Привод редуктора

Для промежуточного вала были предварительно выбраны 2 роликовых однорядных конических подшипника 7310A (d=50 мм, D=110 мм, Т=29,5 мм, B=27 мм Cr=117000 Н, C0r=90000 Н, e=0,35) и радиальный шарикоподшипник средней серии 310 (d=50 мм, D=100 мм, B=27 мм,Cr=61800 Н, C0r=36000Н).

Схема установки - одна опора фиксирующая В, другая плавающая А.

На опоры вала действуют силы: радиальные реакции опор RrA=2789,4 Н и RrB=942,5 H, осевая сила на колесе Fa2П=224 Н, осевая сила на червяке Fa1П=7668 Н.

Требуемая долговечность подшипников Lh=18·103 ч.

Определяем суммарную базовую динамическую грузоподъемность комплекта из двух конических роликоподшипников.

=1,714Сr=1,714117103=200,5103

Результирующая осевая сила:

Fa= Fa1П-Fa2П =7668-224=7444 H.

Силы действующие на опору B.

Получим Rr1= RrA=2789,4 Н, Rr2= RrB=942,5 H, Rа1=0 Н, Rа2=7444 Н.

Обозначим опору А - 1; опору B - 2.



Рис. 10.1 - Схема нагружения промежуточного вала

Отношение:

Тогда для опоры А имеем X=1; .

где

Эквивалентная динамическая нагрузка:

где КБ=1,3- коэффициент безопасности,

КТ=1- температурный коэффициент.

Отношение:

Тогда для опоры B имеем X=0,67; Y=0,67·ctgб=2,87

где б=arctg(e/1,5)=13,134°.

Эквивалентная динамическая нагрузка:



Проверим наиболее нагруженную опору:

Предварительно выбранные подшипники подходят.

где а23=0,7-коэффициент, характеризующий совместное влияние качества колец, тел качения и условий эксплуатации табл.10.2;

KHE- коэффициент режима нагрузки;

10.2 Тихоходный вал

Для тихоходного вала были предварительно выбраны роликоподшипники 7212 (d=60 мм, D=110 мм, Т=23,75 мм, Cr=78000 Н, C0r=58000 Н, e=0,37).

Схема установки - враспор.

На опоры вала действуют силы: радиальные реакции опор RrA=8474 Н и RrB=9971,6 H, внешняя осевая сила Fa2Т=1498 Н.

Требуемая долговечность подшипников Lh=18·103 ч.

При d=60 мм расстояние между подшипниками не более lmax=7d=760=420 мм.

В моем случае l=79+79=158 мм < lmax=420 мм.

Рис. 10.2- Схема нагружения тихоходного вала

Осевые составляющие от радиальных нагрузок:

Так как RS1<RS2, то Ra1= RS1=2602,4 H, а Ra2= Ra1+Fa=2602,4+1498=4100,4 H.

Отношение:

Значит, для опоры 1(А) по табл. 2П.15 X=1, Y=0,2.

Значит, для опоры 2(B) по табл. 2П.15 X=1, Y=1,5.

Эквивалентные динамические нагрузки:

Проверим наиболее нагруженную опору B:

Предварительно выбранный подшипник подходит.

11. Расчет приводного вала на прочность

11.1 Предварительная разработка конструкции приводного вала

Диаметр конца вала под ведомой звездочкой цепной передачи из расчета на кручение:

По табл. 2П.1 приложения 2П размеры конца вала:d1=55 мм, lк1=82 мм.

Диаметр вала под распорной втулкой d2= d1+5=55+5=60 мм; под подшипником d3= d2+5=60+5=65 мм., что соответствует размерам отверстий внутренних колец подшипников.

Исходя из посадочного диаметра d3=65 мм. по табл. 2П.12 приложения 2П выбираем шариковый радиальный сферический двухрядный подшипник легкой серии 1213, имеющий следующие данные :d=65 мм, D=120 мм.,В=23 мм.,r=2,5 мм., Cr=31 кН., С0r=17,3 кН., е=0,17.

