|
|
С |
С0 |
||||
|
204 |
20 |
47 |
14 |
1,5 |
12,7 |
6,2 |
|
207 |
35 |
72 |
17 |
2,0 |
25,5 |
13,7 |
4. Конструктивные размеры шестерни и колеса
4.1. Шестерню выполняем заодно с валом, её размеры определены в пунктах 3.11 – 3.13:
d1 = 33,3 мм, dа1 = 37,3 мм, df1 = 28,3 мм, b1 = 55,0 мм, ybd = 1,65
Таблица 5 – Конструктивные размеры шестерни
Модуль нормальный
mn
2,0
Число зубьев
z
16
Угол наклона зуба
b
16015’
Направление зуба
-
Левое
Исходный контур
-
ГОСТ
13755 – 81
Коэффициент смещения исходного контура
х
0
Степень точности по ГОСТ 1643 - 81
-
8 – В
Делительный диаметр
d
33
4.2. Колесо из поковки кованное, конструкция дисковая, размеры:
d2 = 166,7 мм, dа2 = 170,7 мм, df2 = 161,7 мм, b2 = 50 мм
Диаметр ступицы:
dСТ = 1,6 · dК2 (4.1)
dСТ = 1,6 · 42 = 67,2 мм
Принимаем в соответствии с рядом Ra40 СТ СЭВ 514 – 77 стандартное значение dСТ = 70 мм
Длина ступицы:
lСТ = (1,2…1,5) · dК2 (4.2)
lСТ = (1,0…1,5) · 42 = 42…63 мм
Принимаем в соответствии с рядом Ra40 СТ СЭВ 514 – 77 стандартное значение lСТ = 50 мм, равное ширине венца колеса
Толщина обода:
d0 = (2,5…4) · mn (4.3)
d0 = (2,5…4) · 2 = 5…8 мм
принимаем d0 = 8 мм
Толщина диска:
с = (0,2…0,3) · b2 (4.4)
с = (0,2…0,3) · 50 = 10…15 мм
принимаем с = 15 мм
Диаметр отверстий в диске назначается конструктивно, но не менее 15…20 мм
Таблица 6 – Конструктивные размеры колеса
Модуль нормальный
mn
2,0
Число зубьев
Z
80
Угол наклона зуба
b
16015’
Направление зуба
-
Правое
Исходный контур
-
ГОСТ
13755 - 81
Коэффициент смещения исходного контура
х
0
Степень точности по ГОСТ 1643 - 81
-
8 – В
Делительный диаметр
d
167
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна марки СЧ 15.
Толщина стенки корпуса:
d » 0,025 · аw + 1…5 мм (5.1)
d = 0,025 · 100 + 1…5 мм = 3,5…7,5 мм
принимаем d = 6 мм
Толщина стенки крышки корпуса редуктора:
d1 » 0,02 · аw + 1…5 мм (5.2)
d1 = 0,02 · 100 + 1…5 мм = 3…7 мм
принимаем d1 = 5 мм
Толщина верхнего пояса корпуса редуктора:
b » 1,5 · d (5.3)
b = 1,5 · 6 = 9,0 мм
принимаем b = 9 мм
Толщина пояса крышки редуктора:
b1 » 1,5 · d1 (5.4)
b1 = 1,5 · 5 = 7,5 мм
принимаем b1 = 7 мм
Толщина нижнего пояса корпуса редуктора:
p » (2…2,5) · d (5.5)
p = (2…2,5) · 6 = 12…15 мм
принимаем p = 14 мм
Диаметр фундаментных болтов:
dФ = (0,03…0,036) · аw + 12; (5.6)
dФ = (0,03…0,036) · 100 + 12 = 15,0…15,6 мм
принимаем болты с резьбой М16.
Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников:
dКП = (0,7…0,75) · dФ (5.7)
dКП = (0,7…0,75) · 16 = 11,2…12 мм
принимаем болты с резьбой М12.
Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора:
dК = (0,5…0,6) · dФ (5.8)
dК = (0,5…0,6) · 16 = 8…9,6 мм
принимаем болты с резьбой М10.
