Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора для машин непрерывного транспорта

6) Компоновка быстроходного  вала.

Валы редуктора (быстроходный и тихоходный) проектируются ступенчатой формы. Такая форма позволяет легко монтировать и демонтировать детали, устанавливаемые на вал и фиксировать их в осевом направлении на своих посадочных местах.

Приступая к компоновке вала, внимательно изучаем принятый прототип редуктора (рисунок 30 [3]). Начинать разработку конструкции вала следует с определения диаметров всех его участков (см. п. 4.1).Длина выходного конца вала определяется  по  формуле:

lIK≈ (1,5…2) · dIK.       

lIK= (1,5…2) · 30 = 45…60 мм.

Принимаем   lIK=50 мм, (таблица  П13).

Длина присоединительного участка в дальнейшем может быть откорректирована по длине, устанавливаемой на вал детали (полумуфты, шкива и др.).

Номинальный диаметр вала под подшипник будет лежать в пределах между диаметром выходного конца dIK=30 мм и диаметром средины вала dIС=42мм.

Диаметр вала под подшипникdПи номинальный диаметр под уплотнением dУ делаем одинаковыми и принимаем равными 40мм. Фактические диаметры этих участков будут отличаться за счет того, что диаметр вала под подшипник будет выполнен по посадке k6или m6 с большим натягом, чем диаметр под уплотнение с посадкой d9. Благодаря этому возможно легко монтировать и демонтировать подшипник.

На обоих торцах шестерни надо выполнить буртики для упора внутреннего кольца подшипника качения. Диаметр этого буртика не должен превышать внешний диаметр внутреннего кольца подшипника качения d1(таблица 4.1).

   Согласно  выше  изложенному  для  быстроходного  вала  принимаем  подшипник  качения  серии207,  а  для  тихоходного  серии  210,  таблица  4.1.

 

7) Проектирование крышек  подшипниковых гнезд.

Конструирование глухой крышки подшипникового гнезда быстроходного вала (рисунок 5.3). Посадочный диаметр крышки равен наружному диаметру подшипникаD = 72 мм. Внутренний диаметр буртика крышки равен внутреннему диаметру наружного кольца подшипникаD1 = 70 мм.

Согласно таблице 41 [3] принимается:

диаметр крепежных болтов dк = 15;

количество крепежных болтов nк = 4.

Внешний диаметр фланца крышки определяется  по  формуле:

Da =D + 5 ·dk, мм,

Da =72 + 5·15 = 147мм.

Толщина фланца крышки определяется  по  формуле:

tф = 0,75 ·dk + 2,              

tф= 0,75·15 +2 = 13,25 мм

Длина буртика крышкиопределяется  по  формуле:

b = f – В + δ,                                                  

    где   f– ширина фланца, мм;

В– толщина подшипника,  мм. (таблица 4.1);

δ – для установки уплотнительного картонного кольца, предохраняющего вытекание масла через зазоры в подшипниковом узле,  δ = 1 мм.

 

b =45 – 17 +1 = 29 мм

Диаметр центров отверстий под крепежные болты определяется  по  формуле:

Dср = ,мм.    

 

Dср==109,5 мм.

 

Диаметр отверстий под крепежные болты определяется  по  формуле:

 

d!k = dк+ 1, мм,

 

d!k= 15 + 1 = 16 мм.

 

Конструирование сквозной крышки подшипникового гнезда быстроходного вала (рисунок 5.4).

В силу симметрии редуктора конструкция сквозной крышки во многом повторяет глухую крышку. Отличие состоит в наличии гнезда под манжету и центрального отверстия.

Диаметр центрального отверстия в сквозной крышке должен быть немного большим, чем диаметр вала. Это нужно для обеспечения свободного вращения вала  (таблица  П13).

Принимаем dот =16М    мм.

Толщина торцовой крышки стенки принимается (рисунок 17 [3])tм=   мм.

Гнездо под манжету имеет габариты, определяемые типоразмером манжеты (см. п. 4.4):

• диаметр Dм =70   мм;
• ширина bм = 10 мм

Остальные размеры принимаются такими же, как и у глухой крышки.

