Определение опорных реакций

Горизонтальная плоскость

R_1Г= 3.68 кН

R_2Г= 4,38 кН

Вертикальная плоскость

R_1В= 4,63 кН

R_2В= 4,63 кН

Радиальные опорные реакции:

R₁= = 5,91 кН

R₂= = 6,37 кН

Уточненный расчет вала

1. Тип концентратора – посадка с натягом.

2. Моменты и силы в опасном сечении

Суммарный изгибающий момент

M = = 407,38 Н×м

где M_Г- изгибающий момент в горизонтальной плоскости M_Г= 63,83 Н×м;

M_B - изгибающий момент в вертикальной плоскости M_B = 402,35 Н×м.

Осевая сила F_a = 1,88 кН

3. Геометрические характеристики опасного сечения

Значения площади поперечного сечения A, осевого и полярного моментов сопротивлений для типовых поперечных сечений определяют по формулам.

Для сплошного круглого вала

A = , = , = ;

Для сечения с одним шпоночным пазом

A = – bt₁, = – , = – ,

где b – ширина; t₁ - глубина шпоночного паза на валу,

b= 0 мм t₁= 0 мм

A = 23,76 см² = 16,33 см³ = 32,67 см³

Суммарный коэффициент запаса прочности

Определяем по формуле (8.17 [3]):

S =

где и - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Условие прочности вала имеет вид

S [S]

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Рекомендуемое значение [S] =2…2.5.

Значения и определяют по формулам

= = 3,386

= = 12,843

где и - пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения; и - амплитуды напряжений цикла; и - средние напряжения цикла, и - коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали, и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

Значения и равны:

= 0.02(1+0.01 )= 0,22 = 0.5 = 0,11

Пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам:

для углеродистых сталей = 0.43 = 335 МПа

для легированных сталей = 0.35 +100 = 373 МПа

= 0.58 = 195 МПа

здесь - предел прочности материала вала (табл. 1.5 [1])

При вычислении амплитуд и средних напряжений цикла принимают, что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а касательные по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу. В этом случае

= = 24,942 МПа = = 0,79 МПа

= = = 5,635 МПа

Коэффициенты

= ( +K_F -1)/K_V, = ( +K_F -1)/K_V,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

(табл. 8.2 [3]);

= 3,88 = 2,19

и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала;

= = 1,22 = = 1,12

K_F - коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется по табл. 5.5 [3] в зависимости от

= 0,8 мкм K_F= 1,11

K_V - коэффициент влияния упрочнения.

При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают K_V =1.

В результате расчета получили:

= 3,29 = 2,07

= 3,386 = 12,843

S = 3,274

4.2 расчет тихоходного вала

Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [ _k]= 20 МПа. Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении по формуле 1.5 [1], мм

d= = 61,7 мм

где Т – крутящий момент в опасном сечении вала.

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда по

ГОСТ 6636-69:

d= 65 мм

Определение опорных реакций

Горизонтальная плоскость

R_1Г= 3,54 кН

R_2Г= 0,11 кН

Вертикальная плоскость

R_1В= 12,88 кН

R_2В= 1,08 кН

Радиальные опорные реакции:

R₁= = 13,35 кН

R₂= = 1,09 кН

Уточненный расчет вала

1. Тип концентратора – шпоночный паз.

2. Моменты и силы в опасном сечении

Суммарный изгибающий момент

M = = 260,83 Н×м

где M_Г- изгибающий момент в горизонтальной плоскости M_Г=260,83Н×м;

M_B - изгибающий момент в вертикальной плоскости M_B = 0 Н×м.

Осевая сила F_a = 1,88 кН

3. Геометрические характеристики опасного сечения

Для сплошного круглого вала

A = , = , = ;

Для сечения с одним шпоночным пазом

A = – bt₁, = – , = – ,

где b – ширина; t₁ - глубина шпоночного паза на валу (табл. 8.5 [1]),

b=14мм t₁= 5,5мм

A = 31,92 см² = 23,7 см³ = 50,66 см³

4. Суммарный коэффициент запаса прочности

Определяем по формуле:

S =

где и - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Условие прочности вала имеет вид

S [S]

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Рекомендуемое значение [S] =2…2.5.

