Привод транспортирующей машины

Для обеспечения прочности вала достаточно иметь требуемый коэффициент прочности вала [S] = 1,5 … 1,7. Однако, учитывая повышенные требования к жесткости редукторных валов, рекомендуется принимать [S] = 2,5 … 3.

Расчетный коэффициент запаса прочности в опасном сечении вала рассчитывается:

S = (5.14)

где - коэффициент запаса усталостной прочности только по изгибу:

(5.15)

- коэффициент запаса усталостной прочности только по кручению:

(5.16)

Пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении с симметричным циклом:

?_-1 = 0,43 ?_В Н/мм² (5.17)

?_-1 = 0,58 ?_-1 Н/мм² (5.18)

?_-1 = 0,43?900 = 387 (Н/мм²),

?_-1 = 0,58?387 = 224,5 (Н/мм²)

k_?, k_? - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении. Для валов-шестерен в месте расположения зубьев, при ?_В = 900 Н/мм², k_? = 1,70, k_? = 1,55;

Е_?, Е_? - масштабные факторы для напряжений изгиба и кручения; Е_? = 0,65,

Е_? = 0,76. /4,c.10/

?_а, ?_а - амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений при изгибе и кручении,

?_m, ?_m - средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений,

?_?, ?_? - коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на усталостную прочность. Значения коэффициентов для стальных валов ?_? = 0,1,

?_?=0,05. /4, с. 11/.

При расчете принимают, что напряжение изгиба изменяется по симметричному циклу, а напряжения кручения - по пульсирующему. Можно пренебречь также, вследствие малости, влиянием растягивающих (сжимающих) сил.

При этом

?_m = 0; (5.19)

?_а = М/0,1d³ (5.20)

?_m = ?_a = 0,5? = 0,5T/0,2 (5.21)

где М - результирующий изгибающий момент в опасном сечении вала,

dш - диаметр вала в опасном сечении,

Т - крутящий момент.

?_а = 46,51/0,1?55³ = 2,8 (Н/мм²),

?_m = 0,5?54,3?10³ /0,2?55³ = 0,82 (Н/мм²)

S = - условие выполняется

6 Расчет промежуточного вала редуктора

6.1 Выбор материала вала: для валавыбираем сталь 40Х с термообработкой улучшение и ?_В = 900 Н/мм², ?_Т = 750 Н/мм². /4, с. 3/

6.2 Определение диаметра вала под шестерней и колесом

d_ш,к ? (6.1)

[?] - допускаемое напряжение на кручение для материала вала, Н/мм².

[?] = (0,025 … 0,03) ?_В, (6.2)

[?] = 0,025 ? 900 = 22,5 (Н/мм²)

Тогда: d_ш,к ?34 (мм) > d_ш,к=35 мм

По конструктивным соображениям принимаем d_ш,к=55 мм

6.3 Конструирование вала

Диаметр вала под подшипник

d_п = d_шк - 2t , (6.3)

где t = 3 мм - высота заплечиков

d_п = 55 - 2 ? 3 = 49 (мм) > d_п = 50 мм

Диаметр буртика для осевой фиксации колес

d_?к = d_ш,к + 2t (6.4)

d_?к = 55 + 2 ? 3 = 61(мм) > d_?к = 63 мм

Упрощённое изображение промежуточного вала редуктора приведено на рисунке 6.1.

Рисунок 6.1 - Промежуточный вал редуктора

Толщина тела шестерни:

=(мм)

S?2.5m+2=2.5·2.5+2=8.25

8,75 ?8.25 - значит шестерня насадная

6.4Расчет изгибающих и крутящих моментов на промежуточном

валу привода

Конструктивно-проработанная и расчетные схемы промежуточного вала редуктора с эпюрами крутящего и изгибающих моментов приведены на рисунке 6.2.

Рисунок 6.2 - Конструктивно-проработанная и расчетные схемы промежуточного вала редуктора с эпюрами крутящего и изгибающих моментов

6.4.1 Проецируем на ось y:

?М_E = 0:F_tБ l₄ + F_y(l₄ + l₅ + l₆) - F_tT(l₄ + l₅) = 0 (6.5)

F_y = (-1508,3?60 + 4697?213)/276= 3297(Н)

?М_F = 0:-F_tT(l₅ + l₆) + E_y(l₄ + l₅ + l₆) +F_tТl₆ = 0 (6.6)

E_y = (Н)

М_у = 0

М_y1 = F_yl₆ (6.7)

М_y1 =3297?63 = 2,08 (Н мм)

М_y2 = E_y l₄ (6.8)

М_y2 = 108,3?60 = 6498 (Н мм)

6.4.2 Проецируем на ось x:

?М_E = 0:F_rБ l₄ + F_rТ (l₄ + l₅) - F_x(l₄ + l₅ + l₆) = 0 (6.9)

F_x = (549?60 + 1709,6?213)/276 = 1438,7 (Н)

?М_F = 0:-F_rБ(l₅ + l₆) + E_x(l₄ + l₅ + l₆) - F_rТl₆ = 0 (6.10)

E_x = (549?216 +1709,6?63)/276 = 820 (Н)

М_x = 0

М_x1 = F_x l₆ (6.11)

М_x1 = 1438,7?63 = 0,906 (Н мм)

М_x2 = E_x l₄ (6.12)

М_x2 = 820?60 = 0,492 (Н мм)

6.4.3 Результирующие реакции в опорах

(6.13)

E = (Н)

(6.14)

F = (Н)

6.4.4 Результирующие изгибающие моменты

(6.15)

М1 = (Н мм)

(6.16)

М2 = (Н мм)

6.5 Определение коэффициента запаса прочности в опасном

сечении

Определяем коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравниваем их с допустимым значением S ? [S]

Для обеспечения прочности вала достаточно иметь требуемый коэффициент прочности вала [S] = 1,5 … 1,7. Однако, учитывая повышенные требования к жесткости редукторных валов, рекомендуется принимать [S] = 2,5 … 3.

Расчетный коэффициент запаса прочности в опасном сечении вала рассчитывается:

= (6.17)

где - коэффициент запаса усталостной прочности только по изгибу:

(6.18)

- коэффициент запаса усталостной прочности только по кручению:

(6.19)

Пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении с симметричным циклом:

?_-1 = 0,43 ?_В (6.20)

?_-1 = 0,58 ?_-1 Н/мм² (6.21)

?_-1 = 0,43?900 = 387 (Н/мм²),

?_-1 = 0,58?387 = 224.5 (Н/мм²)

k_?, k_? - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении. Для валов в месте расположения шпоночной канавки, при ?_В = 900 Н/мм²,

k_? = 1,9, k_? = 1,9. /4, с. 9/

Е_?, Е_? - масштабные факторы для напряжений изгиба и кручения; Е_? = 0,65,

Е_? = 0,76. /4,c.10/

?_а, ?_а - амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений при изгибе и кручении;

?_m, ?_m - средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений;

?_?, ?_? - коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на усталостную прочность. Значения коэффициентов для стальных валов ?_? = 0,1,

?_? = 0,05. /4, с. 11/

При расчете принимают, что напряжение изгиба изменяется по симметричному циклу, а напряжения кручения - по пульсирующему. Можно пренебречь также, вследствие малости, влиянием растягивающих (сжимающих) сил. При этом:

?_m1,2 = 0; (6.22)

?_а1 = /0,1 (6.23)

?_а2 = /0,1 (6.24)

?_m1 = ?_a1 = 0,5?₁ = 0,5/0,2 (6.25)

?_m2 = ?_a2 = 0,5?₂ = 0,5/0,2 (6.26)

где - результирующие изгибающие моменты в опасных сечениях вала,

- диаметр вала в опасных сечениях,

- крутящие моменты.

?_а1 = 2,27/0.1?55³ = 13,64 (Н/мм²),

?_а2 = 0,496/0.1?55³ = 2,98 (Н/мм²),

?_{m1 =} ?_m2 = 0,5?182?10³/0,2?55³ = 2,73 (Н/мм²)

- условие выполняется

- условие выполняется

7 Расчет тихоходного вала редуктора

7.1 Выбор материала вала

Выбор материала вала: для вала выбираем cталь 40Х с термообработкой улучшение и ?_В = 900 Н/мм², ?_Т = 750 Н/мм². /4, с. 3/

7.2 Оценка диаметра вала из расчета только на кручение

d_2T ? (7.1)

где d_2T - диаметр вала, мм,

[?] - допускаемое напряжение на кручение для материала вала, Н/мм².

[?] = (0,025 … 0,03) ?_В, (7.2)

[?] = 0,025 х 900 = 22,5 (Н/мм²)

Тогда

d_2T ?50 (мм) > d_2Т = 50 мм

Полученный диаметр, а также другие размеры вала округляем до ближайшего, большего по значению, стандартного значения /1, с. 296/.

7.3Конструирование тихоходного вала

Диаметр вала под уплотнением

d_упл = d_2T + 2t, (7.3)

где t =3 мм - высота заплечиков

d_упл = 50 + 2 ? 3= 56 (мм) > d_упл = 60 мм

Диаметр вала под подшипник

d_п = d_упл + 2t (7.4)

d_п = 60 + 2 ? 3 = 66 (мм) > d_п = 70 мм

Диаметр вала под зубчатым колесом

d_к = d_п + 2t (7.5)

d_к = 70 + 2 ? 3 = 76 (мм) > d_к = 80 мм

Диаметр буртика для осевой фиксации колеса

d_?к = d_к + 2t (7.6)

d_?к = 80 + 2 ? 3 = 86 (мм) > d_?к = 90 мм

Упрощённое изображение тихоходного вала редуктора приведено на рисунке 7.1.

Рисунок 7.1 - Тихоходный вал редуктора

7.4 Расчет изгибающих и крутящих моментов на тихоходном валу

Конструктивно-проработанная и расчетные схемы тихоходного вала редуктора с эпюрами крутящего и изгибающих моментов приведены на рисунке 7.2

Рисунок 7.2. - Конструктивно-проработанная и расчетные схемы тихоходного вала редуктора с эпюрами крутящего и изгибающих моментов

7.4.1 Проекция на ось y:

?М_C = 0:F_tТ l₇ - D_y(l₇ + l₈) = 0 (7.7)

D_y = 4697?60/124 = 2273 (Н)

?М_D = 0:-F_tТl₈ + C_y(l₇ + l₈) = 0 (7.8)

C_y = 4697?64/124 = 2424 (Н)

M_y =0

M_y = C_yl₇ = 2424?60 = 1,45 (Н мм),

7.4.2 Проекция на ось x:

?М_C = 0:-D_x(l₇ + l₈) - F_rТl₇ +F_цп (l₇ + l₈ + l₉) = 0 (7.9)

D_x = (4823?204 - 1709,6?60)/124= 7107,4 (Н)

?М_D = 0:- C_x(l₇ + l₈) + F_rТl₈ + F_цп l₇= 0 (7.10)

С_x = (1709,6?64 + 4823?80)/124 = 3994 (Н)

M_х =0

M_х1 = С_xl₇ = 3994?60 = 2,4 (Н мм)

M_х2 = F_цпl₉ = 4823 ?80 = 3,86 (Н мм),

7.4.3 Результирующие реакции в опорах

(7.11)

C = (Н)

(7.12)

D = (Н)

7.4.4 Результирующие изгибающие моменты

(7.13)

(7.14)

М₁ = (Н мм)

Н мм

7.5 Определение коэффициента запаса прочности в опасном

сечении

Определяем коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравниваем их с допустимым значением S ? [S]

Для обеспечения прочности вала достаточно иметь требуемый коэффициент прочности вала [S] = 1,5 … 1,7. Однако, учитывая повышенные требования к жесткости редукторных валов, рекомендуется принимать [S] = 2,5 … 3.

Расчетный коэффициент запаса прочности в опасном сечении вала рассчитывается:

= (7.15)

где - коэффициент запаса усталостной прочности только по изгибу:

(7.16)

- коэффициент запаса усталостной прочности только по кручению:

(7.17)

Пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении с симметричным циклом:

?_-1 = 0,43 ?в (7.18)

?_-1 = 0,58 ?_-1 Н/мм² (7.19)

?_-1 = 0,43?900 = 387 (Н/мм²),

?_-1 = 0,58?387 = 224,5 (Н/мм²)

k_?, k_? - эффективные коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении. Для валов в месте расположения шпоночной канавки, при ?_В = 900 Н/мм², k_? = 1,9, k_? = 1,9. /4, с. 9/

Е_?, Е_? - масштабные факторы для напряжений изгиба и кручения; Е_? =0,65,

Е_?= 0,76. Для валов в месте посадки подшипников качения соотношения: k_?/E_? = 3,20; k_?/E_? =2,42. /4, с. 10/

?_а, ?_а - амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений при изгибе и кручении,

?_m, ?_m - средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений,

?_?, ?_? - коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на усталостную прочность. Значения коэффициентов для стальных валов ?_? = 0,1,

?_? = 0,05./4, с. 11/.

При расчете принимают, что напряжение изгиба изменяется по симметричному циклу, а напряжения кручения - по пульсирующему. Можно пренебречь также, вследствие малости, влиянием растягивающих (сжимающих) сил. При этом

?_m1,2 = 0; (7.20)

?_а1 = /0,1 (7.21)

?_а2 = /0,1 (7.22)

?_m1,2 = ?_a1,2 = 0,5?_1,2 = 0,5/0,2 (7.23)

где - результирующие изгибающие моменты в опасных сечениях вала,

- диаметр вала в опасных сечениях,

- крутящий момент.

?_а1 = 2,8/0.1?80³ = 5,5 (Н/мм²),

?_а2 = 3,86/0.1?70³ = 11,25 (Н/мм²),

?_m1= ?_а1 = 0,5?550,4?10³/0,2?80³ = 2,7 (Н/мм²)

?_m2= ?_а2 = 0,5?550,4?10³/0,2?70³ = 4 (Н/мм²)

- условие выполняется

- условие выполняется

8 Выбор муфты

Для соединения вала редуктора с валом электродвигателя выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ 21424-75 /1, с. 462, 463, табл. 15.5/. Упругие втулочно-пальцевые муфты не имеют непосредственного металлического контакта между полумуфтами, окружная сила передается через резиновые втулки, надетые на стальные пальцы. В связи с небольшим объемом и массой таких муфт их амортизирующая способность тоже мала. Муфты допускают ограниченное осевое смещение в пределах осевого зазора, практически - не свыше половины его.

Материал муфты - чугун СЧ20 или сталь 45, материал для изготовления пальцев - сталь не ниже марки 45, материал втулок - специальная резина, стойкая в минеральных маслах, число пальцев: от 4 до 10.

Выбираем муфту в зависимости от диаметров выходных концов вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора: d_в = 38 мм, d_эл = 38 мм.

Муфта упругая втулочно-пальцевая 250-32 ГОСТ 21424-75

[Т] = 250·10³ Н·мм, D = 140 мм, L = 165 мм, l = 80 мм.

Выбранную муфту проверяем по условию /1, с. 457/:

Т_р ? [T] (8.1)

Т_р - расчетный крутящий момент

К_p Т_ном ? [Т], (8.2)

где Т_ном - номинальный крутящий момент, Т_ном = Т_1Б = 54,3·10³ Н·мм

К_р - коэффициент режима работы.

При спокойной нагрузке с кратковременными перегрузками

К_р = 1,25…1,5.

[Т] - допускаемое значение передаваемого вращающего момента / 1,т.15.5,c.463 /

Т_р = 1,5 ?54,3·10³ = 81,5 ·10³ (Н·мм)

Т_р < [T] - условие выполняется.

Упругая втулочно-пальцевая муфта по ГОСТ 21424-75 с её основными размерами показана на рис. 8.1.

d = 38мм; d₁ = 38 мм; D = 140 мм; L = 165 мм; l = 80 мм; С = 5 мм; B = 42 мм.

Рисунок 8.1 - Упругая втулочно-пальцевая муфта

9 Выбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений

Соединения валов с зубчатыми колесами, звездочками цепных передач, муфт и др. сравнительно часто осуществляются призматическими шпонками /1, с. 301 … 308/.

Основные элементы конструкции и размеры шпоночного соединения приведены на рис. 9.1.

Рисунок 9.1 - Шпоночное соединение по ГОСТ 23360 - 78

9.1 Для быстроходного вала

9.1.1 Шпонка на вал для посадки полумуфты

d_в = 38 мм, l = 40 мм, Т_1Б = 54,3?10³ Н мм

Выбираем шпонку призматическую /1, табл. 11.7, с. 302/ из ряда стандартных значений (исполнение А)

Шпонка 10 ? 8 ? 40 ГОСТ 23360 - 78

Сечение шпонки: b ? h = 10 ? 8 мм.

Глубина пазов: вала -- t₁ = 5 мм, втулки -- t₂ = 3,3 мм.

Фаска s = 0,25…0,4 мм ? 45⁰.

Выбранную шпонку проверяем на смятие

, (9.1)

где l_р - рабочая длина шпонки, мм,

[?]_см - допускаемое напряжение смятия, [?]_см = 100 … 120 МПа.

< 100 МПа - условие выполняется.

9.1.2 Шпонка под шестерню

Так как при расчетах быстроходного вала конструктивно оказалось более выгодным использовать вал-шестерню, шпонка под шестерню не рассчитывается.

9.2 Для промежуточного вала

9.2.1Шпонка под зубчатое колесо

d_в = 55 мм, l =32 мм, Т_2Б = 182?10³ Н мм

Выбираем шпонку призматическую /1, табл. 11.7, с. 302/ из ряда стандартных значений (исполнение А)

Шпонка 16 ? 10 ? 32 ГОСТ 23360 - 78

Сечение шпонки: b ? h = 16 ? 10 мм.

Глубина пазов: вала - t₁ = 6 мм, втулки - t₂ = 4,3 мм.

Фаска s = 0,25…0,4 мм ? 45⁰.

Выбранную шпонку проверяем на смятие

, (9.2)

где l_р - рабочая длина шпонки, мм,

[?]_см - допускаемое напряжение смятия, [?]_см = 100 … 120 МПа.

< 120 МПа - условие выполняется.

9.2.2 Шпонка под шестерню

d_в = 55 мм, l = 50 мм, Т_1Т = 182?10³ Н мм

Выбираем шпонку призматическую /1, табл. 11.7, с. 302/ из ряда стандартных значений (исполнение А)

Шпонка 16 ? 10 ? 50 ГОСТ 23360 - 78

Сечение шпонки: b ? h = 16 ? 10 мм.

Глубина пазов: вала - t₁ = 6 мм, втулки - t₂ = 4,3 мм.

Фаска s = 0,25…0,4 мм ? 45⁰.

Выбранную шпонку проверяем на смятие

, (9.3)

где l_р - рабочая длина шпонки, мм,

[?]_см - допускаемое напряжение смятия, [?]_см = 100 … 120 МПа.

< 100 МПа - условие выполняется.

9.3 Для тихоходного вала

9.3.1 Шпонка под зубчатое колесо

d_в = 80мм, l = 45 мм, Т_2Т = 550,4?10³ Н мм

Выбираем шпонку призматическую /1, табл. 11.7, с. 302/ из ряда стандартных значений (исполнение А)

Шпонка 22 ? 14 ? 45 ГОСТ 23360 - 78

Сечение шпонки: b ? h = 22? 14 мм.

Глубина пазов: вала - t₁ = 9 мм, втулки - t₂ = 5,4 мм.

Фаска s = 0,25…0,4 мм ? 45⁰.

Выбранную шпонку проверяем на смятие

, (9.4)

где l_р - рабочая длина шпонки, мм,

[?]_см - допускаемое напряжение смятия, [?]_см = 100 … 120 МПа.

< 120 МПа - условие выполняется.

9.3.2Шпонка под ведущую звездочку цепной передачи

d_в = 50 мм, l = 45 мм, Т_2Т = 550,4?10³ Н мм

Выбираем шпонку призматическую /1, табл. 11.7, с. 302/ из ряда стандартных значений (исполнение А)

Шпонка 14 ? 9 ? 45 ГОСТ 23360 - 78

Сечение шпонки: b ? h = 14 ? 9 мм.

Глубина пазов: вала - t₁ = 5,5 мм, втулки - t₂ = 3,8 мм.

Фаска s = 0,25 … 0,4 мм ? 45⁰.

Выбранную шпонку проверяем на смятие

, (9.5)

где l_р - рабочая длина шпонки, мм,

[?]_см - допускаемое напряжение смятия, [?]_см = 100 … 120 МПа.

>120 МПа - условие не выполняется.

Так как выбранная шпонка не прошла расчет на смятие, то на валу расположения ведущей звездочки цепной передачи устанавливаем ещё одну шпонку, т.е. количество шпонок на валу будет равно 2.

< 120 МПа - условие выполняется.

9.4 Шпонка под ведомую звездочку цепной передачи

d_в = 60 мм, l = 56 мм, Т = 1012,7?10³ Н мм

Выбираем шпонку призматическую /1, табл. 11.7, с. 302/ из ряда стандартных значений (исполнение А)

Шпонка 18 ? 11 ? 56 ГОСТ 23360 - 78

Сечение шпонки: b ? h = 18 ? 11 мм.

Глубина пазов: вала - t₁ = 7,0 мм, втулки - t₂ = 4,4 мм.

Фаска s = 0,25 … 0,4 мм ? 45⁰.

Выбранную шпонку проверяем на смятие

, (9.6)

где l_р - рабочая длина шпонки, мм,

[?]_см - допускаемое напряжение смятия, [?]_см = 100 … 120 МПа.

>120 МПа - условие не выполняется.

Так как выбранная шпонка не прошла расчет на смятие, то на валу расположения ведомой звездочки цепной передачи устанавливаем ещё одну шпонку, т.е. количество шпонок на валу будет равно 2. Шпонку устанавливаем под углом 180^о того же сечения.

< 120 МПа - условие выполняется.

10 Выбор подшипников и их проверка по динамической

грузоподъемности

В редукторах с цилиндрическими прямозубыми колесами, где осевая сила F_а = 0, применяют шариковые радиальные однорядные подшипники, установленные по схеме «враспор». Для исключения заклинивания тел качения при температурных деформациях необходимо предусмотреть между торцом наружного кольца подшипника и крышкой зазор 0,2 … 0,5 мм

10.1 Выбор типоразмеров подшипников

На основании предварительного расчета вала и его конструктивного оформления из каталога /1,с.530/.

Выбираем подшипник установленного типа по внутреннему диаметру d, то есть шарикоподшипник радиальный однорядный средней серии по ГОСТ 8338-75, так как F_a/F_г<0,35.

Основные элементы конструкции подшипника приведены на рис. 10.1

Рисунок 10.1 -Эскиз шарикоподшипника радиального однорядного по ГОСТ 8338 - 75

 Основные размеры выбранных подшипников сведены в таблицу 10.1

Таблица 10.1 - Шарикоподшипники радиальные однорядные

Условное обозначение	d	D	В	r	Грузоподъемность, кН
					Динамическая С	Статическая Со
Быстроходный вал (310)	50	100	27	3	61,8	36,0
Промежуточный вал (310)	50	100	27	3	61,8	36,0
Тихоходный вал (314)	70	150	35	3,5	104	63

10.2 Проверка выбранных подшипников по динамической

грузоподъемности

Критерием правильности выбора подшипника служит следующее условие

С_требC, (10.1)

где С_треб - расчетное значение динамической грузоподъемности,

С - номинальное значение динамической грузоподъемности на подшипник /1,с.530/;

С_треб = Р, (10.2)

где Р - эквивалентная динамическая нагрузка;

L - номинальная долговечность подшипника, млн.об.

, (10.3)

где n - частота вращения внутреннего кольца подшипника;

L_n - номинальная долговечность подшипника, час

L_n = 20000…30000 час

Р = хF_rVk_?k_T, (10.4)

х - коэффициент радиальной нагрузки, х = 1;

F_r - радиальная нагрузка;

V - коэффициент вращения ,V = 1.

к_т - температурный коэффициент, к_т = 1,05…1,4, примем к_т = 1,4. /1,с.359/

к_б - коэффициент безопасности, к_б = 1,1…1,2, примем к_б = 1,2. /1,т.12.27,с.362/

10.2.1 Подшипник для быстроходного вала №310

С_треб<C - условие выполняется

10.2.2 Подшипник для промежуточного вала №310

С_треб<C - условие выполняется

10.2.3 Подшипник для тихоходного вала №314

С_треб<C - условие выполняется

11 Выбор смазки для зубчатых зацеплений и подшипников

11.1 Выбор смазки зубчатых колес

Для смазки зубчатых колес применяем индустриальные масла

Так как окружные скорости в зацеплении быстроходной и тихоходной ступени редуктора не превышают 12м/с, то выбираем картерную смазку. Картерная смазка осуществляется погружением зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.

Выбираем смазку типа И-30А /1,т.12.23.с.353/

Объем масляной ванны: V_M =

3,5 кВт - передаваемая мощность

11.2 Выбор смазки цепной передачи

Для смазки цепей в приводах общего назначения применяют индустриальные масла с кинематической вязкостью 30…50 сСт.

Применяем: И-40А ГОСТ 20799-75

11.3 Выбор смазки для подшипников качения

11.3.1 Выбор смазки для подшипников быстроходного вала

При выборе смазки пользуются критерием ,

где: d - диаметр вала,

n - частота вращения вала

При выбирают жидкие масла,

при выбирают консистентные масла

Применяем: жидкую смазку, при этом подшипники смазываются тем же маслом, что и зубчатые колеса за счет разбрызгивания.

11.3.2 Выбор смазки для подшипников тихоходного вала

Применяем: жидкую смазку, при этом подшипники смазываются тем же маслом, что и зубчатые колеса за счет разбрызгивания.

11.4 Выбор уплотнительных устройств

Для защиты подшипников от внешней среды и удержания смазки в опорных узлах используются уплотнительные устройства.

Манжетные уплотнения широко применяют при смазывании подшипников при окружной скорости вала до 20 м/с.

Так как окружная скорость быстроходного вала равна 3,64 м/c², а тихоходного окружная скорость равна 1,12 м/с² - применяем манжетные уплотнения.

12 Конструирование корпуса редуктора и крышек подшипников

12.1 Расчет корпуса

Размеры основных элементов корпуса определяют в зависимости от значения наибольшего вращающего момента на тихоходном валу редуктора, Н м.

(12.1)

где Р_Н - номинальная мощность двигателя, Вт,

? - угловая скорость, с^-1,

m = Т_{дв max}/Т_Н - кратность пускового момента двигателя m = 2,0. /1, с. 26, 27, табл. 2.2/

i - передаточное отношение редуктора,

? - КПД редуктора и муфты.

Для редукторов общего назначения принимают

Т_max = 2Т_ном

Т_max = 2?550,4= 1100,8 (Н м)

Толщина стенки нижней части корпуса, если она имеет разъем по оси валов:

? = 2 (12.2)

? = 2> ? = 7 мм

Толщина стенки крышки корпуса

?_кр = 0,9 ? ? 6 (12.3)

?_кр = 0,9?7 = 6,3 (мм) ? 6 > ?_кр = 6,5 мм

Толщина ребра у основания

m = ? = 7 мм

m₁ = ?₁ = 6,5 мм

Толщина нижнего пояса (фланца):

b = 2? = 2?7 = 14 мм (12.4)

Толщина верхнего пояса (фланца):

b₁ = 1.5?_кр = 1,5?6,5 = 10 мм

Диаметр стяжных болтов

d = (12.5)

d = > d = 12 мм

Расстояние между стяжными винтами не более 10d, то есть 120 мм. Если по конструктивным условиям это невозможно, то увеличивают жесткость участка корпуса между винтами.

Диаметр фундаментного болта

d _ф = 1,25d =15 мм> d_ф = 16 мм

Толщина лапы фундаментного болта

?_ф = 1,5 d (12.6)

?_ф = 1,5?12 = 18 (мм)

Число фундаментных болтов при а_Т = 159 мм, то есть а < 250 мм, равно Z_ф = 4

Толщина уха у основания:

?_у = 2,5?_кр (12.7)

?_у = 2,5 ? 6.5 = 16.25 (мм)> ?_у = 16 мм

Высота центров редуктора

Н_о = 1,12а_Т (12.8)

Н_о = 1,12 ? 159 = 178 (мм) принимаем Н_о = 160 мм

Элементы корпуса должны сопрягаться одинаковым радиусом

r = 0,25? (12.9)

r = 0,25 ? 7 = 2 (мм)

Если сопрягаются элементы корпуса разной толщины и отношение их толщин больше 2-х, то следует предусмотреть литейные переходы в виде клина.

Толщина клина у основания

?_пер = 0,5(?_ф - ?) (12.10)

?_пер = 0,5(18-7)=5,5 (мм)

Длина клина

l _пер = 4 ?_пер (12.11)

l_пер= 4?5,5 = 22 (мм)

Диаметр штифта

d_шт = 0,5d (12.12)

d_шт = 0,5 ? 12 = 6 (мм)

Лапа редуктора с конструктивно-проработанными размерами показана на рисунке 12.1

Рисунок 12.1 - Лапа редуктора

Фланцевое соединение крышки с корпусом редуктора показано на рисунке 12.2, установка стяжного болта вблизи подшипника показана на рисунке 12.3, безболтовое соединение крышки редуктора с корпусом на рисунке 12.4, установка штифтов на рисунке 12.5.

Рисунок 12.2 - Фланцевое соединение крышки с корпусом редуктора

Рисунок 12.3 - Установка стяжного болта вблизи подшипника

Рисунок 12.4 - Безболтовое соединение крышки редуктора с его корпусом

Рисунок 12.5 - Установка штифтов

Масло в редуктор заливают либо через отверстия, закрываемые пробками (рисунок 12.6), либо через люк (рисунок 12.7), который одновременно служит для контроля сборки зацепления и его состояния в эксплуатации. Ручка люка одновременно служит отдушиной. В крупносерийном производстве люки целесообразно выполнять штампованными. Диаметр болта для крепления люка должен быть равен толщине стенки корпуса.

d - М16 ? 1,5, b = 12 мм, m = 8 мм, а = 3 мм, f = 3 мм, L =23мм, с = 2 мм,

q = 13,8 мм, D₁ = 16 мм, D = 26 мм, s = 17 мм, l = 19,6 мм.

Рисунок 12.6 - Пробка сливная

Рисунок 12.7 - Люк редуктора

Слив масла осуществляются через отверстие, расположенное в средней плоскости редуктора со стороны тихоходного вала. Здесь следует предусмотреть уклон дна редуктора порядка 1:100 - 1:200. Для обеспечения полного слива масла выполняют также небольшое углубление непосредственно около сливного отверстия в дне корпуса.

Перед началом работы в редуктор заливают масло выше уровня нормы на 5 - 15 мм. Контролируют уровень масла чаще всего жезловым маслоуказателем (рисунок 12.8).

Рисунок 12.8 - Установка жезлового маслоуказателя и его размеры

12.2Конструирование крышек подшипников

12.2.1 Для быстроходного вала

Выбираем крышку под манжетное уплотнение.

D = 100 мм,

? = 7 мм,

?₁ = 1,2 ? = 1,2 ? 7= 8,4 (мм),

D₁ = D - 2 ? = 100 - 14 = 86 (мм),

d₃ = 10 мм,

D₂ = D + 2d₃ = 100 + 20 = 120 (мм),

Число болтов - 6 шт.

D₃ = D + 4 d₃ = 100 + 40 = 140 (мм),

Н - ширина крышки выбирается из конструктивных соображений.

d = 45 мм,

d₁ = 46 мм,

d₄ = 65 мм,

b₂ = 11 мм.

12.2.2 Для промежуточного вала

Выбираем глухую крышку.

D = 100 мм,

? = 7мм,

?₁ = 1,2 ? = 1,2?7 = 8,4 (мм),

D₁ = D - 2? = 100 - 14 = 86 (мм),

d₃ = 10мм,

D₂ = D + 2 d₃ = 100 + 20= 120 (мм),

Число болтов - 6 шт.

D₃ = D + 4d₃ = 100 + 40 = 140 (мм),

Н - ширина крышки выбирается из конструктивных соображений.

12.2.3 Для тихоходного вала

Выбираем крышку под манжетное уплотнение.

D = 150 мм,

? = 8 мм,

?₁ = 1,2 ? = 1,2?8= 9,6 (мм),

D₁ = D - 2 ? = 150 - 16 = 134 (мм),

d₃ = 12 мм,

D₂ = D + 2 d₃ = 150 + 24 = 174 (мм),

Число болтов - 6 шт.

D₃ = D + 4 d₃ = 150 + 48 = 198 (мм),

Н - ширина крышки выбирается из конструктивных соображений.

d = 60 мм,

d₁ = 61,5 мм,

d₄ = 85 мм,

b₂ = 13,6 мм.

Основные размеры крышек под манжетное уплотнение показаны на рисунке 12.9, а глухих крышек - на рисунке 12.10.

Рисунок 12.9 - Крышка подшипника под манжетное уплотнение

Рисунок 12.10 - Крышка подшипника глухая

Список литературы

1. Чернавский, С.А. Проектирование механических передач [Текст]:

учебно-справочное пособие для втузов / С.А.Чернавский, Г.А. Снесарев [и др.].- 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1984. - 560 с.: ил.

2. Задания на проектирование и кинематический расчет привода [Текст]: методические указания для студентов спец. 170700/ Сост. Б.В. Яблоков, С.В.Белов.- Иваново: ИГТА, 2002. - 32с.: ил.

3. Расчет цилиндрических зубчатых передач с применением ЭВМ [Текст]: методические указания для студентов спец. 170700/ Сост. Б.В. Яблоков, С.В.Белов.- Иваново: ИГТА, 2007 - 16с.: ил.

4. Расчет валов на усталостную прочность [Текст]: методические указания/ Сост. Б.В. Яблоков, И.В. Томилова.- Иваново: ИвТИ им. М.В. Фрунзе, 1988- 48 с.: ил.

5. Расчет цепных передач с применением ЭВМ [Текст]: методические указания/ Сост. - Б.В. Яблоков, И.В. Томилова, И.А. Киселева.- Иваново: ИвТИ им. М.В. Фрунзе, 1988 - 16 с.: ил.

6. Проектирование одноступенчатых цилиндрических редукторов [Текст]: методические указания/ Сост. - И.В. Томилова, С.В. Белов. - Иваново: ИвТИ им. М.В. Фрунзе, 1991 - 44 с. : ил.

7. Выполнение графической части курсового проекта по деталям машин [Текст]: методические указания для студентов спец. 170700/ Сост. Б.В. Яблоков, С.В. Белов. - Иваново: ИГТА, 2001 - 34 с.: ил.

8. Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин [Текст]:

учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов / П.Ф.Дунаев, О.П. Леликов.- 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Изд. центр " Академия ", 2003. - 496 с.

Размещено на Allbest.ru