Кинематический расчет привода

12. Проверка выполнения  условия  

Отношение

Тогда X=0.56   Y=0.44/e=1.8 

Условие   выполнено

Подшипник 207 пригоден. 
 

Тихоходный  вал: 

Подшипники шариковые  однорядные лёгкой серии

212   d=60мм,   D=110мм,  В=22мм , Сor=31 кН, Сr=52 кН. 
 
 
 
 

1.Радиальная  реакция опор от сил в зацепоении (в плоскости YOZ)

   
 
 
 
 
 

В плоскости  XOZ  
 
 
 
 
 
 

Суммарная рефкция опор

H 

2. Радиальная  реакция опор от действия муфты  

Реакция от силы  
 
 
 
 
 

3.Реакция опор для расчета подшипников 
 
 

4.Для типового режима нагружения III коэффицент эквивалентности

Вычисляем эквивалентные  нагрузки 
 
 

5.Схема установки –враспор

Подшипник 212 шариковые радиальные однорядные

6.  
 

r=2  d=60   D=110   B=22  

7. 
 

Наиболее нагруженный  подшипник опоры 2

8. Отношение

В соответствии с табл.

Коэффицнет осевого нагружения  

9. Отношение  

X=1   Y=0

10. Принимаем  
 

Эквивалентная динамическая нагрузка радиальная

11.Расчетный скорректированный ресурс подшипника при (вероятность 90%),

(обычные  условия применения ) к=3 (шариковый подшипник) 

 

          

12. Проверка выполнения  условия  

Отношение

Тогда X=1   Y=0

Условие   выполнено

Подшипник 212 пригоден. 
 
 

Промежуточный вал: 

Подшипники шариковые  однорядные лёгкой серии

208: d=40мм, D=80мм, В=18мм, Сor=17,8 кН, Сr=32 кН. 

           
 
 
 
 
 
 

1.Радиальная  реакция опор от сил в зацепоении (в плоскости YOZ)

   
 
 
 
 

В плоскости  XOZ  
 
 
 
 
 

Суммарная реакция опор

H 

2. Радиальная  реакция опор от действия муфты  

3.Реакция опор для расчета подшипников 
 
 

4.Для типового режима нагружения III коэффицент эквивалентности

Вычисляем эквивалентные  нагрузки 
 
 

5.Схема установки –враспор

Подшипник 208 шариковые радиальные однорядные

6.

KH 

r=2  d=40   D=80   B=18   

7. 
 

Наиболее нагруженный  подшипник опоры 2

8. Отношение

В соответствии с табл.

Коэффицнет осевого нагружения  

9. Отношение  

X=0.56   Y=0.44/e=1.4

10. Принимаем  
 

Эквивалентная динамическая нагрузка радиальная

11.Расчетный скорректированный ресурс подшипника при (вероятность 90%),

(обычные  условия применения ) к=3 (шариковый подшипник) 

 

          

12. Проверка выполнения  условия  

Отношение

Тогда X=0.56   Y=0.44/e=1.25 

Условие   выполнено

Подшипник 208 пригоден. 
 

Приводной вал: Подшипники радиальные сферические  двухрядные

1210: d=50мм, D=90мм, В=20мм, Сor=11 кН, Сr=22. 8 кН.

V=1.0

              

Данный подшипник  годен, т.к. расчётный ресурс больше требуемого. 
 
 
 
 
 
 
 

5 Выбор смазки редуктора 

    Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для  предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

    В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач

заливают  масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

    Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке. Кроме того, заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла и повышается его температура.

    Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Предварительно определяют окружную скорость, затем по скорости и контактным напряжениям находят требуемую кинематическую вязкость и марку масла.

    По  табл. 11.1 и 11.2 (П.Ф.Дунаев, О.П.Лелиликов) выбираем масло

И-Т-Д-100ТУ38-1001451-78 в количестве 3.5 л

    В соосных редукторах при расположении валов в горизонтальной плоскости в масло погружают колеса быстроходной и тихоходной ступеней. Если глубина погружения колеса окажется чрезмерной, то снижают уровень масла и устанавливают специальное смазочное колесо.

    Hmax=90мм, Hmin=57мм. 

6 Проверка прочности шпоночного соединения

    Все шпонки редуктора призматические со скругленными  торцами, размеры длины, ширины, высоты, соответствуют ГОСТ 23360-80. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная. Все шпонки проверяются на смятие из условия прочности по формуле:

    

    Допускаемое напряжение смятия [d_см]=200МПа

Быстроходный  вал: 45.8 Н·м;

Выходной конец  вала(среднее сечение): Ø24.5мм;  b·h·l =5·5·31;

Тихоходный вал: 980 Н·м;

Выходной конец  вала(среднее сечение): Ø52,5мм;  b·h·l =14·9·64;

Приводной вал: 1039.4 Н·м;

Выходной конец  вала(среднее сечение): Ø46мм;  b·h·l =12·8 50;

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

7 Расчёт соединения  с натягом

            

1. Рассчитаем посадку с натягом для передачи с колеса на вал быстроходной ступени.

Т=45.8Н·м; d=45мм; d₂=70мм; E=2*10⁵ МПа; µ=0.3; l=48мм

Вал-Ст45,

Шестерня-Ст40X,

K=4.5 – запас сцепления

f=0.08 – коэффициент трения

1. Среднее контактное давление

2. Деформация  деталей

3. Поправка на  обмятие микронеровностей

u=5.5(Ra₁+Ra₂)=5.5(0.8+0.8)=8.8 мкм

4. Минимальный натяг

[N]_min=δ+u=11.788+8.8=20.588мкм

5. Максимальный натяг

[N]_max=δ_max + u

δ_max=[p]_maxδ/p

           

За p_max принимаем меньшее значение

[N]_max=187,755∙11,788/16,9 + 8.8=139,762мкм

6. Выбор посадки

По значениям  максимального и минимального натягов выбираем посадку по

таблице 6.3

Выбираем посадку  Н7/s6

7. Сила запрессовки

F_п=πdlp_maxf_п=π∙45∙48∙187.755∙0.20=254,82 кН

где f_п=0.20 для пары сталь-сталь 

2. Рассчитаем  посадку с натягом  для передачи с  колеса на вал тихоходной ступени.

 

Т=980 Н·м; d=70мм; d₂=228 мм; E=2*10⁵ МПа; µ=0.3; l=60мм

Вал-Ст45,

Шестерня-Ст40X,

K=3– запас сцепления

f=0.08 – коэффициент трения

1. Среднее контактное давление

2. Деформация  деталей

3. Поправка на  обмятие микронеровностей

u=5.5(Ra₁+Ra₂)=5.5(0.8+0.8)=8.8 мкм

4. Минимальный натяг

[N]_min=δ+u=61,65+8.8=70,45 мкм

5. Максимальный натяг

[N]_max=δ_max + u

δ_max=[p]_maxδ/p

           

За p_max принимаем меньшее значение

[N]_max=289.84∙61,65/79,57 + 8.8=232.89мкм

6. Выбор посадки

По значениям  максимального и минимального натягов выбираем посадку по

таблице 6.3

Выбираем посадку  Н7/u8

7. Сила запрессовки

F_п=πdlp_maxf_п=π∙70∙48∙289.84∙0.20=611.9 кН

где f_п=0.20 для пары сталь-сталь 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

8 Подбор муфты 

    Муфта пальцевая с диском фирмы «Старфлекс» .

  Отличается  простотой конструкции и удобством  монтажа и демонтажа. Упругими элементами здесь служат гофрированные резиновые диски.