Розрахунок параметрів приводу

Товщина фланця кришки s₁=(1,5…1,75)∙ δ ₁=(1,5…1,75)∙ 8=12мм.

Діаметр болтів фундаментних d₁=(0,03…0,035)∙a_w+12=16,65мм (приймаємо 17мм).

Діаметр болтів стяжних  біля підшипників d₂=(0,7…0,75)∙d₁=12мм.

Діаметр болтів стяжних у фланцях d₃=(0,5…0,6)∙d₁=8мм.

Ширина фланців: біля підшипників - k₂=33мм, фундаментного - k₁=40мм, кришки k₃=24мм.

Координата отвору відносно зовнішньої стінки: біля підшипників  - с₂=18мм, фундаментного - с₁=21мм, кришки с₃=13мм.

Діаметр отвору під болт: біля підшипників – d_отв.2=11мм, фундаментного – d_отв.1=17мм, кришки d_отв.3=9мм.

Діаметр опорної  розточки: біля підшипників – D₂=26мм, фундаментного – D₁=32мм, кришки D₃=17мм.

Таблиця 3.2 – Параметри фланців

Фланець	Різьба кріплення	k	c	dотв.	D
Нижній  корпуса	М17	40	21	17	32
Біля  підшипників	М10	30	18	13	26
Кришки	М8	24	13	9	17

 

Кількість болтів:

фундаментних z₁=0,005∙(L₀+B₀)=0,005∙(328+178)=2,53 (приймаємо z₁=4),

де L₀, B₀ – наближено обчислені по схемі довжина та ширина корпусу;

стяжних біля підшипників z₂=6 (типова конструкція);

стяжних у фланцях  z₃=4 (міжосьова відстань 72мм).

Параметри отворів кріплення накладних  кришок підшипників (таблиця 3.3):

D₁ – діаметр отвору корпуса, що дорівнює діаметру зовнішнього кільця підшипника; D₂ – діаметрів центрів кріпильних отворів; D₃ – зовнішній діаметр гнізда підшипників; d₄ – величина різьби; z₄ – кількість гвинтів.

Таблиця 3.3 – Кріплення кришок підшипників

	D1	D2	D3	d4	z4	δ2
Ведучий вал	52	75	95	М8	4	8
Ведений вал	90	115	135	М8	6	10

Відстань  від рухомих деталей на кінцях валів до нерухомих деталей корпуса l₄=d₄=8мм.

 

4. Визначення довговічності підшипників редуктора

Виходячи  з прийнятої схеми компоновки редуктора (рисунок 3.4) та схеми привода, побудуємо розрахункові схеми валів  та визначимо їх розмірні силові характеристики.

 

4.1. Ведучий  вал

Рисунок 4.1 - Розрахункова схема ведучого вала редуктора

Сили, що діють: F_t,  F_r., - в зубчастому зачепленні; F₁ - радіальне навантаження, викликане муфтою; А_х, А_у, В_х, В_у, - проекції реакцій у підшипниках на осі координат.

Радіальне навантаження:

         Н

де D – зовнішній діаметр  муфти.

Відстань  від середньої площини колеса до опор обчислюється:

а = мм,

де b* - найбільше з ширини шестерні і маточини зубчастого колеса; В* - ширина найбільшого с підшипників з запасом 10..15 мм, для зручності.

Відстань від середини опори до лінії дії сили на консолі вала:

 

 

4.1.1 Визначення реакцій в опорах вала

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Визначимо сумарні радіальні реакції в опорах:

 

 

 

4.1.2 Уточнення  типу підшипника і способу  його розрахунку

Розрахунок ведемо по найбільш навантаженій опорі, R_r=1457 Н.

За рекомендацією  [1] c 446, оскільки співвідношення осьового (R_a=F_a) та радіального навантаження в опорі: , то залишаємо раніше прийнятий кульковий радіально-упорний підшипник.

4.1.3 обчислення  еквівалентного навантаження:

де V – коефіцієнт обертання; К_б – коефіцієнт безпеки; К_Т – температурний коефіцієнт; Y, X – коефіцієнти радіального та осьового навантаження.

Приймаємо Н.     

      Згідно [3], ч.2, с.137, тб.5.16 - спокійне навантаження.

      Згідно [3], ч.2, с.137, тб.5.17 - t<100°

      Коефіцієнти радіального і осьового  навантаження, відповідно   X=1; 

Y=0

Отже, еквівалентного навантаження:

4.1.4 Визначення довговічності підшипника

Кількість обертів, які відпрацює підшипник  при розрахунковому навантаженні (р=3 для кулькових підшипників):

 

 

Довговічність, вимірювана в годинах:

 

годин.

4.2 Ведений  вал

Рисунок 4.2 - Розрахункова схема веденого вала редуктора

Сили, що діють: F_t,  F_r., - в зубчастому зачепленні; F₁ - радіальне навантаження, викликане муфтою; А_х, А_у, В_х, В_у, - проекції реакцій у підшипниках на осі координат.

