Условное обозначение подшипника
|
d, мм
|
D, мм
|
В, мм
|
Т, мм
|
С, кН
|
е
|
7507
|
35
|
72
|
23
|
2,0
|
32,6
|
0,45
|
7208
|
40
|
80
|
18
|
20
|
46,5
|
0,37
|
7. Подбор подшипников для валов редуктора
7.1 Ведущий вал
Определяем радиальную консольную нагрузку Fм от муфты, действующую на
входном конце вала согласно ГОСТ 16162-78, по зависимости для
втулочно-пальцевой муфты:
Fм=233√ T12 = 233√
322 =232 Н,
Где T1=32Нм - момент на ведущем валу редуктора.
Направление силы Fм неизвестно, оно может быть любым по отношению к
силам, действующим в зацеплении червячного колеса. Поэтому направление реакции
опор от силы Fм не совпадает с направлением реакций опор от сил в зацеплении
колеса и их определяем отдельно.
Расстояние от точки приложения силы Fм до точки приложения
реакции ближайшей опоры приближенно находим по зависимости:
lм=0,7dв1+50…60 мм,
где dв1=32 мм - диаметр выходного конца ведущего вала,
полученный при проектном расчете вала. Тогда
lм=0,7dв1+50…60= 0,7 ∙32+50…60=72,4…82,4 мм,
принимаем lм=80 мм.
Вычерчиваем конструктивную и расчетную схему нагружения вала.
Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости xz от силы Ft1. Ввиду симметричного
расположения силы Ft1 относительно опор
R1x=R2x=Ft1/2=2116/2=1058 Н
Строим эпюру изгибающих моментов Мy в горизонтальной
плоскости:
MyA=R2x l1/2=
1058∙0,245/2=130Нмy1=My2=0
Проверяем правильность определения реакции подшипников:
∑Fky=0; - Fr1+R2y+R1y= -770+516+254=0
Реакции определены правильно.
Строим эпюру изгибающих моментов Mx в вертикальной
плоскости:
Mx2=Mx1=0;
MxAлев= R1yl1/2= 254∙ 0,245/2=
30Нм
MxAправ= R2yl1/2= 516∙ 0,245/2=
63Нм
Проверяем правильность определения реакций:
∑Fkx=0; Fм+R2м-R1м= 232+76-308=0
Строим эпюру изгибающих моментов МFм от силы Fм:
М1=Fм lм = 232∙0,08= 19Нм
МА=Fм (lм+l1/2) - R1мl1/2= 232∙(0,08+0,1225) - 308∙0,1225=
9Нм
М²=0
Строим эпюру крутящего момента Мz. Передача вращающего
момента происходит вдоль оси вала от середины червяка до точки приложения
консольной нагрузки от муфты. Крутящий момент равен вращающему моменту
Mz1=T1= 32Нм
Определяем суммарные радиальные опорные реакции. Так как
направление действия силы Fм может быть любым, то при определении суммарных
опорных реакций принимаем худший случай, когда реакции от действия силы Fм совпадают по направлению
с суммарными реакциями опор от действия силы в зацеплении червячной передачи:
Rr1=√R1x2+R1y2+R1м = √ 10582+2542+308=
1396 Н
Rr2=√R2x2+R2y2+R2м = √ 10582 +
5162 + 76 =1253 Н
Принимаем для вала червяка шариковые радиально - упорные
однорядные подшипники легкой серии и выписываем статическую грузоподъемность С0,
динамическую грузоподъемность Cr и размеры подшипников по таблицам ГОСТа (табл.
П6 [1]):
Сr= 25,5 кН
С0=13,7 кН
d× D ×B=35×72×23 мм
Определим отношение Ra/Co и принимаем коэффициент осевогонагружения е по
табл. 9.3 [2].
Ra/Co =1143/ 25500=0,044
е=0,37
Определяем осевые составляющие реакций шариковых радиально -
упорных подшипников:
RS1= eRr1= 0,37 ∙ 1396=517 Н
RS2= eRr2= 0,37 ∙ 1253= 464 Н
Определяем результирующие осевые нагрузки подшипников по
схеме осевых сил. Так как RS1>RS2 и Fa1>RS1 - RS2, то
Ra1=RS1=517 Н;
Ra2=RS1+Fa1=517+1143=1660 Н
Принимаем расчетные коэффициенты V, Кб и Кт
по [3], c. 425:
V=1 - коэффициент вращения внутреннего кольца подшипников;
Кб= 1,3 - коэффициент безопасности;
Кт=1 - коэффициент, учитывающий влияние
температуры подшипника. При t<1000CКт=1.
