Создание машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Подбор электродвигателей и кинематический расчет

2. Расчет передачи

3. Предварительный расчет валов

4. Конструктивные размеры элементов редуктора

5. Уточненный расчет валов

6. Подбор подшипников

7. Подбор шпонок

8. Посадки деталей редуктора

9. Смазка редуктора

10. Сборка редукторов

Список использованной литературы



Введение

электродвигатель кинематический вал редуктор

Создание машин, отвечающим потребностям народного хозяйства, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие тактико-технические и эксплуатационные показатели.

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности - основные задачи конструкторов-машиностроителей.

При создании приводов различных механизмов в условиях современной промышленности часто возникает необходимость изменения скорости вращения элементов трансмиссионных узлов и передаваемых ими крутящих моментов.

Для этих целей служат специальные устройства - редукторы, вариаторы, мультипликаторы и т.д.

Основная функция редукторов - увеличения крутящего момента на выходном валу по сравнению с крутящим моментом на входном валу, и в тоже время - уменьшение частоты вращения выходного вала по сравнению с входным.

Это обуславливает их высокую применяемость при проектировании машин непрерывного транспорта (конвейеров), поскольку от данной группы механизмов требуется не только обеспечение заданной скорости движения грузонесущего органа, но и создания значительного тягового усилия, что без редукторов представляется практически невозможным.



1. Подбор электродвигателей и кинематический расчет

Рис. 1

Определяем КПД редуктора. Общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев, т.е. двух пар подшипников качения и зубчатой передачи (рис. 1). Принимая ориентировочно для одной пары подшипников з1 = 0,99 и для одной пары зубчатых колес з2 = 0,98, получаем общий КПД редуктора

з = ? з2 = 0,992 • 0,98 = 0,96.

Определяем требуемую мощность электродвигателя при соединении муфтой быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя:

Р1 = Р2/ з = 9/ 0,96 = 9,38 кВт.

Выбираем электродвигатель. По данным характеристикам принимаем асинхронный двигатель общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении типа 4А160L6У3, для которого n1 = nэ = 965 мин-1 - расчетная частота вращения; Рэ = 11 кВт.

Если принять более быстроходный электродвигатель 4А132М4У3, для которого nэ = 1440 мин-1, то передаточное отношение существенно возрастет, что приведет к увеличению параметров передачи, габаритов и массы редуктора.

Определяем передаточное отношение редуктора:

i = n1/ n2 = 965/ 195 = 4,95 = u.

Вычисляем вращающий момент на ведущем валу редуктора:

T1 = 9,55 • P1/ n1 = 9,55 • 9,38 • 103/ 965 = 92,6 Н•м.

2. Расчет передачи

Параметры закрытых зубчатых передач начинают определять с вычисления межосевого расстояния. Найдем значения коэффициентов, входящих в формулу:

ащ ? Ка (u 1) .

Ka = 4300 - для стальных косозубых колес; коэффициенты ширины колеса шba = 0,2 …0,8. Принимая шba = 0,4, получаем

шbd = 0,5 ? шba • (u + 1) = 0,5 • 0,4 • (4,95 + 1) = 1,19.

Итак,

ащ ? Ка (u 1) =

= 4300 (4,95 + 1) • =

= 256 • 102 = 0,173 м.



По СТ СЭВ 310-76 принимаем aщ = 180 мм.

По эмпирическому соотношению определяем нормальный модуль:

mn = (0,01…0,02) • aщ = (0,01…0,02) • 180 = (1,8…3,6) мм.

По СТ СЭВ 310-76 принимаем mn = 2,5 мм.

Назначаем угол наклона линии зуба в и находим число зубьев шестерни и колеса. Из рекомендованных значений в = 8…200 принимаем в = 150. Используя формулу

ащ = 0,5 (d1 + d2) = 0,5mt zУ = mnz1 (u + 1)/ (2 cos в),

получаем

z1 = 2aщcosв/ [mn(u + 1)] = 2 • 180 • cos 150/ [2,5 (4,95 + 1)] =23,3,

принимаем z1 = 23. Тогда

u = z2/ z1 = d2/ d1 = щ1/ щ2 = i,

получаем

z2 = u • z1 = 4,95 • 23 = 114,1,

принимаем z2 = 115.

