Назначение редуктора

Колесо.

Коническое колесо кованое.

Его размеры: dₑ₂ =316мм; dm₂=279,19мм. b₂= 48мм.

Диаметр ступицы:

dст ≈1,6 • dк₂=1,6 • dк₂= 16 • 52≈85мм.                                        (38)                                           

 

Длина ступиц:

 lст =(1,2…1,5) • dк₂= (1,2…1,5) • dк₂=(1,2…1,5) • 52=62,4…78               (39)                        

Принимаем  lст =70 мм

Толщина обода:

₀=(3…4) • m = (3…4) • 4 = 2…16 мм                                     (40)

Принимаем ₀=14мм

Толщина диска:

С=(0,1…0,17) Rₑ=(0,1…0,17) • 82,24 = 8,22..14 мм                      (41)

Принимаем С=12 мм

 

1.5 Конструктивные размеры   корпуса редуктора.

Корпус редуктора литой из чугуна СЧ 20.

Толщина стенки корпуса и крышки:

= 0,05 • Rₑ+ 1мм =  0,05 • 165,7+1=9,3 мм;                            (42)         

=0,04 • Rₑ+ 1мм = 0,04 • 165,7+1=7,6 мм;                              (43) 

Принимаем =10 мм;               =8мм;

Толщина поясов корпуса и крышки:

b=1,5• =1,5 • 10 =15 мм                                             (44)

Толщина нижнего пояса основания корпуса:

р=2,35• =2,35 • 10 =23,5 мм                                          (45)

принимаем р=24 мм.

Диаметр фундаментных болтов:

d₁ = 0,055Rₑ+12мм = 0,055 • 165,7+12=21,1мм                           (46)

принимаем болты М20.

Диаметр болтов крепления корпуса и крышки редуктора:

d₃=(0,5…0,6) • d₁ = (0,5…0,6) • 20 = 10…12мм.                               (47)

Принимаем болты    М12.

 

6.  Первый этап компоновки редуктора

Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары – окунанием зубчатого колеса в масло. Подшипники  тихоходного вала смазываются за счёт разбрызгивания масла, а для подшипников быстроходного вала применяем пластичный смазочный материал.  Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников удалён, и это затрудняет попадание масляных брызг.  Кроме того, раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц материала.

Камеры подшипников отделяем мазеудерживающими кольцами.

Подшипники валов расположим в стакане.

Намечаем роликоподшипники конические однорядные лёгкой серии.

Таблица 1

Условное обозначение подшипника	d	D	B	T	Грузоподъёмность, кН
	Размеры ,мм				С	С₀
7208	40	80	19	20	46,5	32,5
7210	50	90	21	22	56	40

     

При установке радиально-упорных подшипников учитываем, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведённых к серединам контактных площадок. Для

однорядных конических подшипников по формуле 9,11[4]

а= +                                           (48)

для подшипников ведущего вала:

а= + ≈18 мм

Для подшипников ведомого вала:

а=+≈20мм

Из компоновки получаем расстояние между опорами и элементами передачи.

 

7.  Проверка долговечности подшипников ведущего вала

      Силы в зацеплении:

Окружное усилие: F_t=2881,9 H

Радиальное усилие: F_r=1000 H

Осевое усилие: F_a=316,5 H

Входной вал нагружен вращающим моментом: Т_кр=123,2 Н•м

Момент от осевой силы F_a:

М_а=F_u • = 316,5 • =13,53 H•м                                 (49)

Строим схему нагружения вала в горизонтальной плоскости и определяем опорные реакции:

∑М₁^х = 0     М_а+F_r • с-R₂^x • f = 0                                            (50)

 

                             R₂^x= == 660 H

        

 ∑М₂^х= 0    M_a+ F_{r •} (c+ f) – R₁^x • f=0                                 (51)  

 

R₁^x =  = =1660 H

Проверяем правильность определения реакций:

R₁^x - R₂^x - F_r =1660-660-1000=0                                       (52)

Строим эпюру изгибающих моментов:

М_А^х= -М_а = -13,53 Н•м                                               (53)

М₁= М_а - F_r • f = -13,53-1000 • 0,067= -80,53 Н•м

                                                      М_А^х= 0

Строим схему нагружения вала в вертикальной плоскости и определяем опорные реакции:

∑М₁^у= 0    F_t • c – R₂^y • f=0                                               (54)

 

               R₂^y= = =15,82 H

   

∑М₂^у=0    F_t • (c+f) – R₁^y• f=0                                         (55)

 

R₁^y= = = 4464,6 H

Проверяем правильность определения реакций:

- F₁+R₁^y = -2881,9 + 4464,6 - 1582,7= 0                         (56)

Строим эпюру изгибающих моментов:

М_А^у=0                                                              (57)

  М₁^у=0      -F_t • c = -2881,9 • 0,067= -193,1 Н•м

М₁^у=0

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Строим эпюру  суммарных изгибающих моментов:

М_А=М_А^х =13,53 Н•м

М₁= = =209,2 Н•м                 (58)

                                                      М₂= 0 Н•м

Полные реакции  в опорах:

R₁= = = 4763,2 H                   (59)

                       R₂= = = 1714,8 H

Осевая реакция  от действия сил в зацеплении:

А=F_a=316,5 Н                                                     (60)

Осевая составляющая от радиальной нагрузки для конических роликоподшипников:

S = 0,83 • e¹ • F_r                                                              (61)

S₁=0,83 • 0,38 • 4763,2=1502,3 H

S₂=0,83 • 0,38 • 1714,8=540,8 H

Полная осевая нагрузка в опорах:

F_a1= S₁=1502,3 H

F_a1= S₁+F_a=1502,3+316,5=1818,8 H                                   (62)

Рассчитываем  подшипник в опоре 1, как наиболее нагруженный.

По формуле 14.3 [2] определяем эквивалентную нагрузку Р:

Р=(Х • V • R+ Y• F_a)• K• K ,                                         (63)

Где Х –  коэффициент  радиальной нагрузки;

       V=1 – коэффициент вращения (ст.348 [23]);

         Y – коэффициент  осевой нагрузки;

          K =1,4 – коэффициент безопасности (табл. 14.18 [3])

           K  =1 – температурный коэффициент (табл.14.19 [3]).

По таблице 14.15 [2] находим:

При == 0,315 <e = 0,38 X=1, Y=0                           (64)

P= (1 • 1 • 4763,2 + 0 • 1502,3) • 1,4 • 1=6668,5 H

Определяем  долговечность подшипника в млн. оборотов по формуле 4.2. [2]:

L= • L_h ,                                                         (65)

Где L_h – долговечность в часах.

Т.к срок службы не оговорен, то примем долговечность подшипника равной L_h = 10 000 часов.

L= • 10 000=584,4 млн. оборотов.

По формуле 14.1 [2] определяем расчётную динамическую грузоподъёмность выбранного подшипника:

С= Р • ,                                                       (66)

Где m = 0,33 – показатель степени (ст.334 [2])

С=6,6685 • =45,96 кН <С_р =46,5 кН,

Следовательно, выбранный подшипник пригоден к  установке.

 

1.8 Подбор  и расчёт шпонок.

Принимаем призматические шпонки со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал  шпонок сталь 45 нормализованная. Шпонку проверяем на смятие. Условие прочности  при смятии:

 

_см = [_см] ,                                         (67)

Где _см – рабочее напряжение смятия, Мпа;

      [_см] – допускаемое напряжение смятия, Мпа;

      [_см] – 120 Мпа.

 

Ведущий вал.

Проверяем шпонку на входном конце ведущего вала.  Диаметр вала d_вх₂ =32мм. Размеры шпонки b x h =10 x 8 мм;  t₁ =5,0 мм, таблица 8.9 [1]; длина шпонки  l=36 мм. Момент на ведущем валу Т=123,2 Н•м

_см = =111,1 Мпа < [_см] =120 Мпа

 

Прочность шпонки обеспечена.

Ведомый вал.

Из двух шпонок – под коническим колесом и  под звёздочкой – более нагружена  вторая (меньше диаметр вала и поэтому  меньше размеры поперечного сечения  шпонки). Проверяем шпонку на выходном конце ведомого вала под звёздочкой. Диаметр вала d_вых₂ = 45 мм. Размеры шпонки b x h =14 x 9 мм; t₁=5,5мм, таблица 8,9 [1]; длина шпонки l=32 мм. Момент на ведомом валу T=350,4 Н•м

_см = =105,9 Мпа <[_см] =120 Мпа

 

Прочность шпонки обеспечена.