Определяем эквивалентные нагрузки для подшипников.
Ra1 517
Для подшипника 1 отношение - = - = 0,37 = e,
VRr1 1∙ 1396
поэтому X=1, Y=0 и эквивалентная нагрузка для подшипника 1 равна:
RE1=VRr1КбКт=1∙ 1396∙
1,3∙1= 1815Н
Ra2 1660
Для подшипника 2 отношение - = -= 1,32>e, поэтому X=0,39; Y=0,76
VRr2 1 ∙1253
Эквивалентнаянагрузка на подшипник 2 равна:
RE2=(XVRr2+YRa2) КбКт=
(0,39∙ 1 ∙1253+0,76∙ 1660) ∙ 1,3∙ 1= 2275 Н
7.2 Вал ведомый
Определяем радиальную консольную нагрузку от цепной передачи Fк, действующую на выходном
конце вала согласно ГОСТ 16162-78, по зависимости:
Fк= 250 √T2 = 250 √229 = 3783
Н
Направление силы Fк противоположно радиальной силе в зацеплении Fr2.
Расстояние от точки приложения силы Fк до точки приложения
реакции ближайшей опоры приближенно находим по зависимости:
lк = 0,7 dв2 + 50…60 мм,
где dв2= 38 мм - диаметр выходного конца ведомого вала,
полученный при проектном расчете вала. Тогда
lк= 0,7 dв2 + 50…60= 0,7∙ 38+50…60= 76,6…86,6 мм.
Принимаем lк = 80 мм.
Вычерчиваем конструктивную и расчетную схемы нагружения вала.
Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости xz от силы Ft2:
Ввиду симметричного расположения Ft2 относительно опор
R3z=R4z= Ft2/2 = 2116/2 = 1058 Н
Строим эпюру изгибающих моментов Мy в горизонтальной
плоскости:
МyB= - R3z l2/2= -1058∙
0,035= - 37Нм
Мy3=My4=0.
Определяем реакции опор в вертикальной плоскости xy от сил Fr2, Fa2 и Fк:
ΣM³= - Fк lк - Fr2l2/2-Fa2d2/2+R4yl2=0;
Fr2l2/2+Fa2d2/2+ Fк lк 440∙35+520∙200/2+2750∙80
ΣM4= Fr2l2/2-Fa2d2/2+R3yl2 - Fк(lк +2l1)=0;
- Fr2l2/2+Fa2d2/2+ Fк(lк +2l1) -440∙43+520∙200/2+
2750 (80 +86)
Проверяем правильность определения реакции подшипников:
∑Fky=0;+ Fr2+R3y-R4y - Fк= 440+5693-3383-2750=0
Реакции определены правильно.
Строим эпюру изгибающих моментов Mzв вертикальной плоскости:
Mz4=Mzc=0;
MzBлев= - R4yl2/2= -3383∙ 0,086/2=
- 145,5Нм
MzBправ= - R4yl2/2 +Fa2d2/2= - 3383∙
0,086/2+520∙0,812/2= -65,65Нм
Mz3= - Fк lк = - 2750∙ 0,08= - 220Нм
Строим эпюру крутящего момента Мx.Передача вращающего
момента происходит вдоль оси вала от середины ступицы червячного колеса до
точки приложения консольной нагрузки. Крутящий момент равен вращающему моменту
Мx = T2 = 121Нм.
Rr3=√R3z2+R3y2 = √ 6052+56932=
5725 Н
Rr4=√R4z2+R4y2 = √6052+33832=
3437 Н
Выбираем тип подшипника: роликовый конический легкой серии с
условным обозначением 7313. Из таблиц ГОСТа по приложению П7 [1] выписываем:
Сr= 46,5 кН
С0=32,5кН
d× D ×T=40×80×20 мм
e=0,37
Y=1,5
Определяем осевые составляющие сил:
RS3=0,83eRr3=0,83∙ 0,37∙
5725=1758 Н
RS4=0,83eRr4=0,83∙ 0,37∙
3437=1055Н
Определяем результирующие осевые нагрузки подшипников по
схеме осевых сил по табл. 9.6. [1]:
Так как RS3>RS4 и Fa2>0, то
Ra3= RS3=1758Н
Ra4=RS3+Fa = 1758+520=2278 Н
Принимаем расчетные коэффициенты V, Кб и Кт
по [4], c. 425:
V=1 при вращении внутреннего кольца подшипников;
Кб= 1,3 при умеренных толчках;
Кт=1 при температуре подшипников менее 1000С.
