2.5 Проектировочный расчёт валов
Проектирование вала начинаем с определения диаметра его выходного конца из расчётов на чистое кручение, без учёта влияния изгиба [3,161]. Диаметр вала определяем по формуле
где
- допускаемое напряжение при кручении
[3,161]
Диаметр ведущего вала
Рассчитанное
значение
ведущего вала редуктора необходимо
согласовать с диаметром вала
электродвигателя выбранного типа
размера табл. К9 [4,406]
Согласуем диаметры валов
Принимаем
Диаметры вала по подшипник принимаем на 5 мм больше
Диаметр ведомого вала
Принимаем
Диаметры вала по подшипник принимаем на 5 мм больше
Диаметр вала
под колесо принимаем
2.6 Конструктивные размеры зубчатых колёс
Выписываем из расчётов конструктивные размеры шестерни и колеса. Шестерня выполняется за одно целое с валом, выписываем значения
Зубчатое колесо принимаем кованое, выписываем значения
Используя данные табл.10.1 [4,233], определяем для колеса диаметры ступицы
Принимаем значение
из стандартного ряда [3,161]
Длина ступицы
Принимаем
из стандартного ряда [4,161]
Толщина обода колеса
Принимаем толщину
обода колеса
табл. 10.24 [3,233]
Толщина диска кованого колеса
Принимаем цельное
значение
Диаметр обода
Принимаем значение
Диаметр центровой окружности
Диаметр отверстий
Принимаем диаметр
отверстий
Рисунок 2.2
Цилиндрическое зубчатое колесо
2.7 Конструктивные размеры корпуса и крышек редуктора
В корпусе редуктора размещаем детали зубчатой передачи. При его конструирование должны быть обеспечены прочность и жёсткость, исключающие перекосы валов. Для повышения жёсткости служат рёбра, располагаемые у приливов под подшипники. Корпус обычно выполняют разъёмным, состоящим из основание и крышки рис. 10.45 [3,239].
Материал корпуса обычно чугун СЧ 10 или СЧ 15.
Толщина стенки корпуса редуктора
Принимаем 8 мм
Толщина стенки крышки редуктора
Принимаем 8 мм
Толщина верхнего пояса корпуса
Толщина нижнего пояса крышки корпуса
Толщина нижнего пояса корпуса
Принимаем 18 мм
Толщина рёбер корпуса
Принимаем 8 мм
Диаметр фундаментных болтов
Принимаем болты М18
Диаметр болтов у подшипников
Принимаем болты М13
Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой
Принимаем М10
Основание корпуса и крышки редуктора фиксируют относительно друг друга двумя коническими штифтами
Основание и крышку
корпуса соединяют болтами
для обеспечения герметичности.
Для предотвращения протекания масла плоскости разъёма смазывают спиртовым лаком или жидким стеклом.
Для удаления загрязнённого масла и для промывки редуктора в нижней части корпуса делают пробку.
Подшипник закрывают крышками глухими и сквозными. Толщину фланца крышки подшипники равной диаметру отверстия.
Рисунок 2.3 – Крышка подшипника
2.8 Первый этап компоновки редуктора
Первый этап компоновки служит для приближённого определения положения зубчатых колёс относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертёж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора см. приложение А.
При очерчивании внутренней стенки корпуса принимаем:
Принимаем 8 мм
Зазор от окружности
вершин зубьев колеса до внутренней
стенки корпуса
Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущей и внутренней стенки корпуса
Предварительно
намечаем радиальные шарикоподшипники
средней серии, габариты принимаем по
значению
и оформляем в виде таблице 2.2.
Таблица 2.2 − Технические характеристики подшипников
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
||
Решаем вопрос о
смазывании подшипников. Принимаем для
подшипников пластичный смазочный
материал. Для предотвращения вытекания
смазка внутрь корпуса и вымывания
смазочного материала жидким маслом из
зоны зацепления устанавливаем
мазеудерживающие кольца. Их ширина
определяется размером от 8 до 12 мм.
Измерением находим расстояние на ведущем
валу
и на ведомом
.
Примем окончательно
.
2.9 Проверка долговечности подшипников
2.9.1 Проверка долговечности подшипников ведущего вала
Из предыдущих
,
,
.
Кроме этих сил на
вал действует радиальная консольная
нагрузка от муфты
которую определяем для МУВП по зависимости
[4,252].
где
радиальная жёсткость муфты по таблице
2.3, Н/мм;
Δ
- радиальное смещение муфты
Таблица 2.3 – Радиальная жёсткость муфты
d, мм |
16 |
20 |
25 |
30 |
40 |
, Н/мм |
1550 |
2160 |
2940 |
3940 |
5400 |
Точку приложения силы Fм определяем по зависимости
Примем
Из
первого этапа эскизной компоновки
Расчётную схему ведущего вала выполняем на отдельном листе, используем пространственную систему координат.
Чтобы учесть наиболее сложные условия работы при составлении расчётной схемы направление Fм выбираем противоположно Ft.
Крутящий
момент
Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости ZX
Изгибающие моменты в плоскости ZX
Реакции опор в вертикальной плоскости YZ
Рисунок 2.4 Расчётная схема ведущего вала
Проверка:
Изгибающие моменты в плоскости YZ
Реакции
опор от силы
2625
Нм
Проверка:
-2625
Изгибающие моменты от силы
Суммарные реакции (радиальные нагрузки)
Намечаем подшипники по более нагружённой опоре А, а именно радиальные шарикоподшипники средней серии №309 [3,393] таб. П36: d=45 мм, D=100 мм, В=25 мм, С0=30 кН, С=52,7 кН
Эквивалентная нагрузка
где V=1 коэффициент вращения внутренне кольца подшипника [3,212];
Kδ=1,3…1,5 коэффициент нагрузки табл. 9.19 [3,124];
KT=1 температурный коэффициент табл. 9.20 [3,214];
X=1 по табл. 9.18 [3,212];
Y=0 по табл. 9.18 [3,212].
Определяем расчётную долговечность подшипника по формуле
где С динамическая нагрузка подшипника выбранной серии табл. П3 [3,214].
Расчётная долговечность в часах
Значение, рассчитанное по формуле (2.69), удовлетворяет условию
Подшипники подобраны правильно.
2.9.2 Проверка долговечности подшипников ведомого вала
На ведомый вал кроме сил, приложенных в полосе зацепления, действует консольная нагрузка Fк от цепной передачи.
где
– вращающий момент ведомого вала
редуктора.
Точка приложения
силы Fк
принимается
равное
от центра ближнего подшипника до центра
звёздочки.
Принимается
Крутящий момент, передаваемый вдоль оси вала от середины колеса до середины звёздочки
Опорные реакции в горизонтальной плоскости XZ
Изгибающие моменты в плоскости XZ:
Реакции опор в вертикальной плоскости YZ
Проверка:
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости YZ
Реакции опор от консольной силы Fк
Рисунок 2.5 Расчётная схема ведомого вала
Проверка:
Изгибающие моменты от силы Fк
Суммарные радиальные нагрузки
Намечаем подшипники по более нагруженной опоре D, а именно шарикоподшипники радиальной средней серии: d=60 мм; D=130 мм;
В=31 мм; Со=48 кН; С=81,9 кН.
Отношение
,
что соответствует коэффициенту осевого
нагружения 𝑒=0,2
кН .
Отношение
Тогда по таблице 9.18 [3,212] определяем X=1; Y=0.
Находим эквивалентную нагрузку на подшипники по формуле (2.67)
Определяем расчётную долговечность подшипника по формуле (2.68)
Расчётную долговечность в часах вычислим по формуле (2.69)
Значение, рассчитанное по формуле (2.69), удовлетворяет условию
Подшипники подобраны правильно.