Вал
|
Частота вращения n, мин-1
|
Мощность P, кВт
|
Вращающий момент Т, Н∙м
|
Угловая скорость ω, c-1
|
I
|
954,0
|
5,88
|
59
|
100
|
II
|
382,0
|
5,53
|
138,7
|
40,0
|
III
|
121,0
|
4,99
|
415,3
|
12,7
|
IV
|
31,8
|
5
|
1501,6
|
3,3
|
Расчет механических передач. Расчет
конической передачи
Выбор материалов, назначение твердости зубьев
Для шестерни и колеса принимаем сталь 40ХН.
Термическая обработка шестерни - улучшение и
закалка ТВЧ. Твердость поверхности зубьев шестерни HRC 45…50.
Термическая обработка колеса - улучшение и
закалка ТВЧ. Твердость поверхности зубьев колеса HRC 42…46.
Расчет допускаемых контактных 𝛔HP
и изгибных σFP напряжений
Допускаемые напряжения при расчете на контактную
усталость активных поверхностей зубьев:
,
где - предел контактной выносливости
активных поверхностей зубьев, соответствующий базе испытаний ;
[3, табл.10.16];
[3, табл.10.16];
- коэффициент безопасности, [3, табл.10.16].
Коэффициент долговечности :
,
где - базовое число циклов перемены
напряжений, принимаем по графику [3, рис.10.41].
Пересчет твердости производится по
графику [3, рис.10.40]:
HRC = 425HB
HRC = 380HB
Тогда
;
- расчетное число циклов перемены
напряжений;
где - частота вращения того из колес,
по материалу которого определяется допускаемое напряжение, мин-1;
с - число зацеплений зуба за
один оборот колеса ( с = 1 );
- расчетный срок службы передачи,
час;
;
;
;
Тогда для шестерни:
Так как , то принимаем показатель степени m = 20 [3,
с.279].
Для шестерни
Для колеса
Допускаемые напряжения для шестерни
и колеса и соответственно равны
;
.
Расчетное допускаемое контактное
напряжение
.
Допускаемые напряжения при расчете на
сопротивление усталости зубьев при изгибе определяются по уравнению (отдельно
для шестерни и колеса)
,
где [3, табл.10.16] - предел
выносливости зубьев при изгибе;
- коэффициент, учитывающий
шероховатость переходной поверхности, [3, c.281];
- коэффициент, учитывающий размеры
зубчатого колеса;
;
;
;
d -
делительный диаметр, мм;
- наименьший коэффициент запаса
прочности,
[3, табл.10.16];
- коэффициент, учитывающий градиент
напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений;
Коэффициент долговечности определяем по формуле
,
где - базовое число циклов перемены
напряжений, [3, c.281];
- расчетное число циклов перемены
напряжений;
где - частота вращения того из колес,
по материалу которого определяется допускаемое напряжение, мин-1;
с - число зацеплений зуба за
один оборот колеса ( с = 1 );
- расчетный срок службы передачи,
час;
;
;
;
.
Тогда для шестерни:
Для колеса:
Для шестерни:
Принимаем .
Для колеса:
.
Принимаем .
Допускаемые напряжения на изгиб для
шестерни и колеса:
;
.
Допускаемые контактные и изгибные
напряжения при кратковременных перегрузках:
, [3, табл.10.16];
.
, [3, табл.10.16].
Производим проектировочный расчет
конической передачи
Средний делительный диаметр шестерни
:
,
где - для непрямозубых колес;
- вращающий момент на шестерне;
- коэффициент
ширины шестерни относительно среднего диаметра при и .
Принимаем .
,
где - угол делительного конуса
шестерни.
[4, рис.6.19] - коэффициент
распределения нагрузки по ширине венца;
- допускаемые контактные
напряжения.
Т.к. передача быстроходная,
принимаем число зубьев шестерни
Тогда число зубьев колеса
.
Угол делительного конуса колеса
определим по формуле
.
Угол наклона кругового зуба
принимаем .
Ориентировочное значение среднего
модуля:
,
где - для непрямозубых колес;
- вращающий момент на шестерне;
[4, рис.6.19] - коэффициент
неравномерности распределения нагрузки по ширине венца;
- коэффициент, учитывающий влияние
формы зуба и концентрации напряжений, принимается по графику [4, рис.6.14] в
зависимости от эквивалентного числа зубьев zv:
;
.
Для шестерни - ; для колеса - .