Принимаем коэффициенты радиальной и осевой нагрузок по
таблице ГОСТа подшипников.
Коэффициенты X=1 и Y = 0, а эквивалентная нагрузка для подшипника 3 равна:
RE3=Rr3 ∙ V ∙ Кб∙
Кт= 5725∙ 1∙ 1,3∙ 1 = 7443 Н
Коэффициенты X=0,4 и Y=1,62, а эквивалентная нагрузка для подшипника 4 равна:
RE4=(XVRr4+YRa4) КбКт
= (0,4∙1∙3437+ 1,62∙2278) ∙1,3∙ 1 = 6585 Н
8. Второй этап компоновки
редуктора
Второй этап компоновки имеет целью
конструктивно оформить основные детали: червячный вал, вал червячного колеса,
червячное колесо, корпус, подшипниковые узлы и т.п.
Смазывание зацепления принимаем путем погружения
зубьев червяка в масло на высоту зуба и разбрызгиванием его.
Уплотнение валов обеспечивается резиновыми
манжетами. В крышке люка размещаем отдушину. В нижней части корпуса вычерчиваем
пробку для спуска масла и устанавливаем маслоуказатель.
Конструируем стенку корпуса и крышки.
Вычерчиваем фланцы и нижний пояс. Конструируем крюки для подъема.
Устанавливаем крышки подшипников глухие и
сквозные для манжетных уплотнений. Под крышки устанавливаем металлические
прокладки для регулировки.
Конструкцию червячного колеса выполняем,
насаживая бронзовый венец на чугунный центр с натягом. Посадка Н7/р6 по ГОСТ
25347-82.
Вычерчиваем призматические шпонки: на выходном конце вала
червяка, на выходном конце вала червячного колеса и под червячным колесом.
9. Подбор муфты
Для соединения выходного вала редуктора с
валом электродвигателя выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую типа МУВП.
Муфта состоит из двух дисковых полумуфт, в одной из которых в конических
отверстиях закреплены соединительные пальцы с надетыми гофрированными
резиновыми втулками. Материал полумуфт - чугун СЧ 20, пальцев - сталь 45,
втулок - специальная резина. Вследствие небольшой толщины резиновых втулок
муфта обладает малой податливостью, компенсируя незначительные смещения валов.
Радиальное и угловое смещения валов
снижают долговечность резиновых втулок, нагружая валы дополнительной изгибающей
силой.
Муфту подбираем по ГОСТ 21424-75 [1], по
расчетному вращающему моменту:
Тр= КТнорм£ [Т],
К - кэффициент перегрузки, зависящий от
типа машины и режима ее работы по табл. 11.4 [1];
[T]
- допустимый передаваемый момент муфты.
Тр=кТН0м=1,5×32=48 Нм<[Т]=250Нм
Выбираем муфту МУВП 31,5.1.2.ГОСТ
21424-75, для которой:
допускаемый передаваемый момент [Т]=250Нм;
диаметры полумуфт d =32 мм (расточки);
наружный диаметр муфты D=140mm;
длина полумуфты 1=121 мм;
исполнение 2 - на короткие концы валов.
10. Подбор шпонок и проверочный расчёт шпоночных
соединений
Применяем шпонки призматические со скругленными торцами.
Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (табл. 8-9 [1]).
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Напряжения
смятия и условия прочности:
.
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступицеМПа, при чугунной МПа.
Шпонка 1
32 мм
8 х 7 мм
4 мм
длина шпонки 35 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 50
мм); момент на ведущем валу 32Н·м.
Напряжения смятия и условия прочности:
МПа
Шпонка 2
50 мм
14 х 9 мм
5,5 мм
длина шпонки 40 мм (при длине ступицы червячного колеса
53 мм); момент на ведомом валу 229Нм. Напряжение смятия и условии прочности:
МПа
Шпонка 3
38 мм
8 х 7 мм
4 мм
длина шпонки 45 мм (при длине ступицы червячного колеса
53 мм); момент на ведомом валу 229Нм. Напряжение смятия и условии прочности:
МПа
11. Проверочный расчёт на сопротивление усталости
валаредуктора
Материал вала принимаем по табл. 3.16 [3] сталь 45. Диаметр
заготовки неограничен; твердость не менее 200НВ. Пределы выносливости σ-1=250МПа, τ-1=150 МПа.
Проверяем ведомый вал редуктор в сечении под червячным
колесом.
