| Вал III |
nIII
114,64 об/мин |
wIII
=12 рад/с |
МIII
=0,14 кН×м |
3.1 Число зубьев колеса
×U=32×1,6=51
3.2 Внешний окружной модуль
мм
3.3 Уточняем значение
мм
3.4 Углы делительных конусов
ctqd1
=U=1,6 d1
= 320
d2
=900
-d1
=900
-320
=580
3.5 Внешнее конусное расстояние
мм
3.6 Длина зуба
мм
3.7 Внешний делительный диаметр
мм
3.8 Средний делительный диаметр шестерни
мм
3.9 Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)
мм
мм
3.9 Средний окружной модуль
мм
3.10 Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
3.11Средняя окружная скорость
м/с
Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.
3.12 Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки
По табл. 3.5 [1] при ψbd
=0,28;консольним расположением колес и твердости НВ < 350 коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, КНβ
= 1,15.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, КH
a
=1,05 [1] см. таб. 3.4
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при u£ 5 м/с, КH
u
=1,05 [1]cм. таб. 3.6
Таким образом, Кн
= 1,15×1,05×1,05 = 1,268.
3.13 Проверяем контактные напряжения по формуле (3.27) из [1]
= 346,4 МПа,
346,4<[sH
]=442 МПа
Условие прочности выполнено
3.14 Силы, действующие в зацеплении:
Окружная
= 1920 Н;
радиальная
592,6 Н;
Осевая
370 H
3.15 Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле(3.31) из [1]:
.
3.16 Коэффициент нагрузки
KF
= KF
β
∙KF
u
3.17 По табл. 3.7 [1] при ψbd
= 0,28,консольном расположении, валах на роликовых подшипниках колес и твердости НВ < 350 значение KFβ
= 1,37.
3.18 По табл. 3.8 [1] при твердости HB<350, скорости u=1,02 м/с и 7-й степени точности коэффициент KF
u
=1,25(значение взято для 8-й степени точности в соответствии с указанием [1] стр.53
Таким образом, KF
u
=1,37×1,25=1,71
3.19 Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF
зависит от эквивалентного числа зубьев;
у шестерни
37,7 ;
у колеса
96,2
при этом коэффициенты YFl
= 3,72 и YF
2
= 3,605 (см. с. 42) [1].
3.20 Определяем допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжением изгиба:
По таб.3.9 [1] для стали 45 улучшенной при твердости HB<350
s0
Flimb
=1,8 HB
Для шестерни σ
= 1,8 260 = 468 МПа;
Для колеса σ
= 1,8∙230 = 414 МПа.
3.21Коэффициент запаса прочности [SF
] = [SF
]'∙[SF
]''
По табл. 3.9 [1] [SF
]¢
= 1,75 для стали 45 улучшенной; коэффициент [SF
]" = 1 для поковок и штамповок. Следовательно, [SF
] = 1,75.
3.22 Допускаемые напряжения:
для шестерни [σF
1
] = 
= 236,5 МПа;
для колеса [σF
2
] = 
= 206 МПа.
Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение 
меньше. Найдем эти отношения:
для шестерни 
= 64 МПа.
для колеса 
= 57 МПа
3.23 Проверку на изгиб проводим для колеса:
= 154 МПа < 206 МПа
Условие прочности выполнено.
4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников
Предварительный расчет валов на кручение, выполняют по пониженным допускаемым напряжениям.
4.1 Крутящие моменты в поперечных сечения валов:
Ведущего МII
=92×103
H×м
Ведомого МIII
=140×103
Н×м
4.2 Определим диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [tк
]=20 МПа для ведущего вала:
26 мм
Принимаем ближайшие большее значение из стандартного ряда dB
2
= 28
мм.
Диаметр вала под подшипниками принимаем dП2
= 35 мм,
Диаметр под шестерни dK
2
=28 мм
4.3 Определим диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [tк
]=15 МПа для ведомого вала:
36 мм.