На этом этапе компоновки следует учесть размеры головок болтов, крепящих сквозную крышку к корпусу редуктора. В сборе на крепежный болт устанавливается пружинная шайба для предохранения от самооткручивания. Это тоже следует учитывать. Для недопущения затирания насаживаемой на выходной конец вала детали (полумуфта, шкив и др.) об головки крепежных болтов между ними следует предусмотреть гарантированный зазор (δ = 2…4 мм, рисунок VI.27 [5]).

Кроме того, на выходном конце вала следует предусмотреть заплечик для фиксации устанавливаемой детали в осевом направлении и шпоночный паз для фиксации в радиальном. Теперь, в соответствии с размерами крышки, необходимо определить размеры головки болта (табл.П19 [5]) и пружинной шайбы (табл.П20 [5]) – см. рисунки 5.5 и 5.6.

Далее подрисовывается пружинная шайба (в сжатом виде, т.к. после сборки болт будет затянут до отказа) и головка болта к компоновочному эскизу сквозной крышки подшипникового гнезда. Другими словами объединяются рисунки 5.4, 5.5 и 5.6.

После этого продолжаем конструирование быстроходного вала. К ранее прорисованному выходному концу вала подрисовываем участок вала под уплотнение и подшипник. Диаметр этого участка dIС=42 мм, а длина определяется конструктивно после того, как будет нарисована спроектированная крышка сквозная подшипникового гнезда и сам подшипник. Необходимо помнить о зазоре δ= 1 мм между крышкой и торцовой поверхностью гнезда подшипника для установки уплотнительных картонных колец.

На данном этапе компоновки конструируем высоту заплечиков. Диаметры этих участков вала определяем конструктивно. Прорисовываем сквозную крышку подшипникового узла и сам подшипник. В силу симметрии конструкции участков вала с противоположной стороны изображаются буртик, подшипник качения и глухая крышка подшипникового гнезда.

8) Компоновка тихоходного  вала.

Компоновочный эскиз тихоходного вала выполняется аналогично эскизу быстроходного вала. При компоновке следует учитывать особенности уже сконструированного быстроходного вала.

Подшипники быстроходного и тихоходного валов следует располагать так, чтобы их торцы, обращенные внутрь редуктора, были бы на одной линии. После этого подрисовываются глухая и сквозная крышки подшипниковых узлов, которые для быстроходного вала конструируются точно так же, как и для тихоходного.

 

6 Проверочный расчет зубчатой  передачи

6.1 Проверочный расчёт передачи  по контактным напряжениям.

Проверочный расчет на контактную прочность зубьев выполняем в соответствии с требованиями ГОСТ 21354-75 ([1], формула 9.42):

Общее  передаточное  число  определяется  по  формуле:

      σH= ZМ× ZН× Ze× ≤ [σH], Мпа                                       

где   ZМ– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных

                 зубчатых колес,   Zм= 275  (Н × мм2) 1/2 ;

      ZН– безразмерный коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей

                зубьев, для прямозубых колес  ZН– 1, 76;

      Ze– безразмерный коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий,

для  прямозубых  колёс  Ze=1;      

      u– заданное передаточное число редуктора;

     d2– делительный диаметр колеса, мм;

    [σH],  – допускаемое контактное напряжение, МПа, 

      - удельная расчетная окружная сила;

Удельная расчетная окружная сила определяется  по  формуле:

КНα× КНβ×КНυ,

где КНα– коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач  КНα = 1  ([1]  табл. 9.12);

КНβ– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца,  КНβ  = 1,1  ([1]. табл. 9.11);

КНυ–коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении   КНυ 1..

= Н

=3456/63*1*1,05*1,05=60,5 Н/мм

Подставив все имеющиеся значения, получим:

σH= 1,76×275×0,86×  = 204 МПа  ≤ 432 МПа,

Следовательно, прочность обеспечена.

 

7. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ  ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ.