Следующая ступень вала диаметром d4 выполняет роль буртика для подшипника. По табл. 2П.17 приложения 2П диаметр этого буртика dб.п.=73…74 мм. Учитывая, что на данной ступени вала устанавливается крышка подшипника с манжетой, по табл. 2П.10 приложения 2П согласовываем размер dб.п с размером манжет и окончательно принимаем dб.п=75 мм. В крышке подшипника будет установлена манжета 1-75*90 ГОСТ 8752-79. Слева данный подшипник также будет закрыт крышкой с манжетой такого же типоразмера. Соответственно наружный диаметр распорной втулки между ступицей ведомой звездочки и подшипником должен быть также равен 75 мм. Со стороны ступицы звездочки данная втулка выполняет роль буртика. При диаметре отверстия в ступице звездочки d1=55 мм по табл. 2П.3 приложения 2П размер фаски в отверстии ступицы f=2 мм. Тогда наружный диаметр распорной втулки со стороны ступицы звездочки должен быть:dб? d1+(3,6…4)*f=55+(3,6…4)*2=62,2…63 мм.

Действительный размер dб=65 мм., что обеспечивает осевое фиксирование ступицы ведомой звездочки.

Диаметр пятой ступени вала d5= d4+5=75+5=80 мм.,

Для диаметра отверстия в ступице тяговой звездочки d5=80 мм. по табл.2П.3 приложения 2П назначаем размер фаски f=2 мм.

Шестая ступень вала диаметром d6 выполняет роль буртика для ступицы тяговой звездочки. Тогда

d6? d5+(3,6…4)*f=80+(3,6…4)*2=87,2…88 мм.

Принимаем d6=88 мм.

Учитывая, что подшипник правой опоры должен быть такого же типоразмера, как левой, принимаем d8= d3=65 мм.

Соответственно d7= d4=75 мм.

Канавки для выхода шлифовального круга на переходных участках между ступенями выполняем одного размера (по табл. 2П.4 приложения 2П ширина канавки ск=5 мм).

Ведомая звездочка цепной передачи закреплена на конце приводного вала посредством концевой шайбы, болта М8*20 (ГОСТ 7798-70) и штифта 2,5*16 (ГОСТ 3128-70) (см. по табл. 2П.24 приложения 2П). Аналогичным образом крепится на валу внутреннее кольцо правого подшипника.

Размеры привертных подшипниковых крышек принимаем по табл.3П.19 приложения 3П: толщина крышки бк=7 мм; диаметр dв болта М10, число болтов n=6 (одним болтом стягиваем одновременно 2 крышки); диаметр фланца крышки Dф=D+(4…4,4)*dв=120+(4…4,4)*10=160…164 мм., принимаем

Dф=164 мм; толщина фланца для исполнения 2 б3=1,2*бкр=1,2*7=8,4 мм., принимаем б3=8 мм; размер канавки ск=5 мм; толщина б2, ширина сn и размер фаски f центрирующего пояска: б2=(0,9…1)*бкр=(0,9…1)*7=6,3…7 мм., сn=(1…1,5)* ск=(1…1,5)*5=5…7,5 мм., f=2,5 мм., для D=120 мм.

Принимая во внимание ширину подшипника В=23 мм., зазор между крышкой и подшипником 4 мм., а также размеры привертной крышки длина болта для крепления обеих крышек l=80 мм. Обозначение болта: Болт М10-6g*80.66.05 ГОСТ 7805-70.

11.2 Выбор тяговой пластинчатой цепи по ГОСТ 588-81 и определение расчетного усилия S

Делительный диаметр тяговой звездочки:

мм

Запишем систему уравнений для цепного конвейера:

При вращающем моменте на приводном валу Т=527,9Нм и dд=243мм получим: Sнаб=5431Н, Sсб=1086Н.

Для одной тяговой пластинчатой цепи расчетная разрушающая нагрузка:

Sразр.расч.=Sнаб·кц=9·5431=48860Н,

где кц=9 - коэффициент запаса прочности тяговой пластинчатой цепи в предположении, что конвейер будет иметь наклонные участки.

Выбираем цепь М56 с разрушающей нагрузкой Sразр=56кН. Условное обозначение: Цепь М56-2-63-2 ГОСТ 588-81.

Расчетное усилие приводного вала: S= Sнаб+ Sсб=5431+1086=6517H.