Радіальне навантаження:

         Н

де D - діаметр розташування пальців муфти.

Відстань  від середньої площини колеса до опор обчислюється:

а = мм,

де b* - найбільше з ширини шестерні і маточини зубчастого колеса; В* - ширина найбільшого с підшипників з запасом 10..15 мм, для зручності.

Відстань  від середини опори до лінії дії  сили на консолі вала:

 

 
4.2.1 Визначення реакцій в опорах вала

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Визначимо сумарні радіальні реакції в опорах:

 

 

 

4.2.2 Уточнення типу підшипника і способу його розрахунку

Розрахунок  ведемо по найбільш навантаженій опорі, R_r=1705 Н.

За  рекомендацією [1] c. 446, оскільки співвідношення осьового (R_a=F_a) та радіального навантаження в опорі: , то змінюємо раніше прийнятий   на кульковий радіально-упорний підшипник .

4.2.3 обчислення еквівалентного навантаження:

де V – коефіцієнт обертання; К_б – коефіцієнт безпеки; К_Т – температурний коефіцієнт; Y, X – коефіцієнти радіального та осьового навантаження.

Приймаємо Н.     

      Згідно [3], ч.2, с.137, тб.5.16 - спокійне навантаження.

      Згідно [3], ч.2, с.137, тб.5.17 - t<100°

      Коефіцієнти радіального і осьового  навантаження, відповідно   X=1; 

Y=0

Отже, еквівалентного навантаження:

4.2.4 Визначення довговічності підшипника

Кількість обертів, які відпрацює підшипник  при розрахунковому навантаженні (р=3 для кулькових підшипників):

 

Довговічність, вимірювана в годинах:

 

годин.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5 Технічне проектування редуктора

5.1 Змащування  зубчастої передачі

За  рекомендаціями [3], (таблиця 51) відповідно до механічних властивостей матеріалу  коліс та їх колової швидкості, вибираємо  в’язкість мастила V₅₀=23 м²/с. По значенню в’язкості приймаємо за [3], (таблиця 53)  мастило індустріальне 20 ГОСТ 20799-75.

Кількість мастила приймається:

• з умови охолодження – бажана кількість (згідно [3]) V₁ дорівнює (0,35…0,7) літра на 1 кВт вхідної потужності. Тобто V₁=(0,35…0,7)6=1,05 л;
• з умови змащування  - глибина занурення колеса (рисунок 5.1) h_M1=(3…5)m_n=(3…5)2=10 мм і глибина ванни під колесом h_M2=(5…10)m_n=(5…10)2=20 мм; відповідно, , B_M, L_M – ширина та довжина масляної ванни (обчислені наближено за рисунком 3.4). Отже, л.

Остаточно приймаємо л.

.

 

Рисунок 5.1 – Глибини мастила

5.2 Змащування  підшипників

Відповідно  швидкості зубчастих коліс, приймаємо  змащування підшипників консистентним мастилом ЦИАТИМ-201, оскільки .

5.3 Призначення  параметрів поверхонь деталей

5.3.1 Допуски та посадки ([2], с.181; [3], с.60)

   Зубчатого колеса на вал: Н7/р6; муфти на вали: Н7/п6; ділянок під підшипники на валу та в корпусі: к6, H7; дистанційних втулок на вал: Н10/H6; кришок підшипників в корпус: H7/h8; шпонок: h9.

5.3.2 Шорсткість поверхонь ([2], с.181; [3], с.60)

Зубчастого  колеса: отвору Ra 2,5; зубців Ra 1,25; шпонкового пазу Ra 3,2; торців ободу та маточини Ra 12,5.

Вала: ділянка під зубчасте колесо Ra 2,5; під підшипники Ra 0,63.

5.3.3 Допуски форми та розташування поверхонь ([3], с.65)

Валу: циліндричність 0,001,  співвісність 0,0012.

Корпусу: площинність 0,015, паралельність 0,013. 

Зубчастого  колеса: циліндричність 0,009, паралельність 0,018.

 

 

 

 

5.4 Загальний опис  конструкції редуктора 

В нижній частині біля днища редуктора розміщуємо отвір для зливу мастила, який закривається пробкою Для контролю рівня мастила використовуємо жезловий маслопокажчик. Дно редуктора виконуємо з ухилом в бік масло зливного отвору, біля якого розміщуємо поглиблення. В кришці редуктора передбачаємо оглядовий отвір з пробкою-віддушиною. Для транспортування редуктора в його конструкцію закладаємо рим-болти М10. З метою точного суміщення кришки і корпуса, в коротких сторонах фланців розміщуємо два штифтових з’єднання. 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6 Перевірні розрахунки

6.1 Розрахунок  ведучого вала на втомну міцність

Перевірку здійснимо для середньої площини  зубчастого вінця вала-шестерні.