окм / книги / чернавский

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, d2 = (0,7 0,75)d1 = = (0,7 0,75) 20 = 1415 мм; принимаем болты с резьбой M16:

болтов, соединяющих крышку с корпусом, d3 = (0,5 0.6)d1 = (0,5 0,6) 20 = = 1012 мм; принимаем болты с резьбой М12.

VI. Расчет параметров цепной передачи

Полный расчет цепной передачи проведен в §12.1, Здесь же определим лишь те параметры, которые нужны для дальнейшего расчета привода.

Методику расчета, формулы и значения коэффициентов см. 1.ч. VII; выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Вращающий момент на ведущей звездочке

Передаточное число цепной передачи иц = 4,97.

Число зубьев ведущей звездочки z3 = 31 —2 иц = 31 — 2 4?97 21. Число зубьев ведомой звездочки z4 = z3 иц — 21 4,97 = 104,37. Принимаем z4 = 104.

Тогда

Отклонение что допустимо.

Расчетный коэффициент нагрузки [см. формулу (7.38)] примем таким же, как в примере § 12.1, Кэ = 1,25.

Шаг однорядной цепи

При п2 = 306 об/мин по табл. 7.18 принимаем среднее значение допускаемого давления в шарнирах цепи [р] = 20 МПа. Тогда

Принимаем по табл. 7.15 цепь с шагом t = 31,75 мм; Q = 88,50 кН; q = 3,8

кг/м; Aоп = 262 мм2 (ГОСТ 13568-75).

Скорость цепи

Окружная сила

Проверяем давление в шарнире: по формуле (7.39) р

301

уточняем по табл. 7.18 допускаемое давление р] = 19 [1 + 0,01(21 - 17)] 20 МПа; условие р [р] выдержано.

Межосевое расстояние

Силы, действующие на цепь: окружная Ftц = 3800 Н;

от центробежных сил Fv = qv2 = 3,8 3,412 44 Н;

от провисания цепи [см. с. 154) при kf = 1,5; q = 3,8 кг/м;

Расчетная нагрузка на валы

Диаметры ведущей звездочки: делительной окружности

наружной окружности

где d1 = 19,05 — диаметр ролика (см. табл. 7.15).

Проверяем коэффициент запаса цепи на растяжение, по формуле (7.40):

это больше, чем требуемый коэффициент запаса [s] = 9,4 (см. табл. 7.19); следовательно, условие s [s] выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

Ступица звездочки dст3 = 1,6 48 = 78 мм; lст3 = (1,2 1,5) 48 = 5872 мм;

принимаем lст3 = 70 мм.

Толщина диска звездочки 0,9 3 Ввн = 0,93 19,05 = 18 мм, где Ввн = = 19,05 мм — расстояние между пластинами внутреннего звена (см. табл.

7.15).

VII. Первый этап компоновки редуктора (см. рис. 12.15)

Цель и порядок компоновки изложены в § 12.1.

Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары — окунанием зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников веду-

302

щего вала удален, и это затрудняет попадание масляных брызг. Кроме того, раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла.

Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Устанавливаем возможность размещения одной проекции — разрез по осям валов - на листе формата А1 (594 х 841 мм). Предпочтителен масштаб 1: 1. Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию — ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной линии — оси ведомого вала. Из точки пересечения проводим под углом 1 = 17°34' осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Rе = 166 мм.

Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Ступицу колеса выполняем несимметричной относительно диска, чтобы уменьшить расстояние между опорами ведомого вала.

Подшипники валов расположим в стаканах.

Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные легкой серии (см. табл. П7):

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х = 10 мм; от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника у1 = 15 мм (для размещения мазеудерживающего кольца).

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок (см. табл. 9.21). Для однорядных конических роликоподшипников по формуле (9.11)

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника f1 = 55 +

18 = 73 мм.

Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала c1

(1,4 2,3) f1 = (1,4 2,3) 73 = 102168 мм. Примем c1 = 120 мм.

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х = 10 мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника у2 = 20 мм (для размещения мазеудерживающего кольца).

Для подшипников 7211 размер 22 мм.

303

Определяем замером размер А – oт линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполним симметричным относительно оси ведущего вала и примем размер А = А = 1 1 5 мм. Нанесем габариты подшипников ведомого вала.

Замером определяем расстояния f2 = 71 мм и с2 = 159 мм (следует обратить внимание на то, что А' + А = с2 + f2).

Очерчиваем контур внутренней стенки корпуса, отложив зазор между стенкой и зубьями колеса, равный 1,5x, т. е. 15 мм.

Намечаем положение звездочки (на расстоянии у2 от торца подшипника) и замеряем расстояние от линии реакции, ближнего к ней полтинника l3 = 100 мм.

VIII. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал (см. рис. 12.16).

Силы, действующие в зацеплении: Ft = 2940 Н; Fr1 = Fa2 = 1020 Н и Fa1 =

= Fr2 = 322 Н.

Первый этап компоновки дал f1 = 73 мм и с1 = 120 мм.

Реакции опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Fа, обозначим индексом «2»),

В плоскости хz

Проверка: В плоскости уz

Проверка: Ry2 - Ry1 + Fr = 505 – 1525 + 1020 = 0.

Суммарные реакции

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле (9.9)

304

Из предыдущих расчетов Ft = 2940 Н; Fr = 322 Н и Fa = 1020 Н.

Нагрузка на вал от цепной передачи Fвх = 3978 Н. Составляющие этой нагрузки Fвх = Fву = Fв sin = 3978 sin 45° 2800 Н.

Первый этап компоновки дал f2 = 71 мм, с2 = 159 мм и l3 = 100 мм. Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу

Fa), обозначим четным индексом цифрой 4 и при определении осевого нагружения этот подшипник будем считать «вторым» (см. табл. 9.21).

Дальнейший расчет аналогичен расчету ведущего вала. Реакции в плоскости xz:

Реакции в плоскости yz (для их определения следует знать еще средний диаметр колеса d2 = mz2 = 3,4379 = 271 мм):

Эквивалентные нагрузки:

Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники легкой серии 7211, то долговечность определим для более нагруженного правого подшипника.

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч

здесь п = 306 об/мин — частота вращения ведомого вала.

Полученная долговечность более требуемой. Подшипники 7211 приемле-

мы.

IX. Второй этап компоновки редуктора (рис. 12.18)

В развитие первой компоновки здесь вычерчивают валы с насаженными на них деталями; размеры мазеудерживающих колец, установочных гаек и

306

шайб, крышек и уплотнений определяют по таблицам гл. IX; размеры шпонок

— по таблицам гл. VIII.

Диаметры участков валов под зубчатые колеса, подшипники и пр. назначают в соответствии с результатами предварительного расчета и с учетом технологических требований на обработку и сборку.

Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М39 х 1,5 с предохранительной шайбой. Толщину стенки втулки назначают (0,10,15) dп; принимаем ее равной 0,15 40 = 6 мм.

Сопряжение мазеудержйваюшего кольца со смежными деталями вынесено на рис. 12.18 (места I и IV). Мазеудерживаюшие кольца устанавливают так, чтобы они выходили за торец стакана или стенки внутрь корпуса на 1—2 мм.

Подшипники размешаем в стакане, толщина стенки которого ст = (0,08 0,12) D, где D — наружный диаметр подшипника: примем ст = 0,12 80

10 мм.

Для фиксации наружных колец подшипников от осевых перемещений у стакана сделан упор величиной К = 6 мм (см. место I).

У второго подшипника наружное кольцо фиксируем торцовым выступом крышки подшипника через распорное кольцо.

Для облегчения посадки на вал подшипника, прилегающего к шестерне, диаметр вала уменьшаем на 0,5 — 1 мм на длине, несколько меньшей длины распорной втулки.

Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров, принятых в первом этапе компоновки: х = 10 мм, у2 = 20 мм и др.

Используя расстояния f2 и с2, вычерчиваем подшипники (напомним, что радиальные реакции радиально-упорных подшипников считают приложенными к валу в точках, которые сдвинуты от клейменых торцов подшипников на расстояние a; см. табл. 9.21).

Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в утолщение вала 68 мм (см. рис. 12.18, место II), а с другой — в мазеудерживаю-

307

щее кольцо; участок вала 60 мм делаем короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее кольцо 55 мм упиралось в торец колеса, а не в буртик вала; переход вала от 60 мм к 55 мм смещен на 2 — 3 мм внутрь зубчатого колеса.

Наносим толщину стенки корпуса к = 10 мм и определяем размеры основных элементов корпуса (см. гл. X).

Определяем глубину гнезда под подшипник lг 1,5Т2 = 1,5 23 = 35 мм (Т2 = 23 мм — ширина подшипника 7211, указанная на с. 350).

X. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпоночные соединения проверяем на смятие так же, как в § 12.1. Здесь ограничимся проверкой прочности лишь одного соединения, пере-

дающего вращающий момент от ведомого вала к звездочке.

Диаметр вала в этом месте de2 = 48 мм. Сечение и длина шпонки b x h x l = 14 х 9 х 63, глубина паза t1 = 5,5 мм по ГОСТ 23360-78.

Момент на звездочке Т3 = 400 103 Н мм. Напряжение смятия

XI. Уточненный расчет валов

Так же, как в примере § 12.1, считаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).

Материал валов — сталь 45 нормализованная; в = 570 МПа (см. табл.

3.3).

Пределы выносливости -1 = 0,43 : 570 = 246 МПа и -1 = 0,58 246 =

=142 МПа.

Уведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне (см. рис. 12.16). В этом опасном сечении

действуют максимальные изгибающие моменты Му и Мх и крутящий момент

Тz = Т1.

Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца

подшипника на вал.

Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях

308

Суммарный изгибающий момент

Момент сопротивления сечения

Амплитуда нормальных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

По табл. 8.7

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

По табл. 8.7 коэффициент = 0,1;

Коэффициент запаса прочности

Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [s] = 1,51,7. Учитывая требования жесткости, рекомендуют [s] = 2,53,0. Полученное значение s = 2,55 достаточно.

309

У ведомого вала следовало бы проверить прочность в сечении под колесом dк2 = 60 мм и под подшипником dп2 = 55 мм со стороны звездочки. Через оба эти сечения передается вращающий момент Т2 = 400 103 Н мм, но в сечении под колесом действует изгибающий момент

а под подшипником Ми3 = Fвl3 = 3978 100 = 397,8 103 Н мм. Ми2 больше Ми3

всего на 7%, а момент сопротивления W2 больше W3 пропорционально =

= (60/55)3 = 1,30, т. е. на 30%. Поэтому заключаем, что из этих двух сечений более опасно сечение под подшипником. Для него и проведем расчет.

Изгибающий момент Ми3 = 397,8 103 Н мм. Момент сопротивления сечения

Амплитуда нормальных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

где (см. табл. 8.7)

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

310