Диаметр элемента зацепления Dц для тяговой пластинчатой цепи М56 типа 2 исполнения 2: Dц=d3=21мм.

11.3 Определение основных размеров звездочки для тяговой пластинчатой цепи

Геометрическая характеристика зацепления:

Делительный диаметр окружности dд=405мм.

Коэффициент числа зубьев: Kz=ctg(180є/z)= ctg(180є/10)=3,08.

Диаметр наружной окружности: De=t[K+Kz-(0,31/л)]=125[0,56+3,08-(0,31/6)]=425,5мм, где К=0,56 при z=12 и Dц<80 мм.

Диаметр окружности впадин: Di=dд-Dц=405-21=384мм.

Смещение центров дуг впадин: emin=0.01t=0,01·125=1,25мм; emax=0.05t=0.05·125=6,25мм.

Радиус впадин зубьев: r=0.5·Dц=0.5·21=10,5мм.

Половина угла заострения зуба г=13…20є.

Угол впадины зуба =66є при z=10.

Расстояние между внутренними пластинами b3=23мм и ширина пластины h=30мм.

Ширина зуба звездочки для цепи типа 2:

bfmax=0,9b3-1=0.9·21-1=19,7мм;

bfmin=0,87b3-1,7=0.87·21-1.7=17,27мм, принимаем bf=18мм.

Ширина вершины зуба для цепи типа 2:

b=0,75 · bf=0,75 ·18=13,5мм.

Наружный диаметр ступицы dст= 1,55 ·d5=1.55 ·70=108,5мм.

Длина ступицы lст=1,2·d5=1,2·70=84мм. Размер lст может быть уточнен после проверочного расчета шпоночного соединения.

11.4 Проверочный расчет шпоночных соединений

Шпоночное соединение предусмотрено для тяговой звездочки и ведомой звездочки цепной передачи.

По [4] табл.2П.9 определяем размеры призматических шпонок по ГОСТ 233610-78:

а) для тяговой звездочки: bЧh=20Ч12мм; t1=7,5мм; t2=4,9мм; исполнение шпонки -1; при длине ступицы тяговой звездочки lст=84мм полная длина шпонки l=70мм; рабочая длина шпонки lр=l-b=70-20=50мм.

б) для ведомой звездочки цепной передачи размеры ступицы lст=80мм, dст=70мм; размеры шпонки : bЧh=14Ч9мм; t1=5,5мм; t2=3,8мм; исполнение шпонки -2; полная длина шпонки l=70мм; рабочая длина шпонки lр=l=70мм; форма конца вала - цилиндрическая.

Так как приводной вал на длине от ведомой звездочки цепной передачи до тяговой звездочки нагружен одинаковыми крутящим моментом Т=527,9Н·м, то проверяем на смятие шпонку с меньшими размерами bЧh, т.е. шпоночное соединение ведомой звездочки цепной передачи. Тогда для переходной посадки Н7/к6 и стальной ступицы с учетом переменной нагрузки [см]=140 МПа. Тогда расчетное напряжение смятия при вращающем моменте на валу Т=527,9Н ·м и d=45мм:

см=МПа

что меньше [см]=140 МПа.

Принимая во внимание, что полученное напряжение смятия оказалось довольно большим, следует проверить шпоночное соединение тяговой звездочки ввиду меньшей величины рабочей длины шпонки lр:

МПа.

11.5 Определение радиальных реакций опор вала и построение эпюр моментов.

Рисунок 11.1 - Эпюры моментов М',M'',МК

Из чертежа линейные размеры: .

Рассмотрим нагружение приводного вала в горизонтальной плоскости XOZ.

Радиальные реакции опор от сил в горизонтальной плоскости XOZ:

Проверка: - реакции найдены правильно.

Радиальные реакции опор от сил в вертикальной плоскости YOZ:

Проверка: - реакции найдены правильно

Для построения эпюр определяем значения изгибающих моментов в характерных сечениях вала:

Вертикальная плоскость YOZ:

сечение C: Mx=0;

cечение А: Mx= FЦХ ·l1=1814·90·10-3=163,3 Н·м;

сечение D: Mx= FВ'' ·l3=3769·160·10-3=603 Н·м;

cечение В: Mx=0.