Толщина ребер жесткости корпуса редуктора:
С » 0,85 · d (5.9)
C = 0,85 · 6 = 5,1 мм
принимаем С = 5 мм
Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту):
К2 ³ 2,1· dФ (5.10)
К2= 2,1 · 16 = 33,6 мм
принимаем К2 = 34 мм
Ширина пояса (ширина фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников:
К » 3 · dК (5.11)
K = 3 · 10 = 30 мм
принимаем К = 30 мм
Ширину пояса К1 назначают на 2…8 мм меньше К,
принимаем К1 = 24 мм
Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору:
dП » (0,7…1,4) · d (5.12)
dП = (0,7…1,4) · 6 = 4,2…11,2 мм
принимаем dП1 = 8 мм для быстроходного и dП2 = 12 мм для тихоходного вала
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 (6.13)
принимаем dк.с = 8 мм
Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора):
dП.Р ³ (1,6…2,2) · d (6.14)
dП.Р = (1,6…2,2) · 6 = 9,6…13,2 мм
принимаем dП.Р = 12 мм
6. Расчет цепной передачи
6.1. Выбираем приводную роликовую однорядную цепь. Вращающий момент на ведущей звездочке
Т3 = Т2 = 116,4· 103 Н·мм
Передаточное число было принято ранее
Uц = 3,8
6.2. Число зубьев: ведущей звездочки
z3 = 31 – 2Uц = 31 – 2 * 3,8 ≈ 23
ведомой звездочки
z4 = z3 * Uц = 23 * 3,8 = 87,4
Принимаем
z3 = 23; z4 = 87
Тогда фактическая
Uц = z4 / z3 = 87 / 23 = 3,78
Отклонение
(3,8 – 3,78 / 3,8) * 100% = 0,526%, что допустимо.
6.3. Расчетный коэффициент нагрузки
Кэ= kд kа kр kн kсм kп=1*1*1*1,25*1*1=1,25, где (6.1)
kд = 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
kа= 1 – учитывает влияние межосевого расстояния;
kн= 1 – учитывает влияние угла наклона линии центров;
kр – учитывает способ регулирования натяжения цепи; kр= 1,25 при периодическом регулировании цепи;
kсм= 1 при непрерывной смазке;
kп= 1 учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе.
6.4. Ведущая звездочка имеет частоту вращения
n2 = ω2 * 30 / π = 30 * 30 / 3,14 ≈ 287 об/мин (6.2)
Среднее значение допускаемого давления n2 ≈ 300 об/мин
[p] = 20 МПа
6.5. Шаг однорядной цепи (m = 1)
(6.3)
Подбираем по табл. 7.15 [1, стр. 147] цепь ПР-19,05-31,80 по ГОСТ 13568 – 75, имеющую t = 19,05 мм; разрушающую нагрузку Q ≈ 31,80 кН; массу q = 1,9 кг/м; Аоп = 105,8 мм2
Скорость цепи
(6.4)
Окружная сила
(6.5)
Давление в шарнире проверяем по формуле
(6.6)
Уточняем допускаемое давление [p] = 22[1 + 0,01(22 - 17)] = 23,1МПа. Условие p < [p] выполнено. В этой формуле 22 МПа – табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18 [1, стр. 150] при n = 300 об/мин и t = 19,05 мм.
6.6. Определяем число звеньев цепи
(6.7)
где at = aц / t = 50; zΣ = z3 * z4 = 23 + 87 = 110;
Δ = z3 – z4 / 2π = 87 – 23 / 2 * 3,14 = 10,19
Тогда
Lt = 2 * 50 + 0,5 * 110 + 10,192 / 50 = 157,076
Округляем до четного числа Lt = 157.
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле :
(6.8)
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 951 * 0,004 ≈ 4 мм.
6.7. Определяем диаметры делительных окружностей звёздочек
dд3 = t / sin (180 / z3) = 19,05 / sin (180 / 23) = 139,97 мм;
dд4 = t / sin (180 / z4) = 19,05 / sin (180 / 87) = 527,66 мм.
