Компоновку обычно выполняют в два этапа. Первый этап служит для приближённого определения положения зубчатых колёс редуктора, звёздочек (шкивов, муфт) на выходных концах валов относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников. Компоновочный чертёж выполняется в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора. Желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.
Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две или три вертикальные линии на расстоянии уже высчитанного межосевого расстояния по зубчатым передачам для цилиндрических редукторов. Для конических редукторов проводим перпендикулярные линии осей валов.
Вычерчиваем упрощенно зубчатые колёса в виде прямоугольников для цилиндрических колёс или в виде трапеций для конических колёс.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса редуктора:
а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса
(
– толщина стенки редуктора);
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев большего колеса ;
в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса равным ; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние нужно брать от шестерни.
Предварительно выбираем из каталога радиальные или радиально-упорные подшипники средней серии до диаметру вала и наносим схематично их на чертёж. Решаем вопрос о смазке подшипников, эскизно рисуем уплотнения и крышки подшипников.
Рисуем внешний контур редуктора, измеряем полученное расстояние между опорами и внешними элементами (звёздочками, шкивами, муфтами) и теперь имеем все необходимые размеры для расчёта подшипников и уточнённого расчёта валов.
Критически оцениваем полученную компоновку, меняем размеры пропорционально общему виду, окончательно определяемся со смазкой зацепления и подшипников и получаем компоновку, пригодную для выполнения чертежа редуктора.
После выполнения расчёта подшипниковых узлов на долговечность и уточнённого расчёта валов возможна ещё одна корректировка компоновочного чертежа редуктора, но она, как правило, бывает минимальной.
На рис. 9.13 приведен компоновочный чертёж одноступенчатого конического редуктора, а на рис. 9.14 компоновочный чертёж одноступенчатого червячного редуктора.
Рис.9.13. Компоновочный чертёж одноступенчатого конического редуктора
Рис.9.13.а. Рабочий чертёж одноступенчатого конического зубчатого редуктора
на базе компоновочного чертежа по рис.9.13
Рис.9.14. Компоновочный чертёж одноступенчатого червячного редуктора
Рис.9.14.а. Рабочий чертёж одноступенчатого червячного редуктора
на базе компоновочного чертежа по рис.9.14
9.3. Смазывание редукторов
Смазывание зубчатых и червячных зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.
Рис.9.15. Редуктор с брызговиками
По способу подвода смазочного материала к зацеплению различают картерное и циркуляционное смазывание.
Картерное смазывание осуществляется окунанием зубчатых и червячных колес (или червяков) в масло, заливаемое внутрь корпуса. Это смазывание применяют при окружных скоростях в зацеплении зубчатых передач до v 8 м/с. Масло из картера или бака подается насосом в места смазывания по трубопроводу через сопла или при широких колесах через коллекторы как показано на рис. 9.16. Возможна подача смазки от централизованной смазочной системы, обслуживающей несколько агрегатов.
Назначение сорта масла зависит от контактного давления в зубьях и от окружной скорости колеса. С увеличением контактного давления масло должно обладать большей вязкостью; с увеличением окружной скорости вязкость масла должна быть выше.
Таблица 9.8. Рекомендуемые значения вязкости масел для
смазывания зубчатых передач при 50 °С
Контактные напряжения , МПа
Курсовая работа: Расчет редуктора его компоновка и сборка
1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя
2. Расчет зубчатых колес редуктора
3. Предварительный расчет валов редуктора
4. Конструктивные размеры шестерни и колеса
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
6. Первый этап компоновки редуктора
7. Проверка долговечности подшипника
8. Второй этап компоновки редуктора
9. Проверка прочности шпоночных соединений
10. Уточненный расчет валов
11. Вычерчивание редуктора
12. Посадки зубчатого колеса
В настоящее время создан и получает распространение принципиально новый класс машин, обеспечивающих высокую производительность — автоматизированных производственных системы (участки, цехи, заводы). Ускоренно нарастает производство промышленных роботов, обладающих искусственным зрением, воспринимающих речевые команды и быстро приспособляющихся к изменяющимся условиям работы.
Белорусское производство принимает организационные и экономические меры для опережающего развития машиностроительного комплекса, быстрейшего создания новой техники и ее внедрения в производство.
Редуктором называется механизм понижающий угловую скорость и увеличивающий момент в приводах от электродвигателя к рабочей машине.
Редуктор состоит из зубчатых или червячных, передач, установленных в отдельном корпусе, что принципиально отличает его от зубчатой или червячной передачи, встраиваемой в исполнительный механизм или машину.
