2.7. Расчет конструктивных размеров зубчатой пары редуктора

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше: d₁=61.54 мм; d_a1=66.54 мм; b₁=60 мм.

Колесо кованое d₂=218.46 мм; d_a2=224.46 мм; b₂=56 мм.

Диаметр ступицы d_ст=1.6d_к3=1.655=88 мм; длина ступицы l_ст=(1.21.5)d_к3=(1.21.5)55=6682.5 мм, принимаем l_ст=56 мм – по ширине колеса.

Толщина обода _о=(2.54)m_n=(2.54)2=58 мм, принимаем _о=10 мм.

Толщина диска C=0.3b₂=0.356=16.8 мм, принимаем С=16 мм.

2.8. Расчет конструктивных размеров крышки и корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

=0.025a_w+1=0.025140+1=4.5 мм, принимаем =8 мм (по технологии литья);

₁=0.02a_w+1=0.02140+1=3.8 мм, принимаем ₁=8 мм (по технологии литья).

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b=1.5=1.58=12 мм; b₁=1.5₁=1.58=12 мм;

нижнего пояса корпуса

p=2.35=2.358=18.8 мм; принимаем p=20 мм.

Диаметр болтов:

фундаментных d₁=(0.030.036)a_w+12=(0.030.036)140+12=16.217.04 мм;

принимаем фундаментные болты с резьбой М16;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂=(0.70.075)d₁=(0.70.75)16=11.212 мм;

принимаем болты с резьбой М12;

соединяющих крышку с корпусом d₃=(0.50.6)d₁=(0.50.6)16=89.6 принимаем болты с резьбой М10.

2.9. Расчет ременной передачи

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность Р₁=6.3 кВт; частота вращения ведущего шкива n₁=1455 об/мин; передаточное отношение i_pем=1.95; скольжение ремня =0.015.

По номограмме на рис 7.3 [1, c.134] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n₁=1455 об/мин и передаваемой мощности Р₁=6.3 кВт принимаем сечение клинового ремня Б.

Вращающий момент на ведущем шкиве Нмм;

Диаметр меньшего шкива [1, c.130]

мм.

Принимаем d₁=140 мм [1, c.131].

Диаметр большего шкива

d₂=i_pемd₁(1)=1.95140(1–0.015)269 мм.

Принимаем d₂=280 мм.

Уточняем передаточное отношение

.

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету,

%, что равно допускаемым для механизмов общего назначения 4 %.

Окончательно принимаем диаметры шкивов d₁=140 мм и d₂=280 мм.

Межосевое расстояние а_р следует принять в интервале [1, c.130]

a_min=0.55(d₁+d₂)+T₀=0.55(140+280)+10.5242 мм;

a_max=d₁+d₂=140+280=420 мм,

где Т₀=10.5 мм (высота сечения ремня [1, c.131].

Принимаем предварительно близкое значение а_р=300 мм.

Расчетная длина ремня

мм.

Ближайшее значение по стандарту [1, c.131] L=1400 мм.

Уточненное значение межцентрового расстояния a_p с учетом стандартной длины ремня L

где w=0.5(d₁+d₂)=0.53.14(140+280)660 мм;

y=(d₂d₁)²=(280140)²=19600;

мм.

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0.01L=0.011400=14 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0.025L=0.0251400=35 мм для увеличения натяжения ремней.

Угол обхвата меньшего шкива

.

Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи по табл. 7.10 [1, c.136];

для привода при спокойной работе С_р=1.0.

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9 [1, c.135]:

для ремня сечения Б при длине L=1400 мм коэффициент С_L=0.91.

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата [1, c.135];

при ₁=158 коэффициент С_0.94.

Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче: предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3, примем С_z=0.95.

Число ремней в передаче

где Р₀  мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт [1, c.133]; для ремня сечения Б при работе на шкиве d₁=140 мм и i=1.95 мощность Р₀≈3.15 кВт;

Принимаем z=3.

Натяжение ветви клинового ремня

где скорость м/с;   коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил; для ремня сечения Б коэффициент [1, c.136].

Тогда Н.

Давление на валы Н.

Ширина шкивов В_Ш [1, с.138]

=63 мм.

2.10. Первая эскизная разработка чертежа узла редуктора

2.10.1 Компоновку проводим в 2 этапа

Первую эскизную разработку выполняем для приближенного определения положения зубчатых колес и шкива относительно опор, для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора, желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями. Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные линии- оси валов на расстояние =140 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерни и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с валом, длина ступицы колеса равна и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

-принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса =10 мм; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

-принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=10 мм.

-принимаем расстояние между наружным диаметром подшипника

ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А=10 мм; если диаметр окружности вершин зубьев шестерен окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от этого диаметра.

2.10.2 Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников =50 мм и =50 мм

По таблице К27/6/ принимаем подшипники.

Условное обозначение подшипников	d, мм	D, мм	В, мм	Динамическая грузоподъемность , Кн	Статическая грузоподъемность , Кн
208	40	80	18	32,0	17,8
210	50	90	20	35,1	19,8

2.11 Подбор муфты и ее проверочный расчет

2.11.1 Между ведомым валом редуктора и валом рабочей машины присутствует соединительная муфта.

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую(МУВП)которое получило широкое распространение благодаря относительно простоте конструкции и удобству замены упругих элементов.

Стандартные размеры муфты подбираем по величине вращающего момента =264 Н м(таблица К21/6/;К22/6/)

Для диаметра выходного конца тихоходного вала =40 мм, подбираем муфту МУВП250-40-1, 2-УЗ; ГОСТ21425-93.

-передаваемый вращающий момент 250 Н м заданного

-угловая скорость 400

-диапазон отверстия под вал 40 мм

-длина цилиндра полумуфты =82 мм

-диаметр пальца =14 мм

-длина втулки =28 мм

-наружный диаметр муфты D=140 мм

-диаметр расположения пальцев

=D-(1,5…1,6)

=140-1,5 28=98 мм

-смещение осей валов r=0,3 мм; =

-материал муфты- чугун СЧ21-40; материал пальцев сталь 45

2.11.2 Упругие элементы муфты проверяем по напряжением смятия(предполагаем что нагрузка равномерно распределена между пальцами)

= [ ] (23/5/)

=K

где K- коэффициент режима работы муфты

К=1,25…1,5(таблица 10.26/4/)

[ ]=2…4(Н/ )

=1,5 =396 H м

= =3,4 Н/ - условие прочности выполняется

2.11.3 Пальцы муфты рассчитываем на изгиб

= [ ]

где с- зазор между полумуфтами 3…5 мм

[ ]=120 Н/

= =93 Н/ - условие прочности выполняется

2.12. Подбор подшипников для вала редуктора

Из предыдущих расчетов имеем

F_t=2500 H; F_r=934 H; F_a=570 H; d₂=218.46 мм; из компоновки l₃=58 мм.

Определение реакций в опорах подшипников.

а) горизонтальная плоскость

– относительно опоры 4;

Н;

Н – относительно опоры 3;

Н.

Проверка: R_X3 +R_X4 +F_r=–1004+70+934=0.

б) вертикальная плоскость

Н.

Строим эпюры по характерным точкам.

Горизонтальная плоскость. M_С=R_X4l₃=700.0584.1 Нм;

M_С’=R_X4l₃+ =700.058 58.2 Нм.

Вертикальная плоскость. M=–R_Y3l₃=–12500.058=–72.5 Нм.

Определяем суммарные радиальные реакции

Н;

Н.

Подбираем по более нагруженной опоре 3 радиальные шариковые подшипники легкой серии 210 ГОСТ 833875 [1, c.395]: d=50 мм; D=90 мм; В=20 мм; С=35.1 кН и С₀=19.8 кН.

Эквивалентная нагрузка равна

P_Э= P_r=1603 Н.

Расчетная долговечность млн. об.

Расчетная долговечность ч,

где n₃=210 об/мин – частота вращения ведомого вала.

Расчетная долговечность подшипников вала больше установленной по ГОСТ 16162-85 [1, c.307], равной 10000 часов и больше принятой по заданию, равной 10000 часов.

Увеличенная долговечность подшипников объясняется тем, что выходной вал редуктор вращается с невысокой скоростью. Долговечность подшипников напрямую зависит от быстроходности вала. Заменять подшипники на меньший типоразмер нецелесообразно в связи с незначительным выигрышем в цене и габаритах. К тому же при эксплуатации привода на ведомом валу редуктора могут появиться консольные нагрузки вследствие плохой центровки приводимого механизма. Консольные нагрузки могут давать значительные неучтенные усилия на подшипники ведомого вала, что приводит к резкому снижению их ресурса.

2.13. Подбор шпоночных соединений и проверочный расчет

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Н апряжение смятия определим по формуле

.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [_см]=100120 МПа.

Ведомый вал.

Проверяем шпонку под полумуфтой: d=45 мм; bh=14 9 мм; t₁=5.5 мм; длина шпонки l=56 мм; момент на валу T₃=26410³ Нмм;

МПа [_см].

Проверяем шпонку под колесом d=55 мм; bh=16 10 мм; t₁=6 мм; длина шпонки l=56 мм; момент на валу T₃=26410³ Нмм;

МПа [_см].

Условие _см [_см]=100…120 МПа [1, 170] выполнено для всех шпоночных соединений.

