Колесо z2 кованое: d2 = 320 мм; da2 = 324 мм; b2 = 50 мм.
Диаметр и длина ступицы колеса z2, [3,стр.233]:
; принимаем
Толщина обода колеса z2: ;
принимаем δ0 = 12 мм.
Толщина диска колеса z2:
Принимаем
Определение конструктивных размеров корпуса редуктора
Толщина стенок основания и крышки редуктора, [3, стр. 241]:
;
.
Принимаем δ = δ1 = 8 мм.
Толщина фланцев:
основания и крышки редуктора
нижнего пояса основания редуктора
Принимаем р = 20 мм.
Диаметры болтов:
фундаментных .
у подшипников .Возьмём болт с резьбой М12,
соединяющих основание с крышкой . Возьмём болт с резьбой М10.
Проверка долговечности подшипников ведомого вала
Ведомый вал испытывает такие же нагрузки, как и ведущий.
Ft = 2898 H, Fr = 1055 H
Из 1-го этапа компоновки a = 53 мм; b = 53 мм; c = 90 мм.
Реакции опор: в плоскости xz, в опоре А.
в опоре В:
В плоскости yz:
Определяем реакцию в опоре А:
Определяем реакцию в опоре В:
Выбираем радиальный шариковый однорядный подшипник 208 (лёгкая серия):
d = 55 мм, D = 100 мм, В = 17 мм, Сr = 43,6 кН
Рассчитаем его на долговечность.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, [3, стр. 212]:
,
где - коэффициент, учитывающий вращение внутреннего или наружного кольца; =1,0 – при вращении внутреннего кольца;
X- коэффициент радиальной нагрузки; Х = 1
Y- Коэффициент осевой нагрузки; Y = 0
- радиальная нагрузка, действующая на подшипник (полная радиальная составляющая), Н;
- осевая нагрузка, Н; для прямозубых колёс
- коэффициент безопасности; принимаем при спокойной нагрузке без толчков = 1,3;
- температурный коэффициент; при рабочей температуре подшипника tраб ≤ 100◦ С принимаем = 1.
Из предыдущих расчётов имеем полные радиальные составляющие:
|
Тогда, эквивалентная нагрузка в опорах:
.
Для подшипников вычисляем расчётный ресурс, млн. об:
Расчётный ресурс, ч:
Так как расчётный ресурс больше требуемого, то предварительно назначенный подшипник 208 пригоден.
Проверка прочности шпоночных соединений
Назначаем шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений, пазов и длина шпонок по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Допускаемые напряжения на смятие, при стальной ступице, [4, стр. 159]: [σ]см =(100...120) МПа; при чугунной [σ]см = (50...60) МПа.
Расчёт шпонок ведущего вала
Проверяем шпонку под зубчатым колесом выходного вала. Диаметр выходного участка вала dв2 = 60 мм; глубина паза t1 = 7,0 мм; длина шпонки = 50 мм; крутящий момент, воспринимаемый шпонкой = 104,65∙103 Нм.
< [σ]см = 120 МПа.
Принимаем шпонку размером 18*11*45 мм.
Шпонка удовлетворяет условию прочности на смятие.
Расчёт шпонок ведомого вала
Проверяем шпонку на смятие на выходном валу на вых. конце вала.
dк2 = 50 мм; t1 = 5,5 мм; = 70 мм; =445,26·103 Нм.
< [σ]см = 120 МПа.
Принимаем шпонку размером 14*9*70 мм.
Шпонка удовлетворяет условию прочности на смятие.
3.9 Уточнённый расчёт валов
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому. Уточненный расчет валов заключается в определении коэффициента запаса прочности в опасных сечениях вала.
Расчет ведущего вала.
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), то есть
|
сталь 45, термическая обработка – улучшение.
При диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае da1 = 68,46 мм) среднее значение sв = 780 МПа [2, с. 34].
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через
муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной
канавки.
Коэффициент запаса прочности
где амплитуда и среднее значение отнулевого цикла
При d = 55 мм, b = 10 мм, h = 8 мм, t1 = 5,0 мм
.
Принимаем [2, c. 165, 166] kt = 1,68; et = 0,8; yt = 0,1.
s = st - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть при
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям [2, c. 165, 166]: ks = 1,8,
es = 0,87.
Результирующий коэффициент запаса прочности
получился близким к коэффициенту запаса st = . Это незначительное расхождение
свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту
и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учет
консольной нагрузки не вносит существенных изменений.
|
Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был
увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом
электродвигателя.
По той же причине проверять прочность в сечении Б-Б и В-В нет необходимости.
Расчёт ведомого вала
Материал вала – сталь 45, термическая обработка – улучшение. По табл. 3. 3 [3, стр.34] предел выносливости = 780 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
МПа.
В соответствии с формой вала и эпюрами моментов изгибающих МХ и МY (рис. 7) опасным сечением является Г-Г, Д-Д.
Сечение Г-Г. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Результирующий изгибающий момент:
Полярный момент сопротивления поперечного сечения вала при кручении:
Напряжения изгиба:
Напряжения кручения:
Коэффициенты по табл. 8.7 [3, стр.166]:
= 4.0; = 0,6 +0,4 = 0,6∙4 +0,4 = 2,8; = 0,1.
