Назначение и принцип действия привода

 

Уточняем допускаемое  давление [стр. 150]

[p] = 22[1+0.01(-17)] = 22[1+0.01(25-17)] 23 МПа;

условие p [p] выполнено.

Определяем число  звеньев цепи

 

 

= [3050]t - межосевое расстояние;

предварительно  принимаем  = 50t, тогда

 

- суммарное число зубьев;

 

 

 

округляем до четного числа = 152.

Уточняем межосевое  расстояние

 

 

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность  уменьшения межосевого расстояния  на 0,4%, то есть на 1572,60,004 = 6,2 мм.

Определяем диаметры:

- диаметры делительных  окружностей звездочек

 

 

- диаметры наружных  окружностей звездочек

 

где - диаметр ролика цепи, = 19,05 мм, [табл. 7.15, стр. 147];

 

 

Определяем силы, действующие на цепь:

- окружная

 

- центробежная

 

- от провисания 

 

 

где - коэффициент учитывающий расположение цепи, при угле наклона передачи       = 1,5, [стр. 151];

 

Определяем расчетную  нагрузку на валы

 

Проверяем коэффициент  запаса прочности

 

условие s [s] выполнено.

Определяем размеры  ведущей звездочки:

- диаметр ступицы

 

- длина ступицы

 

принимаем = 85 мм;

- толщина диска звездочки

 

где - расстояние между пластинами внутреннего звена, = 19,05, [табл. 7.15, стр. 147];

 

 

 

 

 

VII. Первый этап компоновки редуктора (рис. 4)

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии = 180мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.

Определяем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса

 

принимаем = 10мм.

Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса

А = = 8 мм.

Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = = 8 мм.

Предварительно  намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников = 40 мм и = 60 мм, [П3, стр. 393].

Условное обозначение подшипника	d	D	В	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм			С	С0
308 312	40 60	90 130	23 31	41 81,9	22,4 48

 

Принимаем для  подшипников пластичный смазочный материал. Для  предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания  пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны  зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца.. Их ширина определяет размер y = мм.

Принимаем y = 10 мм.

 

Измерением находим  расстояния на ведущем валу = 70 мм и на ведомом = 74 мм;

принимаем окончательно = = 74 мм.

Рис. 4. Предварительная  компоновка редуктора

Определяем глубину  гнезда подшипника 312

 

принимаем = 46 мм.

Толщину фланца крышки подшипника принимают примерно равной диаметру отверстия; в этом фланце = 14 мм, [стр. 303].

Определяем высоту головки болта

 

Устанавливаем зазор  между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в  10 мм.

Определяем длину  пальца

l = t+5 = 31,75+5 = 36,75 мм.

Измерением находим  расстояние = 77 мм, определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала;

принимаем окончательно = 78 мм.

 

VIII. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал.

Из предыдущих расчетов имеем:

 

 

;

= 74 мм.

Определяем реакции  опор:

- в плоскости xz

 

- В плоскости yz

 

 

проверяем

.

Определяем суммарные  реакции

 

 

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

 

Намечаем радиальные шариковые подшипники 308 средней серии: d = 40 мм; D = 90 мм; B = 23 мм; C = 41 кН; = 22,4 кН.

 

Определяем эквивалентную  нагрузку

;

где радиальная нагрузка = 1796 Н; осевая нагрузка = ; V = 1 - коэффициент при вращении внутреннего колеса;

- коэффициент безопасности;

= 1, [стр. 214, табл. 9.19]

 - температурный коэффициент;

 

из

 этого находим по таблице , [стр. 212, табл. 9.18];

из

 

 

 

из этого находим по таблице X = 0,56 и Y = 1,941, [стр. 212, табл. 9.18];

= (0,56

Определяем расчетную  долговечность в миллионах оборотах

 

Определяем расчетную  долговечность в часах

 

что больше значений установленных ГОСТ 16162-85.

Ведомый вал.

Ведомый вал несет  такие же нагрузки, как и ведущий  вал:

 

 

;

 

нагрузка на вал  от цепной передачи =

Составляющими это  нагрузки будут

.

Из первого  этапа компоновки имеем:

= 74 мм;

= 78 мм.

Определяем реакции  опор в плоскости xz

 

 

проверяем

 

Определяем реакции  опор в плоскости yz

 

 

 

проверяем

 

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Определяем суммарные  реакции

 

 

Намечаем радиальные шариковые подшипники 312 средней серии: d = 60 мм; D = 130 мм;   B = 31 мм; C = 81,9 кН; = 48 кН.

Определяем эквивалентную нагрузку

;

 

 

из этого находим  по таблице e = 0,1932,               Рис. 6. Расчетная схема ведомого вала               [стр. 212, табл. 9.18];

 

 

 

Из этого находим  по таблице X = 1; Y = 0;

;

принимаем здесь коэффициент  = 1,2, так как цепная передача усиливает неравномерность нагрузки.

