Основы конструирования деталей машин

 

Схема простановки габаритных и  присоединительных размеров редуктора  и валов приведена на рисунках 3,4. Значения габаритных и присоединительных  размеров приведены в таблице 3.

 

 

Рисунок 3 – схема простановки  габаритных и присоединительных  размеров редуктора

 

Рисунок 4 – схема простановки  габаритных и присоединительных  размеров валов редуктора (на схеме  представлено коническое исполнение вала)

 

 Таблица 3

 

Габаритные и присоединительные  размеры редуктора 1ЦУ-160-4-21Ц и его валов

 

160	355	125	175	185	170		335		28	218		218			475	195			136		125			412
14	16	45	55								24							63		75		9		10
82		82		110				110					5,5				6,0

 

Корпус редуктора и крышка литые  чугунные, соединены болтами в  горизонтальной плоскости. Вал-шестерня (входной вал) вращается на двух радиальных однорядных шарикоподшипниках средней серии. Вал шестерня находится в зацеплении с зубчатым колесом, который вращается на двух радиальных однорядных шарикоподшипниках средней серии. Зубчатое зацепление эвольвентное прямозубое.

Регулировка подшипников осуществляется набором регулировочных колец и, устанавливаемых между торцом наружного  кольца подшипника и закладными крышками. Неподвижные соединения уплотняются прокладками, а выходные концы валов – манжетами.

Для залива масла в редуктор в  крышке имеется отверстие, закрытое пробкой. Сливается масло через отверстие в нижней части корпуса, закрытое пробкой. Для контроля за уровнем масла служит контрольная пробка.

Смазка осуществляется из общей  масляной ванны: деталей зацепления –окунанием, подшипников – разбрызгиванием.

 

3 Предварительный расчет  валов редуктора

Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

– диаметр выходного конца при допускаемом напряжении МПа по формуле:

 

;     (25)

мм.

Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора и вала .

Примем  . Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под . Примем под подшипниками  . Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал:

Учитывая влияния изгиба вала от натяжения цепи, принимаем  МПа.

-диаметр выходного конца вала:

;     (26)

мм.

Принимаем ближайшее большое значение из стандартного ряда: . Диаметр вала под подшипниками принимаем . Под зубчатым колесом .

 

Предварительно подберем подшипники для валов. Выбираем шарикоподшипники радиальные однорядные средней серии.

 

Таблица 2

Вал	Условное обозначение	d	D	B	r	Грузоподъемность, кН
						Динамическая С	Статическая С0
Ведущий	210	50	90	20	2	35,1	19,8
Ведомый	211	55	100	21	2,5	43,6	25

 

4 Расчет открытой передачи

 

В качестве открытой передачи выступает цепная передача.

Выбираем приводную роликовую  однорядную цепь.(см. [1], табл 7.15)

Вращающий момент на ведущей звёздочке:

 

,

 

Передаточное число цепной передачи: мм.

Число зубьев ведущей звездочки:

 

;                                             (27)

.

Число зубьев ведомой звёздочки:

 

;                                                  (28)

.

Тогда фактическое:

.

Отклонение:

- что допустимо.

 

Расчётный коэффициент нагрузки:

 

,     (29)

 

где: - динамический коэффициент при ударной нагрузке;

- учитывает влияние межосевого  расстояния;

- учитывает влияние угла наклона  линии центров

- при периодическом регулировании натяжении цепи, учитывает способ регулирования натяжения цепи;

- при периодической смазке;

- при двухсменной работе.

 

По формуле (33):

 

.

 

Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление в шарнирах цепи. В табл. 7.18 [1] допускаемое давление задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета величиной следует задаваться ориентировачно.

Ведущая звездочка имеет частоту  вращения

 

 

Среднее значение допускаемого давления при  .

Шаг однорядной цепи

 

,     (30)

.

 

Подбираем по таблице 7.15 [1] цепь ПР-31,75-88,50 по ГОСТ13568-75, имеющую t=31,75 мм, разрушающую нагрузку Q=88,5 кН, массу q=3,8 кг/м; А_оп=262 мм²

Скорость цепи:

 

;      (31)

.

 

Окружная сила:

 

;     (32)

.

Проверяем давление в шарнире:

 

;      (33)

.

 

По таблице 7.18  [1] уточняем допускаемое давление . Условие выполнено.

