Підбір посадок основних деталей редуктора

Вступ

Машинобудуванню належить провідна роль серед інших галузей народного господарства, так як основні виробничі процеси виконують машини. Тому і технічний рівень усіх галузей народного господарства в значній мірі визначається рівнем розвитку машинобудування.

На основі розвитку машинобудування здійснюється комплексна механізація і автоматизація виробничих процесів промисловості, в будівництві, в сільському господарстві, на транспорті.

Перед машинобудівниками поставлена задача значного підвищення експлуатаційних і якісних показників продукції при неперервному зрості об’єму її випуску. Одним із напрямів розв’язання цієї задачі є удосконалення конструкторської підготовки машинобудівних спеціальностей.

Редуктором називається механізм, який складається з зубчастих або черв’ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату і призначений для передачі обертання від вал двигуна до робочої машини. Редуктор призначений для зниження кутової швидкості, підвищення обертального моменту веденого валу в порівнянні з ведучим. Механізми для підвищення кутової швидкості, виконують у вигляді окремих агрегатів і називають мультиплікатором.

Редуктор складається з корпусу (литого чавунного або зварного стального), в якому розміщені елементи передачі – зубчасті колеса, вали, підшипники тощо. У деяких випадках у корпусі редуктора розміщують також пристрої для змащення зачеплень і підшипників або пристроїв для охолодження.

1. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі

1.1. Визначаємо загальний механічний ККД приводу.

де η₁ – ККД пасової передачі, η₁ = 0,94÷0,96 (табл. 1.1 [2]), приймаємо, η₁ = 0,95;

η₂ – ККД конічного редуктора, η₂ = 0,95÷0,97 (табл. 1.1 [2]), приймаємо, η₁ = 0,96;

η₃ – ККД пари підшипників, η₃ = 0,99 (табл. 1.1 [2]),

тоді

η = 0,95 ·0,96 ·0,99² = 0,894

Рис.1 Кінематична схема приводу

1.2. Визначаємо необхідну потужність двигуна.

кВт

1.3. Призначаємо передатні числа ступенів передачі.

За табл. 1.2 [2] для пасової передачі рекомендовано u₁ = 2 ÷ 4, приймаємо u₁ = 3,.для конічної передачі рекомендовано u₂ = 1 ÷ 4, приймаємо враховуючи ГОСТ 21426-75

u₂ = 3,15.

1.4. Визначаємо загальне передаточне число.

u = u₁ · u₂ = 3 ·3,15 = 9,45

1.5. Визначаємо орієнтовне значення частоти обертання електродвигуна.

n_орієнт = n₃ · u = 95 ·9,45 = 897,75 об/хв.

1.6. Вибираємо електродвигун.

За табл. 18.36 [2] приймаємо електродвигун типу 4А132S2, у якого n_дв = 965 об/хв.; Р_дв = 5,5 кВт.

1.7. Визначаємо загальне передатне число

1.8. Розбиваємо передатні числа по окремим передачам. За ГОСТ 21426-75 приймаємо для конічної передачі u₂ = 3,15; тоді для пасової передачі

1.9. Визначаємо частоту обертання валів приводу.

n₁ = n_дв =965 об/хв.;

об/хв.;

об/хв.;

Розходження із завданим числом складає:

% < 2,5%

1.10. Визначення потужності на валах приводу

Р₁ = 5,03 кВт

Р₂ = Р₁ ·η₁ ·η₃ =5,03 ·0,95 ·0,99 = 4,73 кВт

Р₃ = Р₂ ·η₂ ·η₃ =4,73 ·0,96 ·0,99 = 4,5 кВт

1.10. Визначаємо обертальні моменти на валах приводу.

;

;

2. Розрахунок відкритої клинопасової передачі.

2.1. Із попередніх розрахунків:

- обертальний момент на ведучому валу – Т₁ = 49,8 Н·м;

- частота обертання ведучого вала – n₁ = 965 об/хв;

- передатне число пасової передачі – u₁ = 3,23;

- потужність на валу – Р₁ = 5,03 кВт

2.2. Визначаємо діаметри шківів:

- ведучий шків: d₁ = (3-4) = (3-4) =110-147 мм

за ГОСТ 17383-73 стор. 120 [5], приймаємо d₁ = 140 мм;

- ведений шків: d₂ = d₁ · u₁ · (1-ε),

де ε = 0,015 – коефіцієнт відносного ковзання пасу,

d₂ = 140 · 3.23 · (1- 0,015) = 445,4 мм, приймаємо за ГОСТ 17883-73 стандартне значення d₂ = 450 мм.

2.3. Вибір типу паса.

За номограмою рис. 7.3 [5] приймаємо тип пасу Б, для якого: d₁ = не менше 125мм;

l_p = 14,0мм; W = 17мм; T_O = 10,5мм; A = 133мм²; L_P = 800÷6300мм; ΔL = 40мм; маса одного метру паса – 0,18 кг.

Рис.2 Переріз паса

2.4 Уточнюємо передаточне відношення:

2.5. Визначаємо міжосьову відстань:

a_min = 0,55 (d₁+d₂) + T_O = 0,55 (140+450) + 10,5 = 335 мм

a_mах = d₁ + d₂ = 140+450 = 590 мм

приймаємо а = 460 мм

2.6. Визначаємо необхідну довжину паса:

L = 2a+0,5 π (d₁+d₂) + 2·460 + 0,5 · 3,14(140 + 450) + = =1898,5 мм

Приймаємо за ГОСТ 12841-80 довжину паса L = 1900мм.