Горизонтальная плоскость XOZ:

сечение C: Mу=0

сечение A: Mу= -F ЦY·l1=-2591 ·90·10-3=233,2 Н·м;

cечение D и В: My=0.

Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала от сечения С до сечения D. При этом Мк=527,9 Н·м.

Суммарные радиальные реакции опор для расчета подшипников:

H;

.

11.6 Проверочный расчет предварительно выбранных подшипников

При разработке конструкции приводного вала предварительно были выбраны радиальные сферические двухрядные подшипники легкой серии 1211. Выполним проверочный расчет этих подшипников.

Примем коэффициент безопасности КБ=1.4. При вращении внутреннего кольца подшипника Коэффициент V=1. Подшипники приводного вала нагружены только радиальными нагрузками, осевые нагрузки на подшипники отсутствуют.

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка для более нагруженной опоры В:

Pr=VRrКБ=1·3838,8·1,4=5374Н.

Приняв коэффициент КНЕ=0,18 (для типового режима нагружения - 3) и по коэффициент а23=0,55 (для шарикоподшипников сферических двухрядных), а также показатель p=3 (для шариковых подшипников), определим расчетную динамическую грузоподъемность для опоры А:

кH.

Базовая радиальная динамическая грузоподъемность подшипника 1211 Cr=26,5кН. Предварительно выбранный подшипник подходит, так как

Crрасч=13кН < Cr=26,5кН.

11.7 Расчет на сопротивление усталости

В качестве материала приводного вала примем сталь 45, диаметр заготовки не более 120мм, твердость не ниже 240НВ, уВ=800 МПа, уТ=650 МПа, у-1=560 МПа, ф-1=210 МПа.

Анализ конструкции вала, а также эпюр изгибающего и крутящего моментов показывает, что предположительно опасными являются сечения А и D.

Рассчитаем сечение А на сопротивление усталости.

Концентраторы напряжений в сечении - посадка внутреннего кольца подшипника на валу с натягом и ступенчатый переход от диаметра к диаметру .

Для каждого из концентраторов напряжений определим отношения Ку/Кd и Кф/Кd.

Концентратор напряжений - посадка внутреннего кольца подшипника с натягом. При уВ=800 МПа для и посадки I линейным интерполированием Ку/Кd=3,98 и Кф/Кd=2,79.

Концентратор напряжений - ступенчатый переход от диаметра к диаметру . Радиус канавки для выхода шлифовального круга . Определяем отношения: и . При уВ=800 МПа и . Линейным интерполированием для вала из углеродистой стали диаметром d=55мм коэффициент : при изгибе Кd=0,8, при кручении Кd=0,7. Тогда отношения: Ку/Кd=2,96 и Кф/Кd=2,23.

В расчет принимаем первый концентратор напряжений - посадка внутреннего кольца подшипника с натягом, так как у него больше отношение Ку/Кd.

Посадочная поверхность под ступицей тяговой звездочки шлифуется. Тогда коэффициент KF=1.

Поверхность вала дополнительно не упрочняется КV=1.

Суммарные коэффициенты КуD и КфD:

КуD=(Ку/Кd+ КF-1)/ КV=(3,98+1-1)/1=3,98;

КфD=(Кф/Кd+ КF-1)/ КV=(2,79+1-1)/1=2,79.

Для круглого сплошного сечения со шпоночным пазом диаметром 55мм:

осевой момент сопротивления сечения:

мм3;

полярный момент сопротивления сечения

мм3;

Амплитуда напряжений цикла:

МПа;

МПа;

Среднее напряжение цикла: уm=0; фm=фa=8МПа.

Коэффициенты шу и шф:

шу=0,02+2·10-4· уВ=0,02+ 2·10-4·800=0,18;

шф=0,5 · шу=0.5 ·0,18=0,09.

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжением:

Коэффициент запаса прочности по усталости:

.

Сопротивление усталости в сечении А обеспечивается.

Рассчитаем сечение D на сопротивление усталости.

Диаметр вала в сечении d=d5=70мм. Концентраторы напряжений в сечении - шпоночный паз и посадка с натягом ступицы тяговой звездочки.

Для каждого из концентраторов напряжений определим отношения Ку/Кd и Кф/Кd.