Определяем
;
Так как , то расчет зубьев на прочность при
изгибе будем вести для шестерни.
В качестве допускаемой нагрузки
принимаем .
Принимаем по ГОСТ 9563-60.
Внешний окружной модуль :
.
Число зубьев плоского колеса :
.
Среднее конусное расстояние :
.
Внешнее конусное расстояние :
.
Ширина зубчатого венца :
.
Принимаем .
Расстояние от внешнего торца до
расчетного сечения :
.
Средний делительный диаметр :
;
.
Внешний делительный диаметр :
;
.
Внешняя высота зуба
.
Смещение :
.
.
Внешняя высота головки зуба :
;
.
Внешнюю высоту ножки зуба :
;
.
Угол ножки зуба :
;
.
Угол головки зуба :
;
.
Внешний диаметр вершин зубьев :
;
.
Определим усилия в передаче.
Окружная сила в зацеплении :
,
где - крутящий момент на валу-шестерне,
Н∙мм.
Принимаем направление зубьев
шестерни - правое, направление зубьев колеса - левое.
Осевая и радиальная :
.
Проверочные расчеты передачи по
напряжениям 𝛔HP и 𝛔FP
Проверочный расчет на контактную
усталость активных поверхностей зубьев:
,
где - коэффициент, учитывающий
механические свойства материала, [4, с.127];
- коэффициент, учитывающий форму
сопряженных поверхностей зубьев, ;
- коэффициент суммарной длины
контактных линий,
где - коэффициент торцового перекрытия;
Тогда
.
[4, рис.6.13] - коэффициент
распределения нагрузки между зубьями;
[4, рис.6.19] - коэффициент
распределения нагрузки по ширине венца;
- коэффициент динамической
нагрузки.
Удельная окружная расчетная сила :
,
где - вращающий момент на ведущем валу
передачи, Н·мм;
- ширина венца зуба, мм.
Определим значения этих
коэффициентов:
Окружная скорость шестерни:
Принимаем степень точности передачи
- 8 [2, табл.8.2].
Тогда
[2, табл.8.3].
Получим
.
Так как , то недогрузка составила
.
Проверочный расчет на сопротивление
усталости при изгибе:
,
где - коэффициент, учитывающий влияние
формы зуба и концентрации напряжений, принимается по графику в зависимости от
эквивалентного числа зубьев zv;
- коэффициент, учитывающий наклон
зуба;
.
Принимаем .
- коэффициент, учитывающий
перекрытие зубьев;
.
- коэффициент распределения нагрузки
между зубьями;
[4, рис.6.19] - коэффициент
распределения нагрузки по ширине венца;
[2, табл.8.3] - коэффициент
динамической нагрузки.
,
где - степень точности передачи.
Принимаем .
Удельная окружная расчетная сила :
,
где - вращающий момент на ведущем валу
передачи, Н·мм;
- ширина венца зуба, мм.
.
Прочность зубьев при изгибе
обеспечена.
Так как , то недогрузка составила
.
Расчет косозубой цилиндрической
передачи
Выбор материалов, назначение
твердости зубьев.
Для шестерни и колеса принимаем
сталь 40Х.
Термическая обработка шестерни -
улучшение и закалка ТВЧ. Твердость поверхности зубьев шестерни HRC 48…53.
Термическая обработка колеса -
улучшение и закалка ТВЧ. Твердость поверхности зубьев колеса HRC 42…45.
Допускаемые напряжения при расчете
на контактную усталость активных поверхностей зубьев:
,
где - предел контактной выносливости
активных поверхностей зубьев, соответствующий базе испытаний ;
;
- коэффициент безопасности, [3, табл.10.16].
Коэффициент долговечности :
,
где - базовое число циклов перемены
напряжений, принимаем по графику [3, рис.10.41].
Пересчет твердости производится по
графику [3, рис.10.40]:
HRC = 470HB
HRC = 380HB
Тогда
;
- расчетное число циклов перемены
напряжений;
где - частота вращения того из колес,
по материалу которого определяется допускаемое напряжение, мин-1;
с - число зацеплений зуба за
один оборот колеса ( с = 1 );
- расчетный срок службы передачи,
час;
;
;
;
.
Тогда для шестерни:
Для колеса
Так как , то принимаем показатель степени m = 6 [3,
с.279].
Для шестерни
Для колеса
Принимаем .
Допускаемые напряжения для шестерни
и колеса и :
;
.
