Конструктивная компоновка привода
Конструирование зубчатых колес
Конструктивные размеры колеса
Диаметр ступицы:
dст = 1,55d3 = 1,55·70 =108 мм.
Длина ступицы:
lст = b = 80 мм,
Толщина обода:
S = 2,2m+0,05b2 = 2,2×2+0,05·80 =8,4 мм
принимаем S = 8 мм
Толщина диска:
С = 0,25b = 0,25·80 = 20 мм
Конструирование валов
Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.
Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.
Шестерня выполняется заодно с валом.
Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5∙2,0 = 1,0 мм,
принимаем n = 1,0 мм.
Выбор соединений
В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.
Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для косозубого колеса Н7/r6.
Конструирование подшипниковых узлов
В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются стальные уплотнительные шайбы толщиной 0,3…0,5 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в уплотнительную шайбу, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.
10.5 Конструирование корпуса редуктора /2/
Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
d = 0,025ат + 3 = 0,025·160 + 1 = 5,0 мм принимаем d = 8 мм
Толщина фланцев
b = 1,5d = 1,5·8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
р = 2,35d = 2,35·8 = 20 мм
Диаметр болтов:
- фундаментных
d1 = 0,036aт + 12 = 0,036·160 + 12 = 18 мм
принимаем болты М20;
- крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2 = 0,75d1 = 0,75·20 = 15 мм
принимаем болты М16;
- соединяющих крышку с корпусом
d3 = 0,6d1 = 0,6·20 = 12 мм
принимаем болты М12.
Конструирование элементов открытых передач
Ведущий шкив.
Диаметр шкива d1 =100 мм
Диаметр шкива конструктивный de1 = d1 – 2t =100 – 2∙1,0 = 98,0 мм
Ширина шкива B = (z – 1)p + 2f = (16– 1)2,4+ 2∙3,5= 43,0 мм
Толщина обода δ = 1,6е = 1,6∙2,35 = 3,76 мм
принимаем δ= 4 мм
Толщина диска С = (1,2…1,3)δ = (1,2…1,3)4 = 4,8…5,2 мм
принимаем С = 5 мм.
Диаметр ступицы внутренний d = dдв = 32 мм
Диаметр ступицы наружный dст = 1,6d = 1,6∙32 = 51,2 мм
принимаем dст = 52 мм
Длина ступицы lст = lдв = 80 мм.
Ведомый шкив.
Диаметр шкива d1 = 355 мм
Диаметр шкива конструктивный de1 = d1 – 2t = 355 – 2∙1,0 = 353 мм
Диаметр ступицы внутренний d = d1 = 40 мм
Диаметр ступицы наружный dст = 1,6d = 1,6∙40 = 64 мм
принимаем dст = 64 мм
Длина ступицы lст = l1 = 50 мм.
Выбор муфты
Для передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на вал рабочей машины выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21425-93 с допускаемым передаваемым моментом [T] =1000 Н·м.
Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой
Тр = kТ1 = 1,5·511,7 = 768 Н·м < [T]
Условие выполняется
10.8 Смазывание.
Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатой шестерни в масляную ванну. Объем масляной ванны
V = (0,5¸0,8)N = (0,5¸ 0,8)2,94 » 2,0 л
Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 0,7 м/с и контактном напряжении σв=412 МПа ® n =28·10-6 м2/с
По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68
Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1.
Проверочные расчеты
11.1 Проверочный расчет шпонок
Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
где h – высота шпонки;
t1 – глубина паза;
l – длина шпонки
b – ширина шпонки.
Быстроходный вал.
Шпонка на выходном конце вала: 12×8×50.
Материал полумуфты – чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 50 МПа.
σсм = 2·105,8·103/40(8-5,0)(50-12) = 46,4 МПа
Тихоходный вал.
Шпонка под колесом 20×12×70. Материал ступицы – сталь, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 100 МПа.
σсм = 2·511,7·103/70(12-7,5)(70-20) = 65,0 МПа
Шпонка на выходном конце вала: 16×10×63. Материал ступицы – сталь, допускаемое напряжение смятия [σ]см = 100 МПа.
σсм = 2·511,7·103/55(10-6,0)(63-16) = 79,2 МПа
Во всех случаях условие σсм < [σ]см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.
11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов
Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.
Сила приходящаяся на один винт
Fв = 0,5DY = 0,5∙1510= 755 H
Принимаем коэффициент затяжки Кз = 1,5 – постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 – для соединения чугунных деталей без прокладки.
Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности σв = 500 МПа, предел текучести σт = 300 МПа; допускаемое напряжение:
[σ] = 0,25σт = 0,25∙300 = 75 МПа.
Расчетная сила затяжки винтов
Fp = [Kз(1 – х) + х]Fв = [1,5(1 – 0,3) + 0,3]755 =1019 H
Определяем площадь опасного сечения винта
А = πdp2/4 = π(d2 – 0,94p)2/4 = π(12 – 0,94∙1,75)2/4 = 84 мм2
Эквивалентное напряжение
σэкв = 1,3Fp/A = 1,3∙1019/84 =16 МПа < [σ] = 75 МПа
11.3 Уточненный расчет валов
Быстроходный вал
Рассмотрим сечение, проходящее под опорой A. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Материал вала сталь 45, улучшенная: sВ = 780 МПа [2c34]
Пределы выносливости:
- при изгибе s-1 » 0,43×sВ = 0,43×780 = 335 МПа;
- при кручении t-1 » 0,58×s-1 = 0,58×335 = 195 МПа.
Суммарный изгибающий момент
Ми = Мх = 107,1 Н·м
Осевой момент сопротивления
W = πd3/32 = π453/32 = 8,95·103 мм3
Полярный момент сопротивления
Wp = 2W = 2·8,95·103 = 17,9·103 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
σv = Mи/W =107,1·103/8,95·103 =12,0 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
tv = tm = T1/2Wp =105,8·103/2·17,9·103 = 5,9 МПа
Коэффициенты:
kσ/eσ = 3,8; kt/et = 0,6 kσ/eσ + 0,4 = 0,6·3,8 + 0,4 = 2,7
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
sσ = σ-1/(kσσv/eσ) = 335/3,8·12,0 = 7,3
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
st = t-1/(kttv/et + yt tm) = 195/(2,70·5,9 + 0,1·5,9) = 11,8
Общий коэффициент запаса прочности
s = sσst/(sσ2 + st2)0,5 = 7,3·11,8/(7,32 + 11,82)0,5 = 6,2 > [s] = 2,5
Тихоходный вал
Рассмотрим сечение, проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Суммарный изгибающий момент
Ми = 373,3 Н·м.
Осевой момент сопротивления
W = πd3/32 = π603/32 = 21,2·103 мм3
Полярный момент сопротивления
Wp = 2W = 2·21,2·103 =42,4 мм
Амплитуда нормальных напряжений
σv = Mи/W = 373,3·103/21,2·103 = 17,6 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
tv = tm = T2/2Wp =511,7·103/2·42,4·103 = 6,0 МПа
Коэффициенты:
kσ/eσ = 4,4; kt/et = 0,6 kσ/eσ + 0,4 = 0,6·4,4 + 0,4 = 3,0
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
sσ = σ-1/(kσσv/eσ) = 335/4,4·17,6 = 4,3
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
st = t-1/(kttv/et + yt tm) = 195/(3,00·6,0 + 0,1·6,0) =10,5
Общий коэффициент запаса прочности
s = sσst/(sσ2 + st2)0,5 =10,5·4,3/(4,32 +10,52)0,5 = 4,0 > [s] = 2,5