Концентратор напряжений - посадка с натягом ступицы тяговой звездочки. При уВ=800 МПа для диаметра вала d=70мм и посадки 1 Ку/Кd=3,97 и Кф/Кd=2,79.

Концентратор напряжений - шпоночный паз. При уВ=800 МПа для валов со шпонками Ку=2,05 и Кф=1,9. Для d=70мм линейным интерполированием Кd: при изгибе Кd=0,79, при кручении Кd=0,65. Тогда Ку/Кd=2,05/0,79=2,7 и Кф/Кd=1.9/0,65=2,9.

Окончательно принимаем для последующего расчета первый концентратор напряжений, для которого Ку/Кd=3,97 и Кф/Кd=2,79.

Посадочная поверхность под ступицей тяговой звездочки шлифуется. Тогда коэффициент KF=1.

Поверхность вала дополнительно не упрочняется КV=1.

Суммарные коэффициенты КуD и КфD:

КуD=(Ку/Кd+ КF-1)/ КV=(3,97+1-1)/1=3,97;

КфD=(Кф/Кd+ КF-1)/ КV=(2,79+1-1)/1=2,79.

Для круглого сплошного сечения со шпоночным пазом диаметром 70мм:

осевой момент сопротивления сечения

мм3;

полярный момент сопротивления сечения

мм3

Амплитуда напряжений цикла:

МПа;

МПа.

Среднее напряжение цикла: уm=0; фm=фa=3,9МПа.

Коэффициенты шу и шф:

шу=0,02+2·10-4· уВ=0,02+ 2·10-4·800=0,18;

шф=0,5 · шу=0.5 ·0,18=0,09.

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжением:

Коэффициент запаса прочности по усталости:

Сопротивление усталости в сечении обеспечивается.

11.8 Расчет на статическую прочность

Расчет вала на статическую прочность проводим для более напряженного сечения A, так как для него в результате расчета вала на сопротивление усталости получен наименьший запас прочности S=1,9.

Определим эквивалентное напряжение для исследуемого сечения:

=85,8 МПа,

где КП=1,6 - коэффициент перегрузки.

Предельное допускаемое напряжение для промежуточного вала при уТ=650 МПа:

[у]=0.8 · уT=0.8 ·650=520 МПа.

Статическая прочность промежуточного вала обеспечивается, так как уЕ<[ у].

12. Проектирование рамы

По чертежу редуктора: bР=51 мм; lР=422 мм; сР=192 мм; l2Р=382мм; l3Р=20 мм;hР=288 мм.

Для создания базовой поверхности под редуктор на раме предусматриваем платики высотой hп=5 мм.

Ширину и длину платиков принимаем больше, чем длина и ширина опорной поверхности редуктора на величину:

с0=0,05bР+1=0,05·51+1=3,6 мм.

Принимаем с0=4 мм.

Принимаем расстояние от платиков до края рамы в плане b0=8 мм.

Ширина B и длина рамы L:

B= сР+bР+2с0+2b0=192+51+2·4+2·8=267 мм;

L=lР+2c0+2b0=422+2·4+2*8=446 мм.

Базовую конструкцию рамы составляем из двух продольно расположенных швеллеров и приваренных к ним двух поперечно расположенных швеллеров.

Высота базовой конструкции рамы:

Н=(0,08…0,10)L= (0,08…0,10)*446=35,7…44,6 мм

При конструировании опорной части редуктора был принят диаметр болтов dф М18. Диаметр отверстия в полке швеллера под болт d0=20 мм (таблица 3П22 приложения 3П).

Для крепления рамы к полу цеха применяем фундаментные болты с коническим концом. При L=446 мм принимаем четыре болта диаметром М16.

Размеры фундаментного болта: D=26 мм, l=28 мм, Hб=150 мм, D0=30 мм.

Выбираем швеллер №14 ГОСТ 8240-89 с размерами: b=58 мм, h=140 мм, S=4,9мм.

Проверим условие привинчивания болтов М20 (крепят редуктор к раме):

Е=(b-S)/2=(58-4,9)/2=26,55 мм > 1,25dф=1,25·18=22,5 мм.

Швеллер 14 подходит.

Приложение 1

Приложение 2

Размещено на Allbest.ru