По построенным эпюрам (рис. 3) определяем суммарный
изгибающий момент:
Нм.
Крутящий момент в сечении вала равен Т2=229Нм.
Осевой момент сопротивления сечения с учетом шпоночного паза
(нетто):
Wос = 0,1 dк23 -
Для вала диаметром dк2=40 мм по табл. 8,9 ширина шпоночного паза
b=14 мм, глубина паза t1=5,5 мм.
Wос = 0,1 dк23 - =0,1403- =6482 мм³
Полярный момент сопротивления сечения с учетом шпоночного
паза(нетто):
0,2 403- =12964 мм³.
Амплитуда нормальных напряжений изгиба, изменяющихся по
симметричному циклу:
МПа;
Амплитуда касательных напряжений, изменяющихся по нулевому циклу:
МПа.
Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки и
установка колеса навалу с натягом. При наличии на валу двух концентратов
напряжений находим коэффициенты снижения пределов выносливости для каждого
концентрата в отдельности и за расчетные принимаем те коэффициенты, которые
имеют большее значение:
;
,
Для шпоночного паза находим значения эффективных коэффициентов
концентрации напряжений по табл. 11.2.
Для стали при σв = 560 МПа по табл. 11.2 находим линейной интерполяцией
Кσ=
1,69, К τ =
1,49
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения по
(табл. 11.3 [2]) =0,83 при dк2=45 мм
Коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 11.5 [2] =1,065
,
.
От установки колеса на вал с натягом коэффициенты снижения
пределов выносливости в местах напрессовки колеса на вал находим по отношениям
(табл. 11.2 [2]):
; ,
тогда
,
В расчетах принимаем
и
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности
.
Прочность вала обеспечивается.
12. Тепловой расчет червячного редуктора
Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей
поверхности А=0,73 м²(здесь учитывалась также
площадь днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию
воздуха около днища) по табл. 11.6 [2].
Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной
работе имеет вид:
Pч (1-η)
Δt = tм --------- tв = --------- ≤[Δt]
Кт А
где Pч - требуемая для работы мощность на червяке;
Кт - коэффициент теплопередачи, при достаточно
хорошей циркуляции воздуха коэффициент теплопередачи равен Кт=17
Вт/м²с;
η = 0,912 - КПД червячного редуктора;
tм - температура масла внутри корпуса;
tв - температура воздуха снаружи корпуса.
Допускаемый перепад температур при нижнем расположении
червяка [Δt] = 600.
Условие теплового баланса соблюдается.
13. Выбор посадок
основных деталей редуктора
Посадки назначаем в соответствии с указаниями,
данными в табл. 10.13 [1].
Посадка червячного колеса на вал по ГОСТ 25347-82.
Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора
Посадка полумуфт
Мазеудерживающие кольца .
Распорные втулки
Распорные кольца, сальники
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6.
Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
14. Смазка зацепления и
подшипников редуктора
Смазывание червячного зацепления
производится окунанием червяка в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня,
обеспечивающего погружение червяка на высоту витка, но не выше центра нижнего
тела качения подшипника. Это смазывание применяют при окружных скоростях в
зацеплении до 10 м/с, так как при большей скорости масло сбрасывается
центробежной силой.
Объем масляной ванны определим из расчета
0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V= 0,8 Рч = 0,8
×5,0 =4 л
Устанавливаем вязкость масла. При
контактных напряжениях 150МПа и скорости скольжения 4.7 м/с рекомендуемая
вязкость масла должна быть примерно равна 90×106 м²/с.
Принимаем масло И-Т-Д 100 (ГОСТ 20799-75).
Смазывание подшипников принимаем
разбрызгиванием жидкого масла.
Для предотвращения чрезмерного заполнения подшипников маслом
устанавливаем маслозащитные кольца.
Литература
1. Аркуша
АИ. Фролов М.И. техническая механика. М., высшая школа, 1983
2. Детали
машин и основы конструирования Часть 1 Методическое пособие по выполнению
курсового проекта для студентов специальностей агроинженерии. Минск: БГАТУ
2007.
3. Детали
машин. Проектирование: учебное пособие Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. - 2-е
издание, испр. И доп. - Мн.: УП «Технопринт», 2002
4. Куклин
Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин: Учебник для машиностроит. Спец. Техникумов. -
3-е изд., перераб. И доп. - М.: высшая школа, 1984
5. Чернавский
С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин.-М.; «Машиностроение», 1987
Шейнблинт
А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высшая школа, 1991. 432 с.