Принимаем ближайшие большее значение из стандартного ряда dB
3
= 38 мм.
Диаметр вала под подшипниками принимаем dП3
= 45 мм.
Диаметр под зубчатым колесом dK
3
=50 мм
Диаметр под уплотнитель d=40 мм
5. Конструктивные размеры шестерни и колеса
5.1 Шестерня:
Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу. Длина посадочного участка (назовем его по аналогии lст.
).
lст
.
=b= 30 мм
5.2 Колесо:
Коническое колесо кованое.
Его размеры: dае2
=184 мм; b2
= 30 мм.
Диаметр ступицы dст
= l,2·dk
2
= 1,2 · 50 = 60 мм; длина ступицы lст
= (1,2 
l,5)dk
2
= (1,2
1,5) ∙ 28 = 33,6 ÷42 мм, принимаем lст
= 38 мм.
Толщина обода δ0
= (3
4) m
= (3
4)∙3 = 9
12 мм, принимаем δ0
= 10 мм.
Толщина диска С =(0,1÷ 0,17) Re
=(0,1÷0,17)·105=10,5÷17,9 мм
Принимаем с=14 мм.
6. Конструктивные размеры корпуса редуктора
6.1 Толщина стенок корпуса и крышки:
δ = 0,05·Re
+1=0,05·105+1=6,268 мм; принимаю δ=7 мм
δ1
=0,04·Re
+1=0,04·105+1=5,21 мм; принимаю δ=6 мм.
6.2 Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b = 1,5 δ = 1,5∙7 = 10,5 мм; принимаю b=11 мм
b1
= 1,5∙δ1
= 1,5∙6= 9 мм;
нижнего пояса корпуса
р = 2,35 δ = 2,35∙7 = 16,45 мм; принимаю р = 17 мм.
6.3 Диаметр болтов:
фундаментных d1
= 0,055Re
+12=0,055·105+12=17,79 мм; принимаю фундаментальные болты с резьбой М18;
болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника,
d2
= (0,7
0,75)d1
= (0,7
0,75)∙18 = 12,0
13,5 мм;
принимаю болты с резьбой М12;
болтов, соединяющих крышку с корпусом,
d3
= (0,5
0,6) d1
= (0,5
0,6)∙18 = 9
10,8 мм;
принимаю болты с резьбой М10.
7. Первый этап компоновки редуктора
Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары – окунанием зубчатого колеса в масло; для подшипников – пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален, и это затрудняет попадание масляных брызг. Кроме того, раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла.
Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазе удерживающими кольцами.
Устанавливаем возможность размещения одной проекции – разрез по осям валов – на листе формата А1. Предпочтителен масштаб 1:1. проводим посредине листа горизонтальную осевую линию – ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной линии – ось ведомого вала. Из точки пересечения проводим под углом δ1
=32о
осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re
=105 мм.
Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Ступицу колеса выполняем несимметрично относительно диска, чтобы уменьшить расстояние между опорами ведомого вала.
Подшипники валов расположим в стаканах.
Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные легкой серии (см. таблица П7):
Условное
обозначение
подшипника
|
d |
D |
T |
C |
C0
|
e |
| мм |
кН |
| 7207 |
35 |
72 |
18,25 |
38,5 |
26 |
0,37 |
| 7209 |
45 |
85 |
20,75 |
50 |
33 |
0,41 |
Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 8-10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника для размещения мазеудерживающего кольцо 10-15 мм.
При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к срединам контактных площадок (см. табл. 9.21). для однорядных конических роликоподшипников по формуле:
мм.
Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника
f1
=d1
+a1
=35+15,72=50,72
мм
Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала
с1
~(1,4÷2,3)·
f1
=
(1,4÷2,3)·
50,72=7
1÷
116
,
6
мм
Принимаем с1
=90
мм.
Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10-15 мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника 15-20 мм для размещения мазеудерживающего кольца.
Для подшипников 7209 размер 
мм
Определяем замером размер А – от линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполнен симметричным относительно оси ведущего вала и примем размер А = А = мм. Нанесём габариты подшипников ведомого вала.
Замером определяем расстояния f2
= мм и с2
= мм (так как А`+А=f2
+c2
).
Очерчиваем контур внутренней стенки корпуса, отложив зазор между стенкой и зубьями колеса, равный 1,5 х, т.е. 15мм.
8. Проверка долговечности подшипника
8.1 С точки зрения конструктивных соображений более рациональным будет просчитать долговечность наиболее нагруженного подшипника на валу, который вращается с большей частотой, т.е. подшипник находящейся радом с шестерней на ведущем валу.
Из предыдущих расчетов имеем Ft
= 1920 H, Fr
=592,6 H; Fa
=370 Н из первого этапа компоновки с1
= 90 мм. и f1
= 50.72 мм
Реакции опор:
в плоскости xz
Rx
2
c1
– Ft
f1
= 0 H ;
Rx2
= 
1082 H;
Rx1
c1
– Ft
(f1
+c1
)= 0 H ;
Rx1
= 
3002 H;
Проверка: Rx
2
– Rx
1
+ Ft
= 1082 – 3002 + 1920 = 0 H;
в плоскости yz
-Ry2
+ Fr
f1
- Fa
= 0 H;
137 H ;
-Ry1
+ Fr*(f1 + c1
) - Fa
= 0 H;
729,6 H;
Проверка: 
H;
Суммарные реакции:
Н ;
Н ;
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников [формуле (9.9)]
S2
= 0.83ePr2
= 0.83*0.37*1090,6=334 H;
S1
= 0.83ePr1
= 0.83*0.37*3089,5 = 948,8 H;
здесь для подшипников 7207 параметр осевого нагружения e = 0,37
Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 9,21) [ Л. 1.] В нашем случае S1
>S2
; Fa
>0; тогда Pa
1
= S1
= 1002.4 H; Pa
2
= S1
+ Fa
=1002.4 +370=1372.4 H
Рассмотрим левый подшипник
Отношение Pa
1
/ Pr
1
= 948.8/3089.5 = 0.307>e, поэтому не следует учитывать осевую нагрузку.
Эквивалентная нагрузка Рэ1
=VРr
1
Kб
KT
, в которой радиальная нагрузка Рr
1
= 3089,6 Н; V = 1; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Kб
= 1 (см. табл. 9.19) [Л.1]; КT
= 1 (см. табл. 9.20) [Л.1].
Рэ2
= 3089,6 Н.
Расчетная долговечность, млн. об [формула (9.1)]
млн. об
Расчетная долговечность, ч
404190 ч.
Найденная долговечность приемлема так, как требуемая долговечность намного меньше, чем расчетная долговечность подшипника.
9. Второй этап компоновки редуктора
В развитие первой компоновки здесь вычерчивают валы с насаженными на них деталями; размеры мазеудерживающих колец, установочных гаек и шайб, крышек и уплотнений определяют в соответствии с таблицей в гл IX [Л.1.]; размеры шпонок – в соответствии с таблицей в гл VII [Л.1.].
Диаметры участков валов под зубчатые колёса, подшипники и пр. назначают в соответствии с результатами предварительного расчета м с учетом технологических требований на обработку и сборку.
Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М х 1,5 со стопорной многолапчатой шайбой. Толщину стенки втулки назначают (0,1 – 0,15)dп
; прнимаем её равной 0,15*35= 5,25мм.
Мазеудерживающие кольца устанавливают так, чтобы они выходили за торец стакана или стенки внутрь корпуса на 1-2 мм.
Подшипники размещаем в стакане, толщина стенки которого
ст
=(0,08-0,12)D,
где D- наружный диаметр подшипника;
примем
ст
=0,12*72
8 мм.
Для фиксации наружных колец подшипников от осевых перемещений у стакана сделан упор величиной К=6 мм.
