Курсовой проект вариант 5 (Косозубая цилиндрическая передача) / Detali_mashin_Kursovoe_proektirovanie_Dunaev_Lelikov_2004

Конструирование крышек подшипников. Крышки подшипников примем привертными: глухие по рис. 7.2, а\ с отверстием для выходного конца вала по рис. 7.3.

Размеры конструктивных элементов крышек подшипников (см. табл. 7.2): входного (7) и выходного (2) валов:

Смазывание иуплотнения. Окружная скорость зубчатого колеса \ = nd2n/ 60000 = 3,14 • 174,745 • 290,5 / 60000 = 2,7 м/с.

Контактные напряжения ан = 651 Н/мм1 По табл. 8.1 и 8.2 принимаем масло И-Г-А-46. Система смазывания - картерная. Глубина погружения колеса в масляную ванну h^ < 0,25 dj = 0,25 х X 174,745 = 42 мм (см. рис. 8.1). Принимаем h^ •=' 25 мм. Примем для выходных концов валов редуктора манжетные уплотнения. Размеры уплотнений по табл. 19.16.

Конструкцию корпуса цилиндрического редуктора примем по рис. 11.1, 11.2. Толщина стенки корпуса

8 = l,3Vr = 1 , 3 V ^ = 4,98 мм.

В соответствии с условием (11.1) принимаем 8 = 6 мм. Толщина стенки крышки 8i = 6 мм. Размеры отдельных элементов корпусных деталей (см. разд. 11.1): /zi = 3 мм; 6=10 мм; Ь\ = 9 мм; / = 3 мм; /=15 мм; Dq= 130 мм; Л' = 48 мм.

Диаметр винтов для соединения крышки с корпусом

d = l,25Vr = 1,25V^ - 7,5 мм.

В соответствии с условием (11.2) принимаем Ml О, число винтов 2 = 6. Диаметр отверстия для винта в крышке t/o = 11 мм (см. табл. 11.1). Диаметр цилиндрического штифта d ^ = 8 мм, три штифта поставим в стык корпуса и крышки.

Диаметр винта крепления корпуса к раме d^ - \,25d= 1,25 • 10 = = 12,5 мм. Принимаем Ml2, число винтов z = 4. Места расположения этих винтов по рис. 11.10.

На рис. 13.3 приведен в качестве примера чертеж цилиндрического редуктора.

298

29 23 IS

Рис. 13.

299

Рис. 13.3 (продолжение)

13.2. Конструирование конического зубчатого редуктора

Расчет конической зубчатой передачи см. разд. 3.4.2. Эскизная компоновка редуктора приведена на рис. 3.13. Так как угол делительного конуса шестерни 8i < 30°, принимаем форму венца по рис. 4.7, а и выполняем шестерню за одно целое с валом. Внешний диаметр вершин зубьев колеса daei >120 мм, производство мелкосерийное - принимаем форму колеса по рис. 4.8, а: d^r = 95 мм, / = = 71 мм, 8о = 5,5 мм, S = 20 мм.

Для передачи вращающего момента Т= 293,4 • 10^ Н-мм с колеса на вал применим шпоночное соединение. Шпонка призматическая (см. табл. 19.11): А = 18 мм, Л = 11 мм, t\ = 7 мм. Длина шпонки / = 63 мм.

300

ЧТО меньше [а]СМ = 140 Н/мм^ для стальной ступицы колеса.

Для передачи вращающего момента Г= 97 • 10^ Н мм со шкива на входной вал редуктора применим шпоночное соединение. Найдем диаметр в среднем сечении конического участка дайной / = 54 мм:

flfcp = 0,05/ = 36 - 0,05 . 54 = 33,3 мм.

Шпонка призматическая (см. табл. 12.5): 6 = 6 мм, h = 6 мм, /1 = 3,5 мм. Длина шпонки / = 45 мм, рабочая длина /р = / - 6 = 4 5 - 6 = = 39 мм.

Расчетные напряжения смятия

33,3(6-3,5)39 =59,7H/^.м^

что меньше [а]см = 90 Н/мм^ для чугунной ступицы шкива. Принимаем по рекомендации разд. 5.1 посадку колеса на вал

060 Hl/s6. Проверим, обеспечит ли эта посадка осевую фиксацию колеса, нагруженного осевой силой Fa = 905,6 Н.

Используем методику подбора посадок с натягом, изложенную в разд. 5.3.