Уточняем передаточное число, частоту вращения, угловую скорость тихоходного (ведомого) вала и угол наклона линии зуба:

u = z2/ z1 = 115/ 23 = 5 - стандартное;

n2 = n1/ u = 965/ 5 = 193 мин-1;

щ2 = рn2/30 = р • 193/ 30 = 20,2 рад/с.



Из формулы

aщ = mnz1 (u + 1)/ (2 cos в)

получаем

cos в = mnz1 (u + 1)/ (2aщ) = 2,5 • 23 (5 + 1)/ (2 • 180) = 0,95833

(значение косинуса угла наклона линии зуба следует вычислять с точностью до пяти знаков) и в = 16035?50??.

Определяем размер окружного модуля по формуле

mt = pt/ р = mn/ cos в = 2,5/ cos 16036? = 2,5/ 0,95833 = 2,6087 мм.

Вычисленное значение mt не согласуется и, конечно, не округляется.

По формулам

d = mtz = mnz/ cos в;

da = d + 2mn;

df = d - 2,5mn,

находим делительные диаметры, диаметры вершин зубьев и впадин шестерни и колеса:

d1 = mtz1 = 2,6087 • 23 = 60 мм;

d2 = mtz2 = 2,6087 • 115 = 300 мм;

da1 = d1 + 2mn = 60 + 2 • 2,5 = 65 мм;

da2 = d2 + 2mn = 300 + 2 • 2,5 = 305 мм;

df1 = d1 - 2,5mn = 60 - 2,5 • 2,5 = 53,75 мм;

df2 = d2 - 2,5mn = 300 - 2,5 • 2,5=293,75 мм.

По формуле

ащ = 0,5 (d1 + d2) = 0,5mt zУ = mnz1 (u + 1)/ (2 cos в)

уточняем межосевое расстояние:

ащ = 0,5 (d1 + d2)/ 2 = (60 + 300)/ 2 = 180 мм.

Определяем ширину венца зубчатых колес:

b = шaaщ = 0,4 • 180 = 72 мм,

принимаем b2 = 72 мм для колеса, b1 = 75 для шестерни.

3. Предварительный расчет валов

Конструктивные размеры зубчатой пары (длина и диаметр ступицы зубчатых колес и др.), диаметр внутреннего кольца и ширина подшипника зависят от диаметра вала. Обычно в начале определяют диаметр выходного конца вала, а затем, учитывая конструктивные особенности, назначают диаметры посадочных мест для зубчатых колес и подшипников. Для последующего выполнения уточненного расчета вала надо установить расстояния между точками приложения сил (активных и реактивных) на оси вала, определить реакции подшипников, построить эпюры изгибающих и крутящих моментов. В нашем случае известны только активные силы, действующие на валы со стороны зубчатого зацепления.

Диаметр выходного конца вала определим грубо приближенно (ориентировочный расчет) из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым касательным напряжениям:

[фк] = 20…40 МПа.

Принимаем [фк]? = 25 МПа для стали 45 (при df1 = 53,75 мм целесообразно изготовить быстроходный вал вместе с шестерней) и [фк]?? = 20 МПа для стали 35, которую назначаем для изготовления тихоходного вала.

Для ведущего (быстроходного) вала редуктора при [фк]? = 25 МПа из уравнения прочности

фк = T/ Wp = 16T1/ (рd3) ? [фк]?,

получаем

d ? = = = 2,65 • 10-2 м.

В соответствии с рядом Ra 40 (СТ СЭВ 514-77) принимаем dв1 = 30 мм. Заметим, что в случае применения стандартной муфты разница между диаметрами соединяемых валов не должна превышать 20…25 %. Диаметр вала запроектированного электродвигателя 4А160S6У3 равен 48 мм и, следовательно, ориентироваться на стандартную муфту нельзя.

Назначаем посадочные размеры под уплотнения и подшипники.

Принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение = 34 мм (необходимо оставить высоту буртика примерно в 1…3 мм для упора торца втулки полумуфты); диаметр вала под подшипник = 35 мм.

