Основные кинематические и силовые параметры передачи

Определяем среднюю скорость цепи по формуле:

Для закрытых цепных передач максимальная скорость цепи может составлять до 15 м/с. Данная передача должна быть защищена от пыли и обеспечивать надежное смазывание. Данная передача будет располагаться в защитном картере, с масляной ванной.

Вычисляем полезную нагрузку (окружную силу) передаваемую цепью:

Натяжение, обусловленное действием силы тяжести, определяют по формуле:

Fq = Кf α q g,

где Кf – коэффициент провисания, для горизонтальных передач Кf = 6;

α – межосевое расстояние, α = 1м;

q – масса 1м длины цепи, q = 5 кг;

g – ускорение свободного падения, g =9,81 м/с.

Тогда:

Fq = 6 · 1 · 5 · 9,81 = 294 Н

Вычисляем натяжение от центробежных сил:

Fv = q · Vцеп² = 5 · 8,38² = 351 Н

Определяем натяжение наиболее нагруженной ведущей ветви цепи:

F1max = КД Ft + Fq + Fv = 1,8 · 990 + 294 + 351 = 2427 Н

Натяжение ведомой ветви цепи:

F2 = Fq + Fv = 294 + 351 = 645 Н

Нагрузка, действующая на валы горизонтальной цепной передачи:

Fв = 1,15 Ft = 1,15 · 990 = 1139 Н

Проверочный расчет цепной передачи

Основной параметр, определяемый при расчете на износостойкость, - давление в шарнире цепи:

Расчетное давление в шарнире цепи меньше допустимого:

р ≤ [р] = 22 МПа

Следовательно, износостойкость цепи при заданных нагрузках обеспечена.

Прочность цепи проверяем по условию:

где s – коэффициент запаса прочности, s = 114000 Н / 2427 Н = 47;

  [s] – допустимый условный коэффициент запаса прочности [s] = 5…6.

Условие прочности выполняется, так как полученное значение коэффициента запаса прочности больше допустимого:

s ≥ [s].

ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПАНОВКИ РЕДУКТОРА

Цель данного этапа компоновки – определение положения опор относительно действующих в зацеплении сил и консольных нагрузок на вал.

Расположение зубчатых колес относительно корпуса редуктора

На рисунке 6.1 показан редуктор в разрезе по осям валов. Расчетное межосевое расстояние аw = 224 мм, ширина шестерни b1 = 75 мм, ширина колеса b2 = 71 мм.

Определяем толщину стенки корпуса редуктора:

δ = 0,04 аw + 1 = 0,04 · 224 + 1 = 9,96 мм,

принимаем δ = 10 мм.

Минимальный зазор между внутренней стенкой корпуса и поверхностями зубчатых колес:

х = (1,1…1,2) · 10 = 11…12 мм,

принимаем зазор между стенкой корпуса и торцевой поверхностью шестерни   х1 = 11,5 мм; между стенкой корпуса и наружными поверхностями зубчатых колес х2 = 12 мм.

Рисунок 6.1 – Первый этап компоновки редуктора

Предварительный расчет валов редуктора

Диаметры валов по пониженным допустимым напряжениям кручения.

Быстроходный вал.

Определяем диаметр выходного конца вала:

здесь [τк] – условное допустимое напряжения кручения, по [1, с.149] -            [τк] = 15…25 МПа.

Так как диаметр вала электродвигателя dдв = 60 мм, то соответственно принимаем такой же диаметр для посадочных отверстий ступиц звездочек цепной передачи. Тогда и диаметр выходного конца вала d1 = 60 мм.

Назначаем диаметр под уплотнение dу1 = 65 мм, диаметр под подшипник  dп1 = 65 мм, диаметр упорного буртика dб1 = 72 мм, длина выходного конца вала  l вых 1 = 110 мм.

Тихоходный вал вал.