Среднее контактное давление при сборке запрессовкой

Поскольку минимальный натяг посадки 060 ШЬв N^^ = 30 мкм (см. табл. 5.5) больше требуемого [Л^тш = 16,0 мкм, то выбранная посадка обеспечивает осевую фиксацию колеса на валу. Сборка колеса будет выполнена запрессовкой. Сила запрессовки i^n = 148 кН.

301

Для передачи вращающего момента с вала на звездочку также предварительно примем шпоночное соединение. Шпонка призматическая (см. табл. 19.11): b = 12 мм, А = 8 мм, /i = 5 мм. Длина шпонки / = 50 мм, рабочая длина шпонки /р= / - 6 = 50 - 12 = 38 мм.

Расчетные напряжения смятия

что меньше [а]см = 140 Н/мм^ для стальной ступицы звездочки. Осевую фиксацию звездочки на валу обеспечиваем поджати-

ем шлицевой гайкой ступицы к заплечику вала.

Определение реакций опор. Расчетные схемы для определения реакций опор валов конического редуктора приведены на рис. 13.4.

Рис. 13.4

Линейные размеры (мм) берут по компоновочной схеме рис. 3.13: /, = 25, h = 78, /з = 90, k = 45, h = 220, h = 90, dmx = 66,846, d^i = 209. Силы в зацеплении: Ft = 2608 Н, Fa\ = 284,6 Н, Frx = 905,6 Н,

302

Fa2 = 905,6 Н, Fr2 = 284,6 Н. Сила, действующая на выходной вал со стороны цепной передачи, = 4260 Н. Линия центров звездочек по условию расположена горизонтально. Сила, действующая на входной вал со стороны ременной передачи, Fp = 1685 Н. Линия центров шкивов по условию расположена горизонтально.

Входной вал. Реакции от сил в плоскости XOZ:

RET = F , h l h = 2608 • 25 / 78 = 835,9 Н.

- 905,6 • 25 - 1685(78 + 90)] / 78 =-3791,6 H.

Знак минус означает, что действительное направление реакции Лбв противоположно предварительно заданному, которое было принято совпадающим с направлением оси Y.

- 905,6 (25 + 78) - 1685 • 90] / 78 = -3012,2 H.

Действительное направление реакции ЛАВ противоположно предварительно принятому.

Проверка: ЕГ = -F,I - ЛАВ + ЛБВ + I^P = -905,6 - (-3012,2) + + (-3791,6) + 1685 = О - реакции найдены правильно.

Суммарные реакции опор для расчета подшипников:

Выходной вал. Реакции от сил в плоскости XOZ\

303

+ 284,6(220 - 80) - 4260 • 90] / 220 = -1098,6 H.

Действительное нз.прз.влснис рсякции /^вв противоположно предварительно принятому.

Проверка: Е7 = Лвв -Fn + Лгв - Fn = (-1098,6) - 284,6 + + 5643,2 - 4260 = О - реакции найдены правильно.

Суммарные реакции опор для расчета подшипников:

Подбор подшипников для входного вала. Частота вращения входного вала редуктора с учетом фактического значения передаточного числа ременной передачи п = щ / 1432 / 3,19 = 448,9 мин"^ d= 45 мм; требуемый ресурс подшипников Ь'юан = 60000 ч. Схема установки подшипников - врастяжку. Радиальные реакции опор: 7?,A= 4575 Н, ЯгБ = 3883 Н. Вал нагружен осевой силой Fa\ = 284,6 Н. Возможны кратковременные перегрузки до 150 % номинальной нагрузки. Условия эксплуатации подшипников - обычные. Ожидаемая температура работы Граб = 50 °С.

Расчет ведем в последовательности, изложенной в разд. 6.3.

304

Предварительно принимаем подшипник роликовый конический легкой серии 7209А. Из табл. 19.24 для этого подшипника выписываем: Сг = 62700 Н\ е = 0,4; Y= 1,5. Для определения осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала (рис. 13.4, а) к ви-

- 1289) = 230], то в соответствии с табл. 6.2 находим осевые силы, нагружающие подшипники:

Rax= /г,1= 1289Н; Ra2 = Rai +Fa = 1289 +284,6 « 1574 Н.

Отношение Ra\ / (КЛн) = 1289 / (1 • 3883) = 0,33, чю меньше е = 0,4

и для опоры 1:Х=1, Y= 0. Отношение Ra2 / (VR,2) = 1574 / (1 • 4575) = = 0,34, что меньше е = 0,4 и для опоры 2: Х= 1 и 7= 0.

Эквивалентные динамические нагрузки при Ks= 1,4 (см. табл.

7?e2 = VXRr2K^i = 1 • 1 • 4575 • 1,4 • 1 = 6405 Н.