Значения и определяют по формулам

= = 10,96

= = 4,566

Значения и равны:

= 0.02(1+0.01 )= 0,18 = 0.5 = 0,09

для углеродистых сталей = 0.43 = 335 МПа

для легированных сталей = 0.35 +100 = 373 МПа

= 0.58 = 195 МПа

здесь - предел прочности материала вала (табл. 1.5 [1])

= = 11,005 МПа = = 0,588 МПа

= = = 13,96 МПа

Коэффициенты

= ( +K_F -1)/K_V, = ( +K_F -1)/K_V,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

(табл. 2.5…4.5 [1]);

= 2,02 = 1,86

и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала;

= = 1,18 = = 1,08

K_F - коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется в зависимости от

= 0,8 мкм K_F= 1,11

K_V - коэффициент влияния упрочнения.

При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают K_V =1.

В результате расчета получили:

= 1,82 = 1,83

= 10,96 = 4,566

S = 4,215

5. Подшипники качения

5.1 Шарикоподшипники радиальные однорядные для быстроходного вала

Исходные данные

Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Подшипник № 311 средней серии.

Размеры подшипника: d = 55 мм, D = 129 мм, B = 29 мм

Динамическая грузоподъёмность C = 71,5 кН

Статическая грузоподъёмность C₀ = 41,5 кН

Радиальная нагрузка на подшипник F_r = 6,37 кН

Осевая нагрузка на подшипник F_a = 1,88 кН

Частота вращения кольца подшипника n = 385,7мин^-1

Расчет

Эквивалентная динамическая нагрузка

P = K_б K_Т(XVF_r + YF_a),

где X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

K_б= 1,3 – коэффициент безопасности;

K_Т - температурный коэффициент, K_Т=1 при температуре подшипникового узла T <105 ;

V – коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно вектора нагрузки.

Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения e определяют по формуле

е =0.518 = 0,25

Если e следует принять X=1, Y=0. При >e для этих подшипников принимают X = 0.56, Y = .

Окончательно получим = 0,3

X = 0,56 Y = 1,76 P = 8,94 кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

L_h= = 22105 ч

где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника

L_E= ,

где _h - коэффициент эквивалентности, определяемый по табл. 4.6 [3] в зависимости от типового режима нагружения:

_h=0,18 L_E= 122806 ч

Для подшипников зубчатых редукторов должно выполняться условие L_E 12500 ч.

5.2 Шарикоподшипники радиальные однорядные для тихоходного вала

Исходные данные

Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Подшипник № 215 легкой серии(6215).

Размеры подшипника: d = 70 мм, D = 125 мм, B = 25 мм

Динамическая грузоподъёмность C = 66,3 кН

Статическая грузоподъёмность C₀ = 41 кН

Радиальная нагрузка на подшипник F_r = 12,89 кН

Осевая нагрузка на подшипник F_a = 1,88 кН

Частота вращения кольца подшипника n = 95,8 мин^-1

Расчет

Эквивалентная динамическая нагрузка

P = K_б K_Т(XVF_r + YF_a),

где X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

K_б= 1,3 – коэффициент безопасности;

K_Т - температурный коэффициент, K_Т=1 при температуре подшипникового узла T <105 ;

V – коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно вектора нагрузки.

Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения e определяют по формуле

е =0.518 = 0,25

Если e следует принять X=1, Y=0. При >e для этих подшипников принимают X = 0.56, Y = .

Окончательно получим = 0,146

X = 1 Y = 0 P = 16,76 кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

L_h= = 10770 ч

где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника

L_E= ,

где _h - коэффициент эквивалентности, определяемый по табл. 4.6 [3] в зависимости от типового режима нагружения:

_h=0,18 L_E= 59831 ч

Для подшипников зубчатых редукторов должно выполняться условие L_E 12500 ч.

6. Расчет шпонок

Расчет выполняется как проверочный на смятие по формуле

= [ ],

где T – крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом, Н×м;

h – высота шпонки; t₁ – глубина паза на валу; l_р– рабочая длина шпонки, для шпонок со скругленными торцами l_р=l – b, здесь l – длина шпонки; b – ширина шпонки, [ ] - допускаемое напряжение смятия. Для стальных ступиц при нереверсивном приводе [ ]=150 МПа, при реверсивном приводе [ ]=120 МПа. Результаты расчета шпонок представлены в виде таблицы.

№	Размеры шпонки, мм	t₁, мм	T, Н×м	, МПа
b	h	l	l_р
					5,5	368,2	95,4
						1414,5	119,9
						1414,5	118,3

1 - Шпонка быстроходного вала

2 - Шпонка тихоходного вала под колесо

3 – Шпонка тихоходного вала под муфту

7. Расчет элементов корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса редуктора

δ = 1.12 ,

где T_т – крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Н·м.

Полученное значение округляем до целого числа с учетом того, что толщина стенки должна быть не меньшего 6 мм. Примем = 7мм

Диаметр фундаментного болта

d_б1 = ≥ 17 мм.