Редуктор классифицируется по типам, типоразмерам и исполнением.
Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей валов в пространстве. Для обозначения передач используется прописные буквы русского алфавита: Ц – цилиндрическая, К – коническая, Ч – червячная, Г – глобоидная, П – планетарная, В – волновая.
Вертикальный одноступенчатый редуктор может иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже – сварными, стальными. При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.
Максимальное передаточное число одноступенчатого цилиндрического редуктора по ГОСТ2185-66 Umax =12,5.
Выбор вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вела приводимой в движение машины и т.д.)
1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя
1.1.Определяем общий КПД привода:
ŋ общ = 0.92 · 0.98 · 0.9952= 0.875.
1.2. Определяем требуемую мощность электродвигателя:
Pтр = Fυ / ŋ общ = (2,2 · 1,4) / 0.821 = 2.19 кВт.
1.3. Определяем угловую скорость барабана:
ω = 2υ / D = (2 · 1.4) / 0.4 = 10,3 (рад/с);
частота вращения барабана
ω = πn / 30 ; nб = (30 · ω) / π = (30 · 10.3) / 3.14 = 98 (об/мин).
1.4. Определяем общее передаточное отношение привода:
1.5. Определяем частоту вращения вала двигателя:
nдв = 16 · 98.5 = 1347.8 (об/мин).
1.6. По таблице П1 принимаем трехфазный асинхронный короткозамкнутый закрытый обдуваемый серии 4А (ГОСТ 19523-81) электродвигатель с мощностью P = 3 кВт и частотой вращения n = 1500 об/мин типоразмером 100S4 . Pдв = 3.0 кВт;
1.7. Уточняем общее передаточное число:
оставляем Uред = 4, тогда Uцепн = Uобщ / Uред = 15.24 / 4 = 3.81;
1.8. Определяем частоты вращения и угловые скорости валов привода:
n2 цепн = n1 / U ред = 1500 / 4 = 375 (об/мин);
ω 2 цепн = ω 1 / U ред = 157 / 4 = 39.2 (рад/с);
1.9. Определяем вращающие моменты на валах редуктора:
Т дв = Р дв / ω дв = 2.19 · 10 3 / 157 = 14 (Н · м) = 14 · 10 3 (Н · мм)
Т 2 = Т 1 · Uред = 14 · 10 3 · 4 Т 1 = Т дв = 56 (Н · м) = 56 · 10 3 (Н · мм)
2. Расчет зубчатых колес редуктора
2.1. Выбор материала зубчатых колес:
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (таб. 33): для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость HB 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB 200.
2.2. Определяем допускаемые контактные напряжения:
где σ H lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
KHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают
KHL = 1; коэффициент безопасности [SH ] = 1.10
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10) гл. 3:
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение
[σH ] = 0.45 · (482 + 428) = 410 (МПа);
Требуемое условие [σH ] ≤ 1.23 [σH 2 ] выполнено.
2.3. Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:
где для косозубых колес Ка = 43, а передаточное число нашего редуктора
К HB – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. По таб. 3.1 принимаем К HB = 1.25.
ψ ba – коэффициент ширины зубчатого венца. Принимают для косозубых колесψ ba = 0,4.
а ω = 43(4 + 1) 3 √(56 · 10 3 · 1.25) / (410 2 · 4 2 · 0.4) = 86.4 (мм);
Принимаем межосевое расстояние по ГОСТ 2185 – 66 ближайшее значение
2.4. Определяем модуль зацепления:
mn = (0.01 ч 0.02) · aω = (0.01 ч 0.02) · 100 = 1 ч 2,
принимаем по ГОСТ 9563 – 60 mn = 2 (мм).
2.5. Принимаем предварительно угол наклона зубьев β = 10˚ и определяем число зубьев шестерни и колеса:
z1 = (2 · 100 · cos 10˚) / ((4 + 1) · 2) = 19.7;
Принимаемz1 = 19; тогдаz2 = z1 · U = 19 · 4 = 76.
Уточненное значение угла наклона зубьев
Основные размеры шестерни и колеса:
d2 = m n z2 / cos β = (2 · 76) / 0.95 = 160 (мм);
Проверка: а ω = (d1 + d2 ) / 2 = 200 / 2 = 100 (мм).
ширина колеса b2 = ψba · aω = 0.4 · 100 = 40 (мм);
ширина шестерни b1 = b2 + 4 = 44 (мм);
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
2.6. Окружная скорость колес и степень точности передачи:
υ = (ω 1 · d1 ) / (2 · 10 3 ) = (10.3 · 40) / (2 · 10 3 ) = 0.206 (м/с);
При такой скорости для шевронных колес следует принять 8-ю степень точности.
