Расчет и проектирование многоступенчатого механического привода

     Толщина стенок корпуса и крышки: δ = 0,025 a_w + 1 = 0,025*200 + 1 = 6 мм, принимаем δ = 8 мм; δ₁ = 0,02 a_w + 1= 5 мм, принимаем δ₁ = 8 мм.

     Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

     Верхнего  пояса корпуса и пояса крышки

     b = 1.5δ = 1.5*8 =12мм; b₁ = 1.5δ₁ = 1,5*8 = 12мм;

     нижнего пояса корпуса

     р = 2,35 δ = 2,35*8 = 18,8мм, принимаем 20 мм.

     Диаметр болтов:

     фундаментальных d₁ = (0,03¸0,036) a_w +12 = (6¸7,2)+12=18 ¸ 19,2 мм; принимаем болты с резьбой М20;

     крепящих  крышку к корпусу у подшипников  d₂ = (0,7¸0,75) d₁ = (0,7¸ 0,75)*20 = 14 ¸ 15мм, принимаем болты с резьбой М16;

     соединяющих крышку с корпусом d₃ = (0,5¸0,6) d₁ = (0,5¸ 0,6)*20 = 10¸ 12мм, принимаем болты с резьбой М12. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     8 Первый этап компоновки редуктора 

     Первый  этап служит для приближенного определения  положения зубчатых колес и шкива  относительно опор для последующего определения опорных реакций  и подбора подшипников.

     Компоновочный чертеж выполняется в одной проекции – разрез по осям валов при снятой верхней крышке редуктора.

     Зазор между торцом шестерни или торцом ступицы и внутренней стенкой  корпуса А₁ = 1,2 δ, зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = δ, расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = δ , если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А будем отмерять от шестерни.

     Предварительно  намечаю радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников  выбираю по диаметру вала в месте  посадки подшипника d_П1 = 45 мм и d_П2 = 45 мм

Таблица №2.

 
 
 
 
 
 
 

     Для смазки подшипников будем применять  консистентную пластичную смазку Литол - 24 по ГОСТ 21150-75, для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса  и вымывания пластичного материала  жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем  мазеудерживающие кольца, их ширина определяется размером у =  8 ¸ 12 мм.

     Измерением  определяю расстояние на ведущем  валу l₁ = 68 мм, и на ведомом l₂ = 72 мм. Принимаю окончательно 72 мм.

     Глубина гнезда для подшипника l_Г ≈1.5B, для 109 подшипника  24 мм, для 209 – 28,5 мм, принимаю l_Г = 30 мм.

     Толщину фланца Δ крышки подшипника принимаю примерно равной диаметру d₀ отверстия в крышке под крепящий болт, для принятых мною подшипников это 14 мм. Высоту головки болта принимаю 0,7d_б = 0,7*12 = 8,4 мм, зазор между головкой болта и ступицей шестерни принимаю 10 мм.

     Измерением устанавливаю расстояние l₃ = 78 мм. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

9 Проверка долговечности подшипника 

       

       Рисунок 3. Расчётная схема ведущего вала 

     Ведущий вал.  Из предыдущих расчетов имею F_t = 3050 H;  F_r =  1138,57 Н; F_α = 695,10 H из первого этапа компоновки l₁ = 72мм. 
 
 
 
 

     Реакции опор:

     в плоскости xz:

     R_x1 = R_x2 = F_t /2 = 3050/2 = 1525 H;

     в плоскости yz: 
 

     Проверка: R_y1 + R_y2 – F_r = 762,37 + 376,20 – 1138,57 = 0

     Суммарные реакции

     ;

     .

     Подбор подшипника буду производить по наиболее нагруженной опоре 1.

     Намечаю радиальные шариковые подшипники  109 (приложение П3 [1]): d = 45 мм ; D = 75 мм ; B = 16 мм ; C = 21,2 кН ; C₀ = 12,2 кН

     Эквивалентная нагрузка

     ,

     где P_r1= 1704,94 Н – радиальная нагрузка; Р_а = F_α = 695,1 Н – осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для привода ленточных конвейеров К_σ = 1 (табл.9.19 [1]), К_Т = 1 (табл.9.20 [1]).

     Отношение F_α /C₀ = 695,1/12200 = 0,057 ; этой величине соответствует е ≈ 0,26 (табл. 9.18 [1]).

     Отношение Р_ɑ /Р_r1 = 695,1/1704,94 = 0,407 > e; Х = 0,56 и Y =  1,74

     P_Э = (0,56*1*1704,94+1,74*695,1)*1*1 ≈ 2164,24 Н

     Расчетная долговечность, млн. об

     L = (C/P_Э)³ = (21,2*10³/21,6424*10²)³ ≈ 940 млн. об 
 

     Расчетная долговечность, час

L_h = L*10⁶/60n = 940*10⁶/60* 974 ≈ 16084 час, что больше установленного  ГОСТ 16162-85.