2.7. Уточнюємо міжосьову відстань:

a = 0,25 [(L-W) + ],

де W = 0,5 π (d₁+d₂) = 0,5· 3,14 (140+450) = 926,3мм,

y = (d₂- d₁)² = (450-140)² = 96100 мм, тоді

а = 0,25 [(1900 – 926,3) + ] = 460,78 мм.

2.8. Визначаємо кут обхвату меншого шківа:

α₁ = 180 ⁰ – 57 ⁰ = 180 ⁰ – 57 ⁰ = 141,7 ⁰

α₁ =141,7 > [α₁] = 120

Рис. 3 Схема пасової передачі

2.9. Визначаємо необхідну кількість пасів.

z = ;

де Р₁ = 5,03 кВт – потужність на ведучому валу;

Р_о – найбільше допустиме навантаження, що може передати один пас, за табл.7.8 [5], приймаємо Р_о = 2,37 кВт;

С_р – коефіцієнт режиму роботи, за табл.7.10 [5], приймаємо С_р = 1,1;

С_L – коефіцієнт, що враховує вплив довжини паса, за табл.7.9 [5], приймаємо С_L = 0,98;

С_α – коефіцієнт, що враховує кут обхвату, стор. 135 [5], для α₁ =141,7 приймаємо

С_α = 0,89;

С_Z – коефіцієнт, що враховує кількість пасів, стор. 135[5], умовно приймаємо z = 2÷3

тоді С_Z = 0,95;

z = ;

приймаємо z = 3.

2.10. Визначаємо швидкість паса.

м/с

2.11. Визначаємо необхідний натяг одного паса.

;

де Ө – коефіцієнт, що враховує відцентрову силу стор. 136 [5], для пасу з перерізом Б приймаємо Ө= 0,18; тоді

Н

2.12. Визначаємо силу, що діє на вал

F_в = 2·F₀·z·sin (α₁/2) = 2 ·252,2 ·3 · sin (141,7/2) = 1429,5 Н

3. Розрахунок зубчастої конічної передачі

3.1. Вибір матеріалу і призначення термічної обробки.

Враховуючи, що редуктор загального призначення і немає ніяких додаткових умов до його виготовлення та експлуатації, приймаємо для шестерні та колеса сталь 40Х по табл..3.3[5], термообробка покращення:

Колесо з твердістю НВ270, границя міцності 930 МПа;

Шестерня з твердістю НВ270, границя міцності 930 МПа.

3.2. Визначаємо допустимі контактні напруження за формулою

;

де - границя контактної витривалості при базовому числі циклів навантаження. Для сталей з твердістю поверхонь менше НВ350 і термічній обробці покращення: по табл. 3.2 [5]

К_HL- коефіцієнт довговічності, при довготривалій експлуатації К_HL=1;

[S_H] – коефіцієнт безпеки, (S_H)= 1,15 при покращенні.

Для шестерні:

Для колеса:

3.3 Визначаємо зовнішній ділильний діаметр колеса

;

де К_нβ - коефіцієнт,що враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині вінця, приймаємо за табл. 3.1 [5] К_нβ = 1,25;

ψ_bRe - коефіцієнт ширини зубчатого вінця колеса; приймаємо згідно стор.49 [5]

ψ_bRe = 0,285;

К_d – що залежить від форми зубів; для прямозубих передач К_d = 99;

Тоді

мм

Приймаємо за ГОСТ 12289-76 d_e2 = 315мм.

3.4. Розраховуємо число зубів шестерні та колеса

Вибираємо кількість зубів шестерні з розрахунку, що z₁ = 18 ÷ 32, приймаємо z₁ = 25.

Тоді число зубів колеса буде дорівнювати

z₂ = z₁ ·и₂ = 25 · 3,15 = 78,75, приймаємо z₂ =79.

Тоді и₂ = z₂ / z₁ = 79 / 25 = 3,16

Визначаємо відхилення від заданого:

3.5 Визначаємо зовнішній окружний модуль:

приймаємо m_e = 4

3.6 Уточнюємо значення:

d_e2 = т_e · z₂ = 4 ·79 = 316 мм.;

Відхилення від стандартного значення діаметру складає:

3.7 Визначаємо кути ділильних конусів:

звідси

3.8 Визначаємо зовнішню корпусну віідстань R_e і довжина зуба b:

мм

мм

Приймаємо b = 48мм.

3.9 Визначаємо внутрішній ділильний діаметр шестерні:

d_e1 = т_t · z₁ = 4 ·25 = 100 мм.;

3.10 Визанчаємо середній ділильний діаметр шестерні:

мм

3.11 Визначаємо зовнішні діаметри шестерні і колеса (по вершинам зубів):

мм

мм

3.12 Визначаємо середній круговий модуль:

мм

Коефіцієнт ширини шестерні по середньому діаметру:

3.13 Визначаємо середню окружну швидкість колеса:

м/с

3.14 Для перевірки контактних напружень визначають коефіцієнт навантаження:

К_Н = К_{Н β} · К_{Н α} · К_{Н ν}

де К_{Н β} - коефіцієнт розраховуючий розподілення навантаження по довжині зуба.,

при = 0,56, консольному розміщенні шестерні та твердості НВ < 350, за

табл. 3.5 [5] приймаємо К_{Н β} = 1,22;

К_{Н α} - коефіцієнт розраховуючий розподілення навантаження між прямими зубами.