Расчетное допускаемое контактное
напряжение
.
Допускаемые напряжения на изгиб для
шестерни и колеса:
;
.
Допускаемые контактные и изгибные
напряжения при кратковременных перегрузках
;
.
, [3, табл.10.16].
Производим проектировочный расчет
цилиндрической передачи
Межосевое расстояние :
,
где [4, с.109] - вспомогательный
коэффициент для косозубых колес;
- вращающий момент на колесе;
- коэффициент
ширины колеса относительно межосевого расстояния.
Примем .
[3, рис.10.17] - коэффициент
распределения нагрузки по ширине венца;
- допускаемые контактные
напряжения.
Принимаем .
Ширина зубчатого венца колеса :
.
Принимаем .
Тогда ширина зубчатого венца
шестерни :
.
Определяем модуль зубьев :
.
Принимаем модуль .
Предварительный угол наклона зубьев :
.
Суммарное число зубьев :
.
Действительное значение угла наклона
:
.
Число зубьев шестерни
;
;
.
Тогда число зубьев колеса
.
Фактическое передаточное число :
6;
.
Делительный диаметр:
;
.
Диаметр вершин :
;
.
Диаметр впадин :
;
.
Определим усилия в передаче.
Окружная сила в зацеплении :
,
где - крутящий момент на валу-шестерне,
Н∙мм.
Принимаем направление зубьев
шестерни - правое, направление зубьев колеса - левое.
Осевая , Н, и радиальная :
;
.
Проверочные расчеты передачи по
напряжениям 𝛔HP и 𝛔FP
Проверочный расчет на контактную
усталость активных поверхностей зубьев:
,
где - коэффициент, учитывающий
механические свойства материала, [4, с.109];
- коэффициент, учитывающий форму
сопряженных поверхностей зубьев, ;
- коэффициент суммарной длины
контактных линий,
Расчет клиноременной передачи
По таблице 3.11 [4, ч.1] при моменте
на ведомом
шкиве выбираем ремень сечения Б и его размеры:
Размеры сечения
Площадь сечения
По табл.3.20 [4, ч.1] при угле
профиля канавок выбираем
диаметры шкивов.
Диаметр ведущего шкива:
Диаметр ведомого шкива:
Фактическое передаточное число:
где -коэффициент упрогого скольжения.
Расхождение с требуемым передаточным
числом
.
Скорость ремня
Межосевое расстояние а:
Расчетная длина ремня:
Ближайшая стандартная длина ремня:
Уточненное межосевое расстояние:
при надевании ремня:
,
для компенсации вытяжки ремня:
Угол обхвата ремня:
Условие -выполняется.
Окружное усилие:
Поправочные коэффициенты:
Угла обхвата -табл.3.7[4,
ч.1]
Скорости -табл.3.8[4,ч.1]
Режима работы -табл.3.9[4,ч.1]
Число пробегов ремня:
Условие выполняется.
Исходное удельное окружное усилие:
при и при .
Допускаемое удельное окружное
усилие:
Необходимое число ремней:
где - площадь сечения одного ремня,
применяется по таблице 3.11 [4, ч.1].
Принимаем z=5.
Сила, действующая на валы:
Расчетная долговечность ремня:
где -предел усталости для клиновых
кордтканевых ремней;
-показатель степени кривой усталости
для клиновых ремней.
Наибольшее напряжение в ремне
где 1- напряжение
растяжения в ведущей ветви ремня:
где u -напряжение
изгиба на малом шкиве:
где Еu - модуль
упругости при изгибе ремня
где ц -напряжение
от центробежных сил:
-где =1,2, кг/м3-плотность
материала ремня.
Таким образом
Принимаем
Следовательно
Определяем размеры шкивов из
табл.3.20 [4,ч1.] выбираем для заданного сечения следующие параметры:
Диаметры шкивов:
Наружные диаметры шкивов:
Выбор подшипников
Выбор подшипников быстроходного вала
Выбираем роликовый конический
однорядный подшипник 7208А ГОСТ 27365-87.
Запишем параметры подшипника в
таблицу 4.1.
Таблица 4.1 - Параметры подшипника
Подшипник
|
d,
мм
|
D,
мм
|
C,
Н
|
e
|
Y
|
7208
|
40
|
80
|
90000
|
0,37
|
1,7
|
Выбор подшипников промежуточного вала
Выбираем роликовый конический однорядный
подшипник 7208А ГОСТ 27365-87. Запишем параметры подшипника в таблицу 4.2.