 

Геометрические размеры тихоходного вала редуктора:

a = 60 мм; b=60 мм; c=105 мм;  l=120 мм.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости:

 

 

Рис.Расчетная схема вала и эпюры момента

 

 

 

 

 

 

 

 

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

 

     

 

Построим эпюры изгибающих моментов.

Вертикальная плоскость:

Горизонтальная плоскость:

Проверим прочность вала в сечении т.В.Данное сечение вала имеет концентратор напряжения- шпоночный паз.

Размеры шпоночного соединения:d=65 мм; b=18 мм;  h=11 мм; 

Принимаем предел прочности материала вала (для стали 50);

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба :

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

где - предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений , МПа;

- коэффициент концентрации напряжений кручении;

-амплитуда напряжения от  нулевого цикла , МПа;

- коэффициент, учитывающий снижение механических свойств металла с ростом размера заготовок ; .

- коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала .

 

 

где - диаметр проверяемого сечения (диаметр вала под колесом), мм;

- ширина канавки под шпонку, мм;

- глубина канавки под шпонку, мм.

 

 

Так как момент, передаваемый валом, является переменным, при расчете принимают для касательных напряжений наиболее неблагоприятный знако постоянный цикл – от нулевой:

 

 

где - вращающий момент, передаваемый тихоходным валом, Н·мм;

- момент сопротивления проверяемого  сечения при кручении, мм3.

 

 

 

 

, , ,

Подставляем все полученные значения

 

 

 

Прочность вала обеспечена.

Проверим прочность вала в сечении т.С.Данное сечение имеет концентратор напряжений- посадка с натягом.

Размеры сечения: d=50 мм.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

где - предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений;

- коэффициент концентрации напряжений кручении;

-амплитуда напряжения от  нулевого цикла , МПа;

- коэффициент, учитывающий снижение механических свойств металла с ростом размера заготовок ; .

- коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала . =0,1

-среднее напряжение от нулевого  цикла, МПа.

Подставим:

Где предел выносливости при симметричном цикле изгиба;

эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе; =1,75

-коэффициент, учитывающий снижение  механических свойств металла  с ростом размера заготовок; =0,76

-амплитуда нормальных напряжений;

-среднее напряжение нормальных  напряжений; =0.

=0,2

-момент сопротивления изгибу;

=0,1 =125000

После подстановки:

Результирующий запас прочности:

Прочность вала в сечении обеспечена.

8 РАСЧЕТ ДОЛГОВЕЧНОСТИ  ПОДШИПНИКОВ

Определим Радиальные нагрузки в опорах:

Расчет ведем по более нагруженной опоре С.

Долговечность подшипника определяется по формуле:

     

где - требуемый срок службы подшипника, ч,

- частота вращения соответствующего  вала редуктора, об/мин

- динамическая грузоподъемность  подшипника, Н

- эквивалентная динамическая  радиальная нагрузка, Н.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка определяется по формуле:

 

    

 

где , - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок,

- коэффициент вращения, при  вращении внутреннего кольца  ;

- радиальная нагрузка на  подшипник, Н;

- осевая нагрузка на подшипник, Н; для прямозубой передачи ;

- коэффициент безопасности, ;

- температурный коэффициент( =1)

Долговечность подшипника составляет:

 

Требуемая долговечность подшипника обеспечена.

9 РАСЧЕТ ПРОЧНОСТИ  ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

 

9.1 Расчет по напряжениям  смятия

Расчет шпоночного соединения по напряжениям смятия ведем по формуле:

 

    

где - крутящий момент на соответствующем валу, Н·мм;

- диаметр вала в месте  установки шпонки, мм;

- рабочая длина шпонки, мм;

- высота шпонки, мм;

- глубина канавки под шпонку, мм;

- допускаемые напряжения смятия, при стальной ступице принимают 

- ширина шпонки, мм

Условия выполнены. Прочность обеспечена.

 

9.2 Расчет по напряжениям  среза

Расчет шпоночного соединения по напряжениям среза ведем по формуле:

 

     

 

где - ширина шпонки, мм;