Конструктивные размеры элементов корпуса редуктора

Корпус редуктора выполняется литым из чугуна марки СЧ15 ГОСТ 1421-79. Для удобства сборки корпус выполняется разборным. Плоскость разъема проходит через оси валов, что позволяет использовать глухие крышки для подшипников. Для удобства обработки ее располагаем параллельно плоскости основания. Соединение корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема обеспечиваем фланцами. Последние объединены с приливами для подшипников.

 

6.1 Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

принимаем δ=8 мм,

принимаем δ=8 мм.

6.2 Диаметры болтов:

— крепления основания к раме (фундаментные болты)

,

принимаем болт с резьбой М20.

 

— соединяющих крышку с корпуса у бобышек подшипников

,

принимаем болт с резьбой М14.

— соединяющих крышку с корпусом по периметру фланцев

,

принимаем болт с резьбой М10.

— смотровой крышки

,

принимаем болт с резьбой М6

 

6.3 Ширена фланцев редуктора (см. рисунок 6.2)

— у подшипников ,

— по периметру корпуса .

 

6.4 Толщина фланцев редуктора

—фундаментного , принимаем 18мм,

—корпуса

—крышки , принимаем 11мм.

Для фиксации крышки редуктора относительно корпуса используем два конических штифта. Диаметр штифтов по ГОСТу 9464-79 штифт .

Эскизная компановка редуктора и подбор подшипников

 

7.1 Эскизная компоновка редуктора

После определения размеров основных деталей выполним эскизную компоновку редуктора. Червяк и червячное колесо располагаем симметрично относительно опор и определяем соответствующие длины.

 

Рисунок 7.1 Схема эскизной компоновки редуктора.

; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ;

7.2 Подбор подшипников.

Для вала червячного колеса предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7210 ГОСТ333 – 71 с размерами:

; ; ; ; ; ; , рабочая температура

Для вала червяка предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7208 ГОСТ333 – 71 с размерами:

; ; ; ; ; ; , рабочая температура

8. Проверка валов и долговечности подшипников.

 

Расчет входного вала

8.1.1 Приближенный расчёт вала

 

Данные к расчёту: F_а1=1929,6H; F_t1=645,7 H; F_r1=694,7 H; T₁=22,6Нм; d₁=70 мм; n₁=2895мин^-1;

 

Материал вала сталь 40Х

 

22,6

22,6

78,2

10,7

41,3

Рисунок 8.1 Расчетная схема входного вала и эпюры изгибающих и крутящего момента.

 

 

Реакции в опорах в горизонтальной плоскости

проверка:

 

 

Реакции в опорах в вертикальной плоскости

проверка:

Анализируя полученные эпюры видно, что наиболее нагруженное место вала под червяком, в этом месте d_f1=58мм

Эквивалентный момент под шестернёй

Диаметр вала в опасном сечении

Здесь =40…60 МПа из стр. 384[5].

Так как полученный диаметр вала с учетом M_Э меньше внутреннего диаметра червяка .

 

8.1.2 Подбор подшипников

Данные к расчету

, ,

Суммарные реакции на опорах

Тип подшипника

, т.к. это больше 0,7, то вал устанавливаем в роликовые конические подшипники №7207.

Эквивалентная нагрузка на подшипники (см. обозначения в п.7.1.3ПЗ) Эквивалентная нагрузка на подшипниках

,

где — динамический коэффициент, для редукторов =1,3 (таблица 11.12[2]);

— температурный коэффициент ( при стр. 197[2]);

X — коэффициент динамической радиальной нагрузки (X=1по таблицы 14.14 [5]).

V — коэффициент, учитывающий влияние вращающегося колеса. V=1 (стр. 197[2]).

.

Расчетная долговечность, млн. об

.

Расчетная долговечность, ч.

Т.е. подшипник имеет запас прочности и долговечности.

 

Расчет выходного вала

 

8.2.1 Приближенный расчёт вала

 

Данные к расчёту: F_а2=645,7 H; F_t2=1929,6 H; F_r2=694,7 H; T₂=241,2 Нм; d₂=250 мм; n₂=231,6 мин^-1;

 

Материал вала сталь 40Х

241,2

241,2

16,4

64,3

66,6

Рисунок 8.2 Расчетная схема выходного вала и эпюры изгибающих и крутящего момента

 

Определяем реакции в опорах в горизонтальной плоскости

проверка:

Определяем реакции в опорах в вертикальной плоскости

проверка:

Анализ эпюр показывает, что наибольшие значения М_F совместно с Т₂ под червячным колесом.

В этом месте суммарный момент изгиба и эквивалентный

 

Необходимые диаметры вала этом сечение при [σ-1]=40 МПа.

 

что < d_кол=52 мм принятого.

 

8.2.2 Подбор подшипников

Данные к расчету

, ,,

Суммарная реакция в опорах

Тип подшипника

На вал устанавливаем в роликовые конические подшипники №7210

 

 

Эквивалентная нагрузка на подшипниках

Расчетная долговечность, млн. об

.

Расчетная долговечность, ч.

Т.е. подшипник имеет запас прочности и долговечности

 

9. Проверочный расчет шпоночного соединения

 

Для передачи вращающего момента между зубчатыми колесами, чашечками полумуфтами и валами применим призматические шпонки. Сечение шпонки , и выбираем по ГОСТу 23360-78 в зависимости от диаметра вала. Шпонки изготавливаем из стали 45, [σ_см] = 80… 100 МПа (стр.91[4]). Расчетная длина шпонки (см. рисунок 8.1)

 

.

 

где Т — вращающий момент на валу, Нм;

d — диаметр вала, мм;

h — высота шпонки, мм;

t₁ — глубина паза вала, мм;

l=l_Р + b — полная длина шпонки, мм;

b — ширина шпонки, мм.

Длину шпонки l округляем до ближайшего стандартного значения l_станд по ГОСТу.

Исходные данные и результаты расчета сводим в таблицу 9.1

Таблица 9.1

Вал	d,		,	,	T,	lр,	l,	lстанд,	σсм
	мм		мм	мм	Нм	мм	мм	мм	МПа
		8x7	4,0	3,3	22,6	6,7	14,7
		14 x9	5,5	3,8	241,2	39,2	53,2
		16x10	6,0	4,3	241,2

 

Рисунок 9.1 Эскиз сечения шпоночного соединения, и шпонки.

 

10 Уточнённый расчёт вала

Так как в качестве рабочей детали принят вал червячного колеса, то и уточнённый расчёт выполняем для него. Проверочный расчёт вала выполняется для наиболее нагруженного сечения. Таковым является место установки червячного колеса (см. рисунок 7.3). В этом месте вал ослаблен шпоночным пазом.

Материал вала сталь 40, для которой σ_в=600 МПа, σ_т=638 МПа, ψ_σ=ψ_τ=0, σ_-1=432 МПа, τ_-1=255 МПа из таблицы 10.7[1].

 

10.1 W – осевой момент сопротивления сечения вала, с учётом шпоночного паза

12.2 Амплитуда нормальных напряжений изгиба при симметричном цикле изменений напряжений изгиба

Рисунок 10.1 Схема опасного

сечения вала

10.3 Полярный момент сопротивления вала по сечению нетто

10.4 Амплитуда и среднее напряжение при кручении и при нереверсивном вращении вала

10.5 Коэффициенты запаса прочности по напряжениям изгиба S_σи кручения S_τ

где - пределы выносливости материала вала соответственно при изгибе и кручении с симметричным циклом (см. значения приведены выше);

K_σD, K_τD – коэффициенты концентрации напряжений, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление установки;

ψ_σ, ψ_τ – коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений

где К_σ, К_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений из [1] таблица 10.10 К_σ=1,46; К_τ=1,54;

К_dσ, К_dτ– масштабные коэффициенты из [1] таблица 10.12 К_dσ=0,76; К_dτ=0,65;

К_Fσ, К_Fτ– коэффициенты качества поверхности из [1] таблица 10.13 К_Fσ=0,9; К_Fτ=0,95;

К_у – коэффициент поверхностного упрочнения из [5] таблица 12.09 К_у=0,97.

Тогда

10.6 Полный коэффициент запаса усталостной прочности

Вывод: т. к. ,то усталостная прочность материала вала, его конструкция со способами обработки и термообработки обеспечивается.

11 Тепловой расчёт редуктора

 

Температура масла t_м в корпусе червячного редуктора при непрерывной работе без искусственного охлаждения

Здесь Р₁ – мощность на червяке (Р₁=9 кВт п. 1.8 ПЗ)

η=0,92 – КПД червячного зацепления (см. п. 3.7 ПЗ)

t_о – температура воздуха вне корпуса (в условиях цехов )

К_Т – коэффициент теплопередачи (для чугунных корпусов

К_Т=12…17 Вт/(м²·°С))

А – приближённая площадь (м²) корпуса в нашем случае

Ψ – коэффициент, учитывающий отвод тепла от днища редуктора (ψ=0…0,3).

12. подбор и проверочный расчет муфты.

Для передачи крутящего момента от двигателя редуктору выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой. Муфты такого типа обладают большой крутильной, радиальной и угловой податливостью.

Рисунок 12.1 Эскиз упругой муфты с торообразной оболочкой.

 

Размеры муфты по заданному моменту подбирают по справочникам и атласам.

При выборе муфты должно выполняться условие:

,

- max вращающий момент при кратковременной перегрузке.

Выбираем муфту:муфта 125-1-28 У ГОСТ 20884-82.

Размеры муфты:

Запас прочности по усталости упругой оболочки

Вращающий момент с полумуфт на оболочку передается силами трения, созданными при затяжке винтом. При передаче момента в оболочке возникают касательные напряжения крутильного сдвига. Наибольшего значения они достигают в кольцевом сечении диаметром D₁ [2, стр. 295-296]:

 

Для резиновых оболочек, армированных нитями корда

Число винтов z=6

Условия прочности соблюдаются.