Таблица 4.2 - Параметры подшипника
Подшипник
|
d,
мм
|
D,
мм
|
C,
Н
|
e
|
Y
|
7208
|
40
|
80
|
46500
|
0,37
|
1,5
|
Выбор подшипников тихоходного вала
Выбираем роликовый конический однорядный
подшипник 7211А ГОСТ 27365-87. Запишем параметры подшипника в таблицу 4.3.
Таблица 4.3 - Параметры подшипника
Подшипникd,
ммD, ммC, НeY
|
|
|
|
|
|
2007913
|
65
|
100
|
34000
|
0,37
|
1,5
|
Выбор муфт
Зубчатые муфты применяются для
соединения валов нагруженных большими крутящими моментами при различной
комбинации радиальных, угловых и осевых смещений. Определим расчетный момент , Н∙м, определяем по формуле.
,
где - коэффициент режима работы для
привода для конвейера [5,стр. 195]
- крутящий момент на муфте, Н∙м.
Выбираем
муфту со следующими размерами, записанными в таблицу 4.4
Таблица 4.4 - Геометрические параметры зубчатой
муфты
Сила, нагружающая вал от муфты, , Н, определяется по формуле
,
где .
Проверку муфты производим по напряжениям смятия
рабочих поверхностей зубьев.
.
где m - модуль
зацепления, мм;
b - длина
зуба, мм.
Окончательно принимаем зубчатую
муфту 1-1000-60-1 ГОСТ 5006-94.
Расчет шпоночных соединений
Методика расчета
Для закрепления на валах зубчатых колес и муфт
применены призматические шпонки, выполненные по ГОСТ 23360-78.
Так как высота и ширина призматических шпонок
выбираются по стандартам, расчет сводится к проверке размеров по допускаемым
напряжениям на смятие при принятой длине.
,
где T
-
крутящий момент на валу, Н∙мм;
d
- диаметр вала, мм;
h
- высота шпонки, мм;
t1
- глубина паза вала, мм;
l
- полная длина шпонки, мм;- ширина шпонки, мм;
Шпонка, удерживающая шкив
Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической
шпонки , глубина паза вала . Принимаем длину шпонки .
Тогда:
.
Принимаем шпонку 8´7´50
ГОСТ 23360-78.
Шпонка, удерживающая коническое колесо
Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической
шпонки , глубина паза вала . Принимаем длину шпонки .
Тогда:
.
Принимаем 2 шпонки 14´9´36
ГОСТ 23360-78.
Шпонка, удерживающая цилиндрическое колесо
Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической
шпонки , глубина паза вала . Принимаем длину шпонки .
Тогда:
.
Принимаем 2 шпонки 20´12´56
ГОСТ 23360-78.
Шпонка, удерживающая зубчатую муфту
Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической
шпонки , глубина паза вала . Принимаем длину шпонки .
Тогда:
.
Принимаем 2 шпонки 18´11´67 ГОСТ
23360-78.
Расчет элементов корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса:
;
.
Принимаем мм.
Толщина стенок крышки:
.
Принимаем 8мм.
Толщина поясов корпуса и крышки:
;
.
Диаметры болтов:
фундаментных:
Принимаем болты с М16;
крепящих крышку корпуса у подшипников:
Принимаем болты с М12;
соединяющих крышку с корпусом:
Применяем болты с М8.
Проверочный расчет валов.
Проверочный расчет быстроходного вала
Составляем расчетную схему.
Силы в зацеплении:
;
;
.
Радиальная нагрузка на вал со стороны
ременной передачи .
Момент при переносе силы :
.
Расчетная схема представлена на рисунке 7.1.
Определение реакций опор:
Плоскость XOZ:
;
;
;
.
Проверка:
;
;
.
Проверка: .
По полученным данным строим эпюры
Суммарные реакции на опорах:
;
.
Диаметр вала в опасном сечении:
Определяем коэффициент запаса прочности.
Для опасного сечения коэффициент запаса
прочности n
определяется по формуле
где - коэффициент запаса прочности по
нормальным напряжениям;
- коэффициент запаса прочности по
касательным напряжениям.
