Определение размера колеса

 

Колесо z₂ кованое: d₂ = 320 мм; d_a2 = 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.

F_t = 2898 H, F­_r = 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, С_r = 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 t_раб ≤ 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 d_в2 = 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.

d_к2 = 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 М_Х и М_Y (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

x_a

A C

y_a

F_r F_t B

53 53 90

My Г Д

75,4 94,95

Mх

76,8

445,26

T_kp

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 V_М определим из расчёта 0,5 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности: V_М = 0,5·15 = 7,5 дм³.

По рекомендациям [3, табл. 10.8, стр.253] установим вязкость масла при 50^◦С при контактных напряжениях σ_Н = 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:

D_max= D + ES = 90 + 0.035 =90,035 мм

D_min= D + EI = 90+0 мм

d_max = D + es = 90+0=90мм

d_min = 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

D_max= D + ES = 60 + 0.03 =60,03 мм

D_min= D + EI = 60 мм

d_max = D + es = 60+0,051=60,051мм

d_min = D + ei = 60 +0,032=60.032 мм

Вычисляем предельное значение натяга

N_max =

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.