
- •Проектирование привода с одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором и цепной передачей
- •Оглавление
- •I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
- •II. Расчет зубчатых колес редуктора
- •III. Предварительный расчет валов редуктора
- •IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса
- •V. Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •VI. Расчет цепной передачи
- •VII. Первый этап компоновки редуктора
- •VIII. Проверка долговечности подшипника
- •IX. Второй этап компоновки редуктора
- •X. Проверка прочности шпоночных соединений
- •XI. Уточненный расчет валов
- •XII. Вычерчивание редуктора
- •XIII. Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников
- •XIV. Выбор сорта масла
- •XV. Сборка редуктора
- •Список использованной литературы.
- •3.2. Пpедел контактной выносливости при базовом числе циклов
- •3.1. Ориентировочные значения коэффициента kh для зубчатых передач редукторов, работающих при переменной нагрузке
- •8.7. Значения для валов с напрессованными деталями при давлении напрессовки свыше 20 мПа
- •10.8. Рекомендуемые значения вязкости масел для смазывания зубчатых передач при 50оС
- •7.18. Допускаемое давление в шарнирах цепи р, мПа
- •7.15. Цепи приводные роликовые однорядные пр (см. Рис. 7.8) (по гост 13568-75*)
- •8.7. Значения для валов с напрессованными деталями при давлении напрессовки свыше 20 мПа
VII. Первый этап компоновки редуктора
Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции — разрез по осям валок 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 расстоянии aw = 200 мм.
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса;
а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 1,2; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = ;
в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = ; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1 = 40 мм и dп2 = 60 мм (см. рис. 12.3 и 12.5).
По табл. ПЗ имеем:
Условное обозначение подшипника |
d |
D |
B |
Грузоподъемность, кН | |||
Размеры, мм |
С |
С0 | |||||
308 312 |
40 60 |
90 130 |
23 31 |
41,0 81,9 |
22,4 48,0 | ||
П р и м е ч а н и е. Наружный диаметр подшипника D = 90 мм оказался больше даиемтра окружности вершин зубьев da1 = 71,66 мм. |
Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливают мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер у = 812 мм.
Измерением находим расстояния на ведущем валу l1 = 78 мм и на ведомом l2 = 82 мм.
Примем окончательно l1 = l2 = 82 мм.
Глубина гнезда подшипника lг 1,5В; для подшипника 312 В = 31 мм; lг = 1,5 31 = 46,5 мм; примем lг = 46 мм.
Толщину фланца крышки подшипника принимают примерно равной диаметру do отверстия; в этом фланце = 14 мм (рис. 12.7). Высоту головки болта примем 0,7dб = 0,7 12 = 8,4 мм. Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага t. Таким образом, l = t + 5 = 31,75 + 5 = 36,75 мм.
Измерением устанавливаем расстояние l3 = 81 мм, определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно l3 = 82 мм.
VIII. Проверка долговечности подшипника
Ведущий вал (рис. 12.8). Из предыдущих расчетов имеем Ft = 3750 Н, Fr = 1400 Н и Fа = 830 Н; из первого этапа компоновки l1 = 82 мм.
Реакции опор:
в плоскости хz
в плоскости уz
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 308 (см. приложение, табл. ПЗ): d = 40 мм; D = 90 мм: В = 23 мм; С = 41,0 кН и С0 = 22,4 кН.
Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)
в которой радиальная нагрузка Рr1 = 2060 Н: осевая нагрузка Рa = Fa = 830 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Кб = 1 (см. табл. 9.19); КТ = 1 (см. табл. 9.20).
Отношение этой величине (по табл. 9.18. соответству-
ет е = 0,23.
Отношение Х = 0,56 и Y= 1,88.
Расчетная долговечность, млн. об
Расчетная долговечность, ч
что больше установленных ГОСТ 16162 — 85 (см. также с 307).
Ведомый вал (рис. 12.9) несет такие же нагрузки, как и ведущий :
Нагрузка на вал от цепной передачи Fв = 5126 Н. Составляющие этой нагрузки
Из первого этапа компоновки l2 = 82 мм и l3 = 82 мм.
Реакции опор:
в плоскости xz
Проверка Rx3 + Rx4 – (Ft + Fвх ) = 75 + 7275 – (3750 + 3600) = 0;
в плоскости yz
Проверка Rу3 + Fву – (Fr + Rу4) = 1675 + 3600 – (1400 + 3875) = 0.
Суммарные реакции
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Шариковые радиальные подшипники 312 средней серии:
d = 60 мм; D = 130 мм; В = 31 мм; С = 81,9 кН и С0 = 48,0 кН.
Отношение этой величине (по табл. 9.18) соответствует е 0,20 (получаем, интерполируя).
Отношение следовательно, X = 1, Y = 0. Поэтому Рэ = Pr4VKбKТ = 8200 1 1,2 1 = 9840 Н.
(Примем Кб = 1,2, учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.)
Расчетная долговечность, млн. об
Расчетная долговечность, ч
здесь п = 194 об/мин -частота вращения ведомого вала.
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36 000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10 000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 308 имеют ресурс Lh 60 . 103 ч, а подшипники ведомого вала 312 имеют ресурс Lh 50 . 103 ч.