 |
Конструктивные размеры корпуса редуктора
|
|
|
|
Для редукторов толщину стенки корпуса, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жёсткости корпуса, вычисляют по формуле:
d = 1.3 x = 1.3 x = 9,087 мм
Округляя в большую сторону, получим d = 10 мм.
В местах расположения обработанных платиков, приливов, бобышек, во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:
d1= 1.5 xd = 1.5 x10 = 15 мм
Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягают радиусом
r = 0.5 xd = 0.5 x10 = 5 мм. Плоскости стенок, встречающиеся под тупым углом, сопрягают радиусом R = 1.5 xd = 1.5 x10 = 15 мм.
Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна 0,8 xd = 0,8 x10 = 8 мм.
Учитывая неточности литья, размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2...4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.
Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков, высота h которых принимается h = (0,4...0,5) xd. Принимаем h = 0,5 x10 = 5 мм.
Толщина стенки крышки корпуса d3= 0,9 xd = 0,9 x9,087 = 8,178 мм. Округляя, получим
d3= 8 мм.
Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:
d = 1,25 x = 1,25 x = 16,706 мм
Принимаем d = 20 мм.
Диаметр штифтов dшт= (0,7...0,8) xd = 0,7 x20 = 14 мм. Принимаем dшт= 15 мм.
Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):
dф= 1.25 xd = 1.25 x20 = 25 мм. Принимаем dф= 30 мм.
Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:
h0= 2,5 xd = 2,5 x30 = 75 мм.
Расчёт реакций в опорах
Й вал
 | ||||||||||
 | ||||||||||
 | ||||||||||
 | ||||||||||
| ||||||||||
 | ||||||||||
Рисунок 9.1 - Расчетная схема первого вала
|
|
|
Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:
Fx2= 4728,172 H
Fy2= -12990,545 H
Fx4= -4629,123 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:
Rx1= = = -5309,892 H
Ry1= = = 6495,272 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:
Rx3= = = 5210,843 H
Ry3= = = 6495,272 H
Суммарные реакции опор:
R1= = = 8389,488 H;
R2= = = 8327,151 H;
Й вал
 | |||||
 | |||||
 | |||||
Рисунок 9.2 - Расчетная схема второго вала
Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:
Fx3= -4728,172 H
Fy3= 12990,545 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:
Rx2= = = 2364,086 H
Ry2= = = -6495,272 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:
Rx4= = = 2364,086 H
Ry4= = = -6495,272 H
Суммарные реакции опор:
R1= = = 6912,125 H;
R2= = = 6912,125 H;
Построение эпюр моментов валов
Расчёт моментов 1-го вала
1 - е с е ч е н и е
Mx= 0 Н xмм
My= 0 Н xмм
M = = = 0 H xмм
2 - е с е ч е н и е
Mx= = = 714479,975 H xмм
My= = = -584088,07 H xмм
M = = = 922843,707 H xмм
3 - е с е ч е н и е
Mx= 0 Н xмм
My= = = -648077,22 H xмм
M = = = 648077,22 H xмм
4 - е с е ч е н и е
Mx= 0 Н xмм
My= 0 Н xмм
M = = = 0 H xмм
Эпюры моментов 1-го вала
 | ||||||||||
| ||||||||||
| ||||||||||
| ||||||||||
| ||||||||||
| ||||||||||
| ||||||||||
 | ||||||||||
| ||||||||||
 | ||||||||||
| ||||||||||
Расчёт моментов 2-го вала
1 - е с е ч е н и е
Mx= 0 Н xмм
My= 0 Н xмм
M = = = 0 H xмм
2 - е с е ч е н и е
Mx= 0 Н xмм
My= 0 Н xмм
M = = = 0 H xмм
3 - е с е ч е н и е
Mx= = = -714479,975 H xмм
My= = = 260049,46 H xмм
M = = = 760333,714 H xмм
4 - е с е ч е н и е
Mx= 0 Н xмм
My= 0 Н xмм
M = = = 0 H xмм
Эпюры моментов 2-го вала
| ||||||||||
| ||||||||||
| ||||||||||
| ||||||||||
 | ||||||||||
| ||||||||||
 | ||||||||||
| ||||||||||
 | ||||||||||
 | ||||||||||
| ||||||||||
|
|
|
Проверка долговечности подшипников
Й вал
Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7310 средней серии со следующими параметрами:
d = 50 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 110 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 100 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co= 75 кН - статическая грузоподъёмность.
a = 12 Н.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1= 8389,488 H;
Pr2= 8327,151 H.
Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,31. Здесь Fa= 0 Н - осевая сила, действующая на вал.
В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:
S1= 0.83 xe xPr1= 0.83 x0,31 x8389,488 = 2158,615 H;
S2= 0.83 xe xPr2= 0.83 x0,31 x8327,151 = 2142,576 H.
Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):
Pa1= S1= 2158,615 H;
Pa2= -(S1+ Fa) = -(2158,615 + 0) = -2158,615 H.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ= (Х xV xPr1+ Y xPa1) xКбxКт,
где Pr1= 8389,488 H - радиальная нагрузка;
V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника);
коэффициент безопасности Кб= 1,4 (см. табл. 9.19[1]);
температурный коэффициент Кт= 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение 0,257 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ= (1 x1 x8389,488 + 0 x2158,615) x1,4 x1 = 11687,757 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = 1281,04 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh= 63520,209 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n1= 336,124 об/мин - частота вращения вала.
Рассмотрим подшипник второй опоры:
Отношение 0,259 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ= (1 x1 x8327,151 + 0 x2158,615) x1,4 x1 = 11658,011 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = 1291,968 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh= 64062,072 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n1= 336,124 об/мин - частота вращения вала.
|
|
|
Й вал
Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7216 легкой серии со следующими параметрами:
d = 80 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 140 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 112 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co= 95,2 кН - статическая грузоподъёмность.
a = 15 Н.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1= 6912,125 H;
Pr2= 6912,125 H.
Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,42.
Здесь Fa= 0 Н - осевая сила, действующая на вал.
В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:
S1= 0.83 xe xPr1= 0.83 x0,42 x6912,125 = 2409,567 H;
S2= 0.83 xe xPr2= 0.83 x0,42 x6912,125 = 2409,567 H.
Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):
Pa1= S1= 2409,567 H;
Pa2= -(S1+ Fa) = -(2409,567 + 0) = -2409,567 H.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ= (Х xV xPr1+ Y xPa1) xКбxКт,
где Pr1= 6912,125 H - радиальная нагрузка;
V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника);
коэффициент безопасности Кб= 1,4 (см. табл. 9.19[1]);
температурный коэффициент Кт= 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение 0,349 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ= (1 x1 x6912,125 + 0 x2409,567) x1,4 x1 = 9676,975 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = 3506,937 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh= 973792,11 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n2= 60,022 об/мин - частота вращения вала.
Рассмотрим подшипник второй опоры:
Отношение 0,349 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ= (1 x1 x6912,125 + 0 x2409,567) x1,4 x1 = 9676,975 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = 3506,937 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh= 973792,11 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n2= 60,022 об/мин - частота вращения вала.
Уточненный расчёт валов
Расчёт 2-го вала
Крутящий момент на валу Tкр.= 2387272,829 Hxмм.
|
|
|
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности sb= 780 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1= 0,43 xsb= 0,43 x780 = 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1= 0,58 xs-1= 0,58 x335,4 = 194,532 МПа.
1 - е с е ч е н и е.
Диаметр вала в данном сечении D = 80 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St=,
где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv= tm= 0,5 x12,659 МПа,
здесь
Wк нетто= 94292,727 мм3
где b=22 мм - ширина шпоночного паза;
t1=9 мм - глубина шпоночного паза;
- yt= 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt= 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- et= 0,65 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St= 5,496.
ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для редукторов должна быть 2,5 x.
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим Мизг.= 2,5 x2,5 x154508,02 Нxмм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss=,
где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv= 15,441 МПа,
здесь
Wнетто= 44027,245 мм3,
где b=22 мм - ширина шпоночного паза;
t1=9 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm= 0 МПа, где
Fa= 0 МПа - продольная сила в сечении,
- ys= 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks= 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- es= 0,76 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss= 8,896.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = = = 4,676
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
3 - е с е ч е н и е.
Диаметр вала в данном сечении D = 90 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 25 мм, глубина шпоночной канавки t1= 9 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss=
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv= 13,782 МПа,
здесь
Wнетто= 55166,908 мм3,
где b=25 мм - ширина шпоночного паза;
t1=9 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm= 0 МПа,
Fa= 0 МПа - продольная сила,
|
|
|
- ys= 0,2 - см. стр. 164[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- ks= 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- es= 0,76 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
Ss= 9,967.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St=
где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv= tm= 9,418 МПа,
здесь
Wк нетто= 126736,315 мм3,
где b=25 мм - ширина шпоночного паза;
t1=9 мм - глубина шпоночного паза;
- yt= 0.1 - см. стр. 166[1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- kt= 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- et= 0,65 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
St= 7,387.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = = = 5,935
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
Выбор сорта масла
Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм.
Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V = 0,25 x16,358 = 4,09 дм3.
По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sH= 766,854 МПа и скорости v = 1,197 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 60 x10-6м/с2. По таблице 10.10[1] принимаем масло цилиндровое 52 (по ГОСТ 20799-75*).
Выбор посадок
Посадки элементов передач на валы - Н7/р6, что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.
Посадка муфты на выходной вал редуктора - Н8/h8.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 8.11[1].
|
|
|