2.14 Вторая эскизная разработка чертежа узла редуктора

Второй этап компоновки нужен для конструктивного оформления зубчатых колес валов, корпуса, подшипниковых узлов.

Вычерчиваем шестерни и колесо по конструктивным размерам рассчитываемым ранее. Шестерни выполняем за одно целое с валом.

Конструирует узел ведущего вала:

- наносим осевые линии удаленные от середины редуктора на расстояние = =58 мм; используя эти осевые линии вычерчиваем в разрезе подшипники качения;

- между торцами подшипников и внутренней поверхность стенки корпуса оставляем свободное пространство, чтобы установить мазеудерживающие кольца;

- вычерчиваем крышки подшипников(таблица К18/6/);

- переход вала диаметром 45 мм выполняем на расстояние 15 мм от торца крышки;

- длина присоединительного конца вала определяется длиной ступицей шкива; длина вала длиннее ступицы на 2 мм.

Аналогично конструируем узел ведомого вала:

- отложив от середины редуктора расстояние 60 мм, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники, оставляя между тормозом подшипника и внутренней стенки корпуса свободное пространство;

- подшипниковые гнезда, врезные крышки подшипников, распорные втулки конструируем аналогично ведущему валу;

- переход вала диаметром 40 мм к присоединительному концу вала диаметром 35 мм выполняем на расстояние 15 мм от торца крышки подшипника;

-длина присоединительного вала  60 мм.

=В

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78

Вычерчиваем шпонки принимаем их длину на 5-10 мм меньше длины ступиц.

Уточняем расстояние между опорами: отклонение от ранее принятых величин не значительны.

2.15 Выбор смазки. Смазка зацепления и подшипников

Для редуктора общего назначения применяет непрерывное смазывание зубчатого зацепления жидким маслом, картонным непроточным способом(окунание). Масло заливается внутрь корпуса до полного погружения обода колеса. Сорт масла выбирается в зависимости от расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колес.

При контактных напряжений =400 Н/ и окружной скорости =2,84 м/с принимаем масло(таблица 10.29/6/) И-Г-А-46

Количество масла определяем из расчета 0,4…0,8 л масла на 1кВт передаваемой мощности.

V=0,5 =0,5 6=3 л

В цилиндрических редукторах уровень определяем из условия

0,25 =0,25_218,4654,6

где - модуль зацепления

- делительный диаметр колеса

1 ,5_<15<54.6

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ–1 [1, c.203], периодически пополняем его закладкой во время текущих и плановых ремонтов.

2.16 Выбор посадок. Расчет зазоров, построение полей допусков

При передачи вращающего момента шпоночным соединением рекомендуется на посадочных поверхностей вала и отверстий колеса создавать натяг.

Посадки назначаем соответствие с указанием ГОСТ 25347-82(таблица 8.11/4/).

Посадка зубчатого колеса на вал H7/r6

Посадка шкива ременной передачи на вала редуктора H7/n6.

Посадка полумуфты МУВП на тихоходный вал редуктора H7/n6.

Посадка внутренних колец подшипников на валы

Посадка наружных колец подшипников в корпус

Посадка крышек подшипников в корпус редуктора H7/h6.

Посадка распорных втулок

Строим схему полей допусков для посадок с натягом

55 H7/n6 (посадка колеса на вал)

Значение допусков и предельных отклонений для основного отверстия TD=30 мкм, EI=0 мкм, ES=30 мкм

Значение допуска и предельных отклонений для вала Td=41 мкм, ei=60 мкм, es=19 мкм.

Вычисляем предельные значения:

- для отверстия =D+ES=55+0,030=55,030 мм

=D+EI=55+0=55 мм

- для вала

=d+es=55+0,060=55,060

=d+ei=55+0,041=55,041

Строим поля допусков

+60

+41

+30

Вычисляем натяги

=es-EI=60-0=60

=ei-ES=41-30=11

Вычисляем допуск с натягом

TN= - =60-11=49

TN=TD-Td=30-41=11

2.17 Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают масло стойкой краской.

Сборку производят соответствие со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов вала;

- на ведущий вал насаживают шарикоподшипники предварительно нагретый в масле 80- С; мазеудерживающие кольца и крышки подшипников;

- ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле, и крышки подшипников;

- собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора; надевают крышку корпуса предварительно покрывая стыки крышки и корпуса спиртовым лаком;

Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивает болты крепящих крышку к корпусу.

Проворачивание валов проверяют отсутствие заклинивание подшипников(валы должны проворачиваться от руки). Затем закрепляют крышку болтами, ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и масло указатель. Заливают в корпус масла, закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляет крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе установленный техническими условиями.