Значение KHβ даны в таб. 3.5; при ψ bd = 2, твердости HB ≤ 350 и симметричным расположением колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения ременной передачи KHβ ≈ 1.03.
По таб. 3.4 глава 3 при υ = 0.46 м/с и 8-й степени точности KHα ≈ 1.02. По таб. 3.6 для шевронных колес при υ ≤ 5 м/с имеем KHυ = 1.0. Таким образом
2.7. Проверка контактных напряжений по формуле:
σ H = 270 / aω √(Т2 KH (u + 1) 3 ) / (b2 u 2 ) = 270 / 100 √(56 · 10 3 · 1.05 · 125) / 1216 = 289.3 МПа ≤ [σ] = 410 МПа. Прочность обеспечена!
2.8. Силы, действующие в зацеплении:
окружная Ft = 2T1 / d1 = 2 · 14 · 10 3 / 40 = 700 (H);
радиальная Fr = Ft · tgα / cos β = 700 · 0.36 / 0.95 = 268 (H);
осевая Fa = Ft · tgβ = 700 · 0.61 = 665 (H).
2.9. Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:σ = Ft · KF · Yβ · KFα / (b · mn ) ≤ [σ F ];
Здесь коэффициент нагрузки KF = KFβ KFυ . По таб. 3.7 при ψ bd = 2, твердости HB ≤ 350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор
KFβ = 1.1. По таб. 3.8 KFυ = 1.11. Таким образом, коэффициент KF = 1.11 · 1.1 = 1.21; YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зуба zυ
у шестерни zυ 1 = z1 / cos 3 β = 19 / 0.857 ≈ 22;
у колеса zυ 2 = z2 / cos 3 β = 76 / 0.857 ≈ 88;
Допускаемое напряжение по формуле
По таб. 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости HB ≤ 350 σ˚F lim b = 1.8 HB.
Для шестерни σ˚F lim b = 1.8 · 230 = 417 МПа; для колеса σ˚F lim b = 1.8 · 200 = 360 МПа. [SF ] = [SF ]΄ · [SF ]΄΄ — коэффициент безопасности. Где [SF ]΄ = 1.75 ,
[SF ]΄΄ = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [SF ] = 1.75
для шестерни [σF 1 ] = 417 / 1.75 = 238 МПа;
для колеса [σF 2 ] = 360 / 1.75 = 206 МПа.
для шестерни 238 / 4.09 = 58 МПа;
для колеса 206 / 3.62 = 57 МПа.
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Yβ = 1 – β / 140 = 1 – 18.18 / 140 = 0.8702;
для средних значений коэффициента торцевого перекрытия ε α = 1.5 и 8-й степени точности KFα = 0.91.
Проверяем прочность зуба по формуле:
σ F 2 = (700 · 1.21 · 3.62 · 0.87 · 0.91) / (40 · 2) ≈ 34 МПа 3 √16Tk 1 / (π [τk ]) = 3 √16 · 14 · 10 3 / (3.14 · 25) ≈ 14.8 (мм);
Из стандартного ряда принимаем
Шестерню выполним за одно целое с валом.
Конструкция ведущего вала.
Учитывая влияние изгиба вала от напряжения ремня, принимаем [τk ] = 20 МПа.
dВ2 = 3 √16Тk 2 / (π [τk ]) = 3 √(16 · 56 · 10 3 ) / (3.14 · 20) = 24 (мм);
Из стандартного ряда принимаем:
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
4. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняют заодно с валом; ее размеры определены выше:
lст (1.2 ч 1.5) · dk 2 = (1.2 ч 1.5) · 30 = 36 ч 45 (мм);
δо = (2.5 ч 4) · mn = (2.5 ч 4) · 2 = 5 ч 8 (мм),
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
δ = 0.025 · а + 1 = 0.025 · 100 + 1 = 3.5 (мм),
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
— верхнего пояса корпуса и крышки:
b = 1.5δ = 1.5 · 8 = 12 (мм); b1 = 1.5δ1 = 1.5 · 8 = 12 (мм);
p = 2.35δ = 2.35 · 8 = 19 (мм); принимаем p = 20 (мм).
d1 = (0.03 ч 0.036) · a + 12 = (0.03 ч 0.036) · 100 + 12 = 15 ч 15.6 (мм);
принимаем болты с резьбой М16;
— крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2 = (0.7 ч 0.75) · d1 = (0.7 ч 0.75) · 16 = 11.2 ч 12 (мм);
принимаем болты с резьбой М12;
— соединяющих крышку с корпусом
d3 = (0.5 ч 0.6) · d1 = (0.5 ч 0.6) · 16 = 8 ч 9.6 (мм);
принимаем болты с резьбой М6
6. Первый этап компоновки редуктора
Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и шкива относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняют в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1 , чертить тонкими линиями.
Примерно посередине места параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии – оси валов на расстоянии а ω = 100 мм.
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длинна ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 1.2δ ; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = δ ;
в) принимаем 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 надо брать от шестерни.
Предварительно намечаем роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами (по ГОСТ 8328-75) легкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dП1 = 20 мм и dП2 = 30 мм.
Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер y = 10 мм.
Измерением находим расстояния на ведущем валу l1 и на ведомом l2
Принимаем окончательно l1 = l2 = мм.
7. Проверка долговечности подшипника.
Из предыдущих расчетов имеем Ft = 700H; Fr =268H; Fa = 233H; из первого этапа компоновки l1 = 43 мм.
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем радиальные роликоподшипники с короткими коническими роликами 32205А (таб. П5): d = 20 мм; D = 47 мм; B = 14 мм; С = 21.0 kH;
Эквивалентная нагрузка по формуле
в которой радиальная нагрузка Pr 1 = 228 H; осевая нагрузка Pa = Fa = 205 H;
V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Кб = 1 (таб. 9.19); КТ = 1 (таб.9.20).
Отношение iFa / Co = 1 · 205 / 1320 = 0.015; этой величине (по таб. 9.18) e ≈ 0.15
Fa / Pr 1 = 205 / 228 = 0.899 > e; X = 0.4 и Y = 0.4ctg18
Pэ = (0.4 · 1 · 226 + 1.4 · 205) · 1 · 1 ≈ 564(H).
Расчетная долговечность, млн. об.
L = (C / Pэ ) 3 = (21000 /564) 3 ≈ 1248 млн.об.
Расчетная долговечность, ч
Lh = L · 10 3 / (60 · n) = 1248 · 10 6 / (60 ·1500) ≈ 28756 (ч),
что больше установленных ГОСТ 16162-85.
Несет такие же нагрузки, как и ведущий:
Из первого этапа компоновки l2 = мм и l3 = мм.
R y3 = (Ft · l2 – Fa · d2 / 2) / (2 · l2 ) = (974 · 69 – 1403 · 160 / 2) / (2 · 69) = — 326 (H);
R y4 = (- Fr · l2 – Fa · d2 / 2) / (2 · l2 ) = (- 974 · 69 – 1403 · 160 / 2) / (2 · 69) = — 1300 (H).
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами 32208А легкой серии (таб. П5): d = 30мм; D = 62 мм; B = 15 мм; C = 31.5 kH; Co = 22.0 kH.
Отношение Fa / Co = 1403 / 29500 = 0.0476; этой величине (по таб. 9.18) соответствует e ≈ 0.25 (получаем интерполируя).
Отношение Fa / Pr 4 = 1403 / 1736 = 0.808 ≥ e; следовательно, X = 0.56 , Y = 1.8 . Поэтому
(Принимаем Кб = 1.2, учитывая, что ременная передача усиливает неравномерность нагружения).
Расчетная долговечность, млн. об.
Расчетная долговечность, ч
здесь n = 55 об/мин – частота вращения ведомого вала.
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс работы самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 32205А имеют ресурс Lh ≈ ч, а подшипники ведомого вала 32208А имеют ресурс Lh ≈ ч.
8. Второй этап компоновки редуктора
Второй этап компоновки имеет конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.
Примерный порядок выполнения следующий.
Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Конструируем узел ведущего вала:
а) наносим осевые линии, удаленные от средины редуктора на расстояние l 1 . Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);
б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. ИХ торцы должны выступать внутрь корпуса на 1 – 2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники ( диаметром 40 мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;
в) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной ≈ 1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует, вырыв на плоскости разъема.
Войлочные и фетровые уплотнители применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах;
г) переход вала диаметром 40 присоединительному кольцу диаметром 32 выполняют на расстоянии 10 – 15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крыши.
Длина присоединительного конца вала диаметром 32 определяется длиной ступицы муфты.
Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:
а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки – с другой; место перехода вала от диаметра 65 мм к диаметру 60 мм смещаем на 2-3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца торцу втулки (а не к заплечнику вала!);
б) отложив от середины редуктора расстояние l 2 , проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники (если нет особых указаний, то можно располагать оси подшипников ведущего и ведомого валов на одной прямой линии);
в) вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;
г) откладываем расстояние l3 и вычерчиваем звездочку цепной передачи; ступица звездочки может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину.
Переход от диаметра 60 мм к диаметру 55 мм смещаем на 2 – 3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника (а не валу!). Это кольцо – между внутренним кольцом подшипника и ступицей звездочки – не допускает касания ступицы и сепаратора подшипника;
д) от осевого перемещения звездочка фиксируется на валу торцевым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним или двумя винтами. Следует обязательно предусмотреть зазор между торцом вала и шайбой 2 – 3 мм для натяга.
На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360 – 78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5 – 10 мм меньше длин ступиц.
Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и звездочки относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.
9. Проверка прочности шпоночных соединений.
Шпонка призматическая со скругленными торцами.
Размеры сечений шпонок – по ГОСТ 23360-78 (см. таб. 8.9).
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности по формуле:
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σ см ] = 100 ч 120 (МПа), при чугунной [σ см ] = 50 ч 70 (МПа).
Ведущий вал: d = 15 мм; b Ч h = 5 Ч 5; t1 = 3.0 мм; длинна шпонки l = 15 мм; момент на ведущем валу T1 = 14 · 10 3 (H · мм).
σ см = 2 · 14 · 10 3 / (15 · (5 – 3.0) · (15 – 5)) = 94 (МПа) 3 (H · мм).
σ см = 2 · 56 · 10 3 / (25 · (7 – 4) · (37 – 8)) = 51.2 (МПа) 3 = 9.2 · 10 3 (мм 3 )
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
τ υ = τ m = T2 / 2Wp = 179 · 10 3 / (2 · 9.2 · 10 3 ) = 9.7 (МПа).
Коэффициенты запаса прочности
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л
s = s σ · s τ / √s 2 σ + s 2 τ = 9.15 · 11.1 / √9.15 2 + 11.1 2 = 101.57 / 14.39 = 7.06 .
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см. таб. 8.5): kσ = 1.77 и kτ = 1.65; ε σ = 0.87 и ε τ = 0.75
Изгибающий момент (x = 45 мм)
Момент сопротивления нетто при b = 10 мм и t1 = 5 мм
Wнетто = πd 3 / 32 – b · t1 · (d – t1 ) / 2d = 4578.12 – 21.53 = 4.6 · 10 3 (мм 3 ).
Момент сопротивления кручению сечения нетто
Wк нетто = πd 3 / 16 – b · t1 · (d – t1 ) / 2d = 9156.24 – 21.53 = 9.1 · 10 3 (мм 3 ).
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
τ υ = τ m = T2 / 2Wp = 179 · 10 3 / (2 · 8.9 · 10 3 ) = 10.1 (МПа)
Коэффициент запаса прочности
sσ = 335 / (177 · 18.5 / 0.87) = 335 / 37.6 ≈ 8.9
Результирующий коэффициент запаса прочности
Сведем результаты проверки в таблицу:
| Сечение | А-А | К-К | Л-Л | Б-Б |
| Коэффициент запаса s | 12.2 | 4.7 | 7.06 | 6.1 |
11. Вычерчивание редуктора
Редуктор вычерчиваю в двух проекциях на листе формата А1 (594 х 841 мм) в масштабе 1 : 1 с основной надписью и спецификацией.
12.Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников
k6. Посадки назначаем в соответствии с «указаниями, данными в табл. 10.13.
Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6по ГОСТ 25347 — 82.
Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора НУ/Ьб.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0.25 дм 3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V= 0.25 • 2.2=0.55 дм 3 .
По табл. 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σН = 441 МПа и скорости υ= 1.0 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 · 10 -6 м 2 /с
По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное И-4ОА (по ГОСТ 20799-75).
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 , периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 С; в ведомый вал закладывают шпонку х и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячил; маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклишвания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
1. Н.Г. Куклин «Детали машин». – Москва, 1987.
2. С.А. Чернявский «Курсовое проектирование деталей машин». – Москва, 1987.
3. Т.Ф. Валаева «Экономика организация и планирование машиностроительного производства». – Москва, 1984.
4. И.Е. Макарский «Основы технологии машиностроения». — Минск, 1997.end_of_the_document_label
https://evakuatorinfo.ru/kak-chertit-komponovku-reduktora