Определяем число звеньев цепи:

 

,     (34)

 

где: (см. с. 148 П1); ; .

 

Тогда по формуле (34):

 

 

Округляем до четного числа .

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи:

 

;  (35)

 

Для свободного провисания цепи предусматриваем  возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на

Определяем диаметр делительной  окружности звездочки:

 

;     (36)

.

 

Определяем диаметр наружной окружности звездочки:

 

;    (37)

.

 

где диаметр ролика (см. табл. 7.15 П1).

Силы, действующие на цепь:

Окружная  ;

от центробежных сил  ,

от провисания , где

.

Расчётная нагрузка на валы:

 

;     (38)

.

 

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи:

 

;      (39)

.

 

Это больше, чем нормативный коэффициент  запаса [s] = 9,4 в соответствии с [1] (таблица 7.19); следовательно, условие выполнено.

Размеры ведущей звёздочки:

Ступица звёздочки:

ступица звездочки 

принимаем

Толщина диска звёздочки  , где мм – расстояние между пластинами внутреннего звена (см. табл. 7.15 [1]).

 

5 Проверочный расчет подшипниковых узлов

 

Проверим, удовлетворяют ли, предварительно намеченные нами подшипники, условия эксплуатации.

Проверка ведется для  каждого из валов редуктора. В  соответствии с рекомендациями, приведенными в [2], при расчетах принимается: шестерня имеет «левый зуб», колесо – «правый зуб».

Ведущий вал.

 

Рисунок 5 – Ведущий вал и  силы, возникающие вследствие работы привода.

 

Из предыдущих расчётов имеем  Н, Н и, Н, Н, Н.

Определим реакции опор:

В плоскости xz.

 

,

,

Н.

 

,

,

 Н.

Принимаем положительное значение R_Ax и направляем в противоположную сторону.

Проверим, правильно ли найдены  реакции:

 

,

.

 

Реакции найдены правильно.

 

Для плоскости yz:

 

Н.

 

Проверка:

 

,

.

 

Найдем суммарные реакции:

 

;     (40)

Н,

Н.

 

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре В.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 210: мм, мм, мм, кН, кН.

Определяем ресурс подшипника в часах:

 

,     (41)

 

где, L_зад – заданный срок службы подшипника в часах

       С  – динамическая грузоподъемность  данного подшипника

       Q – приведенная динамическая нагрузка на подшибник, Н

       n - частота вращения подшибника, об/мин

 

Определяем заданный срок службы подшипника:

 

;     (42)

часов,

 

где: t_см – время работы в смену: t_см=16 часов

       g – число машиносмен в году: g=260

       Т – срок службы привода: Т=5 лет

 

Определяем приведенную  динамическую нагрузку на подшипник:

 

;      (43)

Н,

 

где: К_к – коэффициент вращения: К_к =1

       К_б – коэффициент безопасности: К_б =1,8

       К_т – температурный коэффициент: К_т =1

       R_B – реакция на опоре подшипника

 

По (41) определяем:

Условие выполнено.

 

Ведомый вал:

 

 

Рисунок 6 – Ведомый вал и  силы, возникающие вследствие работы привода.

 

Из предыдущих расчётов имеем  Н, Н и, Н, Н, Н.

Определим реакции опор:

В плоскости xz.

 

,

,

Н.

 

,

,

 Н.

Проверим, правильно ли найдены  реакции:

 

,

.

 

Реакции найдены правильно.

 

Для плоскости yz:

 

Н.

 

Проверка:

 

,

.

 

Найдем суммарные реакции по (40):

 

Н,

Н.

 

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре В.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 211: мм, мм, мм, кН, кН.

 

Определяем заданный срок службы подшипника по (42):

 

часов,

 

Определяем приведенную  динамическую нагрузку на подшипник по (43):

 

Н,

 

Определяем ресурс подшипника в часах по (41):

 

Условие выполнено.

 

6 Конструктивные размеры зубчатых колес

Шестерню выполним за одно целое  с валом, ее размеры, а так же размеры  колеса, определены в разделе 2.

Колесо – кованное. Определение  конструктивных размеров проводим согласно [1], табл. 10.1.

Определим диаметр ступицы  :

 

;         (44)

мм.

 

Определим длину ступицы  , длина выбирается из диапазона значений:

 

;      (45)

мм.