6.8. Определяем диаметры наружных окружностей звёздочек
De3 = t (ctg (180 / z3) + 0,7) – 0,3d1 = t (ctg (180 / z3) + 0,7) – 3,573
где d1 = 11,91 мм – диаметр ролика цепи см. табл. 7.15 [1, стр. 147];
De3 = 19,05 (ctg (180 / 23) + 0,7) – 3,573 = 148,8 мм
De3 = 19,05 (ctg (180 / 87) + 0,7) – 3,573 = 537,5 мм
6.9. Силы, действующие на цепь:
окружная Ftц = 1670,8 Н определена выше;
от центробежных сил Fv = qv2 = 1,9 * 2,092 ≈ 8 H, где q = 1,9 кг/м по табл. 7.15 [1, стр. 147];
от провисания Fƒ = 9,81kƒ qaц = 9,81 * 1,5 * 1,9 * 0,951 = 54,54 Н, где kƒ = 1,5 при угле наклона передачи 45°;
Расчетная нагрузка на валы
Fв = Ftц + 2Fƒ = 1670,8 + 2 * 54,54 = 1779,88 Н.
Проверяем коэффициенты запаса прочности цепи
(6.9)
Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s] ≈ 8,4 (см. табл. 7.19 [1, стр. 151]); следовательно, условие s > [s] выполнено.
7. Эскизная компоновка редуктора
Компоновочный чертеж выполняем на миллиметровой бумаге в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора, в масштабе 1:1, в тонких линиях.
Шестерню и колесо вычерчиваем упрощенно в виде прямоугольников; шестерню выполняем заодно с валом; длину ступицы колеса принимаем равной ширине венца и не выступающей за его пределы.
7.1. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
7.2. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса:
А1 = 1, 2 · d; А1 = 1, 2 · 6 = 7,2 мм » 7 мм
7.3. Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса:
А = d; А = 6 мм
7.4. Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса:
А = d; А = 6 мм
7.5. Наружный диаметр подшипников D = 47 мм больше диаметра окружности вершин зубьев dа1 = 37,3 мм.
7.6. Толщина фланца D крышки подшипника
равна диаметру отверстия do в этом фланце. Для подшипника 204 - D = 8 мм, для подшипника 207 - D = 12 мм по рис. 12.7 [1, стр. 303]. Высота головки болта
0,7 · dБ1 = 0,7 · 8 = 5,6 мм.
0,7 · dБ2 = 0,7 ·12 = 8,4 мм.
7.7. Измерим по схеме расстояния l1 – на ведущем валу и l2 – на ведомом.
l1 = 36,5 мм, l2 = 48 мм
Окончательно принимаем для расчета: l1 = 36 мм, l2 = 48 мм.
7.8. Глубина гнезда подшипника: lг ≈ 1,5 В;
для подшипника 204, В = 14 мм; lг1 = 1,5 * 14 = 21; примем lг1 = 21 мм;
для подшипника 207, В = 17 мм; lг2 = 1,5 * 17 = 25,5; примем lг2 = 25 мм;
7.9. Решаем вопрос о смазывании подшипников.
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 = 6 мм.
8. Проверка долговечности подшипников
8.1. Ведущий вал.
Из предыдущих расчетов имеем Ft = 1396,5 Н, Fа = 407,3 Н, Fr = 529,5 Н; Из первого этапа компоновки l1 = l2 = 46,5 мм.
Реакции опор:
в плоскости xz
Rx1 = Rx2 = Ft / 2 = 1396,5 / 2 = 698,25 H
в плоскости yz
Ry1 + Ry2 - Fr = 337 + 162,5 - 529,5 = 0
Суммарные реакции
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
8.2. Определим изгибающие и крутящий моменты и построим эпюры
Для построения эпюр определим изгибающие моменты в характерных точках (сечениях) А, В, С и Д.
