Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю

fy">  Принимаем δ=8 мм

  

  Принимаем δ₀=8 мм

  Толщина поясов корпуса и крышки:

  верхнего  пояса крышки

  b=1,5δ=1,5∙8=12мм

  b₁=1,5δ=1,2∙8=12мм

  Нижнего пояса корпуса:

  р=2,35∙δ=2,35∙8=18,8мм

  Принимаем р=20мм

  Диаметр болтов:

  фундаментных

  d₁=(0.03...0.036)∙a_w+12=(0,03…0,036)∙112+12=15,36...16,032мм,

  принимаем болты с резьбой М16;

  крепящих  крышку к корпусу у подшипников

  d₂=(0,7...0,75) d₁=(0,7…0,75)∙16=11,2...12мм,

  принимаем болты с резьбой М12;

  соединяющих крышку с корпусом

  d₃=(0,5…0,6) d₁=(0,5…0,6)∙16=8…9,6мм,

  принимаем болты с резьбой М8

  7. ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ  РЕДУКТОРА

  Первый  этап компоновки редуктора проводим для приближенного обозначения положения зубчатых колес относительно опор для определения опорных реакций и подбора подшипников.

  Компоновочный чертёж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1.

  Примерно  по середине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные линии – оси валов на расстоянии a_w=112 мм.

  Вычерчиваем упрощенную шестерню и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена  за одно целое с валом: длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

  Очерчиваем  внутреннюю стенку корпуса:

  принимаем зазор между торцом ступицы колеса и внутренней стенкой корпуса

  А₁=1,2∙ δ=1,2∙8=10 мм;

  2)принимаем  зазор от окружности вершин  зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= δ =8 мм;

  3)принимаем  расстояние между наружным кольцом  подшипника ведущего вала и  внутренней стенкой корпуса А=  δ =8 мм.

  Предварительно  намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии: габариты подшипника выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников:

  Таблица 3 - Предварительный подбор подшипников  для валов редуктора.

  Решаем  вопрос о смазывании подшипников. Принимаем  пластичный смазывающий материал, так  как попадание масленых брызг  на подшипники ведущего вала затрудненно. Для предотвращения вытекания и  выливания пластичного смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяется по размеру У=12 мм.

  Измерением  находим расстояние на ведущем валу l₁=54,5 мм, на ведомом l₂=55,5 мм.

  Принимаем l₁= l₂=55 мм.

  8. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ  ДЛЯ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

  Из  расчетов и компоновки: F_t=1750 Н, F_r=660 Н, F_а=481 Н, l₁=l₂=55 мм,

  d₁=37,33 мм, d₂= 186,67 мм.

  Ведущий вал

  Определяем  предварительно консольную нагрузку от муфты, действующую на выходном конце  вала (табл. 6.2./2/):

  F_м=80 =80 =466 Н

  Принимаем l_м=65 мм.

  Вычерчиваем расчетную схему нагружения вала (рис.7.1) Опору, воспринимающую внешнюю осевую силу обозначаем символом 2.

  Определяем  опорные реакции в горизонтальной плоскости хz от силы F_t:

   Н;

  Строим  эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях: 

  М_У1= М_УА= М_У2=0; М_УВ= R_1Хּ l₁ = 875·0,055=48 Нּм

  Определяем  опорные реакции в вертикальной плоскости хy от сил F_r и F_а:

  ∑ М_Х1=0; R_2yּ 2 l₁ - F_rּ l₁ - F_а = 0,

  ∑ М_Х2=0; - R_1yּ2l_{1 +} F_rּ l₁ – F_а = 0,

   Н.

   Н,

  Проверка:

  ∑F_y=0; R_2У + R_1У - F_r1 = 248+412−660= 0.

  Строим  эпюру изгибающих моментов:

  М_Х1=М_Х2=0; М_ХВ^Л =R_1y l₁ =248 ּ0,055=13,6 Нּм;

  М_ХВ^л = R_1yּ l₁ + F_а·d₁/2=248ּ0,054 +481·0,03733/2=22,7 Нּм

  Определяем  реакции опор от силы F_м:

  ∑М₁=0; - F_мּl_м + R_2мּ2ּl₁ =0;

  ∑М₂=0; - F_м(l_м+2ּl₁) +R_1мּ2ּl₁=0;

   Н; Н. 

  Проверка:

  ∑Х=0; R_1м+ F_м – R_2м= 466+275 –741= 0.

  Строим  эпюру изгибающих моментов М_Fм в характерных сечениях:

  М_А= М₁=0; М₂= F_м ּ l_м = 466ּ0,065= 30,2 Нּм;

  М_В = F_рּ(l_р+ l₁)−R_1м ּl₁= 466ּ(0,065+ 0,055)−741 ּ0,055= 15,1 Нּм

  Строим  эпюру крутящих моментов: М_к=Т₁=34 Нּм.

  Определяем  суммарные радиальные опорные реакции. Так как направление действия силы F_м неизвестно, то принимаем случай, когда реакции от действия силы F_м совпадают по направлению с суммарными реакциями опор от действия силы в зацеплении зубчатой передачи:

   Н,

   Н.

