Расчет редуктора

 

L10ah = a1a23∙(Cr/Pr)k ∙ (106/60n) = 1 ∙ 0.7 ∙  (19500/1415.79)3∙(106/60∙400) = 76207 ч.

6. Так как расчетный ресурс  больше требуемого: L10ah > L'10ah (76207 > 27042.12), то предварительно назначенный  подшипник 206 пригоден. При требуемом  ресурсе 90%.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7. Конструирование  корпусных деталей

 

При конструировании литой корпусной  детали стенки следует по возможности  выполнять одинаковой толщины. Толщину  стенок литых деталей стремятся  уменьшить до величины, определяемой условиями хорошего заполнения формы  жидким металлом. Поэтому чем больше размеры корпуса, тем толще должны быть его стенки. Основной материал корпусов - серый чугун не ниже марки  СЧ15.[1, стр. 257]

 

Назначаем материалом корпуса чугун  марки СЧ15.

 

Для редукторов толщину δ стенки, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и  жесткости корпуса, вычисляют по формуле [1, стр. 257]

где T - вращающий момент на выходном (тихоходном валу), Н∙м.

 

δ = 5 мм.

 

Так как δ<6, то принимаем 

 

δ = 6 мм.

 

Плоскости стенок, встречающиеся под  прямым углом или тупым углом, сопрягают дугами радиусом r и R. Если стенки встречаются под острым углом, рекомендуют их соединять короткой вертикальной стенкой. В обоих случаях  принимают: r ≈ 0,5δ; R ≈ 1,5δ, где δ - толщина  стенки. [1, стр. 257]

 

Назначаем

 

r = 3 мм;

 

R = 9 мм;

 

Формовочные уклоны задают углом β  или катетом a в зависимости от высоты h. [1, стр. 258]

 

Толщину наружных ребер жесткости  у их основания принимают равной 0,9...1,0 толщины основной стенки δ. Толщина  внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть 0,8δ. Высоту ребер принимают hp ≥ 5δ. Поперечное сечение ребер жесткости выполняют  с уклоном. [1, стр. 258]

 

Часто к корпусной детали прикрепляют  крышки, фланцы, кронштейны. Для их установки  и крепления на корпусной детали предусматривают опорные платики. Эти платики при неточном литье  могут быть смещены. Учитывая это, размеры  сторон опорных платиков должны быть на величину С больше размеров опорных  поверхностей прикрепляемых деталей. Для литых деталей средних  размеров С = 2...4 мм. [1, стр. 258]

 

При конструировании корпусных  деталей следует отделять обрабатываемые поверхности от "черных" (необрабатываемых). Обрабатываемые поверхности выполняют  в виде платиков, высоту h которых  можно принимать h = (0,4...0,5)δ. [1, стр. 258]

 

Во избежание поломки сверла поверхность детали, с которой соприкасается сверло в начале сверления, должна быть перпендикулярна оси сверла. [1, стр. 258]

 

Корпуса современных редукторов очерчивают плоскими поверхнотями, все выступающие  элементы (бобышки, подшипниковые гнезда, ребра жеткости) устраняют с наружных поверхностей и вводят внутрь корпуса, лапы под болты крепления к  основанию не выступают за габариты корпуса, проушины для транспортировки редуктора отлиты заодно с корпусом. При такой конструкции корпус характеризуют большая жесткость и лучшие виброакустические свойства, повышенная прочность в местах расположения болтов крепления, уменьшение коробления при старении, возможность размещения большего объема масла, упрощение наружной очистки, удовлетворение современным требованиям технической эстетики. Однако масса корпуса из-за этого несколько возрастает, а литейная оснастка усложнена. [1, стр. 262]

 

Назначаем крепление крышки редуктора  к корпусу болтами.

 

Диаметр d(мм) болтов крепления крышки принимают в зависимости от вращающего момента Т (Н∙м) на выходном валу редуктора:

Назначаем болты для крепления  крышки редуктора и корпуса М10-6g х **.58.016 ГОСТ 7796-70.

 

Гайки для болтов крепления крышки редуктора и корпуса М10-6H.5 ГОСТ 15521-70.

 

Шайбы под гайки крепления крышки редуктора и корпуса 10 65Г ГОСТ 6402-70 (высота 2.5 мм).

 

Диаметр винта крепления редуктора  к плите (раме): dф ≈ 1,25d, где d - диаметр  винта (болта) крепления крышки и  корпуса редуктора. [1, стр. 267]

 

dф ≈ 1,25 ∙ 10 ≈ 13 мм.

 

Согласованное значение с ГОСТ.

 

dф = 12 мм.

 

Высота шайбы под этот винт 3 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8. Конструирование  крышек подшипников

 

Крышки подшипников изготавливают  из чугуна марок СЧ15, СЧ20. [1, стр. 148]

 

Назначаем материал крышек - чугун  марки СЧ20.

 

Различают крышки привертные и закладные. Выбираем привертный тип крышек. Схема  крышки изображена на рис. 10. Схема крышки с манжетным уплотнением - рис. 11.

       

Определяющими при конструировании  крышек является диаметр D отверстия  в корпусе под подшипник. Ниже приведены рекомендации по выбору толщины  δ стенки, диаметра d и числа z винтов крепления крышки к корпусу в  зависимости от D:

Размеры других конструктивных элементов  крышки:

 

δ1 = 1,2δ;

 

δ2 = (0,9...1)δ;

 

Dф = D + (4...4,4)d;

 

c ≈ d.

 

Крышки подшипников входного вала.

 

D = 52 мм.

 

Назначаем

 

δ = 5 мм;

 

d = 6 мм;

 

z = 4 мм;

 

δ1 = 6 мм;

 

δ2 = 5 мм;

 

Dф = 78 мм; c = 6 мм.

 

Крышки подшипников выходного  вала.

 

D = 62 мм.

 

Назначаем

 

δ = 5 мм;

 

d = 6 мм;

 

z = 4 мм;

 

δ1 = 6 мм;

 

δ2 = 5 мм;

 

Dф = 88 мм;

 

c = 6 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

9. Расчет валов  на прочность

 

Расчет на статическую прочность. Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок (например, при пуске, разгоне, реверсировании, торможении, срабатывании предохранительного устройства). [1, стр. 165]

 

Величина нагрузки зависит от конструкции  передачи (привода). Так при наличии  предохранительной муфты величину перегрузки определяет момент, при  котором эта муфта срабатывает. При отсутствии предохранительной  предохранительной муфты возможную  перегрузку условно принимают равной перегрузке при пуске приводного электродвигателя. [1, стр. 165]

 

В расчете используют коэффициент  перегрузки Kп = Tmax/T, где Tmax - максимальный кратковременный действующий вращающий  момент (момент перегрузки); T - номинальный (расчетный) вращающий момент. [1, стр. 165]

 

Коэффициент перегрузки выбирается по справочной таблице 24.9 [1]. Для выбранного двигателя:

 

Kп = 2.9 .

 

В расчете определяют нормальные σ  и касательные τ напряжения в  рассматриваемом сечении вала при  действии максимальных нагрузок:

 

σ = 103Mmax/W + Fmax/A; τ = 103Mкmax/Wк,

где - суммарный изгибающий момент, Н∙м; Mкmax = Tmax = KпT - крутящий момент, Н∙м; Fmax = KпF - осевая сила, Н; W и Wк - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм3; A - площадь поперечного сечения, мм2. [1, стр. 166]

 

Частные коэффициенты запаса прочности  по нормальным и касательным напряжениям (пределы текучести σт и τт материала  см. табл. 10.2[1]) [1, стр. 166]:

 

Sтσ = σт/σ; Sтτ = τт/τ. 

 

Общий коэффициент запаса прочности  по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных  напряжений [1, стр. 166]

Статическую прочность считают  обеспеченной, если Sт ≥ [Sт], где [Sт] = 1,3...2 - минимально допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести (назначают в зависимости от ответственности  конструкции и последствий разрушения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля). [1, стр. 166]

Моменты сопротивления W при изгибе, Wк при кручении и площадь A вычисляют  по нетто-сечению для вала с одним  шпоночным пазом [1, стр. 166]:

 

W = πd3/32 - bh(2d-h)2/(16d);

 

Wк = πd3/16 - bh(2d-h)2/(16d);

 

A = πd2/4 - bh/2.