За табл. 3.4 [5] приймаємо К_{Н α} = 1,0;

К_{Н ν} - коефіцієнт що враховує динамічне навантаження в зацепленні, для прямозубих

коліс при ν < 5 м/с за табл. 3.6 [5] приймаємо К = 1,05;

Звідси маємо:

К_Н = 1,22 1,06 1,05 = 1,28;

3.15 Перевіряємо контактне напруження:

МПа < [σ_H2 ]

3.16 Визначаємо сили в зацепленні:

колова ;

радіальна для шестерні рівна осьовій для колеса:

осьова для шестерні рівна радіальній для колеса:

3.17 Перевірка зубів на витривалість по навантаженням згину:

де - дослідний коефіцієнт, стор.51 [5], = 0,85.

K_F - коефіцієнт навантаження,

K_F = K_{F β} · K_{F υ},

K_{F β} = 1,38, по табл..3.7 [5], при консольному встановленню валу на роликових

підшипниках, й = 0,56.

K_{F υ} = 1,25, по табл. 3.8 [5], при твердості НВ < 350, та швидкості ν = 1,34 м/с.

K_F = 1,38 ·1,25 = 1,73;

Y_F - коефіцієнт форми зуба вибираємо в залежності від еквівалентних чисел зубів:

для шестерні:

для колеса:

При цьому Y_F1 = 3,88, Y_F2 = 3,60, cтор. 42 [5].

Допустиме напруження при перевірці зубів на витривалість по напруженням згину:

За табл. 3.9 для сталі 40Х покращеної при твердості НВ < 350 приймаємо: = 1.8 НВ.

для шестерні: = 1,8 270. = 486 МПа;

для колеса: = 1,8 270 = 486 МПа;

[S_F ] - коефіцієнт запасу міцності;

[S_F ] = [S_F ]' · [S_F ]";

За табл 3.9 [S_F ]' =1,75, [S_F ]" = 1

[S_F ] = 1.75 · 1 = 1,75.

Допустимі напруження при розрахунку зубів на витривалість:

для шестерні: МПа

для колеса: МПа

Для шестерні відношення МПа

для колеса: МПа

Подальший розрахунок ведемо для зубів шестерні, так як отримане відношення для неї менше.

Перевіряємо зуб шестерні:

Рис.4. Схема сил в зачепленні

4. Проектувальний розрахунок валів редуктора.

4.1. Попередній розрахунок валів проводимо за пониженим допустимим напруженням без врахування впливу згину

де Т - обертальний момент на валу;

[t_кр] - допустиме напруження кручення, [t_кр] = 15…25 Н/мм²

4.2. Ведучий вал

- обертальний момент Т₂ = 151,2 Н×м,

- допустимі напруження кручення [t_кр] = 25 Н/мм²

= 31,35 мм,

Приймаємо d_В1 = 32 мм (зі стандартного ряду)

Діаметр вала під підшипники d_П1 = d_в + 5 = 32+5 =37 мм. приймаємо d_п1 =40 мм

Діаметр вала під шестерню d_К1 = 35 мм

4.3. Ведений вал.

- обертальний момент Т₃ = 452,8 Н×м,

- допустиме напруження кручення [t_кр] = 20 Н/мм²

= 48,7 мм,

Приймаємо d_В2 = 50 мм (зі стандартного ряду)

Діаметр вала під підшипники d_П2 = 55 мм.

Діаметр вала під зубчате колесо d_К2 = 60 мм.

Діаметри решти ділянок валів призначають виходячи з конструктивних міркувань при компоновці.

Рис. 4 Конструкція веденого валу

5. Конструктивні розміри зубчастої пари.

5.1. Шестерня.

5.1.1 Із попередніх розрахунків: d_е1 = 100 мм, d_еа1 = 107,62 мм,

b = 48 мм, порівняно невеликі розміри шестерні по відношенню до діаметра вала дозволять не виділяти маточину.

Довжина ділянки під посадку l_м =.b = 48 мм, приймаємо l_м = 50 мм.

5.2 Колесо (рис 7).

5.2.1 Конічне зубчасте колесо коване.

5.2.2 Його розміри: d_ае2 = 318,41 мм, d_е1 = 316 мм, B=48 мм,

т = 4 мм.

5.2.3 Діаметр маточини: d_м = 1,6 d_к2 = 1,6 · 60 = 96 мм.

довжина маточини:

l_м = (1,2 – 1,5)d_к2 = (1,2 – 1,5)60 = 72 ÷90 мм, приймаємо l_м = 80 мм;

5.2.4 Товщина обода:

δ₀ = (3 - 4) т = (3 - 4) 4 = 12 - 16 мм, приймаємо δ₀ = 15 мм.