округлим расчетное значение до стандартного диаметра резьбы:

d_б1=20 мм.

Диаметры болтов крепления крышки корпуса к основанию равны:

у подшипников d_б2= 0.8 d_б1= 14,4 мм

на фланцах d_б3= (0.5…0.6) d_б1= 9 мм

После округления до стандартных значений: d_б2=16 мм, d_б3=10 мм

Расстояние от внутренней стенки корпуса до края лапы

L₁= 3 + + b₁ = 58 мм

Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси фундаментного болта

P₁= 3 + + a₁= 35 мм

Ширина фланцев у подшипников

L₂= 7 + + b₂ = 50 мм

Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром d_б2

P₂= 3 + + a₂ = 31 мм

Ширина боковых фланцев

L₃= 3 + + b₃ = 38 мм

Расстояние от внутренней стенки корпуса до оси болта с диаметром d_б3

P₃= 3 + + a₃ = 25 мм

Толщина лапы

h= 2.5 = 17,5 мм

Толщина верхнего фланца

h₁= 1.6 = 11,2 мм

Минимальное расстояние от окружности вершин зубчатого колеса до стенки корпуса редуктора

f = 1.2 = 8,4 мм

Толщина ребер жесткости

C = = 7 мм

8. Смазка

8.1 Смазывание зубчатой передачи

Смазывание зубчатых и червячных зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора [3].

Картерное смазывание осуществляется окунанием зубчатых и червячных колёс в масло, заливаемое внутрь корпуса. Это смазывание применяют при окружных скоростях в зацеплении зубчатых передач до 12 м/с, при большей скорости масло сбрасывается центробежной силой.

Зубчатые колёса погружают в масло на высоту зуба, но не выше центра нижнего тела качения подшипника. В косозубых передачах масло выжимается зубьями в одну сторону, и для предотвращения обильного забрасывания масла в подшипники устанавливают маслозащитные кольца.

Контроль уровня масла, находящегося в корпусе редуктора, производят с помощью жезлового маслоуказателя.

Исходя из контактных напряжений и окружной скорости в зацеплении, выбираем рекомендуемое значение вязкости масла (по табл. 10.9 [3]).

Рекомендуемая кинематическая вязкость масла – 34 (мм²/с). Значит, по

ГОСТ 1749.4-87, выбираем масло И-Г-А-32.

8.2 Смазывание подшипников качения

Для смазывания подшипников применяют пластичные и жидкие нефтяные смазочные материалы.

В редукторах применяют следующие методы смазывания подшипниковых узлов: погружением подшипника в масляную ванну, фитилём, разбрызгиванием, под давлением, масляным туманом. Смазывание масляным туманом применяется для высокоскоростных лёгконагруженных подшипников.

9. Уплотнительные устройства

Уплотнительные устройства по принципу действия разделяют на контактные (манжетные), лабиринтные, и щелевые.

В данном редукторе установлены манжетные уплотнения типа I. Поверхность вала под уплотнением должна быть закалённой до твёрдости HRC 40, иметь шероховатость Ra меньше 0,32 мкм. Допуск вала под уплотнение должен соответствовать h11.

Для извлечения манжет в крышках делают 2-3 отверстия.

Ресурс манжет – до 5000 ч; они надёжно работают как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах, при перепаде температур от -45^оС до +150^оС.

10. Порядок сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают малостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная со сборки валов: на быстроходный вал одевают маслоотражательные кольца, затем устанавливают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до

80-100°С.

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, маслоотражательные кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы: быстроходный устанавливают в крышку корпуса, тихоходный укладывают в корпус редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для точной фиксации крышки корпуса относительно корпуса используют два конических штифта, затем затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Далее на вал также ставят крышки подшипниковых узлов.

Закрепляют крышки болтами, проверяя поворачиванием валов от руки отсутствие заклинивания подшипников (валы должны свободно поворачиваться).

Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Устанавливают маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровой люк крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, установленной техническими условиями.

Заключение

Спроектирован одноступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор. Его техническая характеристика:

крутящий момент на тихоходном валу – 1414,5 Н•м;

частота вращения ведомого вала – 96,41 об/мин;

передача реверсивная, допускается средний нормальный режим работы.

Для смазывания зубчатой передачи предусмотрено применение масла И-Г-А-32 (ГОСТ 17479.4-87).

Проект выполнен в соответствии с заданием.

Библиографический список

1. http://www.reductor.sopromat.org

2. htth://www.knowledge.allbest.ru

3. http://www.podshipnik-rf.ru

4. http://www.buggy-plans.ru

5. http://www.profmetiz.ru

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: