Разработка привода

F_r - радиальная нагрузка, равная равнодействующей опорных радиальных реакций:

F_r=

Отсюда:

= (0,56184Н.

Подсчитываем  общее число (L) млн. об за планируемый срок службы

L_h

L = ;

L =

 

Определим требуемую  динамическую грузоподъемность с подшипника:

Динамическую  грузоподъемность подшипника определим  по формуле:

С=Р·,

где Р - приведённая (условная) нагрузка подшипника;

n - показатель степени компактной усталости:

для шарикоподшипников n=3;

С=184·2287Н,

 

По подсчитанной требуемой динамической грузоподъемности С, диаметру вала d и условиям работы по таблице 51 принимаем номер подшипника №46303 со следующими техническими данными:

d=17мм;

D=47мм;

B=14мм;

C=12600Н;

=8150Н;

n=16000

 

11.2 Промежуточный вал

 

Определим приведённую нагрузку Р:

Т.к. осевые силы отсутствуют, то для промежуточного вала выбираем радиальные подшипники.

Для радиальных подшипников:

 

 

где:

х=0,56 - коэффициент радиальной нагрузки;

у=1,45 - коэффициент осевой нагрузки;

V=1 - коэффициент вращения;

F_a = 0- осевая нагрузка;

к_σ = 1- коэффициент безопасности;

к_т = 1,05- температурный коэффициент, t = 125 °С;

F_r - радиальная нагрузка;

 

F_r=

 

Отсюда:

= (0,561274Н.

Подсчитываем  общее число (L) млн. об за планируемый срок службы

L_h

L = ;

 

L =

 

Определим требуемую  динамическую грузоподъемность с подшипника:

Динамическую  грузоподъемность подшипника определим  по формуле:

С=Р·,

где Р - приведённая (условная) нагрузка подшипника;

n - показатель степени компактной усталости:

для шарикоподшипников n=3;

С=1274·15834,5Н.

 

По подсчитанной требуемой динамической грузоподъемности С, диаметру вала d и условиям работы по таблице 51 принимаем номер подшипника №46304 со следующими техническими данными:

d=20мм;

D=52мм;

B=15мм;

C=14000Н;

=9170Н;

n=16000

 

11.3. Ведомый вал

 

Определим приведённую нагрузку Р:

Т.к. осевые силы отсутствуют, то для промежуточного вала выбираем радиальные подшипник.

Для радиальных подшипников:

 

 

 

где:

х=0,56 - коэффициент радиальной нагрузки;

у=1,45 - коэффициент осевой нагрузки;

V=1 - коэффициент вращения;

F_a = 0- осевая нагрузка;

к_σ = 1- коэффициент безопасности;

к_т = 1,05- температурный коэффициент, t = 125 °С;

F_r - радиальная нагрузка;

Радиальную  нагрузку определим по формуле:

 

F_r=

 

Отсюда:

= (0,561384Н.

Подсчитываем  общее число (L) млн. об за планируемый срок службы

L_h

L = ;

 

L =

 

Определим требуемую  динамическую грузоподъемность с подшипника:

Динамическую  грузоподъемность подшипника определим  по формуле:

С=Р·,

где Р - приведённая (условная) нагрузка подшипника;

n - показатель степени компактной усталости:

для шарикоподшипников n=3;

С=1384·14707,2Н.

 

По подсчитанной требуемой динамической грузоподъемности С, диаметру вала d и условиям работы по таблице 51 принимаем номер подшипника №46306 со следующими техническими данными:

d=30мм;

D=72мм;

B=19мм;

C=25600Н;

=18700Н;

n=10000

 

 

 

12. Уточненный расчет валов

 

12.1 Ведущий вал

 

Определяем  диаметры в опасных сечениях вала:

Определяем  эквивалентный момент в сечении В:

 

 

 

Определяем  диаметры опасных сечений ведущего вала по формулам:

в сечении А:

 

принимаем из стандартного ряда валов 

 

в сечении Б:

 

принимаем  = 20мм, т.к. подшипники качения не имеют d = 18 мм.

 

в сечении В:

 

 

Конструктивно принимаем диаметр вала под быстроходной шестерней = т.е. 25мм.

в сечении  Г диаметр вала принимаем  = = 20мм (для унификации подшипников качения).

 

Определяем  запас усталостной прочности, в  наиболее нагруженном сечении, где  концентрация напряжений обусловлена  канавкой с галтелью и посадкой внутреннего  кольца подшипника с натягом

а) Моменты в наиболее нагруженном сечении

 

 

б) Номинальное напряжение в данном сечении:

напряжение  изгиба:

 

 

 

В сечении  В отсутствуют продольные силы, поэтому нормальные напряжения изменяются по суммарному циклу с амплитудой

  

 

Напряжение  кручения:

 

При нулевом  цикле изменения касательных  напряжений

 

 

 

12.2 Расчет промежуточного вала

 

Определяем  диаметры в опасных сечениях вала:

Определяем  эквивалентный момент в сечениях по формуле:

 

 

в сечении Б:

 

в сечении В:

 

 

Определяем  диаметры опасных сечений ведущего вала по формулам:

в сечении А:

 

принимаем из стандартного ряда валов 

 

в сечении Б:

 

принимаем  = 30мм, т.к. подшипники качения не имеют d = 24 мм.

 

в сечении В:

 

 

Конструктивно принимаем диаметр вала под быстроходной шестерней = т.е. 35мм.

в сечении  Г диаметр вала принимаем  = = 30мм (для унификации подшипников качения).

 

Определяем  запас усталостной прочности, в  наиболее нагруженном сечении, где  концентрация напряжений обусловлена  канавкой с галтелью и посадкой внутреннего  кольца подшипника с натягом

а) Моменты в наиболее нагруженном сечении

 

 

б) Номинальное напряжение в данном сечении:

напряжение  изгиба:

 

 

 

В сечении  В отсутствуют продольные силы, поэтому нормальные напряжения изменяются по суммарному циклу с амплитудой

  

 

Напряжение  кручения:

 

При нулевом  цикле изменения касательных  напряжений

 

 

 

12.3 Расчет промежуточного вала

 

Определяем  диаметры в опасных сечениях вала:

Определяем  эквивалентный момент в сечении В:

 

 

 

Определяем  диаметры опасных сечений ведущего вала по формулам:

в сечении А:

 

принимаем из стандартного ряда валов 

 

в сечении Б:

 

Принимаем из стандартного ряда d₂ = 40мм.

в сечении В диаметр вала принимаем d₃ = d₁ = 35мм, (для унификации подшипников качения).

в сечении  Г диаметр вала принимаем  = 32мм.

 

Определяем  запас усталостной прочности, в  наиболее нагруженном сечении, где  концентрация напряжений обусловлена  канавкой с галтелью и посадкой внутреннего  кольца подшипника с натягом

а) Моменты в наиболее нагруженном сечении

 

 

б) Номинальное напряжение в данном сечении:

напряжение  изгиба:

 

 

 

В сечении  В отсутствуют продольные силы, поэтому нормальные напряжения изменяются по суммарному циклу с амплитудой

  

 

Напряжение  кручения:

 

При нулевом  цикле изменения касательных  напряжений

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

13. Выбор способа смазки и  смазочных материалов

 

Основное  назначение смазывания- уменьшение сил трения, снижения скорости изнашивания и отвода тепла от места контакта.

    Определим  потребную вязкость масла для  зубчатой передачи. Для двухступенчатого  редуктора вязкость масла определяется  как полусумма значений вязкости, потребных для быстроходной и тихоходной ступени.

 по таблице принимаем u₁= 38 мм²/с.

 по таблице принимаем u₁= 85 мм²/с.

u = = 61,5мм²/с.

Зацепление  в редукторе смазывается простым  окунанием зубьев колес в масляную ванну, либо подачей масла в зону зацепления через специальные сопла.

Учитывая  незначительную окружную скорость, зубчатых колес до 12 м/с применяем кратерное смазывание.

Вместимость масляной ванны из расчета 0,35-0,7 л  на 1 кВт передаваемой мощности.

Тогда получим: 0,35 ∙ 3,4 = 1,19л.

Высоту масляной ванны выбираем таким образом , чтобы колесо редуктора погружалось на глубину равную 4m = 4 * 1 = 4мм.

Для подвода  смазки подшипника используем специальные  желоба на фланце корпуса.

Для зубчатых передач использую в основном индустриальные и автотракторные масла.

    Масло  заливают через отверстия, закрываемые  пробками. Слив масла осуществляется  через отверстия в стенке корпуса  редуктора со стороны тихоходного вала.

   Перед  началом работы редуктор заливают  маслом выше уровня нормы на 5-15 мм. Уровень контролируется жезловым  масло указателем.

    Для  подшипников редуктора принимаем  консистентные нефтяные смазочные  материалы, закладывая их в  подшипник при сборке и меняя  их в определенные сроки. Они  должны заполнить 2/3 свободного  места полости узла.