5.2.5 Товщина диска:

С = (0,1 – 0,17) R_е = (0,1 – 0,17) 166 = 16,6 – 28,22 мм, приймаємо С = 20 мм.

Рис. 7 Конструкція колеса

6. Конструктивні розміри корпуса і кришки редуктора.

6.1. Товщина стінок корпусу і кришки редуктора.

-корпус:

δ= 0,05 R_e +1 = 0,05 ·166 + 1 = 9,3 мм

приймаємо δ = 10 мм

-кришка

δ₁= 0,04 R_e+1 = 0,04 ·166 + 1 = 7,6 мм

приймаємо δ ₁ = 8 мм

6.2. Товщина фланців корпусу і кришки

b = 1,5 ∙δ= 1,5 ∙ 10 = 15 мм

b₁ = 1,5 ∙δ₁ = 1,5 ∙ 8 = 12 мм

6.3. Нижній пояс корпусу

p = 2,35 ∙ δ= 2,35 ∙10 = 23,5 мм, приймаємо р = 24 мм.

6.4. Діаметр фундаментних болтів.

d₁ = 0,055 R_e +12 = 0,055 ∙166 + 12 = 21 мм, приймаємо болти з різьбою М20.

6.5. Діаметри болтів, які з’єднують кришку з корпусом редуктора: біля підшипників.

d₂ = (0,7…0,75) ∙ d₁ = (0,7…0,75) ∙20 = 14…15 мм, приймаємо болти з різьбою М16.

6.6. Діаметри болтів, що з’єднують корпус з кришкою.

d₃ = (0,5…0,6)∙d ₁ = (0,5…0,6) ∙20 = 10…12 мм, приймаємо болти з різьбою М12.

6.7. Діаметри болтів, що кріплять кришки підшипників

d₄=(0,25…0,3) d₁=(0,25…0,3) 20= 5…6 мм, приймаємо болти з різьбою М6.

6.8. Діаметри болтів кріплення кришки оглядового вікна.

d₅ = 4…10 мм, приймаємо болти з різьбою М6.

6.9. Ширину фланців поясів корпуса та кришки вибираємо за табл. 10.3 [5] в залежності від прийнятих розмірів болтів.

- ширина нижнього поясу основи корпуса (різьба М20),

приймаємо К₁ = 48 мм;

- ширина фланця верхнього поясу основи корпуса та нижнього поясу кришки біля підшипників (різьба М16),

приймаємо К₂ = 39 мм;

- ширина фланця верхнього поясу основи корпуса та нижнього поясу кришки (різьба М12),

приймаємо К₃ = 33 мм;

6.10. Розмір штифта:

діаметр штифта d_шт = d₃ = 12 мм;

довжина штифта l_шт = b + b₁ + 5 = 15 + 12 + 5 = 32 мм

приймаємо штифт 12 ģ40 ГОСТ 3129-70

6.11. Діаметр різьби пробки для зливу масла.

d_пр = (1,6…2,2) ∙ δ = (1,6…2,2) ∙ 10 = 16…22 мм, приймаємо пробку з різьбою М20ģ2.

7. Перший етап ескізного компонування.

Першим етапом компонування являється розробка ескізного проекту. Ескізним проектуванням визначають деталі передачі, відстань між точкою прикладання реакцій підшипників, а також встановлюють відстань до точок прикладання консольних навантажень від пасової передачі на ведучому валу та від муфти, встановленої на вихідному кінці веденого валу.

Компонування конічного редуктора виконується однією проекцією — розріз по осям валів на міліметровому папері. Креслення починаємо виконувати з зубчастої пари за розмірами вказаними в пункті 2, проводимо по середині листа горизонтальну осьову лінію — вісь ведучого вала. Намічаємо положення вертикальної лінії — вісі веденого вала. із точки перетину проводимо під кутом δ₁ = 17°34' лінії ділильних конусів і відкладаємо на них відрізки R_е = 166 мм.

Конструктивно оформляємо по знайденим вище розмірам шестерню і колесо. Викреслюємо їх в зачепленні. Маточину колеса виконуємо не симетрично відносно диска.

Підшипники ведучого валу розмістимо в стакані. Вибираємо для валів роликопідшипники конічні однорядні середньої серії (табл. 1)

d_П1 = 40 мм, d_П2 = 55 мм.

Таблица 1

Умовне позначення підшипників	Розміри в мм	Вантажепідємність	е
d	D	Т	C	C0
	40	90	25,25	66,0	47,5	0,28
	55	120	31,5	107,0	81,5	0,33

Наносимо габарити підшипників ведучого вала, намітивши наперед внутрішню стінку корпуса на відстані X = 10 мм від торця шестерні і відклавши зазор між стінкою корпуса і торцем підшипника Y₁ = 10 мм (для розміщення маслозатримуючого кільця).

При встановленні радіально-упорних підшипників необхідно враховувати, що радіальні реакції рахують прикладеними до вала в точці перетину нормалей, проведених до середин контактних ділянок (див. табл. 9.21[5]).

Для однорядних конічних роликопідшипників по формулі:

Розмір від середини діаметра шестерні до реакції підшипника

a₁ = 32,3+10+10+18,7 ≈ 71 мм.