 

При расчетах принимают, что насаженные на вал детали передают силы и моменты  валу на середине своей ширины. [1, стр. 164]

 

9.1 Входной вал 

 

Расчет на статическую прочность. Расчет на прочность производится с помощью программных средств.

 

Длины участков для всех схем вала:

 

L1 = 32 мм; L2 = 32 мм; L3 = 36.5 мм; L4 = 14 мм.

 

Действующие номинальные нагрузки:

 

Ft = 3664.11 Н (тяговая нагрузка в  зацеплении);

 

Fr = 1363.17 Н (радиальная нагрузка  в зацеплении);

 

Fa = 774 Н (осевая нагрузка в  зацеплении);

 

T = 88.47 Н∙м. 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчетная схема вала для построения эпюры Mx (на схеме Py(b)=Fr):

 

 

 

 

 

 

Очевидно, что опасным является место зубчатого зацепления, в  котором действуют все виды внутренних факторов. Рассмотрим его:

 

Mx = 21811 Н∙мм;

 

My = 58626 Н∙мм;

 

F = 774 Н; 

 

Mк = 88 Н∙м; 

 

Mmax = 181400.2 Н∙мм;

 

Fmax = 2.9 ∙ 774 = 2244.6 Н; 

 

Mкmax = 2.9 ∙ 88 = 255.2 Н∙м. 

 

Расчетный диаметр в сечении  вала-шестерни: d = 29.5 мм.

 

W = 2520.38 мм3;

 

Wк = 5040.76 мм3;

 

A = 683.49 мм2.

 

σ = 75.26 МПа;

 

τ = 50.63 МПа.

 

Частные коэффициенты запаса:

 

STσ = 9.97;

 

STτ = 8.89;

 

Общий коэффициент запаса:

 

ST =6.64.

 

Полученный коэффициент запаса не дает сомнения в прочности вала. Принимаем ранее рассчитанные параметры окончательными.

 

9.2 Выходной вал 

 

Расчет на статическую прочность. Расчет на прочность производится с  помощью программных средств  MathCAD

 

Длины участков для всех схем вала:

 

L1 = 32 мм; L2 = 32 мм; L3 = 49 мм; L4 = 25 мм.

 

Действующие номинальные нагрузки:

 

Ft = 3664.11 Н (тяговая нагрузка в  зацеплении);

 

Fr = 1363.17 Н (радиальная нагрузка  в зацеплении);

 

Fa = 774 Н (осевая нагрузка в  зацеплении);

T = 312.37 Н∙м. 

 

Расчетная схема вала для построения эпюры Mx (на схеме Py(b)=Fr):

 

 

 

 

 

 

Очевидно, что опасным является место зубчатого зацепления, в  котором действуют все виды внутренних факторов. Рассмотрим его:

 

Mx = 21811 Н∙мм;

 

My = 58626 Н∙мм;

 

F = 774 Н;

 

Mк = 312 Н∙м;

 

Mmax = 181400.2 Н∙мм;

 

Fmax = 2.9 ∙ 774 = 2244.6 Н;

 

Mкmax = 2.9 ∙ 312 = 904.8 Н∙м.

 

Диаметр в сечении: d = 36.5 мм.

 

Размеры шпоночного соединения (см. рис. 12): b = 10 мм; h = 8 мм.

 

W = 4195.19 мм3;

 

Wк = 8969.15 мм3;

 

A = 1006.35 мм2.

 

σ = 45.47 МПа;

 

τ = 100.88 МПа.

 

Частные коэффициенты запаса:

 

STσ = 16.49;

 

STτ = 4.46;

 

Общий коэффициент запаса:

 

ST =4.31.

 

Полученный коэффициент запаса не дает сомнения в прочности вала. Принимаем ранее рассчитанные параметры окончательными.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

10. Выбор манжетных  уплотнений

 

Назначим манжеты по ГОСТ 8752-79. Выбор  манжеты осуществляется таким образом, чтобы согласовывались диаметр  отверстия манжеты и диаметр  вала d, наружный диаметр D1, ширина манжеты h1 с соответствующими размерами.

В данном проектном расчете при  подборе манжет будем учитывать  только равенство диаметра вала и  отверстия манжеты.