Расчетный ресурс подшипника более нагруженной опоры 2 при ^23 = 0,6 (обычные условия применения, см. с. 1 4 2 ) , = 10/3 = = 3,33 (роликовый подшипник)

Это меньше требуемого ресурса L'\oah = 60000 ч, поэтому намеченный подшипник 7209А не подходит.

Для дальнешиш расчетов примем подштник конический роликовый средней серии 7309А. Из табл. 19.24: С, = ЮЮОО Я, е = 0,35,

У = 1,7. Для определения осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала (рис. 13.4, а) к виду, представленному на рис. 6.4, б.

305

Осевые составляющие

Л,, = 0,S3eRri = 0,83 • 0,35 • 3883 = 1128 Н; R,2 = 0,S3eRr2 = 0,83 • 0,35 • 4575 = 1329 Н.

Так как Л,, < Rs2 (1128 < 1329) и Fa > Rsi - Rsi [284,6 > (1329 ~ - 1128) = 201], то в соответствии с табл. 6.2 находим осевые силы, нагружающие подшипники:

/ (1 -4575) = 0,31, что меньше е = 0,35 и для опоры 2:Х= 1 и 7= 0. Таким образом, эквивалентные динамические нагрузки, как и

ранее: 7?EI = 5436 Н; Re2 = 6405 Н.

Расчетный ресурс подшипника более нагруженной опоры 2

Это больше требуемого ресурса Ь'^аи = 60000 ч, поэтому намеченный подшипник 73 09А подходит. Основные размеры подшипника: d= AS мм, Z) = 100 мм, Г= 27,5 мм.

Подбор подшипников для выходного вала. Частота вращения выходного вала с учетом фактического значения передаточного числа редуктора п = 448,9 / 3,182 = 141,1 мин~\ d= 50 мм; требуемый ресурс подшипников L'\oah = 60000 ч. Схема установки подшипников - враспор. Радиальные реакции опор: Rr^ = 1990 Н, Rrx- = = 5722 Н. Вал нагружен осевой силой Fai = 905,6 Н. Возможны кратковременные перегрузки до 150 % номинальной нагрузки. Условия эксплуатации подшипников - обычные. Ожидаемая температура работы /раб=50

Предварительно принимаем подшипник роликовый конический легкой серии 721 OA. Из табл. 19.24 для этого подшипника выписываем: С = 70400 Н; е = 0,43; У= 1,4. Ддя определения осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала (рис. 13.4, б) к виду, представленному на рис. 6.4, а. Получим R^i = R,r 5722 Н, Rri = = 1990 Н, Fa = Fa2 = 905,6 Н.

306

Определяем осевые составляющие:

/?,, = 0,83e/?H = 0,83 • 0,43 • 5722 = 2042 Н; Rs2 = 0,S3eRr2 = 0,83 • 0,43 • 1990 = 710 Н.

Так как Д,, > Лд (2042 > 710) и Fa> О (Fa = 905,6), то в соответствии с табл. 6.2 находим осевые силы, нафужающие подшипники:

= 2947,6 / (1 • 1990) = 1,48, что больше е = 0,43 и для опоры 2: Х = = 0,4и Г= 1,4.

Эквивалентные динамические нагрузки при АГБ = 1,4 и iSTx = 1: Ле, = VXRrxK^Kj = 1 • 1 • 5722 • 1, 4 • 1 = 8011 Н;

RE2 = iVXRr2 + YRa2)KsKT =

= (1 •0,4 - 1990+ 1,4 •2947,6)1,4 - 1 =6892 Н.

Расчетный ресурс более нагруженного подшипника опоры 1 при «23 = 0,6 ир = 3,33

Это больше требуемого ресурса Ь'\оаи = 60000 ч, поэтому намеченный подшипник 721 OA подходит. Основные размеры подшипника: d=50 мм, Z) = 90 мм, Т= 22 мм.

Выбор посадок колец подшипников. Внутренние кольца подшипников входного и выходного валов подвержены циркуляционному нагружению, наружные - местному. Для более нагруженного подшипника входного вала R^l Сг = 6405 / 101000 = 0,063. По табл. 6.6 выбираем поле допуска вала кб. Для более нагруженного подшипника выходного вала 7?E / С = 8011/70400 = 0,114 - поле допуска к6. По табл. 6.7 поля допусков отверстий корпуса HI.

Построение эпюр моментов и расчеты валов на прочность выполняем подобно тому, как это было показано для цштдрическогоредуктора (см. разд. 13.1).

307