Диаметр примем равным 44 мм, чтобы обеспечить высоту упорного буртика 4,5 мм для посадки ориентировочного назначаемого конического роликоподшипника средней серии.

Так как диаметр впадин шестерни df1 = 53,78 мм незначительно превышает диаметр вала под подшипник = 35 мм, то, как уже и указывалось, шестерню целесообразно изготовить заодно с валом.

Для ведомого (тихоходного) вала редуктора при T2 = iT1 = 5 • 92,6 = 463 Н • м без учета КПД передачи

d ? = = = 4,88 • 10-2 м.

В соответствии с рядом Ra 40 принимаем: диаметр вала dв2 = 50 мм, диаметр вала под уплотнение = 54 мм, диаметр вала под подшипник = 55 мм, диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса = 60 мм.

Конструктивные размеры зубчатого колеса:

Диаметр ступицы ? (1,5…1,7) 60 = 90…102 мм, принимаем = 95 мм;

Длина ступицы lст ? (0,7…1,8) = (0,7…1,8) 60 = 42…108 мм, принимаем lст = 75 мм;

Толщина обода до ? (2,5…4) mn = (2,5…4) 2,5 = 6,25…10 мм, принимаем до = 7 мм.

Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая.

Толщина диска e ? (0,2…0,3) b2 = (0,2…0,3) 72 = 14,4…21,6 мм, принимаем е = 18 мм.

Диаметр отверстий в диске назначается конструктивно, но не менее 15…20 мм.

4. Конструктивные размеры элементов редуктора

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

Толщина стенки корпуса д ? 0,025ащ + 1…5 мм = 0,025 • 180 + 1…5 = 4,5 + 1…5 мм, принимаем д = 9 мм.

Толщина стенки крышки корпуса редуктора д1 ? 0,02ащ + 1…5 мм = 0,02 • 180 + 1…5 мм = 3,6 + 1…5 мм, принимаем д1 = 8 мм.

Толщина верхнего пояса корпуса редуктора s ? 1,5д = 1,5 • 9 = 13,5 мм, принимаем s = 14 мм.

Толщина пояса крышки редуктора s1 ? 1,5д1 = 1,5 • 8 = 12 мм, принимаем s1 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса редуктора t ? (2…2,5) д = (2…2,5) 9 = 18…22,5 мм, принимаем t = 20 мм.

Толщина ребер жесткости корпуса редуктора С ? 0,85 • 9 = 7,65 мм, принимаем С = 8 мм.

Диаметр фундаментных болтов dф ? (1,5…2,5) д = (1,5…2,5) 9 = 13,5…22,5 мм, принимаем dф = 18 мм.

Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту) K2 ? 2,1dф = 2,1 • 18 = 37,8 мм, принимаем K2 = 38 мм.

Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора, dк ? (0,5…0,6) dф = (0,5…0,6) 18 = 9…10,8 мм, принимаем dк = 10 мм.

Ширина пояса (ширина фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников K ? 3dк = 3• 10 = 30 мм, принимаем K = 30 мм. Ширину пояса K1 назначают на 2…8 мм меньше K, принимаем K1 = 25 мм.

Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников, dк.п ? 0,75dф = 0,75 • 18 = 13,5 мм, принимаем dк.п = 12 мм.

Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору dп ? (0,7…1,4) д = (0,7…1,4) 9 = 6,3…12,6 мм, принимаем = = 10 мм для быстроходного и тихоходного валов.

Диаметр отжимных болтов можно принимать ориентировочно из диапазона 8…16 мм большие значения для тяжелых редукторов.

Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия dк.с = 6…10 мм, принимаем dк.с = 8 мм.

Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора) dп.р ? (1,6…2,2) д = (1,6…2,2) 9 = 14,4…19,8 мм, принимаем dп.р = 18 мм.

Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом шестерни или колеса определяют из соотношения у ? (0,5…1,5) д = (0,5…1,5) 9 = 4,5…13,5 мм, принимаем у = 8 мм.

Если lст> b1, то у берут от торца ступицы. В нашем случае lст = b1 = 75 мм, а потому размер у от торца ступицы колеса и от торца шестерни один и тот же.