      Ведомый вал:  несет такие же нагрузки как и ведущий.

Рисунок 4. Расчетная схема ведомого вала 

     F_t = 3050 H;  F_r =  1138,57 Н;  F_α = 695,10 H; из первого этапа компоновки l₂ = 72 мм, l₃ = 78 мм. (Рис. 4)

     Нагрузка  на вал от открытой зубчатой передачи F_t =7190 H. Составляющие этой нагрузки F_вх = F_ву = F_Т = 2617 Н, так как передача прямозубая, из первого этапа компоновки l₂ = 72 мм, l₃ = 78 мм.

     Реакции опор:

     в плоскости xz: 

     Проверка: R_x3 + R_x4 –(F_t + F_BX) = 107,46 + 5559,54 – (3050 + 2617) = 0.

     в плоскости yz: 

     Проверка: R_y3 + F_BY –(F_r + R_y4) = 1214.49 + 2617–(1138.57 + 2692.92) = 0

     Суммарные реакции: 

     Подбор  подшипника буду производить по более  нагруженной опоре 4.

Намечаю радиальные шариковые подшипники 209 (приложение П3 [1]): d = 45 мм ; D =85 мм ; B = 19 мм ; C = 33,2 кН ; C₀ = 18,6 кН.

     Эквивалентная нагрузка

     ,

     где P_r4= 6177,40 H – радиальная нагрузка; Р_а = F_α = 695,10 H – осевая нагрузка;V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности привода ленточных конвейеров К_σ = 1 (табл.9.19 [1]), К_Т = 1 (табл.9.20 [1]).

     Отношение F_α /C₀ = 695,10/18600 = 0,037; этой величине соответствует е ≈ 0,29.

     Отношение Р_ɑ /Р_r1 = 695,10/6177,40 = 0,11 <  e; Х = 1 и Y = 0

     P_Э = (1*1*6177,40)*1*1 ≈ 6177,40 Н

     Расчетная долговечность, млн. об

     L = (C/P_Э)³ = (33,2*10³/61,7740*10²)³ ≈ 155  млн. об

     Расчетная долговечность, час

L_h = L*10⁶/60n = 155*10⁶/60*243,5 ≈ 10609 час, что больше установленного ГОСТ 16162-85.

     При соответствующем соблюдении ПТЭ, контроле качества и количества смазки, снятии ВАХ и выполнении рекомендаций со стороны завода – изготовителя подшипников, данные подшипники могут проработать  дольше.

     Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников  может превышать 36000 час (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть меньше 10000 час (минимально допустимая долговечность  подшипника).  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     10 Второй этап компоновки редуктора 

     Вычерчиваю  шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняю за одно целое с валом.

     Конструирую узел ведущего вала:

     а) наношу осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние l₁. Использую эти линии для вычерчивания в разрезе подшипников качения (при этом использую правила упрощения, определенные ГОСТ 2.305-68);

     б) между торцами подшипников и  внутренней поверхностью стенки корпуса  вычерчиваю мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1 ¸ 2 мм от внутренней стенки, в этом случае, эти кольца будут играть роль еще и маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники (Ç 40 мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

     в) вычерчиваю крышки подшипников с  уплотнительными прокладками (s ≈ 1 мм) и болтами. Болт условно помещается в плоскость чертежа.

     Войлочные и фетровые уплотнения применяются  в основном в узлах, заполненных  консистентной смазкой, манжетные  уплотнения могут применяться как  с жидкой, так и с консистентной  смазкой.

     Длина присоединительного конца вала Ç 45 мм определяется длиной ступицы муфты. Для муфты  МУВП 8-710-45-2-48-2-У3 ГОСТ 21424-75 l = 82 мм.  
 
 
 

     Аналогично  конструирую узел ведомого вала, учитывая при этом следующие особенности:

     а) для фиксации зубчатого колеса в  осевом направлении предусматривается  утолщение вала с одной стороны  и установка распорной втулки — с другой; место перехода вала от Ç 50 мм к Ç 45 мм смещается на 2 — 3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки (а не к заплечику вала!);

     б) отложив от середины редуктора расстояние l₂, провожу осевые линии и вычерчиваю подшипники, при этом оси подшипников ведущего и ведомого валов располагаю на одной прямой;

     в) вычерчиваю мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;

     г) откладываю расстояние l₃ и вычерчиваю шестерню открытой передачи; ступица шестерни может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину.

     д) от осевого перемещения шестерня фиксируется торцовым креплением. Шайба  прижимается к торцу ступицы  одним болтом. Между шайбой и торцом вала предусматриваю зазор в 2 мм, для  обеспечения натяга.