Определяем расчетную  долговечность в миллионах оборотах

 

 Определяем  расчетную долговечность  в  часах

 

 

 

 

 

 

 

 

 

IX. Второй этап компоновки редуктора (рис. 7)

Второй этап компоновки имеет цель конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы

Рис. 7. Второй этап компоновки редуктора

и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Примерный порядок выполнения следующий.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее (см. п. IV). Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем  узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние 1Х. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);

б) между торцами подшипников  и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца (рис. 9.39 стр. 207). Их торцы должны выступать внутрь корпуса на

1-2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль

маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники 40 мм). Фиксация 308 их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников (рис. 9.31-9.33, стр. 198) с уплотнительными прокладками (толщиной ~1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема. Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. 

Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах;

г) переход вала 40 к присоединительному концу 34 мм выполняют на расстоянии 10-15 мм от торца крышки  подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки. Длина присоединительного конца вала 32 мм определяется длиной ступицы муфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:

а) для фиксации зубчатого  колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки - с другой; место перехода вала от

65 мм к 60 мм смещаем на 2-3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудержнвающего кольца к торцу втулки (а не к заплечику вала!);

б) отложив от середины редуктора расстояние , проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

в) вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;

г) откладываем расстояние и вычерчиваем звездочку цепной передачи; ступица звездочки может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину.

Переход от 60 мм к 55 мм смещаем на 2-3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника (а не к валу!). Это кольцо - между внутренним кольцом подшипника и ступицей звездочки - не допускает касания ступицы и сепаратора подшипника;

д) от осевого перемещения  звездочка фиксируется на валу торцовым креплением. Шайба прижимается к  торцу ступицы одним или двумя  винтами. Следует обязательно предусмотреть зазор между торцом вала и шайбой в 2-3 мм для натяга.

На ведущем  и ведомом валах применяем  шпонки  призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5-10 мм меньше

длин ступиц.

Непосредственным  измерением уточняем расстояния между  опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и звездочки относительно опор. При значительном 

изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь  проверяем долговечность подшипников.

 

X. Проверка шпоночных соединений

По ГОСТ 23360-78 подбираем шпонки призматические со скругленными торцами, [табл. 8.9, стр. 169].

Материал шпонок сталь 45 нормализованная.

Определяем напряжения смятия и условие прочности по формуле

 

допускаемые напряжения смятия при стальной ступице = 100120 МПа, при чугунной = 5070 МПа.

Ведущий вал.

Размеры:

d = 34;

b h = 10 8 мм;

= 5 мм;

длина шпонки l = 70 мм, так как длина муфты 80 мм, [табл. 11.5, стр. 278].

Проверяем шпонку под муфтой

 

материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20.

Ведомый вал.

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под звездочкой - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).

Размеры:

d = 55;

b h = 16 10 мм;

= 6 мм;

длина шпонки l = 80 мм, так как длина ступицы звездочки 85 мм, [табл. 11.5, стр. 278].

Проверяем шпонку под звездочкой

 

Условие выполнено в обоях случаях.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

XI. 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.

Ведущий вал (рис. 7).

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая  обработка - улучшение.

При диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае = 77 мм) среднее значение = 780 МПа, [табл. 3.3, стр. 34].

Определяем  предел выносливости при симметричном цикле изгиба

 

 

Определяем 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.

Определяем коэффициент  запаса прочности

 

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

 

определяем

 

 где b = 10 мм; = 5 мм, (определенно выше).

 

 

где = 1,68, [табл. 8.5, стр. 165];

= 0,754, [табл. 8.8, стр. 166];

= 0,1 [стр. 166];

 

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 2,5 при 25 Нмм <<250

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под  муфту равной длине полумуфты l = 80 мм (муфта УВП для валов диаметром 34 мм), определяем изгибающий момент в сечении А-А

 

Определяем коэффициент  запаса прочности по нормальным напряжениям

 

где - коэффициент концентраций напряжений;

= 1,79, [табл. 8.5, стр. 165];

- масштабный фактор;

= 0,868, [табл. 8.8, стр. 166];

= 0,2, [стр. 164];

 

Определяем результирующий коэффициент запаса прочности

 

Такой большой  коэффициент запаса прочности (10,3 или 8,9) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине  проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.

Ведомый вал.

Материал вала сталь 45 нормализованная  = 570 МПа, [табл. 3.3, стр. 34].

Определяем  предел выносливости при симметричном цикле изгиба

 

 

Определяем предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

 

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Определяем изгибающий момент в горизонтальной плоскости 

 

Определяем изгибающий момент в вертикальной плоскости

 

Определяем суммарный  изгибающий момент в сечении А-А

 

Определяем момент сопротивления кручению

 

где b = 18 мм; = 7 мм, (определенно выше);

 

Определяем момент сопротивления изгибу