Расстояние между внутренней стенкой корпуса (крышки) редуктора и окружностью вершин зубьев колеса и шестерни у1 ? (1,5…3) д = (1,5…3) 9 = 13,5…27 мм, принимаем у1 = 20 мм.

Для обеспечения достаточной вместимости масляной ванны картера редуктора расстояние от окружности da2 до внутренней стенки картера ориентировочно назначают из соотношения ? (3…4) д = (3…4) 9 = 27…36 мм, принимаем = 35 мм.

Длины выходных концов быстроходного l1 и тихоходного l2 валов определяют из соотношения l ? (1,5…2) dв, а затем уточняют, исходя из длин ступиц деталей сборочных единиц, насаживаемых на эти концы:

l1 ? (1,5…2) dв1 = (1,5…2) 30 = 45…60 мм, принимаем l1 = 50 мм;

l2 ? (1,5…2) dв2 = (1,5…2) 50 = 75…100 мм, принимаем l2 = 85 мм.

Назначаем тип подшипников качения для быстроходного и тихоходного валов и определяем конструктивные размеры подшипниковых узлов.

Предварительно назначаем конические роликоподшипники, воспринимающие как радиальную, так и осевую нагрузку при работе с умеренными толчками.

При значительной разнице диаметров посадочных участков валов под подшипники ( = 35 мм, а = 55 мм) следует ожидать, что для тихоходного вала подойдет более легкая серия подшипника, чем для быстроходного. Здесь типоразмеры подшипников намечаются ориентировочно для возможности компоновки редуктора; в дальнейшем при подборе подшипников по динамической грузоподъемности их параметры будут уточнены.

Ориентируясь на среднюю серию подшипника для быстроходного и легкую серию для тихоходного валов, получаем:

d = = 35 мм, D1 = 80 мм, = 23 мм;

d = = 55 мм, D2 = 100 мм, = 23 мм.

Размер Х ? 2dп, принимаем Х? = 2 = 2 • 10 = 20 мм для быстроходного вала;

Х?? = 2 = 2 • 10 = 20 мм для тихоходного вала.

Размеры и ориентировочно принимаем равными 1,5Tmax:

? 1,5 = 1,5 • 23 = 35,5 мм, принимаем = = 35 мм при = .

Расстояние от торца подшипника быстроходного вала до торца шестерни ? 8…18 мм, принимаем = 12 мм. Размер ? 8…18 мм, принимаем ? 12 мм.

Осевой размер глухой крышки подшипника тихоходного вала ? 8…25 мм, принимаем = 15 мм.

Определяем расстояния а1 и а2 по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении, до точек приложения опорных реакций, которые ориентировочно примем на уровне внутренних торцов подшипников в точках А и В оси вала:

а) тихоходный вал

а2 ? у + 0,5lст = 8 + 0,5 • 75 = 45,5 мм,

принимаем а2 = 47 мм;

б) быстроходный вал

а1 ? + 0,5b1 = 12 + 0,5 • 75 = 49,5 мм,



принимаем а1 = 50 мм.

Определяем габаритные размеры редуктора:

Вр ? + 0,5 =

= 85 + 35 + 23 + 8 + 75 +8 + 23 + 15 + 0,5 • 23 + 50 = 333,5 мм,

Принимаем ширину редуктора Вр = 335 мм;

Lp ? K1 + д + y1 + 0,5da2 + aщ + 0,5da1 + y1 + д + K1 =

= 2 (K1 + д + y1) + 0,5 (da2 +da1) + aщ =

= 2(25 + 9 + 20) + 0,5 (305 + 65) + 180 =473 мм,

принимаем длину редуктора Lр = 475 мм;

Hp ? д1 + y1 + da2 + y1? + t = 8+ 20 + 305 + 35 + 20 = 388 мм,

принимаем высоту редуктора Hр = 390 мм.

