Расчет и проектирование приводной станции

и проектирование приводной станции" width="429" height="393" align="BOTTOM" border="0" />

рис. 6 действующие нагрузки на промежуточный вал

Определим реакции, возникающие в подшипниках от усилий Ft2Б и Ft1т в плоскости ОУZ:

Ra1 = RB1 = ∑ Ft/2 = -2*Ft2б + Ft1т /2 = -2*0,488 + 2,328/2 = 0,676 кН;

Определим реакции, возникающие в подшипниках от усилий Fr2Б и Fr1т в плоскости ОXZ:

Ra2 = RB2 = ∑ Fr/2 = -2*Fr2б + Fr1т /2 = -2*0,204 + 0,847 /2 = 0,2195 кН;

Реакции в подшипниках от усилий:

Ra = RB = √ Ra1 І + Ra2 І = √0,676 І + 0,2195 І = 0,711 кН.

Определим радиальную нагрузку, действующую на подшипник [3]:

Р = Х*V* Ra*kσ*kт,

Где Х=1 – коэффициент радиальной нагрузки;

V=1 – коэффициент вращения;

Kσ=1,3…1,5 – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки: умеренные толчки;

Kт=1 – температурный коэффициент.

Получим:

Р = 1*1*0,711*1,4*1 = 0,995 кН;

Определим долговечность работы по формуле [3]:

L = а1* а2*(С/р) *10 /60*п,

где С = 10 кН – паспортная динамическая грузоподъемность;

Р = 0,995 кН – эквивалентная нагрузка;

р = 3 – для шариковых подшипников;

а1 = 1 – коэффициент надежности;

а2 = 0,75 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;

получим:

L = 1*0,75*(10/0,995) і*10 /60*296,3 = 42826 ч;

Необходимо соблюдение условия:

L > Lhe = Lh*μ = 18000*0,25 = 4500 ч;

42826 ч > 4500 ч.

Расчет промежуточного вала на прочность

Определим расстояния между сечениями вала:

а = 31 мм;

b = 38 мм;

Построим эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости (рис. 7):

1. М(z) = Ra1*z, при 0 < z < a;

М(0) = Ra1*0 = 0;

М(а) = Ra1*а = 676*0,031 = 20,96 Н*м;

2. М(z) = Ra1*(а + z) + Ft2б*z, при а < z < (a + b);

М(0) = Ra1*а = 676*0,031 = 20,96 Н*м;

М(b) = Ra1*(а + b) + Ft2б*b = 676*(0,031 + 0,038) + 488*0,038 = 65,2 Н*м;

3. М(z) = Ra1*(а + b + z) + Ft2б*(b + z) - Ft1т*z, при (а + b) < z < (a + b + b);

М(0) = Ra1*(а + b) + Ft2б*b = 676*(0,031 + 0,038) + 488*0,038 = 65,2 Н*м;

М(z) = Ra1*(а + b + b) + Ft2б*(b + b) - Ft1т*b = 676*(0,031 + 0,038 + 0,038) +

+ 488*(0,038 + 0,038) - 2328*0,038 = 20,96 Н*м;

4. М(z) = RB1*z, при 0 < z < a;

М(0) = RB1*0 = 0;

М(а) = RB1*а = 676*0,031 = 20,96 Н*м;

Построим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рис. 7):

1. М(y) = Ra2*y, при 0 < y < a;

М(0) = Ra2*0 = 0;

М(а) = Ra2*а = 219,5*0,031 = 6,8 Н*м;

2. М(y) = Ra2*(а + y) + Fr2б*y, при а < y < (a + b);

М(0) = Ra2*а = 219,5*0,031 = 6,8 Н*м;

М(b) = Ra2*(а + b) + Fr2б*b = 219,8*(0,031 + 0,038) + 204*0,038 = 22,9 Н*м;

3. М(y) = Ra2*(а + b + y) + Fr2б*(b + y) - Fr1т*y, при (а + b) < y < (a + b + b);

М(0) = Ra2*(а + b) + Fr2б*b = 219,8*(0,031 + 0,038) +204*0,038 = 22,9Н*м;

М(a) = Ra2*(а + b + b) + Fr2б*(b + b) - Fr1т*b = 219,5*(0,031 + 0,038 + 0,038) + 204*(0,038 + 0,038) - 847*0,038 = 6,8 Н*м;

4. М(y) = RB2*y, при 0 < y < a;

М(0) = RB2*0 = 0;

М(а) = RB2*а = 219,5*0,031 = 6,8 Н*м;

Найдем суммарный изгибающий момент:

М ∑ = √Му І + Мz І;

М(0) ∑ = 0;

М(а) ∑ = √М(а) 1 + М(а) 2 = √20,96 І + 6,8 І = 22,04 Н*м;

М(а + b)) ∑ = √М(b) 1 + М(b) 2 = √65,2 І + 22,9 І = 69,1 Н*м;

Максимальный изгибающий момент М ∑ = 69,1 Н*м,

Крутящий момент Т = 64,02 Н*м.

Примем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу (σа = σтах, σМ = 0), а касательные напряжения - по пульсирующему циклу (τа = τМ = 0,5*τ). Материал вала - сталь 45

(σТ = 580 МПа, σв = 850 МПа, σ-1 = (0,4…0,5) σв = (0,4…0,5)*850 =(340…425)= 400 МПа, τ-1 = (0,2…0,3) σв = (0,2…0,3)*850 = (170…255) = 200 МПа).

Опасным сечением является сечение, где находится максимальный момент на валу - М ∑ = 69,1 Н*м.

τа = τМ = 0,5*τ = 0,5*Т/0,2*d і = 0,5*64,02*10 і/02*55 і = 0,96 МПа;

σа = М/0,1*d і = 69,1*10 і/0,1*55 і = 4,15 МПа;

Запас прочности рассчитаем по формуле:

sσ * sτ

s =,

√ sσ І* sτ І

σ-1

sσ =, где

kσ* σа/εσ*β + ψσ*σT

kσ = 2,5 - эффективный коэффициент концентраций напряжений при изгибе;

εσ = 0,72 - масштабный фактор;

β = 1 - фактор шероховатости поверхности;

ψσ = 0,15 - коэффициент, корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости;

400

sσ = = 3,94;

2,5*4,15/0,72*1 + 0,15*580

τ-1

sτ = , где

kτ* τа/ετ*β + ψτ* τМ

kτ = 1,8 - эффективный коэффициент концентраций напряжений при кручении;

ετ = 0,72 - масштабный фактор;

β = 1 - фактор шероховатости поверхности;

ψτ = 0,1 - коэффициент, корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости;

200

sσ = = 80,1;

1,8*0,96/0,72*1 + 0,1*0,96

80,1*3,94

s = = 3,93.

√80,1 І + 3,94 І

условие прочности соблюдается:

s > [s] = 1,5.

Проверим статическую прочность при перегрузках:

σэкв = √σи І + 3*τ І < [σ], где

σи = 2*М/0,1*d і = 2*69,1*10 і/0,1*55 і = 8,3 МПа;

τ = Т/0,2*d і = 64,02*10 і/0,2*55 і = 1,92 МПа;

[σ] = 0,8* σT = 0,8*580 = 464 МПа;

σэкв = √8,3 І + 3*1,92 І = 8,94 МПа;

σэкв < [σ]

8,94 МПа < 464 МПа.

рис. 7.

14. Расчет шпонок

рис. 8. Напряжения в соединении призматической шпонкой

Для колеса тихоходной ступени с диаметром вала d = 42 мм выбираем призматическую шпонку, имеющую размеры [1 ]:

b = 12 мм;

h = 8 мм;

Длину шпонки найдем из условия прочности для призматических шпонок [2 ]:

σсм = 4*Т/h*l*d ≥ [σсм], где

Т - вращающий момент на колесе тихоходной ступени;

h - высота шпонки;

l - длина шпонки;

[σсм] = 80…150 МПа - допускаемое напряжение;

Откуда:

l = 4*Т/[σсм]*h*d = 4*242,82*10 і/120*8*42 = 24,1 мм;

L = l + b = 24,1 + 12 = 36,1 мм;

Принимаем длину шпонки L = 45 мм.

Для колеса быстроходной ступени с диаметром вала25 мм выбираем призматическую шпонку, имеющую размеры [1 ]:

b = 8 мм;

h = 7 мм;

Длину шпонки найдем из условия прочности для призматических шпонок [2 ]:

σсм = 4*Т/h*l*d ≥ [σсм], где

Т - вращающий момент на колесе быстроходной ступени;

h - высота шпонки;

l - длина шпонки;

[σсм] = 80…150 МПа - допускаемое напряжение;

Откуда:

l = 4*Т/[σсм]*h*d = 4*32,33*10 і/120*7*25 = 6,2 мм;

L = l + b = 6,2 + 8= 14,2 мм;

Принимаем длину шпонки L = 21 мм.

14. Обоснование выбора конструкции крышек подшипников

Размеры крышки определяются, прежде всего, размером внешнего кольца подшипника. В данном случае используются закладные крышки. Эти крышки не требуют специального крепления к корпусу резьбовыми деталями. Они удерживаются кольцевым выступом, для которого в корпусе протачивают канавку. Чтобы обеспечить сопряжение торцов выступа крышки и канавки корпуса по плоскости, на наружной цилиндрической поверхности крышки перед торцом выступа делают канавку.

15. Манжетные уплотнения

Широко применяются при смазывании подшипников жидким маслом и при окружной скорости до 20 м/с манжетные уплотнения. Манжета состоит из корпуса, изготовленного из маслобензостойкой резины, каркаса, представляющего собой стальное кольцо Г- образного сечения, и браслетной пружины. Каркас придает манжете жесткость и обеспечивает плотную посаду в корпусную деталь без дополнительного крепления. Браслетная пружина стягивает уплотняющую часть манжеты, вследствие чего образуется рабочая кромка шириной

b = 0,4…0,6 мм, плотно охватывающая поверхность вала.

Манжеты, предназначенные для работы в засоренной среде. Выполняют с дополнительной рабочей кромкой, называемой «Пыльником».

Манжету обычно устанавливают открытой стороной внутрь корпуса.

К рабочей кромке манжеты в этом случае обеспечен хороший доступ смазочного масла.

16. Смазочные устройства

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет. Свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой (рис. 9). Размеры пробки:

d = М16*1.5 мм;

D1 = 21,9 мм;

D2 = 25 мм;

L = 24 мм;

l = 13 мм;

b = 3 мм.

рис.9. пробка

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают маслоуказатели жезловые (щупы) (рис. 10). Исполнение наклонного щупа вызывает некоторые технологические трудности при формовке корпуса и сверлении наклонного отверстия, поэтому вертикальное исполнение предпочтительнее.

рис. 10. Щуп

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушин в его верхних точках (рис. 11)

рис.11.

17. Конструирование корпусных деталей и крышек

Размеры корпуса определяются числом и размерами размещенных в них деталях, относительным их расположением и величиной зазора между ними. Для удобства сборки корпус выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов.

Зазор между колесами и стенками редуктора:

а = 10 мм;

Толщина стенки корпуса редуктора

δ = 2,6* √0,1*Т = 2,6 √0,1*240,4 = 5,75 ≥6 мм.

Принимаем δ = 6 мм.

Толщину стенки крышки корпуса δ1 = (0,9…1)* δ, где δ = 6 мм -

-толщина стенки корпуса. Толщину стенки крышки корпуса принимаем δ1 = 5 мм. Для уменьшения массы крышки боковые стенки выполняют наклонными.

Диаметр приливов, в которых располагаются подшипники, определяются:

Dп = 1,25*D + 10 мм;

рис. 12

17.1 Крепление крышки к корпусу

Для соединения крышки с корпусом используются болты с наружной шестигранной головкой (рис. 13).

Размеры элементов крышки и корпуса принимают:

d = 10 мм;

К = 2,7*d = 2,7*10 = 27 мм;

С = 0,5*К = 0,5*27 = 13,5 мм;

рис. 13

Для точного фиксирования положения крышки редуктора относительно корпуса применяются штифты. Размеры штифтов (рис. 14):

dшт = (0,7…0,8)*d = (0,7…0,8)*10 = (7…8) = 8 мм,где

d - диаметр крепежного болта;

lшт = 26 мм.

рис. 14

17.2 Конструирование прочих элементов редуктора

Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяют проушины (рис. 15), отливая их заодно с крышкой. В данном случае проушина выполнена в виде ребра с отверстием.

d = 3*δ1 = 3*5 = 15 мм.

рис. 15.

Для заливки масла в редуктор и контроля правильности зацепления делают люк. Чтобы удобнее было заливать масло и наблюдать за зубчатыми колесами при сборке и эксплуатации, размеры люка должны быть максимально возможными. Люк закрывается стальной крышкой из листов толщиной δк. При среднесерийном производстве крышку выполняют штампованной (рис. 16). Для того, чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль, под крышку ставят уплотняющую прокладку. Материал прокладки - технический картон марки А толщиной 1,0…1,5 мм. Крышка крепиться к корпусу винтами с полукруглой головкой.

d = δ1 = 5 мм;

δk = (0,010…0,012)*L = (0,010…0,012)*173 = 1,73…3,46 = 3 мм;

h = (0,4…0,5)* δ1 = (0,4…0,5)*5 = 2…2,5 = 2 мм;

Н ≥0,05*L = 0,05*173 = 8,65 мм.

рис. 16.

19. Подбор системы смазки

В данном редукторе используется картерная система смазывания, т.е. корпус является резервуаром для масла. Масло заливается через верхний люк. Для слива масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой.

При работе передач продукты изнашивания постепенно загрязняют масло. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Браковочными признаками служат повышенное содержание воды и наличие механических примесей. Поэтому масло, залитое в корпус, периодически меняют.

В зависимости от контактного напряжения до 600 МПа и окружной скорости колес до 2 м/с определяем требуемую вязкость масла 34*10 м І/с. По вязкости определяем марку масла - масло индустриальное И-40 А. Потребное количество масла V = 4 л.

Предельно допустимый уровень погружения колес в масляную ванну hм = т…0,25*d2т = 2,5…53,75 мм = 50 мм.

21. Краткое описание сборки редуктора

Данная конструкция редуктора позволяет осуществлять независимую сборку редуктора. В первую очередь на валы устанавливаются зубчатые колеса, затем упорные втулки, подшипники, регулировочные кольца, обеспечивающие регулировку осевых зазоров, маслоотражательные шайбы. Затем устанавливаются манжеты и крышки подшипников с отверстиями для концов валов. Далее в корпус устанавливаются валы, а также глухие крышки. На корпус устанавливают крышку, которая фиксируется штифтами, затем крышка крепится стяжными болтами. На корпус устанавливают маслоуказатели и сливную пробку. Затем в корпус через отверстие люка заливают масло. После этого на крышке корпуса устанавливается крышка люка.

19. Эскизы стандартных изделий

Подшипник ГОСТ 8338-75

Обозначение подшипника	D	d	B
304	47	20	14
208	80	40	18

Подшипник 2204 ГОСТ 8328-75

Манжета ГОСТ 8752-79

Обозначение	D	d	h
Манжета 1-20*40	40	20	8
Манжета 1-40*60	40	60	10

Шпонка ГОСТ 23360-78

Обозначение	d	b	h	t1	t2	l
Шпонка 12845	42	12	8	5	3,3	45
Шпонка 8721	25	8	7	4	3,3	21
Шпонка 10842	36	10	8	5	3,3	42
Шпонка 559	15	5	5	3	2,3	9

Болт ГОСТ 7808-70

обозначение	H	l0	l	d	s	D
Болт М10*70.5.8.	6	20	70	10	14	15,5

Шайба ГОСТ 6402-70

обозначение	D	d	b=s
Шайба 10Н	15,1	10,1	2,5

Список литературы

1. Анурьев В.И. справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. Т2. –5-е изд., перераб. И доп. – М.: Машиностроение, 1980. – 559с., ил.

2.Дунаев П.Ф.,Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит спец. вузов.-4-е изд., перераб. и доп.-М.:Высш. шк.,1985-416с

3.Иванов М.Н. Детали машин:Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений.- М.: Высш. шк.,1991-383с.