 

9.  Уточнённый расчёт ведущего вала

Принимаем материал вала – Ст35. По табл. 12.13 [2] назначаем  механические характеристики.

 _-1 =255 Н/мм;                   _-1 =128 Н/мм.

 

Наиболее  опасным является сечение в опоре 1, где действует максимальный изгибающий момент. Сечение ослаблено галтелью, которая в то же время является концентратором напряжений.  Определяем коэффициенты безопасности в этом сечении.

Момент сопротивления  сечения:

W_p = = =6280 мм³.                                   (68)

По формуле 12,5 [2] нормальные напряжения:

_а = _u = = = 30,7 Н/мм².                               (69)

 

Полярный  момент сопротивления сечения:

 

 

W_p = = =12560 мм³.                                      (70) 

 

Касательные напряжения:

_а = _m = = = 4,9 Н/мм² .                        (71)

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений (галтель) для Ст35 с _в  <700 Н/мм² по табл. 12,5 [3]:

K =1,71;      K =1,26.

Масштабные факторы для вала d=40 мм по табл. 12.2 [2]:

 

=0,88;       =0,81.

Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла  нагружения по рис. 1.4 [2]:

   =0,1;         =0,05.

Принимаем шероховатость посадочной поверхности R_a =1,25, тогда коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности по табл. 12.9 [2]  =0,92.

Коэффициент безопасности только по изгибу (ст.278 [2]):

                      S =                 (72)

 

Коэффициент безопасности только по кручению (ст.279 [3]):

 

S           (73)

 

Общий коэффициент безопасности (ф.12.4 [3]):

S = = = 3,8 > [S] =15                                (74)

Условие прочности выполняется.

 

2. Смазка редуктора 

Для редуктора  принимаем наиболее распространённый и простой способ – картерный. Масло заливается через смотровой  люк в корпусе редуктора.  Уровень  масла требуется такой, чтобы  в него полностью погружались  зубья колеса. Требуемая вязкость масла определяется в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колёс. По табл. 9.1 и табл. 9.5 [5] назначаем масло индустриальное И-40А.

    При  картерном способе смазки подшипники  смазываются в картере в результате  разбрызгивания масла зубчатыми  колёсами, образования 

масляного тумана и растекания масла по валам. Для  смазки подшипников быстроходного  вала применяем пластичный смазочный  материал. Раздельное смазывание принято  потому, что один из подшипников  удалён, и это затрудняет попадание  масляных брызг.

      Для замера уровня масла в  картере применяется маслоуказатель. Для слива масла используют сливное отверстие, расположенное в нижней части картера.

 

 

3. Расчёт  цепной передачи.

Выбираем  приводную роликовую однорядную цепь.

Определяем  число зубьев ведущей звёздочки  по формуле:

Z₃ = 31-2 • U_ц.п. =31-2 • 4,98 ≈ 21                                  (75)

Принимаем Z₃ =21.

Определяем  число зубьев ведомой звёздочки по формуле:

Z₄ = Z₃  • U_ц.п. = 21 • 4,98 ≈ 104,6                                    (76)

Принимаем Z_u =104

Тогда фактическое  передаточное число:

 

U = = = 4,95                                                (77)

Отклонение  = • 100% ≈ 0,6%

Вычисляем расчётный  коэффициент нагрузки K_э по формуле:

 

K_э = К_д • К_а • К_н • К_р • К_сн • К_п ,                                          (78)

Где К_д – динамический коэффициент;

К_д =1;[1,с.149];

К_а – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния,

К_а =1;

К_н – коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи;

К_н =1;[1,с.150];

К_р – коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи;

К_р =1,25;[1,с.150];

К_сн – коэффициент, учитывающий способ смазки цепи;

К_сн =1;[1,с.150];

К_п – коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи;

К_п =1;[1,с.150].

К_э = 1 • 1 • 1 • 1,25 • 1 • 1=1,25