,
где [5, табл.10.2] - предел
выносливости при симметричном цикле изгиба, МПа;
[6, табл.8.3] - эффективный
коэффициент концентрации напряжения при изгибе для выточки ;
[6, табл.8.8] - масштабный фактор,
т.е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров;
- фактор качества поверхности; [6, с.164] - коэффициент,
учитывающий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; - амплитуда значения нормальных
напряжений, МПа;
,
где - изгибающий момент в сечении, Н∙мм;
- момент сопротивления сечения вала,
мм3;
- среднее значение нормальных
напряжений, МПа;
,
где - осевая нагрузка на вал, Н.
Тогда
.
,
где [5, табл.10.2] - предел
выносливости при симметричном цикле кручения, МПа;
[6, табл.8.3] - эффективный
коэффициент концентрации напряжения при кручении для выточки ;
[6, табл.8.8] - масштабный фактор,
т.е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров;
- фактор качества поверхности;
[6, с.166] - коэффициент,
учитывающий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения;
- амплитуда и среднее напряжения
циклов касательных напряжений, МПа;
,
где - крутящий момент в сечении, Н∙мм;
- полярный момент сопротивления
сечения вала, мм3;
Тогда
.
.
Проверочный расчет промежуточного
вала
Составляем расчетную схему.
Силы
в зацеплении:
на
коническом колесе:
;
;
.
на
цилиндрической шестерне:
;
;
.
Момент
при переносе осевых сил :
на
коническом колесе:
на
цилиндрической шестерне:
.
Расчетная
схема представлена на рисунке 6.2.
Определение
реакций опор:
Плоскость
XOZ:
;
;
Проверка:
Плоскость YOZ:
;
;
;
.
Проверка:
По полученным данным строим эпюры.
Суммарные реакции на опорах:
;
.
Диаметр вала в опасном сечении:
Определяем коэффициент запаса прочности.
Для опасного сечения коэффициент запаса
прочности n
определяется по формуле
,
где - коэффициент запаса прочности по
нормальным напряжениям;
- коэффициент запаса прочности по
касательным напряжениям.
,
где [5, табл.10.2] - предел
выносливости при симметричном цикле изгиба, МПа;
[6, табл.8.3] - эффективный
коэффициент концентрации напряжения при изгибе для выточки ;
[6, табл.8.8] - масштабный фактор,
т.е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров;
- фактор качества поверхности;
[6, с.164] - коэффициент,
учитывающий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения;
- амплитуда значения нормальных
напряжений, МПа;
,
где - изгибающий момент в сечении, Н∙мм;
- момент сопротивления сечения вала,
мм3;
- среднее значение нормальных
напряжений, МПа;
,
где - осевая нагрузка на вал, Н.
Тогда
.
,
где [5, табл.10.2] - предел
выносливости при симметричном цикле кручения, МПа;
[6, табл.8.3] - эффективный
коэффициент концентрации напряжения при кручении для выточки ;
[6, табл.8.8] - масштабный фактор,
т.е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров;
- фактор качества поверхности;
[6, с.166] - коэффициент,
учитывающий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения;
- амплитуда и среднее напряжения
циклов касательных напряжений, МПа;
,
где - крутящий момент в сечении, Н∙мм;
- полярный момент сопротивления
сечения вала, мм3;
Тогда
.
Получим коэффициент запаса
.
Проверочный расчет тихоходного вала
Составляем расчетную схему.
Силы в зацеплении:
на цилиндрическом колесе:
;
;
.
Радиальная нагрузка на вал со
стороны зубчатой муфты:
.
Момент при переносе силы :
.
Расчетная схема представлена на рисунке
7.3.Определение реакций опор: Плоскость XOZ:
;
;
;
.
Проверка: .
Плоскость YOZ:
;
;
;
.
Проверка:
.
Суммарные реакции на опорах:
;
.
Диаметр вала в опасном сечении:
Определяем коэффициент запаса прочности.
Для опасного сечения коэффициент запаса
прочности n
определяется по формуле
,
где - коэффициент запаса прочности по
нормальным напряжениям;
- коэффициент запаса прочности по
касательным напряжениям.
,
где [5, табл.10.2] - предел
выносливости при симметричном цикле изгиба, МПа;
[6, табл.8.5] - эффективный
коэффициент концентрации напряжения при изгибе;
[6, табл.8.8] - масштабный фактор,
т.е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров;
- фактор качества поверхности;
[6, с.164] - коэффициент,
учитывающий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения;
- амплитуда значения нормальных
напряжений, МПа;
,
где - изгибающий момент в сечении, Н∙мм;
- момент сопротивления сечения
вала, мм3;
,
- среднее значение нормальных
напряжений, МПа;
,
где - осевая нагрузка на вал, Н;
- ширина шпоночного паза, мм;
- высота шпонки, мм;
- глубина паза вала, мм.
