Конструктивная компоновка привода

Конструирование зубчатых колес

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,55d₃ = 1,55·70 =108 мм.

Длина ступицы:

l_ст = b = 80 мм,

Толщина обода:

S = 2,2m+0,05b₂ = 2,2×2+0,05·80 =8,4 мм

принимаем S = 8 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·80 = 20 мм

Конструирование валов

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Шестерня выполняется заодно с валом.

Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5∙2,0 = 1,0 мм,

принимаем n = 1,0 мм.

 

Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для косозубого колеса Н7/r6.

 

Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются стальные уплотнительные шайбы толщиной 0,3…0,5 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в уплотнительную шайбу, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.

 

10.5 Конструирование корпуса редуктора /2/

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

d = 0,025а_т + 3 = 0,025·160 + 1 = 5,0 мм принимаем d = 8 мм

Толщина фланцев

b = 1,5d = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35d = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

- фундаментных

d₁ = 0,036a_т + 12 = 0,036·160 + 12 = 18 мм

принимаем болты М20;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = 0,75d₁ = 0,75·20 = 15 мм

принимаем болты М16;

- соединяющих крышку с корпусом

d₃ = 0,6d₁ = 0,6·20 = 12 мм

принимаем болты М12.

 

Конструирование элементов открытых передач

Ведущий шкив.

Диаметр шкива d₁ =100 мм

Диаметр шкива конструктивный d_e1 = d₁ – 2t =100 – 2∙1,0 = 98,0 мм

Ширина шкива B = (z – 1)p + 2f = (16– 1)2,4+ 2∙3,5= 43,0 мм

Толщина обода δ = 1,6е = 1,6∙2,35 = 3,76 мм

принимаем δ= 4 мм

Толщина диска С = (1,2…1,3)δ = (1,2…1,3)4 = 4,8…5,2 мм

принимаем С = 5 мм.

Диаметр ступицы внутренний d = d_дв = 32 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,6d = 1,6∙32 = 51,2 мм

принимаем d_ст = 52 мм

Длина ступицы l_ст = l_дв = 80 мм.

 

Ведомый шкив.

Диаметр шкива d₁ = 355 мм

Диаметр шкива конструктивный d_e1 = d₁ – 2t = 355 – 2∙1,0 = 353 мм

Диаметр ступицы внутренний d = d₁ = 40 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,6d = 1,6∙40 = 64 мм

принимаем d_ст = 64 мм

Длина ступицы l_ст = l₁ = 50 мм.

Выбор муфты

Для передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на вал рабочей машины выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21425-93 с допускаемым передаваемым моментом [T] =1000 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 1,5·511,7 = 768 Н·м < [T]

Условие выполняется

 

10.8 Смазывание.

Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатой шестерни в масляную ванну. Объем масляной ванны

V = (0,5¸0,8)N = (0,5¸ 0,8)2,94» 2,0 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 0,7 м/с и контактном напряжении σ_в=412 МПа ® n =28·10^-6 м²/с

По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68

 

Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1.

 

 

Проверочные расчеты

11.1 Проверочный расчет шпонок

 

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

где h – высота шпонки;

t₁ – глубина паза;

l – длина шпонки

b – ширина шпонки.

Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала: 12×8×50.

Материал полумуфты – чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 50 МПа.

σ_см = 2·105,8·10³/40(8-5,0)(50-12) = 46,4 МПа

 

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 20×12×70. Материал ступицы – сталь, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 100 МПа.

σ_см = 2·511,7·10³/70(12-7,5)(70-20) = 65,0 МПа

Шпонка на выходном конце вала: 16×10×63. Материал ступицы – сталь, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 100 МПа.

σ_см = 2·511,7·10³/55(10-6,0)(63-16) = 79,2 МПа

Во всех случаях условие σ_см < [σ]_см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.

 

11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.

Сила приходящаяся на один винт

F_в = 0,5D_Y = 0,5∙1510= 755 H

Принимаем коэффициент затяжки К_з = 1,5 – постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 – для соединения чугунных деталей без прокладки.

Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности σ_в = 500 МПа, предел текучести σ_т = 300 МПа; допускаемое напряжение:

[σ] = 0,25σ_т = 0,25∙300 = 75 МПа.

Расчетная сила затяжки винтов

F_p = [K_з(1 – х) + х]F_в = [1,5(1 – 0,3) + 0,3]755 =1019 H

Определяем площадь опасного сечения винта

А = πd_p²/4 = π(d₂ – 0,94p)²/4 = π(12 – 0,94∙1,75)²/4 = 84 мм²

Эквивалентное напряжение

σ_экв = 1,3F_p/A = 1,3∙1019/84 =16 МПа < [σ] = 75 МПа

11.3 Уточненный расчет валов

Быстроходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой A. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45, улучшенная: s_В = 780 МПа [2c34]

Пределы выносливости:

- при изгибе s_-1 » 0,43×s_В = 0,43×780 = 335 МПа;

- при кручении t_-1» 0,58×s_-1 = 0,58×335 = 195 МПа.

Суммарный изгибающий момент

М_и = М_х = 107,1 Н·м

Осевой момент сопротивления

W = πd³/32 = π45³/32 = 8,95·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·8,95·10³ = 17,9·10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений

σ_v = M_и/W =107,1·10³/8,95·10³ =12,0 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

t_v = t_m = T₁/2W_p =105,8·10³/2·17,9·10³ = 5,9 МПа

Коэффициенты:

k_σ/e_σ = 3,8; k_t/e_t = 0,6 k_σ/e_σ + 0,4 = 0,6·3,8 + 0,4 = 2,7

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_σ = σ_-1/(k_σσ_v/e_σ) = 335/3,8·12,0 = 7,3

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s_t = t_-1/(k_tt_v/e_t + y_t t_m) = 195/(2,70·5,9 + 0,1·5,9) = 11,8

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_σs_t/(s_σ² + s_t²)^0,5 = 7,3·11,8/(7,3² + 11,8²)^0,5 = 6,2 > [s] = 2,5

 

Тихоходный вал

Рассмотрим сечение, проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Суммарный изгибающий момент

М_и = 373,3 Н·м.

Осевой момент сопротивления

W = πd³/32 = π60³/32 = 21,2·10³ мм³

Полярный момент сопротивления

W_p = 2W = 2·21,2·10³ =42,4 мм

Амплитуда нормальных напряжений

σ_v = M_и/W = 373,3·10³/21,2·10³ = 17,6 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

t_v = t_m = T₂/2W_p =511,7·10³/2·42,4·10³ = 6,0 МПа

Коэффициенты:

k_σ/e_σ = 4,4; k_t/e_t = 0,6 k_σ/e_σ + 0,4 = 0,6·4,4 + 0,4 = 3,0

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_σ = σ_-1/(k_σσ_v/e_σ) = 335/4,4·17,6 = 4,3

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s_t = t_-1/(k_tt_v/e_t + y_t t_m) = 195/(3,00·6,0 + 0,1·6,0) =10,5

Общий коэффициент запаса прочности

s = s_σs_t/(s_σ² + s_t²)^0,5 =10,5·4,3/(4,3² +10,5²)^0,5 = 4,0 > [s] = 2,5