Rr1= 1019,5 H; Rr2= 4102,5 H.
Характеристика подшипников: Сr= 35,2 кН; С0r= 26,3 кН; Х=0,40, V=1,0 , Кб=1,1, КT=1. Требуемая долговечность подшипников Lh= 15 ∙103 ч.
1. Определяем составляющие радиальных реакций:
Rs1=0,83еRr1=0,83·0,36·1019,5=313 Н
Rs2=0,83еRr2 =0,83·0,36·4102,5=1260 Н
2.Определяем осевые нагрузки подшипников
Так как Rs1< Rs2 , то Rа1 = Rs1=313 Н,
Rа2= Rа1+ Fa =313 +376,2=689,2 Н
3. Определяем соотношения:
Ra1/(VRr1) =313/(1· 4102,5) =0,076
Ra2/(VRr2) = 689,2 / (1 · 1019,5) = 0,67
4. По соотношениям Ra1/(VRr1)<е и Ra2/(VRr2)>е выбираем соответствующие формулы для определения RЕ
RE1=VRr1КбКТ =1 ·1019,5· 1,1·1=1121 Н
RE2 = (XVRr2 + YRа2) KбKт =(0,4 · 1 · 4102,5 + 1,62 · 689,2) · 1,1 · 1 = =3033,3Н
5. Производим расчет динамической грузоподъемности по формуле:
Сrp = RE2m√60 · n · Lh/( а1·106 · а23)= 3033,3 · 3,33√60 · 239 · 15· 103 /( 0,7· 106 )= =16940 H < Сr =35200 H — подшипник пригоден.
6. Рассчитываем долговечность подшипника:
L10h = (а1·106 · а23 /(60· n)) · (Сr / RE2)3,33 = 106 · 0,7·( 35200 / 3033,3) 3,33 / (239 · 60) = =171·103 > 15000 ч. — подшипник пригоден.
Таблица 8.1Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников
| Вал | Подшипник | Размеры dDВ, мм | Динамическая грузоподъемность, Н | Долговечность, ч | |||
| принят предварительно | выбран окончательно | Сrp | Cr | L10h | Lh | ||
| Б | 7205 | 7205 | 25x52x16,5 | 13217,5 | 23900 | 100000 | 15000 |
| Т | 7207 | 7207 | 35x72x18,5 | 16940 | 35200 | 171000 | 15000 |
Задача 9. Конструктивная компоновка привода
9.1 Конструирование зубчатого колеса
В проектируемом приводе зубчатое колесо редуктора изготавливаем ковкой. Ступицу колеса располагаем симметрично относительно обода.
Определяем параметры обода зубчатого колеса, приведенные в таблице 10.1:
Таблица 9.1 Параметры зубчатого колеса
| Элемент колеса | Параметр | Значение, мм |
| Обод | Диаметр | da = 130 |
| Толщина | S = 2,2 m + 0,05 b2 == 2,2 ∙ 1,5 + 0,05 ∙ 26= 4,6=5 | |
| Ширина | b2 = 26 | |
| Ступица | Диаметр внутренний | d = d3 =42 |
| Диаметр внешний | dст = 1,55 d = 1,55 ∙ 42 = 65 | |
| Толщина | dст ≈ 0,3 d = 0,3 ∙ 42 = 13 | |
| Длина | lст = 1,2· d = 1,2∙ 42 = 50 | |
| Диск | Толщина | C = 0,5(S + dст) == 0,5 (5 + 13) = 9 |
| Радиус закруглений и уклон | R≥6°, g≥7° |
9.2 Конструирование валов
Из-за небольших размеров редуктора и очень малых погрешностей при расчете валов в задаче 7, размеры валов не изменились.
9.3 Конструирование подшипниковых узлов
Обе опоры конструируются одинаково, каждый подшипник предотвращает движение вала в одну сторону.
Достоинства:
1. Возможность регулировки подшипников;
2. Простота конструкции опор;
Недостатки:
1. Вероятность защемления тел качения;
2. Более жесткие допуски на размеры.
Но все-таки данная схема установки (враспор) наиболее распространена и предпочтительна.
9.4 Конструирование корпуса редуктора
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил возникающих, в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передаче. Наиболее распространенный способ изготовления корпусов литье из серого чугуна (например, СЧ 15).
Форма корпуса определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости.
Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора.
Толщина стенок корпуса редуктора и ребер жесткости принимаются одинаковыми:
δ=1,8(Т2)¼=1,8(105,4)¼= 6мм
Толщину стенки принимаем равной 7 мм (dmin=6).
9.5 Смазывание. Смазочные устройства
Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяется в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации.
9.5.1 Смазывание зубчатого зацепления
а) Способ смазывания. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом.