а. Вертикальная плоскость
МА = 0
МСЛ = Ry1 · a2
МСЛ = 337 · 46,5 · 10-3 = 15,67 Н·м
МСП = Ry2 · a2
МСП = 192,5 · 46,5 · 10-3 = 9 Н·м
МВ = 0
МД = 0
б. Горизонтальная плоскость
МА = 0
МСЛ = Rх1 · a2
МДЛ = 698,25 · 46,5 · 10-3 = 32,5 Н·м
МДП = Rх2 · a2
МДП = 698,25 · 46,5 · 10-3 = 32,5 Н·м
МВ = 0
МД = 0
Крутящий момент:
Т = Т = 24 Н·м
8.3. Суммарный изгибающий момент:
(8.3)
Определим суммарные изгибающие моменты в характерных сечениях
Сечение А – А: МИ = 0
Сечение С – С: Н·м
Сечение В – В: МИ = 0
Сечение Д – Д: МИ = 0
8.4. Намечаем радиальные шариковые подшипники 204: d = 20 мм, D = 47 мм, B = 14 мм, C = 12,7 кН, С0 = 6,2 кН.
Эквивалентная нагрузка:
РЭ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · Ks · KТ (8.4)
где Pr1 = 775 H – радиальная нагрузка,
Pa – осевая нагрузка, Pa = Fa = 407,3 Н;
V = 1, вращается внутренне кольцо подшипника;
Ks = 1 – коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейера, по таб. 9.19 [1, стр.214];
KТ = 1 – температурный коэффициент по таб. 9.20 [1, стр.214], так как рабочая температура не выше 100 0С
Отношение Fa / C0 = 407,3 / 6200 = 0,066 по таб. 9.18 [1, стр. 212] определяем е ≈ 0,26. Отношение Pa / Pr1 = 407,3 / 785 = 0,52 > е;
Значит, по таб. 9.18 [1, стр. 212]: Х = 1; Y = 0
РЭ = 1 · 1 · 775 · 1 · 1 = 785 Н
Расчетная долговечность:
(8.5)
(8.6)
Срок службы привода LГ = 6 лет, тогда:
Lh = LГ · 365 · 12 (8.7)
Lh = 6 · 365 · 12 = 26280 ч = 26 · 103 ч
Расчетная долговечность намного больше, следовательно, подшипник 204 подходит.
Окончательно принимаем подшипник легкой серии 204 d = 20 мм ГОСТ 8338 – 75
8.5. Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий: Ft = 1396,5 Н, Fа = 407,3 Н, Fr = 529,5 Н; l1= l2 = 48 мм.
Реакции опор:
в плоскости xz
Rx1 = Rx2 = Ft / 2 = 1396,5 / 2 = 698,25 H
в плоскости yz
Ry1 + Ry2 - Fr = 406,5 + 123 - 529,5 = 0
8.6. Суммарные реакции
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
8.7. Определим изгибающие и крутящий моменты и построим эпюры
Для построения эпюр определим изгибающие моменты в характерных точках (сечениях) А, В, С и Д.
а. Вертикальная плоскость
МА = 0
МСЛ = Ry1 · a2
МСЛ = 406,5 · 48 · 10-3 = 19,5 Н·м
МСП = Ry2 · a2
МСП = 123 · 48 · 10-3 = 6 Н·м
МВ = 0
МД = 0
б. Горизонтальная плоскость
МА = 0
МСЛ = Rх1 · a2
МДЛ = 698,25 · 48 · 10-3 = 33,5 Н·м
МДП = Rх2 · a2
МДП = 698,25 · 48 · 10-3 = 33,5 Н·м
МВ = 0
МД = 0
Крутящий момент:
Т = Т2 = 116,4 Н·м
8.8. Суммарный изгибающий момент:
(8.3)
Определим суммарные изгибающие моменты в характерных сечениях
Сечение А – А: МИ = 0
Сечение С – С: Н·м
Сечение В – В: МИ = 0
Сечение Д – Д: МИ = 0
8.9. Намечаем радиальные шариковые подшипники 207: d = 35 мм, D = 72 мм, B = 17 мм, C = 25,5 кН, С0 = 13,7 кН.
Эквивалентная нагрузка:
РЭ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · Ks · KТ (8.4)
где Pr1 = 808 H – радиальная нагрузка,
Pa – осевая нагрузка, Pa = Fa = 407,3 Н;
V = 1, вращается внутренне кольцо подшипника;
Ks = 1 – коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейера, по таб. 9.19 [1, стр.214];
KТ = 1 – температурный коэффициент по таб. 9.20 [1, стр.214], так как рабочая температура не выше 100 0С
Отношение Fa / C0 = 407,3 / 13700 = 0,0297 по таб. 9.18 [1, стр. 212] определяем е ≈ 0,22. Отношение Pa / Pr1 = 407,3 / 808 = 0,5 > е;
Значит, по таб. 9.18 [1, стр. 212]: Х = 1; Y = 0
РЭ = 1 · 1 · 785 · 1 · 1 = 808 Н
Расчетная долговечность:
(8.5)
(8.6)
Срок службы привода LГ = 6 лет, тогда:
Lh = LГ · 365 · 12 (8.7)
Lh = 6 · 365 · 12 = 26280 ч = 26 · 103 ч
Расчетная долговечность намного больше, следовательно, подшипник 207 подходит.
Окончательно принимаем подшипник легкой серии 207 d = 35 мм ГОСТ 8338 - 75
Условное обозначение подшипника
d
D
B
r
Грузоподъемность, кН
Размеры, мм
С
С0
204
20
47
14
1,5
12,7
6,2
207
35
72
17
2
25,5
13,7
9. Расчет шпоночных соединений
9.1. Подбор шпонок для быстроходного вала
Для консольной части вала по таб. 8.9 [1, стр. 169] подбираем по диаметру вала dВ1 = 16 мм призматическую шпонку b ´ h = 5 ´ 5 мм. Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала lМ1 = 18 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок.
Принимаем l = 14 мм – длина шпонки со скругленными торцами. t1 = 3; момент на ведущем валу Т1 = 24 * 103мм;
Допускаемые напряжения смятия определим в предположении посадки шкива ременной передачи изготовленного из чугуна, для которого [sсм] = 60…90 МПа. Вычисляем расчетное напряжение смятия:
(9.2)
Окончательно принимаем шпонку 5 ´ 5 ´ 14
Обозначение: Шпонка 5 ´ 5 ´ 14 ГОСТ 23360 - 78
9.2. Подбор шпонок для консольной части тихоходного вала
Для консольной части вала по таб. 8.9 [1, стр. 169] подбираем по диаметру вала dВ1 = 28 мм призматическую шпонку b ´ h = 8 ´ 7 мм. Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала lМ2 = 26 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок.
Принимаем l = 20 мм – длина шпонки со скругленными торцами; t1 = 4; момент на ведомом валу Т1 = 116,4 * 103мм;
Допускаемые напряжения смятия определим в предположении посадки полумуфты изготовленной из стали, для которой [sсм] = 100…150 МПа. Вычисляем расчетное напряжение смятия:
Окончательно принимаем шпонку 8 ´ 7 ´ 20
Обозначение: Шпонка 8 ´ 7 ´ 20 ГОСТ 23360 – 78
10. Уточненный расчет валов.
Быстроходный вал
10.1.Так как быстроходный вал изготовляют вместе с шестерней, то его материал известен – сталь 45, термообработка – улучшение.
По таб. 3.3 [1, стр. 34] при диаметре заготовки до 90 мм ( в нашем случае dа1 = 37 мм) среднее значение sв = 780 МПа
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
s-1 » 0,43 · sв (10.1)
s-1 = 0,43 · 780 = 335 МПа
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
t-1 » 0,58 · s-1 (10.2)
t-1 = 0,58 · 335 = 193 МПа
10.2. Сечение А – А.
Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
(10.3)
где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла
(10.4)
При d = 16 мм, b = 5 мм, t1 = 3 мм по таб. 8.9 [1, стр. 169]
Принимаем: kt = 1,68 по таб. 8.5 [1, стр. 165], et = 0,83 по таб. 8.8 [1, стр. 166], yt = 0,1 см [1, стр. 164 и 166].
10.3. Сечение А – А.
Диаметр вала в этом сечении 20 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом: ks/es = 3,0, kt/et = 2,2 по таб. 8.7 [1, стр. 166]. Коэффициенты ys = 0,2; yt = 0,1 см.
Изгибающий момент МИ = 172,1 Н·м. Крутящий момент Т1 = 75,3 Н·м.
Осевой момент сопротивления:
(10.6)
мм3
Амплитуда нормальных напряжений:
(10.7)
Полярный момент сопротивления:
WP = 2 · W = 2 · 4,2 · 103 = 8,4 · 103 мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
(10.8)
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
(10.9)
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
(10.5)
Результирующий коэффициент запаса прочности на участке А – А:
(10.10)
Прочность на данном участке обеспечена.
Так как на участке А – А действует наибольший изгибающий и крутящий моменты при диаметре 35 мм и прочность обеспечивается, то проверка прочности других участков с большим диаметром и меньшими действующими изгибающими моментами не требуется.
Тихоходный вал
10.4. Материал ведомого вала сталь 45, термообработка – нормализация.
По таб. 3.3 [6, стр. 34] среднее значение sв = 570 МПа
Пределы выносливости по формулам 10.1 и 10.2:
s-1 = 0,43 · 570 = 245 МПа
t-1 = 0,58 · 245 = 142 МПа
10.5. Сечение Д – Д.
Диаметр вала в этом сечении 40 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: ks = 1,6, kt = 1,5 по таб. 8.5 [6, стр. 165]. Масштабные факторы: es = 0,78; et = 0,66 по таб. 8.8 [6, стр. 166]. Коэффициенты ys = 0,15; yt = 0,1 см [6, стр. 163 и 166].
Изгибающий момент МИ = 0 Крутящий момент Т1 = 301,2 Н·м.
Момент сопротивления кручению:
(10.3)
где d = 40 мм, b = 12 мм, t1 = 5 мм размеры шпонки по таб. 8.9 [6, стр 169]
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Прочность на данном участке обеспечена.
10.6. Сечение С – С.
Диаметр вала в этом сечении 55 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой ступицы зубчатого колеса: ks/es = 3,3, kt/et = 2,38 по таб. 8.7 [6, стр. 166]. Коэффициенты ys = 0,15; yt = 0,1 см.
Изгибающий момент МИ = 98 Н·м. Крутящий момент Т1 = 301,2 Н·м.
Осевой момент сопротивления:
мм3
Амплитуда нормальных напряжений:
Полярный момент сопротивления:
WP = 2 · W = 2 · 16,3 · 103 = 32,6 · 103 мм3
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Результирующий коэффициент запаса прочности на участке А – А:
Прочность на данном участке обеспечена.
Так как на участке С – С действует наибольший изгибающий и крутящий моменты и прочность участка обеспечивается, то проверка прочности других участков с меньшими действующими изгибающими моментами не требуется.
11. Посадки зубчатого колеса, шкивов и подшипников
Посадки назначаем в соответствии с указаниями таб. 10.13 [1, стр. 263]
Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347 – 82.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
Посадка цепной муфты на вал редуктора по ГОСТ 25347 – 82.
Муфту выбираем по таб. 11.4 [1, стр.274] для вала диаметром 28 мм и вращающим моментом 116,4 Н·м.
Обозначение: Муфта цепная 500 – 40 – 1.2. ГОСТ 20742 – 81
Остальные посадки назначаем, пользуясь таблицей 10.13.
12. Выбор масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием шестерни в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение шестерни примерно на 12 мм. Объем масляной ванны V определим из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V = 0,25 · 3,24 = 0,81 дм3
По таб. 10.8 [1, стр. 253] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sН = 410 МПа и скорости 2,49 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 · 10-6 м2/с. По таблице 10.10 [1, стр. 253] принимаем масло индустриальное И – 30 А по ГОСТ 20799 – 75.
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ – 1 (см. таб. 9.14), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
13. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов;
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 – 100 0С;
в ведомый вал закладывают шпонку 12 ´ 8 ´ 40 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Литература
1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. – 416 с., ил.
2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высш. шк., 1991. – 432 с., ил.
3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высш. шк., 1990.
4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – М.: Высш. шк., 1998. – 447 с., ил.
5. Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных специальностей вузов. – М.: Высш. шк., 1998.
6. Кудрявцев В.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных специальностей вузов. – Л.: Машиностроение, 1980. – 464 с., ил.
7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Н. Решетова. В двух частях. – М.: Машиностроение, 1992.
Страницы: 1, 2
При использовании материалов активная ссылка на источник обязательна.