   Для  предупреждения вытекания смазки  из полостей и для подшипников от попадания пыли и грязи применяют различные уплотняющие устройства. Выбираем контактные (манжетные с металлическими или пластмассовыми кольцами) уплотняющие устройства. Их применяют при небольших и средних скоростях.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

14. Описание процесса сборки  редуктора и порядка монтажа  привода

 

14.1 Размеры основных элементов  корпуса

 

Размеры основных элементов корпуса определяют в  зависимости от значения наибольшего  вращающего момента М_мах на тихоходном валу редуктора, Н∙ м. Для редукторов общего назначения принимают: М_мах = 2М₄

где М₄ - вращающий момент на тихоходном валу, М₄ = М₃ тогда:

М_мах=М₃=2х100=200 Н ∙ м

Толщина стенки нижней части корпуса:

 

 

Принимаем 15мм

 

Толщина станки крышки корпуса:

 

 

 

Толщина ребра  у основания : m = = 15мм.

Крышку крепят к корпусу улучшенными болтами  с шестигранной головкой с покрытием 01

Диаметр стяжных  болтов:

 

 

 

Расстояние  между стяжными болтами не более 10d (d- диаметр болтов). Толщина верхнего b1 и нижнего b2 фланцев по разъему

 

 

Ширина  фланца по разъему 

Диаметр фундаментальных болтов:

= 7,5 мм.

принимаем М  6

Число фундаментальных  болтов:

При а_о=195<250 z_ф = 4

 Ширина  фланца по разъёму тогда будет 

K₁ = 22мм > d, К₂ = 24мм > d₂

Толщина нижнего  колеса

P = l,5 ∙ d₁, 

Р = l,5∙ d₁ = 1.5 ∙ 7,5=11,25 мм

Расстояние (с₂) от наружной поверхности стенки корпуса до оси болтов d₂   и d₂:

С₂= 12 мм C₁=13мм

Высота бобышки  h под болт выбирается конструктивно так, чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку.

Размеры элементов  бобышки:

R_s = 0,58D₁, 

= 0,5 ∙ D₁ = 0,5 ∙ 18 = 9 мм

= 0,5 ∙ D₂ = 0,5 ∙ 24 = 12 мм

r₁ 0,15   = 0,15x9 = 1,35

Размер q, определяющий положение болтов d₂: q>0,5d+d₄

Высота центров цилиндрических редукторов:

Но = (1-1,12)а_б 

Но = (1 - 1,12) а_б = (1 - 1,12) ∙ 190= 190 - 212,8 мм

Уклон дна  выбираем 1:150

Между вращающимися деталями должны предусмотрены следующие зазоры, между торцами зубчатых колёс:

 

Между торцом колеса и внутренними деталями корпуса:

 

Между вершинами  зубьев колеса и корпусом:

 

 

14.2 Порядок сборки и монтажа

 

При конструировании  редуктора, в частности при компоновке валов, корпуса. Размеры и конструкции  отдельных узлов выбирается с  учетом требования условий сборки и разборки. Это связано с тем, что в процессе эксплуатации редуктора возникает необходимость замены изнашивающихся деталей. Такими являются подшипники, сальники и в основном зубчатые колеса быстроходной ступени. Корпус редуктора делается съемным, с помощью болтов и прокладок к нему прикрепляется крышка. Для облегчения разборки тяжеловесные крышки снабжаются рым-болтом. При проведении разборочно-сборочного работ необходимо пользоваться исправным слесарно-монтажным инструментом. Категорически запрещается использование удлинителей плеча для увеличения крутящего момента при завертывания гаек и болтов, так как это может изменить межосевое расстояниевалов, повредить прокладки, что может привести к перетяжки подшипников. Для прямозубых передач следует использовать только радиально-упорные подшипники. Следить за полнотой контакта зубьев зубчатых колес всех передач(для этого использовать разницу которые специально подбираются для обеспечения надежного монтажа зубчатых колес).

   Сальники  редукторов на входных и выходных  валах должны обеспечивать надежный отвод масла в картер редуктора. Для этого они должны подбираться по диаметру выходных концов и должен быть произведен качественный монтаж в посадочное место в корпусе и на вал редуктора.

   Правильно  собранный редуктор должен работать  без повышенного шума, перегрева, заеданий и вибраций.

   В  процессе работы обслуживающий  персонал должен следить за  состоянием редуктора путем внешнего осмотра, контролем температуры на ощупь, контролем уровня масла с помощью масломерного щупа. Не должен быть подтеканий масла в местах стыка. Рабочую температуру корпуса должна выдерживать рука человека. В случае необходимости разборку редуктора следует произвести в следующей последовательности: