЛЕНИЯ

 

По условию изгибной прочности, мм

m ≥ (w_{F t} / [σ _F ])· Y _F Y _ε, (15)

где - удельная окружная нагрузка, .

Для предварительных расчетов

,
где - крутящий момент на валу шестерни, Н^.м (для тихоходной ступени
Т ₁= Т _П, для быстроходной ступени – Т ₁= Т _Б);

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба (по графику на рис.4 для тех же значений и номеров кривых, что и при определении по рис.3);

- коэффициент формы зуба, предварительно принимают для колеса и для шестерни;

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых колес , для косозубых .

Полученное значение модуля увеличивают до стандартного по табл.6. с учетом требований разделов 5 и 6.

Таблица 6

Модули зацепления, мм (по СТ СЭВ 310-76)

I ряд	1,0	-	1,5	2,0	2,5	3,0	4,0	5,0	6,0	8,0
II ряд	1,25	1,375	1,75	2,25	2,75	3,5	4,5	5,5	7,0	9,0

 

Рис.4. График для определения коэффициента

РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Подшипники выбирают по требуемой динамической грузоподъемности С и требуемому по условиям прочности диаметру вала , а также учитывают условия нарезания шестерни, габаритные размеры подшипников и требования взаимозаменяемости.

Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника , где m =3 для шариковых и m =3,33 для роликовых подшипников, - ресурс подшипника в миллионах оборотов, - эквивалентная нагрузка. Условия контакта рабочих элементов подшипника характеризуются параметром е, величина которого для радиальных и радиально-упорных шариковых подшипников выбирается или непосредственно по начальному углу контакта (при ), или по отношению ( - осевая нагрузка, - статическая грузоподъемность подшипника) по табл. 10. Для радиально-упорных конических роликовых подшипников . Осевая нагрузка до определенного предела оказывает положительное влияние на условие контакта рабочих элементов подшипника и в радиальных и радиально-упорных подшипниках при ( - радиальная нагрузка) не учитывается. Предварительный выбор подшипников производят в предположении, что , и формула для эквивалентной нагрузки имеет вид , где - динамический коэффициент; - коэффициент эквивалентной нагрузки, зависящий от режима. Выбранный по каталогу подшипник проверяют по условию , а при невыполнении этого условия - по ресурсу , где , где и - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (табл. 14), - по табл. 12, - по табл. 13. Последовательность расчета и выбора подшипников с учетом всех требований изложена в табл. 11.

Определение диаметров валов

Наиболее нагруженными являются выходные концы быстроходного и тихоходного валов, которые передают крутящие моменты и , а также по требованиям к редукторам должны выдерживать консольную нагрузку, создающую изгибающий момент , равный половине крутящего. По условию прочности на изгиб и кручение: ,
где .

При (для нереверсивного редуктора) и .

Допускаемое напряжение на изгиб для симметричного цикла

,

где – предел выносливости для симметричного цикла;

– требуемый коэффициент запаса прочности;

– коэффициент, учитывающий размеры детали в опасном сечении;

– коэффициент, учитывающий состояние поверхности;

– эффективный коэффициент концентрации для шпоночного паза.

Учитывая, что , и находятся в функциональной зависимости от ( - предел прочности), а - от и , после сокращений и преобразований, с достаточной степенью точности для любых марок сталей , где для быстроходного вала и для тихоходного вала. Полученные значения округляют до стандартных (табл. 17).

Выбор подшипников качения

Таблица 11

 

	Наименование	Быстроходный вал	Промежуточный вал	Тихоходный вал	Примечание
	1. Радиальная нагрузка на подшипник, Н				Раздел 10.1
	2.Осевая нагрузка на подшипник, Н				Раздел 9
	3.Динамический коэффициент		Таблица 12
	4. Коэффициент эквивалентной нагрузки		Таблица 13
	5. Эквивалентная нагрузка на подшипник, Н				(предварительно)
	6.Частота вращения, об/мин				Таблица 4
	7. Долговечность подшипника, ч		По заданию
	8. Ресурс подшипника, млн.об.
	9. Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника, Н				, для шариковых
	10. Расчетный диаметр выходного конца вала, мм				Раздел 10.2
	11. Диаметр окружностей впадин шестерни, мм				Раздел 6 для быстроходного вала и 5 -для тихоходного
Окончание табл. 11
12. Номер подшипника, выбранный по d в, С и при условии d 2 < d f 1	№	№	№	и № по каталогу
13. Наружный диаметр подшипника, мм, проверка по условию aw Б ≥(D Б+ D п)/2+5				- по формуле (14) для быстроходной ступени. Для соосного редуктора проверка не требуется
14. Окончательно выбранный подшипник. Динамическая грузоподъемность, Н Статическая грузоподъемность, Н	№	№	№   не требуется, расчет закончен	По условию взаимозаменяемости целесообразно для промежуточного и тихоходного валов выбирать одинаковые подшипники
			Таблица 14
			При расчет закончен. При продолжают проверку
15. Коэффициенты радиальной и осевой нагрузок	X= Y =	X= Y =		Таблица 14 по
16. Эквивалентная нагрузка на подшипник, Н
17. Ресурс выбранного подшипника, млн.об.				Сравнить с по п.8
18. Посадочный диаметр подшипника, мм				По условию , по каталогу
19. Стандартные диаметры выходных валов	d вБ		d вТ	Табл. 17

 

Таблица 12

Динамический коэффициент

Характер нагрузки на подшипник
Спокойная нагрузка (ременные передачи, ленточные конвейеры и др.)	1,0
Легкие толчки, кратковременные перегрузки до 125% (электродвигатели, зубчатые передачи при спокойной нагрузке и невысоких скоростях и др.)	1,1…1,2
Умеренные толчки, кратковременные перегрузки до 150% (коробки скоростей и др.)	1,3…1,8

Таблица 13

Коэффициент эквивалентной нагрузки

Режим работы	Обозначение режима
шариковые подшипники	роликовые подшипники
Средний	С	0,50	0,54
Тяжелый	Т	0,74	0,77
Постоянный	П	1,0	1,0

 

Таблица 14

Числовые значения Х и Y для радиальных и радиально-упорных однорядных подшипников

Угол контакта
	0,014				2,30	0,19
	0,028				1,99	0,22
	0,056				1,71	0,26
	0,084				1,55	0,28
	0,11			0,56	1,45	0,30
	0,17				1,31	0,34
	0,28				1,15	0,38
	0,42				1,04	0,42
	0,56				1,00	0,44
	0,014				1,81	0,30
	0,029				1,62	0,34
	0,057				1,46	0,37
	0,086				1,34	0,41
	0,11			0,46	1,22	0,45
	0,17				1,13	0,48
	0,29				1,04	0,52
	0,43				1,01	0,54
	0,57				1,00	0,54
18…20	-			0,43	1,00	0,57
24…26	-			0,41	0,87	0,68
	-			0,39	0,76	0,80
Примечание. Для радиально-упорных однорядных роликовых подшипников и при; и при

 

Таблица 15

Шариковые радиальные однорядные подшипники по ГОСТ 8338-75

Обозначение	Параметры подшипника
№	мм	Н	мм
Особо легкая серия, нормальная
				0,5
				0,5
				0,5
				0,5
				1,0
				1,0
				1,5
				1,5
				1,5
				1,5
				1,5
				2,0
				2,0
Легкая серия
				0,5
				1,0
				1,0
				1,0
				1,0
				1,0
				1,5
				1,5
				1,5
Окончание табл. 15
				2,0
				2,0
				2,0
				2,0
				2,5
				2,5
				2,5
				2,5
				2,5
				3,0
Средняя серия
				1,0
				1,5
				1,5
				1,5
				2,0
				2,0
				2,0
				2,5
				2,5
				2,5
				3,0
				3,0
				3,5
				3,5
				3,5
				3,5
				3,5
				4,0
				4,0
Тяжелая серия
				2,0
				2,5
				3,0
				3,5
				4,0
				5,0

11. УКАЗАНИЯ ПО КОНСТРУИРОВАНИЮ КОРПУСА ЗУБЧАТОГО
ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА

Конструирование корпуса слагается из двух этапов: выбор конструкции и определение размеров корпуса.

Выбор конструкции во многом определяется традициями, технологичностью, экономичностью и даже эстетичностью внешнего вида. Современные направления в редукторостроении рекомендуют следующие конструктивные решения:

1) форма корпуса максимально приближена к параллелепипеду, никаких выступающих частей (кроме концов валов), все приливы внутри корпуса;

2) плоскость разъема - по оси валов, крышки подшипников врезные;

3) отказ от болтовых соединений - все соединения на винтах или шпильках (кроме фундаментных болтов);

4) отказ от ребер жесткости (ребра повышают жесткость не более чем на 30%, что ниже погрешности приближенных расчетов на жесткость);

5) минимальная (по условиям технологии и жесткости) толщина стенок;

6) отказ от различных маслозащитных колец, сальников и канавок для стекания масла (опыт показывает, что при достаточном объеме масляной ванны масло разбрызгивается мало, через щели не вытекает, густую смазку из подшипников качения не вымывает, а если и попадает в подшипники, то лишь улучшает их работу);

7) максимальная экономия металла, приливы - для каждого винта отдельно;

8) минимальные зазоры между деталями и корпусом;

9) не допускать превышения размеров крепежных деталей (как для соединения основания с крышкой, так и для фундаментных болтов).

Следует помнить, что редуктор относится к стационарным машинам. Все его детали должны быть рассчитаны на один определенный ресурс, поэтому такие требования к конструкции машин, как транспортабельность и ремонтопригодность, должны находиться на втором плане и не вызывать заметного удорожания и усложнения корпуса.

При определении размеров элементов корпуса следует руководствоваться технологическими требованиями к литейным конструкциям и такими критериями работоспособности, как жесткость стенок (в направлении, перпендикулярном плоскости стенок) и прочность крепежных деталей. Все остальные размеры вытекают из размеров зубчатой передачи, подшипников и крепежных деталей.

11.1. Технологические требования

Наиболее распространенный материал для литых корпусов - чугун СЧ15-32. С точки зрения литейной технологии оптимальным является форма корпуса, представляющего собой сочетание простейших поверхностей, соединенных плавными переходами. Толщины стенок, рекомендуемые из технологических соображений, в зависимости от приведенного габарита отливки

,

где и - соответственно длина, ширина и высота отливки, приведены в табл.16 ( и - приближенно по рис.6 или рис.7 с точностью до ).

Таблица 16
Толщины стенок корпуса редуктора
Приведенный габарит , мм	Толщина стенок, мм
до 500

Рис.10. Обрыв стенки толщиной в местах отверстий, окон, разъемов

Все приливы на стенках корпуса для размещения крепежа, подшипников и других деталей необходимо выполнять с литейными уклонами 1:5 при размерах до 25 мм (в направлении, перпендикулярном плоскости стенки) и 1:10 при больших размерах (рис.11).

Рис.11 Литейные уклоны для крепежа, подшипников и других деталей

Жесткость стенок корпуса

Технические расчеты на жесткость построены на результатах экспериментов и приближенных расчетов корпусов как неразрезных пластин. Жесткость корпуса характеризуется деформацией под действием силы .

Формула для технических расчетов деформации имеет вид

,

где - коэффициент, учитывающий конструктивные особенности корпуса (имеются специальные таблицы и графики);

- половина большего размера нагруженной грани корпуса;

- модуль упругости материала;

- коэффициент Пуассона.

Так как для больших размеров редукторов допускается большая деформация , вводят относительную деформацию , где - межосевое расстояние зубчатой передачи (в многоступенчатых редукторах - большее ).

Выразив и через (по формуле Герца), для усредненного редуктора получим безразмерную зависимость , где - постоянная для усредненного редуктора.

При заданном отношение является постоянным для редуктора любых размеров. Практикой установлена оптимальная толщина стенок, обеспечивающих достаточную жесткость корпуса при любых конструктивных особенностях.

. (18)

Аналогичным образом установлены и другие размеры: толщина стенки под подшипник с наружным диаметром (рис.12) (большие значения - для легких серий подшипников); толщина корпуса под фундаментными болтами и гайками шпилек (рис.13) ,

где - наружный диаметр резьбы болта или диаметр отверстия.

При назначении диаметра отверстий под фундаментные болты целесообразно принимать его таким же, как у выбранного электродвигателя.

 

Рис.12. Толщина стенки бобышки под подшипник

Рис.13. Толщина стенки корпуса под фундаментными болтами и гайками шпилек

Размеры крепежных деталей

При соед