Приймаємо розмір між реакціями підшипників ведучого вала

С₁ = (1,4 – 2,3)а₁ = (1,4 – 2,3) 71 = 100,8 …..165,6 Приймаємо С₁ = 120 мм

Розміщуємо підшипники веденого вала, намітивши попередньо внутрішню стінку корпуса на відстані X = 10 мм від торця маточини колеса і відклавши зазор між стінкою і торцем підшипника У₂ = 10 мм (для розміщення маслозатримуючого кільця).

Корпус редуктора виконуємо симетричним відносно вісі ведучого та веденого валів. Нанесемо габарити підшипників веденого вала. Заміром визначаємо відстань а₂ ≈ 63 мм. С₂ ≈ 149 мм

Окреслюємо ширину фланця корпуса редуктора. Креслимо кришки підшипників. На вихідних кінцях валу зображаємо, на ведучому валу — шків пасової передачі, на веденому напівмуфту пружну втулково-пальцьову.

Заміром визначаємо відстані між точками прикладення реакцій в підшипниках і консольними силами по ведучому і веденому валах:

l₁ = 103 мм; l₂ = 172 мм.

8. Підбір підшипників валів редуктора.

8.1 Швидкохідний вал.

8.1.1 З попередніх розрахунків і ескізного компонування:

F_t = 3525,7 Н, F_в = 1429,5 Н, F_а = 387,3 Н, F_r1 = 1224,3 Н, Т₂ = 151,2 Н м,

n₂ = 298,8 об/хв, d₁ = 85,77 мм, С₁ = 120 мм, l₁ = 103 мм, а₁ = 71 мм.

Ведучий вал редуктора зєднуємо з валом електродвигуна за допомогою

пасової передачі.

у_А

Рис. 8 Розрахункова схема ведучого валу

8.1.2 Складаємо розрахункову схему навантаження вала і визначаємо реакції опор. Вважаємо що пасова передача розташована горизонтально і сила від неї співпадає з напрямком колової сили

SM_А = 0; у_ВС₁ - F_r1 a₁ + F_a d₁/2 = 0

586 Н

SM_В = у_Ас₁ – F_r1 (c₁ + a₁) + F_a d₁/2 = 0

1810,3 Н

Перевірка

Sу = о; у_В – у_А + F_r1 = 586 – 1810,3 + 1224,3 = 0

У_А = 1810,3 Н, у_В = 586 Н.

8.1.3. Визначаємо реакції опор у горизонтальній площині.

У площині діють сили F_t та F_B.

SM_А = 0; х_ВС₁ – F_t a₁ - F_B (l₁+c₁) = 0

4742,53 Н

SM_B = 0; х_AС₁ – F_t (a₁ + c₁) - F_B l₁ = 0

6838,73 Н

Перевірка

Sх = о; х_В – х_А + F_t - F_B = 4742,53 – 6838,73 +3525,7 – 1429,5 = 0

х_А = 6838,73 Н, х_В = 4742,53 Н.

8.1.4. Визначаємо сумарні радіальні реакції опор.

= 7074,3 Н

4778,6 Н

8.1.5. Складаємо схему реакцій опор підшипників.

Рис. 9 Схема реакцій опор підшипників.

8.1.6. Визначаємо осьові складові реакцій опори підшипників.

Для попередньо прийнятого підшипника коефіцієнт е = 0,28

S₁ = 0,83F_RA∙e = 0,83 ∙ 7074,3 ∙· 0,28 = 1644 H;

S₂ = 0,83∙F_RB∙e = 0,83 ∙ 4778,6∙· 0,28 = 1110,5 H;

Складаємо сили S₁, S₂, F_a та знаходимо осьові складові реакції опори підшипників (стор. 217, схема 1 [ 5 ])

F_a1= S₁ = 1644 H;

F_a2= S₁ + F_a = 1644 + 387,3 = 2031,3 Н.

8.1.7. Визначаємо коефіцієнти що враховують дію радіальної та осьової складової реакції опори, для найбільш навантаженого підшипника.

< е = 0,28

де V = 1, так як обертається внутрішнє кільце підшипника.

Значення коефіцієнтів X = 1, Y = 0

0,43 > е = 0,28

де V = 1, так як обертається внутрішнє кільце підшипника.

Значення коефіцієнтів X = 0,4, Y = 1,75

8.1.8. Знаходимо еквівалентне навантаження на опори.

Р_екв = (X ∙ V ∙ F_R + Y ∙ F_a) ∙ К_б ∙ К_т;

де V = 1, так як обертається внутрішнє кільце підшипника;

К_т - коефіцієнт температури, К_т = 1,0 (табл. 9.20. [5])

К_б - коефіцієнт безпеки, К_б = 1,0 (табл. 9.19. [5]);

Р_E1 = (1 ∙ 1 ∙ 7074,3 + 0 ∙ 1644) ∙ 1 ∙ 1 = 7074,3 Н.

Р_E2 = (0,4 ∙ 1 ∙ 4778,6 + 1,75 ∙ 2031,3) ∙ 1 ∙ 1 = 5466,2 Н.

Подальший розрахунок ведемо по найбільш навантаженій опорі.

8.1.9. Визначаємо потрібну вантажопід’ємність.