5. Уточненный расчет валов

Быстроходный вал. Так как быстроходный вал изготовляют вместе с шестерней, то его материал известен - сталь 45, для которой предел выносливости

у-1 ? 0,43у?в = 0,43 • 820 = 352 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле напряжений вычисляем по формуле

[уи]-1 = {у-1/ ([n] Kу)} kри,

принимая [n] = 2,2, Kу = 2,2 и kри = 1:

[уи]-1 = {у-1/ ([n] Kу)} kри = {352/2,2 • 2,2} 1 = 72,7 МПа.

Вычерчиваем схему нагружения вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов:

а) определяем реакции опор в вертикальной плоскости zOy от сил Fr и Fa:

УMA = -Fra1 - Fa0,5d1 + YB • 2a1 = 0;

YB = = + = = 585 + 277 = 862 H;

УMB = - YA2a1 - Fa • 0,5d1 + Fra1 = 0;

YA = (Fr/ 2) - Fad1/ (4a1) = 585 - 277 = 308 H;

б) определяем реакции опор в горизонтальной плоскости xOz от силы Ft:

XA = XB = 0,5Ft = 0,5 • 3090 = 1545 H;

в) для построения эпюр определяем размер изгибающих моментов в характерных точках (сечениях) А, С и В;

в плоскости yOz

MA = MB = 0; MCлев = YAa1 = 308 • 0,050 = 15,4 H • м;

MCправ = YBa1 = 862 • 0,050 = 43,1 H • м; (MFrFa)max = 43,1 H • м.

в плоскости xOz

MA = MB = 0; MC = XAa1 = 862 • 0,050 = 77,3 H • м;

MFt = 77,3 Н • м;

г) крутящий момент

Т = Т1 = 92,6 Н • м;

д) выбираем коэффициент масштаба и строим эпюры.

Вычисляем наибольшие напряжения изгиба и кручения для опасного сечения С: суммарный изгибающий момент

Ми = = = = 88,4 Н • м.

Следовательно,

уи = = = = = 5,77 • 106 Па;

фк = = = = 2,99 • 106 Па.

Определяем эквивалентное напряжение по гипотезе наибольших касательных напряжений и сравниваем его значение с допускаемым:

уэIII = = = = 8,25 МПа,

что значительно меньше [уи]-1 = 72,7 МПа.

Тихоходный вал. Материал для изготовления тихоходного вала - сталь 35, для которой d < 100 мм ув = 510 МПа и, следовательно, предел выносливости у-1 ? 0,43ув = 0,43 • 510 = 219 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба определим по формуле

[уи]-1 = {у-1/ ([n] Kу)} kри,

при [n] = 2,2, Kу = 2,2 и kри = 1:

[уи]-1 = {219/ (2,2 • 2,2)} 1 = 45,25 МПа.

Вычерчиваем схему нагружения тихоходного вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов:

а) определяем реакции опор в вертикальной плоскости yOz от сил Fr и Fa:

УMA = -Fra2 - Fa0,5d2 + YB • 2a2 = 0;

YB = = + = = 585 + 1475 = 2060 H;

УMB = - YA2a2 - Fa • 0,5d2 + Fra2 = 0;

YA = (Fr/ 2) - Fad2/ (4a2) = 585 - 1475 = -890 H;

б) вычисляем реакции опор в горизонтальной плоскости xOz от силы Ft:

XA = XB = 0,5Ft = 0,5 • 3090 = 1545 H;

в) находим размер изгибающих моментов в характерных точках (сечения) А, С и В:

в плоскости yOz

MA = MB = 0; MCлев = YAa2 = -890 • 0,047 = -41,8 H • м;

MCправ = YBa2 = 2060 • 0,047 = 97 H • м; (MFrFa)max = 97 H • м;

В плоскости yOz

MA = MB = 0; MC = XAa2 = 1545 • 0,047 = 72,6 H • м;

MFt = 72,6 Н • м.

Суммарный изгибающий момент в сечении С

Ми = = = = 121,5 Н • м;

г) крутящий момент

Т = Т2 = 463 Н • м;

д) выбираем коэффициент масштаба и строим эпюры.

Вычисляем наибольшие напряжения изгиба и кручения в опасном сечении С.