  Для принятого подшипника 207 С_r=25,5 кН и С₀=13,7 кН

  Определяем  отношение R_а/С_о=481/13700=0,035 (коэффициент осевого нагружения е=0,24 по табл.9.2 /2/). Для подшипника 2, воспринимающего внешнюю осевую нагрузку отношение R_а/R_r2=481/1242=0,387 > е=0,24, то принимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=1,92.

  Принимаем коэффициенты:

  V=1 – коэффициент вращения внутреннего  кольца подшипника;

  К _δ =1,2 – коэффициент безопасности при легких толчках (табл. 9.4 /2/);

  К _τ =1 – коэффициент температурныйt<100ºC (табл. 9.5. /2/).

  Определяем  эквивалентные нагрузки: 

  R_{e 2}=(R_r2ּVּХ+ R_аּY)ּК _δ ּК _τ =(1242·1ּ0,56+ 481ּ1,92)1,2 ּ1=1943 H

  R_e1=R_r1·VּК _δ ּК _τ =1651∙1∙1,2 ּ1=1981 H.

  Определяем  расчетную долговечность наиболее нагруженного подшипника 1:

   20ּ10³ ч,

   ч.

  Долговечность подшипников соблюдается.

  Ведомый вал

  Силу  от цепной передачи раскладываем на составляющие:

  F_{цеп Г} =F_цеп·cos 60º=1995•0,5=998 H

  F_{цеп В} =F_цеп·sin 60º=1995•0,866=1728 H

  Принимаем l_ц=50 мм.

  Вычерчиваем расчетную схему нагружения вала (рис. 7.2,) Опору, воспринимающую внешнюю  осевую силу обозначаем символом 4.

  Определяем  опорные реакции от силы F_t и F_{цеп Г} в горизонтальной плоскости:

  ∑ М₄=0; R_Г32 l₂+F_t ·l₂−F_{цеп Г})2·l₂ + l_ц) = 0,

  ∑ М₃ =0; R_Г42l₂ −F_t l₂−F_{цеп Г} l_ц= 0,

  

    

  Проверка 

  ∑X= F_t +R_Г3−R_Г4−F_{цеп Г} =1750+577−1329−998=0

  Строим  эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях:

  М_УД= М_У4=0; М_УС= −R _Г4• l₂ = −1329•ּ0,055=−73,1 Нּм

  M_y6=−F_{цеп В} l_ц =−998•0,05=−49,9 Н•м

  Определяем  опорные реакции в вертикальной плоскости от сил F_{цеп Г}, F_rТ и F_аТ.

  ∑ М₃=0 ; R_4В•2 l₂ −F_r l₂−F_{цеп В} l_ц −F_а•d₂/2 –= 0,

  ∑ М₄ =0 ; R_3В•2 l₂ +F_r l₂− F_{цеп В}) 2 l₂ + l_ц) −F_а•d₂/2 = 0,

  

  

  Проверка 

  ∑Y= R_4В−R_3В+ F_{цеп В} – F_r=1523−2591+1728−660=0

  Строим  эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях: 

  М_ХД= М_Х4= 0; М^л_ХС= R_4Вּ l₂ =1523•0,055= 83,76 Нּм

  М^п_ХК= R_4Вּ l₂ - F_а•d₄/2 =1523•0,055−481•0,18667/2= 38,87 Нּм

  M_X6 = F_{цеп Г} ּl_ц =1728·0,05=86,4 Н•м

  Строим  эпюру крутящих моментов: М_к=Т₂=163,3 Нּм.

  Определяем  суммарные радиальные опорные реакции:

   Н,

   Н.

  Для принятого подшипника 209 С_r=33,2 кН и С₀=18,6 кН

  Определяем  отношение R_а/С_о=481/18600=0,026 (коэффициент осевого нагружения е=0,22 по табл.9.2 /2/). Так как отношение R_а/R_r4= =481/2021=0,24>е=0,22, то принимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=2,02.

  Принимаем коэффициенты:

  V=1; К _δ =1,2; К _τ =1.

  R_e3=R_r3ּVּХּ К _δ ּК _τ = 2655ּ1ּ1,2 ּ1=3186 H,

  R_e4=(R_r4ּVּХ+ Y ∙ F_а)·К _δ ּК _τ =(2021·1∙0,56+2,02·481)∙1,2 ּ1=2524 H

  Определяем  расчетную долговечность наиболее нагруженного подшипника 3:

   30ּ10³ ч,

   ч. 

  Долговечность подшипников соблюдается.

  9. ВТОРОЙ ЭТАП ЭСКИЗНОЙ  КОМПОНОВКИ

  Второй  этап компоновки имеет целью конструктивно  оформить зубчатые колёса, валы, подшипниковые  узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

  Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

  Конструируем  узел ведущего вала:

  а) наносим осевые линии, удалённые  от середины редуктора на расстояние l₁. используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения;

  б) вычерчиваем накладные крышки подшипников  с регулировочными прокладками.