L = 2∙a = 2∙250 =500 мм.

Принимаем а = 10 мм.

Расстояние между колесом и днищем редуктором.

.

4.3 Длины участков валов

а) для тихоходного вала:

–длина ступицы: ;

–длина посадочного конца вала: .

–длина промежуточного участка: .

–длина цилиндрического участка: .

Наружная резьба конического конца вала (формула 3.9/1/)

.

По таблице 19.6/1/ выбираем [М42Х1,5].

Длина резьбы: (/1/,стр.41).

б) для быстроходного вала:

–длина посадочного конца вала: .

–длина промежуточного участка: .

–длина цилиндрического участка: .

Наружная резьба конического конца вала (формула 3.9/1/)

.

По таблице 18.12/1/ выбираем [М33Х2,0].

Длина резьбы: (/1/,стр.41).

5. Расчет валов редуктора

5.1 Определение реакций в опорах валов

Тихоходный вал

а)В горизонтальной плоскости:

Проверка:

-5001,358+4589,858-3894,617+4306,117=0

Сечение "А"

Сечение"В"

в)В вертикальной плоскости:

Проверка:

;

-1779,761-1754,802+3534,563=0;

Сечение "А"

Сечение "В" Нм

в)Определение суммарных изгибающих моментов

Сечение "B"

Сечение "A"

Быстроходный вал

В горизонтальной плоскости

Рисунок41.Построение эпюр моментов для тихоходного вала

Проверка:

-3393,737+4723,896-1685,74+355,581=0

В вертикальной плоскости:

Проверка:

;

396,624-1806,048+1409,424=0;

5.2 Проверочный расчет вала

Запас усталостной прочности в опасных сечениях

[s] = 1,5,

где -

запас сопротивления усталости только по изгибу;

запас сопротивления усталости только по кручению.

В этих формулах:

_-1 и _-1 – пределы выносливости материала вала, МПа;

_а и _а – амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, МПа;

_m и _m – постоянные составляющие циклов напряжений, МПа;

и - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости;

К и К - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;

К_d – масштабный фактор;

К_F – фактор шероховатости.

Назначаем материал вала:

Сталь 40, _В = 700 МПа.

_-1 = (0,4… 0,5) _В = 280…350 МПа. Принимаем _-1 = 300 МПа.

_-1 = (0,2… 0,3) _В = 140…210 МПа. Принимаем _-1 = 150 МПа.

Принимаем = 0,1 и = 0,05 (с. 264, /1/), К_d = 0,72 (рис. 15.5, /1/) и К_F = 1 (рис. 15.6, /1/).

Сечение В:

d = 60 мм,

М = 361,332*10³ Н*мм,

Т = 970755 Н*мм.

Принимаем

К = 1,7 и К = 1,4 (табл. 15.1, /1/).

Запас усталостной прочности в сечении В обеспечен.

Сечение С:

d = 70 мм,

М = 336,178 Н*мм,

Т = 970,755 Н*мм.

Принимаем К = 1,7 и К = 1,4 (табл. 15.1, /1/).

Запас усталостной прочности в сечении С обеспечен.

6. Подбор и расчет подшипников

Для косозубой цилиндрической передачи назначаем радиальный шариковый однородный подшипник.

Назначаем по ГОСТ 8338-75 (таблица 19.18/1/)

– для быстроходного вала № 209 b=19 мм;

– для тихоходного вала № 212 b=22 мм.

Схема установки – враспор.

6.1 Выбор подшипника. для тихоходного вала

Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по [10] для тихоходного вала шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии, условное обозначение 212со следующими характеристиками:

Внутренний диаметр подшипника, d =60 мм;

Наружный диаметр подшипника, D =110 мм;

Ширина подшипника, B = 22 мм;

Фаска подшипника, r = 2,5 мм;

Динамическая грузоподъемность: C_r = 52 кН

Статическая грузоподъемность: С_о =31 кН

Расчет подшипника по статической грузоподъемности

Определяем ресурс подшипника

n=38,217об/мин

p=3

a₁=1 – коэффициент надежности

a₂=0.75 – коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации

Находим отношение

По таблице16.5 /2/ находим параметр осевой нагрузки: е = 0,42

При коэффициенте вращения V=1 (вращение внутреннего кольца подшипника)

Находим отношение:

По таблице 16.5 /2/:

Коэффициент радиальной силы Х = 1

Коэффициент осевой силы Y = 0

Находим эквивалентную динамическую нагрузку:

Р_r = (Х^.V^.F_r + Y^.F_a)^. К ^. К_б (формула 16.29/2/)

По рекомендации к формуле 16.29 /2/:

К = 1 – температурный коэффициент;

К_б = 1,4 – коэффициент безопасности;

Р_r = 1*6124,272*1^.*1,4 = 8573,982Н

Находим динамическая грузоподъемность (формула 16.27/2/):

где L – ресурс, млн.об.

a₁ – коэффициент надежности

a₂–коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации

p=3 (для шариковых)

а₁ = 1 ( рекомендация стр.333/2/)

а₂ = 0,75 (табл. 16.3 /2/);

(формула 16.28/2/)

L_h= 10000 ч (табл. 16.4/2/)

млн.об.

6.2 Выбор подшипника. для быстроходного вала

Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по [10] для тихоходного вала шариковые радиальные однорядные подшипники тяжелой серии, условное обозначение 209 со следующими характеристиками:

Внутренний диаметр подшипника, d = 45 мм;

Наружный диаметр подшипника, D =85 мм;

Ширина подшипника, B = 19 мм;

Фаска подшипника, r = 2 мм;

Динамическая грузоподъемность: C_r = 33,2 кН

Статическая грузоподъемность: С_о =18,6 кН

Расчет подшипника по статической грузоподъемности

Определяем ресурс подшипника

n=214,286 об/мин

P_r = XVF_rx К_б x К_т (16.29 [2])

Для чего находим суммарную радиальную реакцию в опоре А:

При коэффициенте вращения V = 1 (вращение внутреннего кольца подшипника)

При этом по табл. 16.5 [2]:

Коэффициент радиальной силы Х = 1

По рекомендации к формуле 16.29 [2]:

К = 1 - температурный коэффициент;

К_б = 1,4 - коэффициент безопасности;

Р_r = 1 х 1 х 3674,769 х 1,4 х 1 =5144,677Н

где L – ресурс, млн.об.

a₁ – коэффициент надежности

a₂–коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации

p=3 (для шариковых)

а₁ = 1 ( рекомендация стр.333/2/)

а₂ = 0,75 (табл. 16.3 /2/);

(формула 16.28/2/)

L_h= 10000 ч (табл. 16.4/2/)

млн.об.

7. Расчет соединений

7.1 Расчет шпоночных соединений

Найдем диаметр в среднем сечении конического участка длиной l=83 мм на тихоходном валу.

Шпонка призматическая (таблица 19.11/1/):

Длину шпонки принимаем 70 мм, рабочая длина l_р=l-b=54 мм.

Найдем диаметр в среднем сечении конического участка длиной l=68мм на быстроходном валу.

Шпонка призматическая (таблица 19.11/1/):

Длину шпонки принимаем 59 мм, рабочая длина l_р=l-b=47 мм.

7.2 Выбор муфты

Для данного редуктора выберем упруговтулочную пальцевую муфту. Ее размеры определяем по таблице 15.2/1/

Нагрузка между пальцами:

Расчет на изгиб:

8. Расчет элементов корпуса

Для удобства сборки корпус выполнен разъемным. Плоскости разъемов проходят через оси валов и располагаются параллельно плоскости основания.

Для соединения нижней, верхней частей корпуса и крышки редуктора по всему контуру разъема выполнены специальные фланцы, которые объединены с приливами и бобышками для подшипников. Размеры корпуса редуктора определяются числом и размерами размещенных в нем деталей и их расположением в пространстве.

К корпусным деталям относятся прежде всего корпус и крышка редуктора, т.е. детали, обеспечивающие правильное взаимное расположение опор валов и воспринимающие основные силы, действующие в зацеплениях.

Корпус и крышка редуктора обычно имеют довольно сложную форму, поэтому их получают методом литья или методом сварки (при единичном или мелкосерийном производстве).

8.1 Смазка редуктора

В настоящее время в машиностроении широко применяют картерную систему смазки при окружной скорости колес от 0,3 до 12,5 м/с. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей.

Выбор сорта смазки

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.

Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружности скорости колес.

Окружная скорость колес ведомого вала у нас определена ранее: V2 = 0,7 м/сек. Контактное напряжение определена [ н] = 694 МПа.

Теперь по окружности и контактному напряжению из табл.8.1 /4/ выбираем масло И-Г-А-46.

Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну:

Наименьшую глубину принято считать равной 6 модулям зацепления от дна корпуса редуктора.

Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.

6m ≤ hM ≤ 2/3d2

Определяем уровень масла от дна корпуса редуктора:

h = в0 + hм =10 + 35 = 45 мм

в0 – расстояние от наружного диаметра колеса до дна корпуса

в0 ≥ 6 х m ≥ 6 х 2 ≥ 12 мм

Объем масляной ванны

мм3

Объем масляной ванны составил ≈ 1,3 л.

Способ контроля уровня смазки зубчатых колес

Для контроля уровня масла в корпусе необходимо установить жезловый маслоуказатель.

Также в нижней части корпуса редуктора предусмотрено отверстие с пробкой для слива отработанного масла, а на крышке редуктора – отдушина для снятия давления в корпусе, появляющегося от нагрева масла и воздуха при длительной работе. Отдушину можно также использовать в качестве пробки, закрывающей отверстие для заливки масла.

Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. Другое масло применяют лишь в ответственных изделиях.

При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла. При окружности вращения колес V > 1 м/с брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и стенок корпуса масло попадает в подшипники.

Так как смазка жидкая, для предохранения от ее вытекания из подшипниковых узлов, а так же для их защиты от попадания извне пыли, грязи и влаги торцовые крышки установим с жировыми канавками, которые заполним густой консистентной смазкой.

9. Сборка узла ведомого вала

Операции по сборке узла ведомого вала осуществляют в следующем порядке:

установить шпонку в паз на диаметр вала для цилиндрического колеса;

установка цилиндрического колеса;

установка подшипников до упора в заплечики, осевой зазор регулируется при установке крышек с помощью набора тонких металлических прокладок;

укладка вала в бобышки нижнего корпуса;

установка и крепление верхнего корпуса;

установка и крепление крышек, фиксирующих подшипники (жировые канавки сквозной крышки перед установкой забить консистентной смазкой);

установка шпонки в паз на выходной конец вала.

Библиография

Иванов М.Н. Детали машин. Высшая школа, М.:Высш. шк.,2000.-383 с.

Дунаев П.Ф. , Леликов. О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. Высшая школа, 1984.-465 с..

Феодосьев В.И. Сопротивление материалов. М., 1989.-263 с..

Марочник сталей и сплавов. Справочник / Под редакцией В.Г. Сорокина, М., Машиностроение, 1989.-412с.

Размещено на Allbest.ru