б) Выбор сорта масла. Зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях sн и фактической окружной скорости колес υ. В проектируемом редукторе применяем для смазки смазочное масло И-Г-С-100.
в) Определение количества масла. Объем масляной ванны Vм определяем из расчета ~0,5 ... 0,8 л масла на 1кВт передаваемой мощности: Vм=(0,4..0,8)∙2,8≈2,24 дм3.
Необходимое количество масла примем равным 4 л.
г) Определение уровня масла. Определяется по формуле:
hм=(0,1…0,5)d1=3мм
д) Контроль уровня масла. Уровень масла, находящегося в корпусе, контролируется круглым маслоуказателем в стенке корпуса редуктора.
е) Слив масла. Для слива масла в корпусе предусматривается сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой .
9.5.2 Смазывание подшипников
Смазывание подшипников качения в проектируемом приводе производится жидкими материалами из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам.
Задача 10. Проверочные расчеты
10.1 Проверочный расчет шпонок
Призматическая шпонка тихоходного вала под колесом подлежит проверке на смятие.
Параметры шпонки: 12x8x34.
Условие прочности на смятие:
см = 2Т/( Aсм · d) ≤ [см], (11.1)
где Т — крутящий момент на тихоходном валу ; Асм – площадь смятия;
Асм = (0,94 h - t1) lр, (11.2)
где lр = l – b = 34 – 12 = 22 мм – рабочая длина шпонки; t1 = 5 мм; h = 8 мм;
Асм = (0,94 · 8 – 5) · 22 = 55,44 мм2,
см = 2 · 105,4 · 103/ (40 · 55,44) = 95 Н/мм2 ≤ []см = 190 Н/мм2
Призматическая шпонка выходного конца тихоходного вала также подлежит проверке на смятие.
Параметры шпонки: 10x8x26.
lр = l – b = 26 – 10 = 16 мм; t1 = 5 мм; h = 8 мм;
Асм = (0,94 · 8 – 5) · 16 = 40,32 мм2,
σсм = 2 · 105,4 · 103/ (30 · 40,32) = 174,3 Н/мм2 ≤ [σ]см = 190 Н/мм2
10.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов
Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения экв, Н/мм2:
экв = 1,3 Fp / A ≤ [], (11.3)
где Fp — расчетная сила затяжки винтов, обеспечивающая нераскрытие стыка под нагрузкой, Н,
Fp = [Кз (1 - х) + х] Fв, (11.4)
Fв = 0,5; Ry = 0,5 · 2804,5 = 1402,25 Н — сила, воспринимаемая одним стяжным винтом, Н, где Ry — большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников тихоходного вала, Н.
х — коэффициент основной нагрузки, х = 0,27;
Кз — коэффициент затяжки, Кз = 1,5;
Fp = [1,5 · (1 - 0,27) + 0,27] · 1402,25 = 1914,07 H;
A — площадь опасного сечения винта, мм2:
А = dp2 / 4, (11.5)
dp ≈ d2 - 0,94 p — расчетный диаметр винта; р — шаг резьбы, р = 1,75мм; d2 — наружный диаметр винта, d2 = 12 мм.
dp ≈ 12 - 0,94 · 1,75 = 10,355 мм,
А = 3,14 · 10,3552 / 4 = 84,17 мм2.
[] — допускаемое напряжение при неконтролируемой затяжке, [] = 0,25 · = 0,25· 300 = 75 H/мм2.
экв = 1,3 ·1914,07 / 84,17 = 30 ≤ 75 H/мм2
10.3 Проверочный расчет валов
Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и растяжения.
Условие прочности:
S ≥ [S], (11.6)
где [S]= 1,5 — допускаемое значение коэффициента запаса прочности.
1. Определим напряжения в опасных сечениях быстроходного вала:
а = М·103/ Wнетто, (11.7)
a = Мкр·103/ (2·Wρнeтто ), (11.8)
где — a и a амплитуда напряжения и цикла соответственно;
М — суммарный изгибающий момент в рассматриваемом опaсном сечении,
Н · м;
Мкр — крутящий момент, Н · м;
Wнетто — осевой момент сопротивления сечения вала, мм3;
Wρнетто — полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3;
а = 70,7· 1000 / 2195,2 = 32,2 Н / мм2,
a = 3 Н / мм2.
2. Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:
(K)D = K / Kd + KF – 1, (11.9)
(K)D= K / Kd + KF – 1, (11.10)
где К и K — эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
Kd — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
КF — коэффициент влияния шероховатости;
(K)D = 1,65 / 0,73 + 1, 5 - 1 = 2,76
(K)D= 1,45/ 0,73 + 1,5 - 1 = 2,49
3. Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н / мм2:
(-1)D= -1 / (K)D = 410 / 2,76 = 148,55 Н / мм2,