У второго подшипника наружное кольцо фиксируем торцовым выступом крышки подшипника через распорное кольцо.
Для облегчения посадки на вал подшипника, прилегающего к шестерне, диаметр вала уменьшаем на 0,5-1 мм на длине. несколько меньшей длинны распорной втулки.
Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров, принятых в первом этапе компоновки: х=10 мм , и у2
=20 мм и др.
Используя расстояния f2
и с2
, вычерчиваем подшипники.
Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в утолщение вала 
мм , а с другой – в мазе удерживающее кольцо; участок вала
50 мм делаем короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее кольцо
45 мм упиралось в торец колеса, а не в буртик вала; преход вала от
50мм к
45мм смещен на 2-3 мм внутрь зубчатого колеса.
Наносим толщину стенки корпуса
к
= 7 мм и определяем размеры основных элементов корпуса в соответствии с главой X [Л.1.]
Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360 – 78 (см. табл. 8.9) [1].
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
9.1 Напряжения смятия и условие прочности по формуле (8.22) 
.
9.2 Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице
[σc
м
] = 100 
120 МПа.
9.3 Ведущий вал:
d = 28 мм; сечение шпонки b
h =
мм; глубина паза t1
= 4 мм; длина шпонки l = 32 мм; момент на ведущем валу МII
= 92000= Н-cм;
91.26 МПа 
(материал полумуфт МУВП – чугун марки СЧ 20).
9.4 Ведомый вал.
Из двух шпонок – под зубчатым колесом – более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку: d = 36 мм; b
h = 10
8 мм; t1
= 5 мм; длина шпонки l = 50 мм; момент на ведомом валу МIII
=140000 Н∙мм;
Условие σc
м
< [σc
м
] выполнено.
1
0
. Уточненный расчет валов
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s
[s].
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
10.1 Ведущий вал.
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, нормализованная; σв
=570 МПа
10.2 Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
σ-1
=0,43·570=246 МПа
10.3 Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
τ-1
=0,58·246=142 МПа
У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшым коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерни. В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты Мх
и Му
и крутящий момент МII
Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.
10.4 Изгибающие моменты в двух взаимноперпендикулярных плоскостях.
My
= Rx2
·c1
=1082·90=97,380·103
H·мм
Мх
=RY
2
·c1
=137·90=12,330·103
H·мм
10.5 Сумарный изгибающий момент
Н·мм
10.6 Момент сопротивления сечения
мм3
10.7 Амплитуда нормальных напряжений
МПа
10.8 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжением
где σ-1
- предел выносливости;
κσ
- коэффициент напряжения цикла по нормальным напряжением;
συ
- амплитуда нормальных напряжений.
10.9 Полярный момент сопротивления
мм3
10.10 Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
МПа
10.11 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжением
где τ-1
-предел выносливости;
ψ-коэффициент учитывающий влияние цикла, ψ=0,1
τm
-средние напряжение цикла.
10.7 Результирующий коэффициент запаса прочности
1
1
. Вычерчивание редуктора
Редуктор вычерчивают в двух проекциях на листе формата А1 (594
841 мм) в масштабе 1:1с основной надписью и спецификацией (см. с. 319 – 321) [1].
12. Посадки шестерни, зубчатого колеса, подшипников
Посадки назначаем в соответствии с указаниями в таблице 10,13 [Л,1,]
Посадка зубчатого колеса на вал 
по ГОСТ 25347-82,
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7
Остальные посадки назначаем, пользуясь данными соответственно в таблице 10,13 [Л,1,]
13. Выбор сорта масла
13.1 Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.
13.2 По табл. 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σH
= 442 МПа и скорости v
=1,02 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 10-6
м2
/с.
13.3 По табл. 10.10 [1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).
13.4 Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываем в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт смази выбираем по л ( табл. 9.14) [1], литол-24(ГОСТ21150-75).
14. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 – 100°С;
в ведомый вал закладывают шпонку 10
8
70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
содержание ..
591
592
593 ..
|