Тогда .
,
где [5, табл.10.2] - предел
выносливости при симметричном цикле кручения, МПа;
[6, табл.8.3] - эффективный
коэффициент концентрации напряжения при кручении для выточки ;
[6, табл.8.8] - масштабный фактор,
т.е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров;
[6, с.166] - коэффициент,
учитывающий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения;
- амплитуда и среднее напряжения
циклов касательных напряжений, МПа;
,
где - крутящий момент в сечении, Н∙мм;
- полярный момент сопротивления
сечения вала, мм3;
,
Тогда
.
Получим коэффициент запаса
.
Определение долговечности
подшипников. Определение долговечности подшипников быстроходного вала
В таблице 8.1 представлены параметры подшипника 7208А
ГОСТ 27365-87
Таблица 8.1 - Параметры подшипника
Подшипникd, ммD, ммC, НeY
|
|
|
|
|
|
7608
|
40
|
90
|
90000
|
0,35
|
1,7
|
Эквивалентная динамическая нагрузка
,
где X
- коэффициент радиальной нагрузки;
V
- коэффициент вращения кольца (V=1
при вращении относительно нагрузки внутреннего колеса);
Y
- коэффициент осевой нагрузки;
Fr
- радиальная нагрузка на подшипник;
Fa
- осевая нагрузка на подшипник;
[5, табл.7.4] - коэффициент
безопасности;
- коэффициент влияния температуры (при ).
Суммарные реакции на опорах
;
.
Осевая сила на валу
.
Осевая составляющая радиальной
нагрузки
;
.
Т.к. и , то
;
.
Определяем значения X
и Y:
;
Принимаем .
;
Принимаем .
Тогда эквивалентная динамическая
нагрузка равна
;
.
Т.к., то расчет долговечности ведем по
первому подшипнику.
Долговечность подшипника
,
где - частота вращения вала;
[5, табл. 24.16] - динамическая
грузоподъемность
p -
показатель степени (p=3,33 для
роликовых подшипников).
.
Долговечность подшипника , что больше требуемого срока службы
.
Определение долговечности
подшипников промежуточного вала
В таблице 8.2 представлены параметры подшипника 7208А
ГОСТ 27365-87.
Таблица 8.2 - Параметры подшипника
Подшипникd, ммD, ммC, НeY
|
|
|
|
|
|
7208
|
40
|
80
|
46500
|
0,37
|
1,5
|
Эквивалентная динамическая нагрузка
,
где X
- коэффициент радиальной нагрузки;
V
- коэффициент вращения кольца (V=1
при вращении относительно нагрузки внутреннего колеса);
Y
- коэффициент осевой нагрузки;
Fr
- радиальная нагрузка на подшипник;
Fa
- осевая нагрузка на подшипник;
[5, табл.7.4] - коэффициент
безопасности;
- коэффициент влияния температуры (при ).
Суммарные реакции на опорах
;
.
Осевая сила на валу
.
Осевая составляющая радиальной
нагрузки
;
.
Т.к. и , то
;
.
Определяем значения X
и Y:
;
Принимаем .
;
Принимаем .
Тогда эквивалентная динамическая
нагрузка равна
;
.
Т.к., то расчет долговечности ведем по
второму подшипнику.
Долговечность подшипника
,
где - частота вращения вала;
[5, табл. 24.16] - динамическая
грузоподъемность
p -
показатель степени (p=3,33 для
роликовых подшипников).
.
Долговечность подшипника , что больше требуемого срока службы
.
Определение долговечности
подшипников тихоходного вала
В таблице 8.3 представлены параметры подшипника 7211А
ГОСТ 27365-87. Таблица 8.3 - Параметры подшипника
Таблица
Подшипникd, ммD, ммC, НeY
|
|
|
|
|
|
2007913
|
65
|
100
|
34000
|
0,37
|
1,5
|
Эквивалентная динамическая нагрузка
,
где X
- коэффициент радиальной нагрузки;
V
- коэффициент вращения кольца (V=1
при вращении относительно нагрузки внутреннего колеса);
Y
- коэффициент осевой нагрузки;
Fr
- радиальная нагрузка на подшипник;
Fa
- осевая нагрузка на подшипник;
[5, табл.7.4] - коэффициент
безопасности;
- коэффициент влияния температуры (при ).