C_потр. = Р_екв.max ∙ ;

де L_H - необхідна довговічність редуктора, L_H = 20 ·10³ годин

C_потр. = 7074,3∙ 41314 Н < 66000 Н

Умова виконується, попередній вибір роликопідшипника 7308 був вірним.

8.2. Тихохідний вал.

8.2.1 З попередніх розрахунків і ескізного компонування:

F_t = 3525,7 Н, F_r2 = 387,3 Н, F_а1 = 1224,3 Н, Т₃ = 452,8 Н м, n₃ = 94,9 об/хв,

d₂ = 266 мм, С₂ = 149 мм, l₂ = 172 мм, а₂ = 63 мм.

8.2.2 Розраховуємо радіальне консольне навантаження F_М яке діє на вихідному кінці валу

2660 Н

Направлення сили F_М невідоме. Воно може бути різним по відношенню до сил що діють в зубчастому зачепленні. Тому направлення реакції опор від сил F_М не співпадає з направленням реакції опор від сил в зачепленні тому їх розраховуємо окремо.

F_M

Рис. 10 Розрахункова схема веденого валу

8.2.3. Визначаємо реакції опор у горизонтальній площині.

У площині діє сила F_t

SM_с = 0; х_d(С₂ +a₂) – F_t a₂ = 0

1047,7 Н

SM_d = 0; - х_c (С₂ +a₂) + F_t c₂ = 0

2478 Н

Перевірка

Sх = о; х_c + х_d - F_t = 2478 + 1047,7 – 3525,7 = 0

x_c = 2478 Н, х_d = 1047,7 Н.

8.2.4. Визначаємо реакції опор у вертикальній площині.

У площині діють сили F_r2 та F_a2.

SM_с = 0; у_d(c₂ +a₂) – F_r2 a₂ - F_a2 ·d₂/2 = 0

883,2 Н

SM_d = 0; у_c(c₂ +a₂) + F_r2 c₂ - F_a2 ·d₂/2 = 0

495,9 Н

Перевірка

Sу = о; -у_c + у_d – F_r2 = -495,9 + 883,2 – 387,3 = 0

у_c = 495,9 Н, у_d = 883,2 Н.

8.2.5. Визначаємо реакції опор від консольної сили F_M.

SM_d = 0; - R_ck(c₂ +a₂) + F_M (l₂ + c₂ +a₂) = 0

4818 Н

SM_с = 0; - R_dk(c₂ +a₂) + F_M l₂ = 0

2158 Н

Перевірка

Sх = о; R_ck - R_dk - F_M = 4818 - 2158 - 2660 = 0

R_ck = 4818 Н, R_dk = 2158 Н.

8.2.6. Визначаємо сумарні радіальні реакції опор.

= 7345 Н

= 3528 Н

8.2.7. Складаємо схему реакцій опор підшипників.

Рис. 11 Схема реакцій опор підшипників.

8.2.8. Визначаємо осьові складові реакцій опори підшипників.

Для попередньо прийнятого підшипника коефіцієнт е = 0,33

S_c = 0,83F_Rc∙e = 0,83 ∙ 7345∙· 0,33 = 2012 H;

S_d = 0,83∙F_Rd∙e = 0,83 ∙ 3528∙· 0,33 = 966 H;

Складаємо сили S₁, S₂, F_a та знаходимо осьові складові реакції опори підшипників (стор. 217, схема 1 [ 5 ])

F_ac= S_c = 2012 H;

F_ad= S_c + F_a2 = 2012 + 1224,3 = 3236,3 Н.

8.2.9. Визначаємо коефіцієнти що враховують дію радіальної та осьової складової реакції опори, для найбільш навантаженого підшипника.

< е = 0,33

де V = 1, так як обертається внутрішнє кільце підшипника.

Значення коефіцієнтів X = 1, Y = 0

> е = 0,33

де V = 1, так як обертається внутрішнє кільце підшипника.

Значення коефіцієнтів X = 0,4, Y = 1,75

8.2.10. Знаходимо еквівалентне навантаження на опори.

Р_екв = (X ∙ V ∙ F_R + Y ∙ F_a) ∙ К_б ∙ К_т;

де V = 1, так як обертається внутрішнє кільце підшипника;

К_т - коефіцієнт температури, К_т = 1,0 (табл. 9.20. [5])

К_б - коефіцієнт безпеки, К_б = 1,0 (табл. 9.19. [5]);

Р_Ec = (1 ∙ 1 ∙ 7345 + 0 ∙ 2012) ∙ 1 ∙ 1 = 7345 Н.

Р_Ed = (0,4 ∙ 1 ∙ 3528 + 1,75 ∙ 3236,3) ∙ 1 ∙ 1 = 7075 Н.

Подальший розрахунок ведемо по найбільш навантаженій опорі.

8.2.11. Визначаємо потрібну вантажопід’ємність.

C_потр. = Р_екв.max ∙ ;

де L_H - необхідна довговічність редуктора, L_H = 20 ·10³ годин

C_потр. = 7345∙ 30408 Н < 107000 Н

Умова виконується, попередній вибір роликопідшипника 7311 був вірним.

9. Перевірочний розрахунок веденого вала

9.1.Призначення матеріалу вала.

Призначаємо матеріал валу: сталь 45 нормалізована.

Границя міцності МПа, НВ190.