Диаметр вала в опасном сечении d2III = 60 мм ослаблен шпоночной канавкой. Поэтому в расчет следует ввести значение d, меньшее на 8…10% d2III. Принимая d = 55 мм - расчетный диаметр вала в сечении С, получаем

уи = = = = = 7,425 • 106 Па;

фк = = = = 14 • 106 Па.

Прочность вала проверим по III теории прочности:

уэIII = = = = 20,95 МПа,

что значительно меньше [уи]-1 = 45,25 МПа.

При полученных невысоких значениях расчетных напряжений валы имеют высокие значения коэффициента запаса прочности, а потому проверку их жесткости по формулам

f = Fa2b2/ (3EJxl) ? [f];

ц0 = T/ (GJp) ? [ц0]

можно не выполнять.

6. Подбор подшипников

Подшипники качения подбирают по таблицам ГОСТа в зависимости от размера и направления действующих на подшипник нагрузок; диаметра цапфы, на которую насаживается подшипник; характера нагрузки; угловой скорости вращающего кольца подшипника; желательного срока службы подшипника и его наименьшей стоимости.

Быстроходный (ведущий) вал. Определяем нагрузки, действующие на подшипники;

Осевая сила

Fa = 925 H;

радиальная сила

FrA = = = 1556 H;

FrB = = = 1754 H.

Так как FrB > FrA, то подбор подшипников ведем по опоре B, как наиболее нагруженной.

Выбираем тип подшипника. Так как

(Fa/ FrB) 100% = (925/ 1754) 100% = 52,7% > 20…25%,

то принимаем радиально-упорные конические роликоподшипники.

По формуле

S = 0,83eFr

определяем осевые составляющие реакций конических роликоподшипников при e = 0,319 для средней серии при d = 35 мм:

SA = 0,83eFrA = 0,83 • 0,319 • 1556 = 412 Н;

SB = 0,83eFrB = 0,83 • 0,319 • 1754 = 465 Н.

Находим суммарные осевые нагрузки: так как

SA< SB и Fa = 925 Н > SB - SA = (465 - 412) Н,

то

FaA = SA = 412 Н и SB = SA + Fa = 412 + 925 = 1337 Н (расчетное).

Назначаем долговечность подшипника и определяем значения коэффициентов в формуле

Стр = (XVFr + YFa) Kб Kт (6 • 10-5 nLh)1/б.

Для подшипников редукторов рекомендуется Lh = (12…25) 103 ч, принимаем Lh = 15 • 103 ч; V = 1, так как вращается внутреннее кольцо; Kб = 1,6 при умеренных толчках; Kт = 1.

При FaB/ (VFrB) = 1337/ (1 • 1754) = 0,762 > e = 0,319 принимаем X = 0,4 и Y = 1,881; частота вращения быстроходного вала n = n1 = 965 мин-1; для роликовых подшипников б = 10/ 3.

Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность (грузоподъемную силу) подшипника:

Стр = (XVFr + YFa) Kб Kт (6 • 10-5 nLh)1/б =

= (0,4 • 1 • 1754 + 1,881 • 1337) 1,6 • (6 • 10-5 • 965 • 15 • 103)0,3 =

= (698 + 2510) 1,6 • 7,62 = 39,1 • 103 Н = 39,1 кН,

где lg (6 • 9,65 • 15)0,3 = 0,3 (lg 90 + lg 9,65) = 0,3 (1,954 + 0,985) = 0,882 и (6 • 9,65 • 15)0,3 = 7,62 - антилогарифм.

Окончательно принимаем конический роликоподшипник 7307 средней серии, для которого d = 35 мм, D = 80 мм, Tmax = 23мм, С = 47,2 кН, nпр > 3,15 • 103 мин-1.

Так как С » Стр, то долговечность назначенного подшипника существенно выше требуемой (подшипник 7207 имеет С = 34,5 кН, что ниже Стр, и, следовательно, его долговечность ниже требуемой).

Тихоходный (ведомый) вал. Определяем нагрузки, действующие на подшипники: осевая сила

Fa = 925 H;

радиальная сила

FrA = = = 1770 H;

FrB = = = 2580 H.

Так как FrB > FrA, то подбор подшипников ведем по опоре B, как более нагруженной.