Суммарные реакции на опорах
;
.
Осевая сила на валу
.
Осевая составляющая радиальной
нагрузки
;
.
Т.к. и , то
;
.
Назначение посадок деталей редуктора
Посадки:
цилиндрического зубчатого колеса на вал Н7/p6;
конического зубчатого колеса на вал Н7/p6;
шкива на быстроходном валу редуктора Н7/j6;
зубчатой муфты на тихоходном валу редуктора H7/k6;
крышек с манжетным уплотнением H7/h8;
крышек без уплотнения H7/d11;
колец на валах F8/k6;
стакана в корпус H7/js6;
шпонки в вал N9/h9;
шпонки в ступицу Js9/h9.
Цапфы валов под подшипники выполняем с
отклонением вала k6,
отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников Н7.
Описание сборки и смазки редуктора.
Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса
редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят
в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:
на быстроходный вал (поз.14) насаживают
подшипники (поз.38), предварительно нагретые в масле до 80-100°С,
затем вал с подшипниками устанавливают в стакан (поз.11);
в промежуточный вал (поз.15) закладывают
шпонку (поз.46) и напрессовывают зубчатое колесо (поз.16), а
затем на вал устанавливают подшипники (поз.38), нагретые предварительно
в масле.
на тихоходный вал (поз.13) устанавливают
зубчатое колесо (поз.17) аналогично рекомендациям, приведенным выше, а
затем устанавливают подшипники (поз.39), нагретые предварительно в
масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса
редуктора (поз.18) и надевают крышку корпуса (поз.19), покрывая
предварительно поверхности стыка крышки и корпуса уплотнительной пастой типа
«Герметик». Для базирования крышки относительно корпуса используют конические
штифты (поз.50). После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку,
ставят крышки подшипников (поз.4,5,6,7). Проверяют проворачиванием валов
отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и
закрепляют крышки винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия (поз.12)
с прокладкой (поз.20) и маслоуказатель (поз.3). Заливают в корпус
масло (2,4 л) и закрывают смотровое отверстие крышкой (поз.2) с
прокладкой из картона; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают
и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими
условиями.
Так как окружные скорости редуктора не превышают
12 м/с, то смазывание зубчатых колес может осуществляться картерным способом,
т.е. окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.
Из конструктивных соображений принимаем
количество масла, заливаемого в редуктор: 2,4 литра. Это количество масла
удовлетворяет условию 0,5 - 0,8 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности.
Контроль уровня масла ведется с помощью маслоуказателя.
Рекомендуемое значение вязкости
масла при и окружной
скорости до 2 м/с составляет . Исходя из этого выбираем для
смазки масло И-40А ГОСТ 20799-75.
Для смазки подшипников применяем
пластическую смазку Циатим-201 ГОСТ 6261-74
Литература
.Расчеты
деталей машин: Справ. пособие / А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов. - 3-е
изд., перераб. и доп. - Мн.: Выш. шк., 1986. - 400с.: ил.
.Иванов,
М.Н. Детали машин: Учеб. Для студентов втузов / Под ред. В.А. Финогенова. - 6-е
изд., перераб. - М.: Высш. шк., 2000. - 383 с.: ил.
.Скойбеда,
А.Т. Детали машин и основы конструирования: учебник / А.Т. Скойбеда, А.В.
Кузьмин, Н.Н. Макейчик; под общ.ред. А.Т. Скойбеды. - 2-е изд., перераб. - Мн.:
Выш. Шк., 2006. - 560 с.: ил.
.Курсовое
проектирование деталей машин: Справ. пособие. Часть 1/А.В. Кузьмин, Н.Н.
Макейчик, В. Ф. Калачев и др. - Мн.: Выш. школа, 1982.-208 с., ил.
.Дунаев
П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для
техн. спец. вузов.- 5-е изд., перераб. и доп.- М.: Высш.шк., 1998. - 447 с.,
ил.
.Курсовое
проектирование деталей машин: Учеб пособие для учащихся машиностроительных
спе¬циальностей техникумов/С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - 2-е
изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1987.- 416 с., ил.
.Дунаев
П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для
машиностроит. спец. техникумов. - 2-е изд., перераб. и доп. - Высш. шк., 1990.
- 399 с.