- •Введение
- •1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода
- •2. Силовой расчет привода
- •3. Выбор типа зубь ев зубчатых передач
- •4. Выбор степени точности изготовления зубчатых колес
- •5. Выбор термообработки и материала для изготовления зубчатых колес и валов редуктора
- •6. Выбор способа получения заготовок для зубчатых колес и валов редуктора
- •7. Выбор вида финишной операции получения зубьев колес
- •8. Проектировочный расчет передачи по условию контактной выносливости зубьев колес
- •9. Проверочный расчет зубьев на контактную прочность.
- •10. Проверочный расчет зубьев на усталостную прочность при изгибе
- •11. Проверочный расчет зубьев на отсутствие остаточных деформаций при действии пиковых нагрузок
- •11.1 Определение допускаемых контактных напряжений, гарантирующих отсутствие общих остаточных деформаций зубьев или их хрупкого разрушения при перегрузках
- •11.2 Проверка передачи на отсутствие при действии пиковых нагрузок местных остаточных деформаций зубьев или хрупкого разрушения их поверхностного слоя (растрескивания)
- •11.3 Определение допускаемых напряжений изгиба, гарантирующих отсутствие при перегрузках общих остаточных деформаций зубьев
- •11.4 Проверка передачи на отсутствие при действии пиковых нагрузок общих остаточных деформаций или хрупкого излома зубьев
- •12. Геометрический расчет зацепления цилиндрической зубчатой передачи
- •13. Определение усилий в зацеплении зубчатых колес
- •14. Выбор типа и способа смазывания зубчатых колес
- •15. Выбор конструкции устройства для контроля уровня смазочного материала в корпусе редуктора
- •16. Расчет ременной передачи
- •16.1 Выбор типа и материала клинового ремня
- •16.2 Выбор размера сечения назначенного ранее типа ремня и наименьшее значение диаметра малого шкива передачи
- •16.3 Расчет фактического значения передаточного числа и скорости движения ремня
- •16.4 Определение межосевого расстояния передачи
- •16.5 Определение значения угла охвата ремнем малого шкива передачи
- •16.6 Определение необходимого числа ремней в одном комплекте
- •16.7 Расчет усилия, действующего на вал
- •16.8 Определение п рогнозируемой долговечности ремней
- •16.10 Определение стрелы провисания верхней ветви ремня
- •16.11 Назначение материала и выбор конструкции шкивов передачи
- •16.12 Определение исполнительных размеров шкивов
- •17. Подбор муфты для соединения вала редуктора с приводным валом
- •18. Определение диаметральных размеров каждого вала редуктора
- •18.1 Первый этап эскизной компоновки
- •18.2 Определение диаметральных и осевых размеров вала, на котором располагается муфта
- •18.3 Определение опорных реакций и построение эпюр внутренних силовых факторов вала, имеющего входной участок, на котором располагается шкив.
- •18.4 Проектировочный прочностной расчет
- •19. Подбор подшипников для валов редуктора
- •19.1 Выбор типа подшипников
- •19.2 Выбор схемы установки подшипников в опорных узлах валов редуктора
- •19.3 Подбор подшипников для быстроходного вала редуктора
- •19.4 Подбор подшипников для тихоходного вала редуктора
- •Прямой ход
- •Прямой ход
- •Прямой ход
- •Прямой ход
- •Прямой ход
- •20. Выбор смазки подшипников валов редуктора
- •21. Выбор уплотнений валов редуктора
- •22. Расчет подшипниковых крышек корпуса редуктора
- •Для быстроходного вала
- •Для тихоходного вала.
- •23. Выбор конфигурации и определение размеров основных элементов зубчатых колес
- •24. Подбор посадок основных деталей редуктора
- •25. Выбор и расчет соединений каждого вала редуктора с размещаемыми на нем деталями передач
- •25.1 Расчет соединения тихоходного вала с муфтой
- •25.2 Расчет соединения тихоходного вала с колесом
- •25.3 Расчет соединения быстроходного вала со шкивом.
- •26. Выбор типа корпуса редуктора и определение размеров основных его элементов
- •26.1 Выбор типа корпуса редуктора
- •26.2 Определение размеров основных элементов редуктора
- •27. Проверочный расчет на выносливость каждого вала редуктора
- •27.1 Расчет тихоходного вала на усталостную прочность
- •27.2 Расчет быстроходного вала на усталостную прочность
- •1Сечение 2и3сечение
- •28. Проверочный расчет на отсутствие остаточных деформаций при действии пиковых нагрузок каждого вала редуктора
- •28.1 Расчет тихоходного вала на отсутствие их общих остаточных деформаций или хрупкого разрушения при действии пиковых нагрузок
- •28.2 Расчет быстроходного вала на отсутствие их общих остаточных деформаций или хрупкого разрушения при действии пиковых нагрузок
- •29. Выбор вида основания для совместной с двигателем установки редуктора и определение его основных размеров
- •30. Список литературы
22. Расчет подшипниковых крышек корпуса редуктора
Материал, точность изготовления и другие технические требования к накладным подшипниковым крышкам регламентирует ГОСТ 13219.17-81.
Крышки изготавливают литыми из чугуна марки СЧ15 ГОСТ1412-85.
Малое межосевое расстояние подшипниковых гнезд, выбор винтов «впотай» – условия, при которых стандартные крышки подобрать невозможно.
При малых межосевых расстояниях подшипниковых гнезд достаточно просто "обрезать" соответствующие стандартные крышки, оставляя между срезами зазор (1…2) мм.
Размеры фланцев (их толщину и наружный диаметр) определяют форма и размеры отверстий, предназначенных для размещения винтов или шпилек, которыми крышка крепится к корпусу редуктора. В свою очередь, форму и размеры этих отверстий определяют вид головки крепежных винтов и величина наружного диаметра их резьбы.
Для крепления подшипниковых крышек к корпусу редуктора применяем винты с цилиндрической головкой, имеющей шестигранное углубление "под ключ" (ГОСТ 11738-84). Конструкция фланцев с использованием винтов с цилиндрической головкой, устанавливаемых "впотай", более эстетична и в наибольшей степени отвечает требованиям техники безопасности. На корпусе применяются такие же винты.
Для установки винтов "впотай" необходимо увелич ивать толщину фланца крышки.
Необходимый класс прочности винтов выбирают по ГОСТ 1759-70. Этот выбор производят в зависимости от требуемого (по условию обеспечения статической прочности стержня винта при действии пиковой нагрузки) значения предела текучести т материала винтов.
Для быстроходного вала
Требуемое значение Т , МПа, предела текучести материала винтов (шпилек) крепления подшипниковых крышек к корпусу редуктора определяют, исходя из условия статической прочности тела их резьбовых участков при действии пиковых нагрузок, по следующей зависимости:
,
где Fa max – осевое усилие, передающееся от наиболее нагруженного (в осевом направлении) подшипника рассматриваемого вала редуктора на его крышку при пиковом нагружении редуктора. Его определяют по следующей формуле:
,
где ;
Fa ном – осевое усилие, действующее на рассматриваемую подшипниковую крышку при номинальном режиме нагружения редуктора: .
K S – коэффициент динамичности приложения нагрузки к рассматриваемой подшипниковой крышке, возникающей при пуске редуктора: .
Н.
[ST] – необходимое значение коэффициента запаса по текучести материала крепежных винтов. Обычно при техническом обслуживании (проводимом в процессе эксплуатации) редукторов общего назначения контроль уровня затяжки резьбовых соединений их деталей – отсутствует. В связи с этим .
Кзат – коэффициент запаса усилия затяжки винтов. Затяжка винтов (шпилек) крепления подшипниковых крышек к корпусу редуктора должна обеспечивать герметичность стыка торцовых поверхностей их фланцев с торцовыми поверхностями подшипниковых гнезд корпуса редуктора при наличии в стыке плоских металлических прокладок и в условиях нестационарности его нагружения. В этом случае принимают Кзат =3…5 (меньшие значения – при использовании для смазывания подшипников пластичного смазочного материала): .
– коэффициент внешней нагрузки на винт. В связи с наличием в стыке рассматриваемых деталей плоских металлических прокладок, значение коэффициента внешней нагрузки, действующей на винт их крепления, можно назначить в пределах : .
z – принятое количество вин тов для крепления подшипниковой крышки к корпусу редуктора: .
d1– внутренний диаметр резьбы принятых винтов (шпилек), определяемый по ГОСТ 9150-81: мм.
.
Следовательно .
Так как , то класс прочности винтов 3.6, а марка сталь 20.
Требуемую длину винтов определяют по формуле:
,
где S – толщина стопорной шайбы: ;
– суммарная толщина фланца крышки и набора прокладок: ;
hн – необходимая глубина завинчивания винта в корпус редуктора: мм.
мм.
Полученную величину l требуемой длины винтов округляют до ее ближайшего стандартного значения l=20мм.
Проверку достаточности фактической глубины завинчивания в корпус винтов мм производят по условию отсутствия смятия и среза витков резьбы в отверстиях корпуса редуктора при действии пиковых нагрузок.
Условием отсутствия смятия и среза витков резьбы в крепежных отверстиях наиболее нагруженного (в осевом направлении) подшипникового гнезда рассматриваемого вала редуктора при действии пиковых нагрузок служит одновременное выполнение следующих неравенств:
; ,
где , – соо тветственно, напряжения смятия и среза, возникающие в витке резьбы рассматриваемых отверстий при пиковом нагружении редуктора, МПа.
Fa max – осевое усилие, передающееся на крышку рассматриваемого подшипникового гнезда при пиковом нагружении редуктора: Н.
K – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между витками резьбы. Величину коэффициента выбирают в зависимости от отношения пределов прочности при растяжении материалов винта вр ( ) и корпуса вр к ( ), : при >1.3: .
Кзат – коэффициент запаса усилия затяжки винтов: .
– коэффициент внешней нагрузки, действующей на винт: .
Z0 – количество крепежных отверстий в рассматриваемом подшипниковом гнезде: .
ZP – расчетное число витков резьбы на глубине h (l1) завинчивания винтов в рассматриваемое отверстие. Его определяют из условия:
,
где Р – шаг резьбы, назначаемый по ГОСТ 8724-81: мм.
. Следовательно , так как следующие (за 6-м) витки резьбы практически не воспринимают внешнюю осевую нагрузку (например, 8-й виток воспринимает только 2% нагрузки, а 10-й – всего 0,89%).
Кn – коэффициент полноты резьбы в отверстии (для метрических резьб Кn = 0.88);
d, d1 – соответственно, наружный и внутренний диаметры резьбы в рассматриваемых отверстиях: .
[cм], [ср] – допускаемые напряжения, гарантирующие отсутствие, соответственно, смятия и среза витков резьбы рассматриваемых отверстий, МПа. Их назначают в долях от допускаемого напряжения растяжения [р] материала корпуса редуктора. Величина этой доли зависит от вида крепежных деталей (винты или шпильки) завинчиваемых в отверстия рассматриваемого подшипникового гнезда редуктора.
Согласно данным [5, c.110], при использовании винтов имеем:
Допускаемые напряжения при растяжении [р], МПа, для материала корпуса редуктора определяют по следующей формуле:
,
где пред – предельное (для материала корпуса) напряжение растяжения, МПа;
[S] – необходимое значение коэффициента запаса соответствующей прочности.
Для корпусов редукторов, изготовленных из серого чугуна, под пред понимают предел прочности чугуна при растяжении вр ( МПа), а коэффициент запаса прочности (по неразрушению) [Sв] в этом случае назначают в пределах : .
.
, следовательно условие выполняется.
, следовательно условие выполняется.
Толщину фланцев подшипниковых крышек назначают в зависимости от вида головки крепежных винтов. При установке винтов «впотай»:
,
где – толщина дна подшипниковой крышки: .
Н – высота головки винта: .
.
Согласно ряду ГОСТ 6636-69 .
Наружный диаметр фланца нестандартных подшипниковых крышек Dфл рекомендуется [1, c. 102] определять по следующей зависимости:
,
где Dy – установочный диаметр: .
d – наружный диаметр резьбы винта. Согласно [табл. 5.2, 1]: .
,
Согласно ряду ГОСТ 6636-69 ,
Диаметр D0 окружности, на которой располагают центры крепежных отверстий фланца подшипниковых крышек, вычисляют по формуле:
.
, =80 мм
Накладные подшипниковые крышки устанавливают в предназначенное для них отверстие корпуса редуктора по посадке H7/h8, а номинальное значение Da наружного диаметра их заходного пояска назначают равным номинальному значению наружного диаметра выбранного подшипника.
Наибольший диаметр внутренней полости подшипниковых крышек определяют по формуле
,
где Da – наружный диаметр заходного пояска крышки:
– толщина стенки заходного пояска. Ее вычисляют по следующей формуле:
,
где – толщина дна крышки: .
.
.
Согласно ряду ГОСТ 6636-69 ,
Чтобы торцовые поверхности фланца подшипниковой крышки и корпуса редуктора сопрягались по плоскости, на наружной поверхности заходного пояска крышки предусматривают кольцевую канавку, форму и размеры которой регламентирует ГОСТ 8820-69:
Основной базовой поверхностью накладной крышки является торцовая поверхность ее фланца. В связи с этим, длину С заходного пояска крышки назначают небольшой, чтобы он не мешал установке крышки по торцу корпуса редуктора (или стакана). Обычно принимают
.