Выбираем тип подшипника. Так как

(Fa/ FrB) 100% = (925/ 2580) 100% = 35,8% > 20…25%,

то принимаем радиально-упорные конические роликоподшипники.

По формуле

S = 0,83eFr

вычисляем осевые составляющие реакций для предварительно назначенного подшипника 7211 легкой серии при e = 0,411:

SA = 0,83eFrA = 0,83 • 0,411 • 1770 = 604 Н;

SB = 0,83eFrB = 0,83 • 0,411 • 2580 = 880 Н.



Определяем суммарные осевые нагрузки. Так как

SA< SB и Fa = 925 Н > SB - SA = (880 - 604) Н,

то

FaA = SA = 604 Н и FaB = SA + Fa = 604 + 925 = 1529 Н (расчетное).

При FaB/ (VFrB) = 1529/ (1 • 2580) = 0,593 > e = 0,411 принимаем X = 0,4 и Y = 1,459.

Частота вращения тихоходного вала (уточненная)

n2 = n1/ u = 965/ 5 = 193 мин-1.

Требуемую динамическую грузоподъемность подшипника вычислим по формуле

Стр = (XVFr + YFa) Kб Kт (6 • 10-5 nLh)1/б

при Lh = 15 • 103 ч; V = 1; Kб = 1,6; Kт = 1; б = 10/ 3:

Стр = (0,4 • 1 • 2580 + 1,459 • 1529) 1,6 • 1 (60 • 193 • 15 • 103/ 106)0,3 =

= (1032 + 2230) 1,6 • 4,7 = 24,45 • 103 Н = 24,45 кН,

где lg (6 • 1,93 • 15)0,3 = 0,3 (lg 90 + lg 1,93) = 0,3 (1,954 + 0,286) = 0,672 и (6 • 1,93 • 15)0,3 = 4,7 - антилогарифм.

Окончательно принимаем конический роликоподшипник 7211 легкой серии, для которого d = 55 мм, D = 100 мм, Tmax = 23мм, С = 56,8 кН, nпр > 4 • 103 мин-1.

Так как С » Стр, то долговечность назначенного подшипника существенно выше требуемой. А именно из уравнения



Стр = (XVFr + YFa) Kб Kт (6 • 10-5 nLh)1/б

при Стр = С = 56,8 кН получаем

56,8 = (0,4 • 1 • 2,58 + 1,459 • 1,529) 1,6 • 1 (6 • 10-5 • 193 • Lh)3/ 10,

Lh = • = 1,3 • 103 • 86,5 = 249 • 103 ч.

Так как полученное значение Lh » 25 • 103 ч, а требуемая долговечность Lh = 15 • 103 ч, то такое значительное увеличение долговечности (в 16 раз) следует рассматривать как большой недостаток выбора подшипника.

При наличии полного справочника на подшипники качения конструктор, учитывая долговечность и экономичность, назначит подшипник более легкой серии - особо легкой или даже сверхлегкой.

Проверим ориентировочно назначенные расстояния а1 и а2. По формуле

а = 0,5Т + (е/ 3) (d +D)

определяем расстояние от точки приложения реакций до плоскости внешних торцов подшипников: для быстроходного вала

а = 0,5Тmax + (е/ 3) (d +D) = 0,5 • 23 + (0,319/ 3) (35 + 80) =

= 11,5 + 12,2 = 23,7 мм;

для тихоходного вала

а = 0,5Тmax + (е/ 3) (d +D) = 0,5 • 23 + (0,411/ 3) (55 + 100) =

= 11,5 + 21,2 = 32,7 мм.

Следовательно, для тихоходного вала расстояние а2 должно быть меньше ориентировочно принятого на 32,7 - 23 = 9,7 мм, а для быстроходного - всего на 0,7 мм.

Уменьшение расстояний а1 и а2 приводят к увеличению размера YB и, следовательно, FB и Стр (М - уменьшается). Так как назначенные подшипники имеют большой запас динамической грузоподъемности, то проверочного расчета (при уточненных а1 и а2) можно не выполнять.

7. Подбор шпонок

Шпонки подбираются по таблицам ГОСТа в зависимости от диаметра вала и проверяют расчетом соединения на смятие.