Находим диаметр выходного конца вала:

Согласно схеме привода (рис. 1.2) тихоходный вал редуктора соединяется с валом ленточного транспортера зубчатой муфтой, поэтому целесообразно согласовывать диаметр вала с диаметром посадочного места полумуфты. Диаметр выходного конца тихоходного вала будем принимать больше диаметра выходного конца быстроходного вала d2 > d1. Учитывая, что крутящий момент передаваемый  тихоходным валом Т2 = 632,5 Н·м, по ГОСТ Р 50895-96 [1, с. 275] выбираем зубчатую муфту с номинальным вращающим моментом                Тном = 4000 Н·м, диаметр посадочного отверстия полумуфты d = 65 мм, длина ступицы l = 105 мм.

Принимаем диаметр выходного конца тихоходного вала d = 65 мм. Назначаем диаметр под уплотнение dу2 = 65 мм, диаметр под подшипник dп2 = 75 мм, диаметр упорного буртика dб2 = 86 мм, длина выходного конца вала                   l вых 2 = 105 мм.

Для составления расчетных схем валов, а именно для определения точек реакции опор, необходимо выбрать способ смазывания подшипников. Оцениваем возможность смазывания подшипников редуктора масляным туманом от разбрызгивания масла зубчатым колесом при окунании его в масляную ванну. Скорость тихоходного колеса V = 3,48 м/с, а масляный туман образуется при скорости более 3 м/с. Следовательно, смазка подшипников быстроходного и тихоходного валов от образовавшегося тумана будет достаточной.

Для исключения вытекания смазки через зазоры валами и крышками выходных концов валов, а также для изоляции подшипников от внешней среды, в крышках подшипников со стороны выходных концов валов будем устанавливать резиновые армированные манжеты. Манжеты – это наиболее современное и надежное уплотнение.

Рисунок 6.2 – Предварительная компоновка валов редуктора

Выбор подшипников

Для выбора подшипников необходимо оценить нагрузки на опоры валов. Для этого определяем положение подшипников по отношению к приложенным силам.

Так как, в заданной схеме редуктора и привода осевых нагрузок на валы редуктора теоретически нет, в качестве опор валов будем выбирать шариковые радиальные подшипники. Для редуктора вертикальный с двумя разъёмами, где расстояние между опорами не велико и возможность защемления вала из-за нагрева исключена, предпочтительна схема установки подшипников «враспор», которая имеет довольно простую конструкцию опор и обеспечивает при минимальных затратах необходимое регулирование осевого положения зубчатых колес.

Быстроходный вал.

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники [1, с.396] легкой серии диаметров 2 и узкой серии ширин 0 – подшипник 213           ГОСТ 8338-75. Габаритные размеры данного подшипника: d = 65 мм; D = 17,6 мм; b = 23 мм.

Располагаем подшипники в корпусе редуктора на расстоянии 2 мм от его внутренней стенки. Определяем положение расчетных точек реакции опор. Через центра тел качения проводим прямые, пересекающие ось вала; из полюса зацепления цилиндрической шестерни опускаем перпендикуляр; плоскость действия консольной нагрузки принимаем примерно на расстоянии 1/3 длины выходного конца вала от его торца. Измерением определяем расстояния         а1 = 61,5 мм; а2 = 112 мм.

На вал действуют следующие силы: окружная сила зубчатого зацепления  Ft = 3953 Н; радиальная сила зубчатого зацепления Fr = 1439 Н; консольная нагрузка от цепной передачи Fв = 1139 Н. Так как цепная передача горизонтальная, то консольная нагрузка Fв действует в той же плоскости, что и радиальная сила Fr, и направлена по отношению к данной силе в противоположную сторону.

Рисунок 6.3 – Расчетная схема быстроходного вала

 На основании полученной расчетной схемы определяем реакции опор от действующих сил.

В плоскости XOZ действует окружная сила Ft:

Отсюда:

Проверка:

В плоскости YOZ действуют радиальная сила Fr и консольная нагрузка Fв:

Отсюда:

= 1457 Н

Проверка:

Оцениваем суммарные реакции в опорах:

Из таблицы [1, с. 396] определяем базовые грузоподъемности подшипника 213: динамическая радиальная Сr = 56000 Н; статическая радиальная СОr = 34000 Н. Число шариков в подшипнике Z = 10; диаметр шарика Dw = 16,67 мм. Наружный диаметр подшипника D = 17,6 мм, внутренний диаметр d = 65 мм.

Диаметр окружности центров набора шариков определяется как:

Dpw = 0,5 (D +d) = 0,5 (17,6 + 65) =92,5 мм.

Определяем соотношение:

здесь α – угол контакта радиально-упорных подшипников, для радиальных подшипников α = 0°.

По таблице [1, с. 198] определяем значение коэффициента f0 для шариковых подшипников f0 = 14,4.

Так, как осевая сила Fa в зубчатом зацеплении отсутствует, то соотношение:

f0 Fa / С0r = 0. По таблице [1, с. 199] принимаем значение коэффициента осевого нагружения е = 0. По этой же таблице назначаем значения коэффициентов динамической радиальной нагрузки Х=1 и динамической осевой нагрузки Y = 0.

В данном случае эквивалентная динамическая нагрузка будет определяться по выражению:

Рэкв = V X PR Кб Кт,

где V – коэффициент, учитывающий влияние вращающегося кольца, при вращении внутреннего кольца подшипника V = 1;

Кб – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки, при нагрузке со значительными толчками и вибрациями Кб =2;

Кт – температурный коэффициент, при рабочей температуре tраб < 100°С   Кт =1.

Тогда:

Рэкв1 = V X PR1 Кб Кт = 1 · 1 · 2645 · 2 · 1 = 5290 Н;

Рэкв2 = V X PR2 Кб Кт = 1 · 1 · 2455 · 2 · 1 = 4910 Н.

Ресурс подшипника рассчитываем по 1-ой опоре, так как Рэкв1 > Рэкв2:

Здесь а1 – коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надежности, при надежности 90% а1 =1;

а23 – обобщенный коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс особых свойств подшипников и условий их эксплуатации, по таблице [1, с.7,64] принимаем а23 = 1;

m – показатель степени, для шариковых подшипников m = 3;

n1 – частота вращения быстроходного вала;

[Lh] – расчетный ресурс работы передачи, из главы 3.1.2 [Lh] =25754 ч.

Окончательно принимаем для быстроходного вала редуктора          подшипники 213 ГОСТ 8338-75.

Тихоходный вал.

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники [1, с.397] легкой серии диаметров 2 и узкой серии ширин 0 – подшипник 215           ГОСТ 8338-75. Габаритные размеры данного подшипника: d = 75 мм; D = 130 мм; b = 25 мм. Располагаем подшипники в корпусе редуктора на расстоянии 2 мм от его внутренней стенки. Определяем положение расчетных точек реакции опор. Через центра тел качения проводим прямые, пересекающие ось вала; из полюса

зацепления цилиндрической шестерни опускаем перпендикуляр; плоскость действия крутящего момента от зубчатой полумуфты принимаем по центру выходного конца вала. Измерением определяем расстояния а1 = 62,5 мм;               а2 = 90 мм.

 На вал действуют окружная сила Ft2 = 3953 Н и радиальная сила Fr = 1439 Н.

Рисунок 6.4 – Расчетная схема тихоходного вала

Определяем реакции опор от действующих сил.

В плоскости XOZ:

В плоскости YOZ:

Оцениваем суммарные реакции в опорах:

Из таблицы [1, с. 397] определяем базовые грузоподъемности

подшипника 215: Сr = 66300 Н; СОr = 41000 Н.

Так, как осевая сила Fa в зубчатом зацеплении равна нулю, то эквивалентную радиальную нагрузку для опор 3 и 4 определяем по выражению:

Рэкв = V X PR Кб Кт = 1 · 1 · 1990 · 2 · 1 = 3980 Н

Ресурс подшипника рассчитываем по формуле:

Окончательно принимаем для тихоходного вала редуктора                 подшипники 215 ГОСТ 8338-75.