Определяем коэффициент запаса прочности:
по нормальным напряжениям
;
по касательным напряжениям
;
.
Полученный коэффициент запаса прочности удовлетворяет условию s > [s].
Сечение Д-Д. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Полярный момент сопротивления поперечного сечения вала при кручении:
Амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
Коэффициенты по табл. 8.7 [3, стр.166]:
= 3,8; = 0,6 +0,4 = 0,6∙3,8 +0,4 = 2,38; = 0,1.
Коэффициент запаса прочности:
.
Полученный коэффициент запаса прочности удовлетворяет условию s > [s].
Г Д
xa
A C
ya
Fr Ft B
53 53 90
My Г Д
75,4 94,95
Mх
76,8
445,26
Tkp
Суммарный изгибающий момент:
под колесом:
под опорой подшипника:
Расчётная схема ведомого вала.
Выбор сорта масла
Смазка зубчатого зацепления производится окунанием шестерни z1 в масло, заливаемое внутрь корпуса. Объём масляной ванны VМ определим из расчёта 0,5 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: VМ = 0,5·15 = 7,5 дм3.
По рекомендациям [3, табл. 10.8, стр.253] установим вязкость масла при 50◦С при контактных напряжениях σН = 336 МПа и скорости колёс = 4,08 м/с.
По ГОСТ 20799-75 принимаем масло индустриальное И-50А.
Камеры подшибников заполняем на 2/3 объема пластическим смазочным материалом УТ1.
Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:
- на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 С.
- в ведомый вал закладывают шпонку под зубчатое колесо и напрессовывают последнее до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, роликоподшипники, предварительно нагретые в масле.
- Собранные валы устанавливают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка герметиком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью 2-х штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
- Далее ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок. Перед постановкой сквозных крышек в них устанавливают манжеты. Проверяют проворачиванием отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.
- Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Заливают в корпус масло и закрывают пробку-отдушину с прокладкой.
- Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
3.12 Анализ посадок
1. Рассмотрим посадку крышки подшипника (сквозной) на ведомом валу. Эта посадка выполнена с зазором Ø90 .Посадку с зазором применяют в случае неподвижных соединений при необходимости частой разборки, если требуется передвигать или проворачивать детали, одну относительно другой при настройке или регулировании. Так как крышка должна устанавливаться в гнездо свободно без усилия, мы выберем посадку с зазором. Данная посадка выполнена в не системе отверстия, т.к. в системе отверстия нижнее отклонение отверстия равно 0, а в системе вала верхнее отклонение равно 0.
Находим величины предельных отклонений;
для отверстий Ø90 H7 ES= + 35 мкм
EI= 0 мкм
для вала Ø90 h8 es = 0 мкм
ei = -54 мкм
Вычисляем предельные размеры отверстия и вала:
Dmax= D + ES = 90 + 0.035 =90,035 мм
Dmin= D + EI = 90+0 мм
dmax = D + es = 90+0=90мм
dmin = D + ei = 90-0,054=89,946 мм
Посадка обеспечивает зазор S:
.
Рассмотрим посадку зубчатого колеса на ведомом валу
2. Т.к. колесо передает крутящий момент валу через шпонку, оно не должно сидеть на валу с зазором, т.к. если мы посадим его с зазором, то оно будет не плотно сидеть на валу и создавать посторонний шум.. Что бы этого не случилось посадим колесо на вал с натягом. Выбор посадки проводиться из условия, чтобы при наименьшем натяге была обеспечена прочность соединения и передача нагрузки, а при наибольшем натяге - прочность детали. Выберем рекомендуемую посадку Ø60 такая посадка применяется при небольших нагрузках.. Посадка выполнена в системе отверстия, т.к. во всех стандартных посадках системы отверстия нижнее отклонение отверстия равно 0. Данная посадка Ø60 дает нам минимальный натяг.
Рекомендации по посадкам основных деталей передач даны в табл. 10.13 [1,стр.263] По этой таблице выбираем посадку .
Находим величины предельных отклонений
для отверстий Ø 60 H7 ES= + 30 мкм
EI= 0 мкм
для вала Ø 60 p6 es = +51 мкм
ei = +32 мкм
Вычисляем предельные размеры отверстия и вала
Dmax= D + ES = 60 + 0.03 =60,03 мм
Dmin= D + EI = 60 мм
dmax = D + es = 60+0,051=60,051мм
dmin = D + ei = 60 +0,032=60.032 мм
Вычисляем предельное значение натяга
Nmax =
Вычисляем минимальное значение натяга
5. Список используемой литературы
1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Москва, «Высшая школа», 1991г. – 433с.
2. Цехнович Л. И., Петриченко И. П. Атлас конструкций редукторов. К.: Высшая школа, 1990.-151с.
3. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1988.- 416 с.
4. Дунаев П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование. Учеб. Пособие для машиностроит. спец. техникумов. – М.: Высш. Шк. 1984,-336с.