Быстроходный вал. Для консольной части вала при dв1 = 30 мм подбираем призматическую шпонку b X h = 8 X 7 мм. Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала l1 = 50 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок. Принимаем l = 45 мм - длина шпонки со скругленными торцами. Расчетная длина шпонки

lp = l - b = 45 - 8 = 37 мм.

Допускаемые напряжения смятия в предложении посадки полумуфты, изготовленной из стали, [усм] = 100…150 МПа.

По формуле

усм = Ft/ Sсм ? 4,4 T/ (dhlp) ? [усм]

вычисляем расчетное напряжение смятия:

усм ? = = 52,5 • 106 Па < [усм].

Итак, принимаем шпонку 8 X 7 X 45 (СТ СЭВ 189-75).

Тихоходный вал. Для выходного конца вала при dв2 = 50 мм принимаем призматическую шпонку b X h = 14 X 9 мм. При l2 = 85 мм из ряда стандартных длин принимаем для шпонки со скругленными торцами l = 80 мм. Расчетная длина шпонки

lp = l - b = 80 - 14 = 66 мм.

Расчетное напряжение смятия

усм ? = = 68,6 • 106 Па.

Значение этого напряжения лежит в допустимых пределах даже в случае посадки на вал чугунной ступицы, при которой [усм] = 60…90 МПа. Следовательно, принимаем шпонку 14 X 9 X 80 (СТ СЭВ 189-75).

Для вала под ступицу зубчатого колеса при d2 = 60 мм принимаем призматическую шпонку b X h = 18 X 11. Так как lст = 75 мм, то следует принять длину призматической шпонки со скругленными торцами l = 70 мм.

Расчетная длина шпонки

lp = l - b = 70 - 18 = 52 мм.

Расчетное напряжение смятия

усм ? = = 59,2 • 106 Па < [усм].

Итак, под ступицу колеса выбираем шпонку 18 X 11 X 70 (СТ СЭВ 189-75).



8. Посадки деталей редуктора

Внутренние кольца подшипников насаживаем на валы с натягом, значение которого соответствует полю допуска k6, а наружные кольца в корпус - по переходной посадке, значение которой соответствует полю допуска Н7.

Для ступицы детали, насаживаемой на выходной конец вала (шкив, звездочка, полумуфта и др.), и для ступицы зубчатого колеса принимаем посадки с натягом, значение которого соответствует полю допуска k6 и Н7/ р6.

9. Смазка редуктора

Для тихоходных и среднескоростных редукторов смазка зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну картера, объем которой V ? 0,6P2 = 0,6 • 9 = 5,4 л. Подшипники качения обычно смазываются из общей масляной ванны редуктора путем разбрызгивания масла вращающимся зубчатым колесом.

При V =3,03 м/ с принимаем масло марки И-70А, которое заливается в картер редуктора с таким расчетом, чтобы зубчатое колесо погружалось в масло не менее чем на высоту зуба.

10. Сборка редукторов

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная со сборки валов.

На ведущий вал насаживаю мазеудерживающее кольцо, затем подшипник устанавливают на вал, предварительно нагрев его в масле до 80-100 градусов, затем надевают распорную втулку и стакан, далее насаживают второй подшипник. Устанавливают втулку, многолапчатую шайбу, прижимают шлицевой гайкой и загибают лапки в шлицевые пазы

В ведомый паз закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем устанавливают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку, предварительно покрытую спиртовым лаком. Для обеспечения центровки крышку устанавливают с помощью двух конических штифтов и затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку и ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки. Их устанавливают под фланцы крышек подшипников и между корпусом и фланцем стакана.

Затем устанавливают крышки и проверяют проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем вворачивают маслоспускную пробку в отверстие с прокладкой.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое окно крышкой с резиновой прокладкой, закрепляют крышку винтами. Заворачивают контрольную пробку.

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.



Список использованной литературы

1. Устюгов Н.И. «Детали машин» М 1981

2. Чернавский С.А. и др. «Курсовое проектирование деталей машин»

3. Атлас деталей машин под ред. Д.Н. Решетова М 1968

Размещено на Allbest.ru