Границя витривалості: Згину: МПа

Кручення: МПа

Припускаємо що нормальні напруження від згину змінюються по симетричному циклу, а від кручення по пульсивуючому циклу

9.2 Із попередніх розрахунків:

Х_с=2478 H; Х_d=1047,7 Н; F_М=2660 Н; R_ck=4818 Н; R_dk=2158 Н; у_с=495,9 Н;

у_d= 883,2 Н; a₂= 63 мм; c₂=149 мм; l₂=172 мм; d_n2= 60 мм. d_k2= 55 мм, d₂=266 мм,

Т₃ = 452,8 Н м.

9.3 Складаємо розрахункову схему навантаження вала

Визначаємо згинальні моменти в горизонтальній площині XZ від сили F_t будуємо епюру Му

У вертикальній площині XZвід сили F і будуємо епюру Мх

Від консольної сили F_m визначаємо згинальні моменти і будуємо епюру

Будуємо епюру крутного моменту Т₃=452,8 Нм

У відповідності з епюрами згинальних і крутних моментів і наявність напруження встановлюємо небезпечні перерізи вала, які підлягають перевірочному розрахунку.

Такими перерізами будуть перерізи під серединою зубчастого колеса та підшипником.

9.4.Переріз А-А під серединою зубчастого колеса.

9.4.1. Концентрація напружень з’являється в шпонковому пазі. Сумарний згинальний момент:

М_А-А= Нм

Від дій сил в зачепленні зубчастої передачі

Осьовий момент опору вала з урахуванням шпоночного пазу.

Для вала з зубчастим колесом d_K2=60мм за ГОСТ 23360-78 табл. 8.9.[5] ширина шпонкового пазу в=18мм, глибина пазу в вал t₁=7,0мм.

Полярний момент опору перерізу вала з урахуванням шпонкового паза

9.4.2 Амплітуда нормальних напружень вважаємо, що нормальні напруження згину змінюються по симетричному циклу:

9.4.3 Амплітуда нормальних напружень що змінюються по пульсуючому циклу:

9.4.4 Концентрація напружень обумовлена шпоночним пазом і встановленням зубчастого колеса на вал з натягом. При знаходженні на валу двох концентрацій напружень окремої за розрахункові приймаються ті коефіцієнти які мають вільні значення. Коефіцієнт зниження границі витривалості розраховуємо за формулами:

де Кσ і К - ефективні коефіцієнти напружень з урахуванням шпонкового пазу, знаходимо за табл. 8.5.[5] для сталі при G_B=570МПа; К =1,5; Кσ =1,6.

К_F – коефіцієнт впливу шорсткості поверхні, за табл. 7.11.[5] приймаємо К_F =1.1.

Від установки колеса на валу з натягом коефіцієнт зниження межі витривалості в місцях запресовки колеса на вал знаходимо по відношенню.

За табл. 7.16.[5] при d_k2=60 мм, σ_B=570МПа приймаємо:

=4,35+1,1-1=4,45

=3,01 +1,1-1=3,11

В подальших розрахунках використовуємо =4,45; = 3,11.

9.4.5 Визначаємо коефіцієнт запасу витривалості по нормальним і дотичним напруженням.

9.4.6 Знаходимо коефіцієнт запасу витривалості перерізу А-А:

=1,5

Умова виконується.

9.5.Переріз Б-Б під серединою підшипника опори С

9.5.1. Концентрація напружень обумовлена посадкою внутрішнього кінця підшипника на валу з натягом. В перерізі є М_зг - згинальний момент і крутний момент Т₃=452,8 Нм,

9.5.2. Осьовий момент опору перерізу вала:

9.5.3.Полярний момент опору перерізу вала:

9.5.4. Амплітуда дотичних напружень циклу:

9.5.5. Амплітуда нормальних напружень циклу:

9.5.6. Коефіцієнті зниження границі витривалості:

Знаходимо відношення ; для вала в місцях запресовки підшипника. За табл. 8.7. [5] при d_n2=55мм, σв=570МПа приймаємо =3,3, =2,38.

Тоді:

=3,3+1,1-1,0=3,4

=2,38+1,1-1,0=2,7

9.5.7. Коефіцієнт запасу витривалості по нормальним і дотичним напруженням.

Sσ=

Sτ=

9.5.8. Коефіцієнт запасу витривалості перерізу Б-Б:

Умова виконується

Розрахункове значення коефіцієнтіу запасу витривалості небезпечного перерізу незначно перевищує допустимий коефіцієнт запасу витривалості, тому розміри діаметрів валу і вибраний матеріал залишаємо без змін.

10. Другий етап ескізного компонування редуктора

В розвитку першого компонування викреслюємо вали з посадженими на них деталями. Розміри мазезатримуючих кілець установчих гайок, кришок та ущільнень визначаються за таблицями стор. 209 (IX [3]) розміри шпонок за табл. (VIII [3]). Діаметри ділянок валів під зубчате колесо, підшипники та інші деталі визначаються у відповідності з результатами попередніх розрахунків з урахуванням технологічних вимог на обробку та складання. Взаємне розташування підшипників фіксується втулкою установчою гайкою М39 х 1,5 з запобіжними шайбами.

Товщину стінки втулки визначають (0,1 - 0,15)d, мазезатримуюче кільце встановлюють так, щоб воно виходило за торець стакана і стінки в середину корпуса на 1 - 2 мм.

Підшипники розташовані в стакані, товщина стінки 5_СТ = (0,08 - 0,12)Д, де Д - зовнішній діаметр підшипника. Приймаємо 6_СТ = (0,08 - 0,12)90= 10 мм

Для фіксування зовнішніх кілець підшипника осьових переміщень в стакані зроблений упор. З другого підшипника зовнішнє кільце фіксується торцевим виступом кришки підшипника через кільце. Для полегшення посадки підшипника на вал діаметр вала зменшується на 1 мм, по довжині, декілька меншої довжини розмірної втулки. Обкреслюємо всю внутрішню стінку корпуса зберігаючи величину зазорів, прийнятих в першому етапі компонування.

Використовуючи відстань f₂ і С₂, викреслюємо підшипник. Для
фіксування зубчате колесо впирається з однієї сторони в бурт, а з другої в
мазезатримуюче кільце, ділянку вала робимо менше маточини колеса, щоб
мазезатримуюче кільце упиралося в торець колеса, а не в буртик вала.
Наносимо товщину стінки корпуса 8_СТ = 10 мм і призначаємо розміри основних
елементів корпуса.

11. Добирання муфти

11.1. Із попередніх розрахунків:

- номінальний момент, що передається муфтою Т₃= 452,8 Нм;

- частота обертання валу n₃= 99,8 об/хв;

- діаметр валу під муфту d_b2= 50 мм.

Розрахунковий момент:

де К_Р – коефіцієнт режиму роботи. За табл.5.8.[4] К_Р=1,3

11.2.За табл. 11.5 [5] (ГОСТ 21424-75) вибираємо муфту за розмірами

D=190мм; D₂=140мм;L_п=42мм; d_п=18мм;l_B=36мм;Z=8.L = 226 мм.

Допустимий момент що передає муфта (Т)=710 Н м.

Рис.12. Схема муфти.

11.3.Перевіряємо гумові втулки на зминання поверхонь стискання їх пальцями:

Де (σ_M) =2МПа допустимі напруження

< 2,0 МПа

11.4. Перевірка пальців на згин

МПа < [Gзг] = 72,5 МПа.

Умова виконується.

12. Підбір шпонок та перевірочний розрахунок шпоночних

12.1 Ведений вал редуктора з’єднуємо із зубчастим колесом за допомогою шпонки.

12.2 Для шпонкового зєднання приймаємо шпонку призматичну із заокругленими торцями матеріал шпонки Сталь45 нормалізована

12,3 Для діаметра вала d_к2=60 мм приймаємо розміри шпонки 18ģ11 по ГОСТ 23360-78 (табл. 8.9[5]) Довжина шпонки приймається на 5…10 мм менше довжини маточини колеса При довжині маточини lм=80 мм довжина шпонки буде

l= l_м – (5…10)=(75…70)мм

По табл..8,9(5) приймаємо l=70 мм.

12,4 Перевіряємо шпонкові зєднання на зминання

,

де l_р-робоча довжина шпонки із заокругленими торцями

l_p=l_м-b=70-18=52 мм.

При стальній маточині σ_ЗМ =100…150 МПа

< [σ_ЗМ ]

Умова виконується.

12.2.2. Під маточину напівмуфти для d_B2=50мм приймаємо шпонку з розміром

в h=16ģ10 і довжиною l=90мм (при l_М=110мм.)

Рис.13. Схема шпоночного з’єднання.

Отже, для тихохідного вала беремо шпонку 18x11x70 ГОСТ 23360-78 і шпонку 16x10x100 ГОСТ 23360-78 для швидкохідного валу беремо шпонку 10х8x50 ГОСТ 23360-78.

Перевіряємо шпонкове зєднання на зминання

< [σ_ЗМ ]

Умова виконується.

Швидкохідний вал

Для вихідного кінця вала діаметром d_в1=32 мм за табл. 8.9[5] добираємо призматичну шпонку вģh = 10ģ8, при t₁ = 5,0 мм. Оскільки довжина вала l₁=62, то приймаємо довжину шпонки l=50 мм, що відповідає ряду стандартних значень за ГОСТ 23360-78.

Розрахункова довжина шпонки: l_p= l-b = 50 - 10 = 40мм

Перевіряємо шпонку на зминання

< [σ_ЗМ ]

Умова виконується.

Для вихідного кінця вала під шестернею діаметром d_к1 = 35 мм за табл. 8.9[5] добираємо призматичну шпонку вģh = 10ģ8, при t₁ = 5,0 мм. Оскільки довжина вала l₂ =48, то приймаємо довжину шпонки l=40 мм, що відповідає ряду стандартних значень за ГОСТ 23360-78.

Розрахункова довжина шпонки: l_p= l-b = 40 - 10 = 30мм

Перевіряємо шпонку на зминання

< [σ_ЗМ ]

Умова виконується.

Підбір посадок основних деталей редуктора

13.1.Внутрішні кільця підшипників насаджуємо на вали з натягом, значення якого відповідає полю допуска к6, а зовнішні кільця у корпус перехідною посадкою, значен

Дата добавления: 2015-07-26