Эскизная компоновка редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный маштаб1:1.

Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии – оси валов на расстоянии а_w =1905 мм.

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

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса :

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁=1,2 ( при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А =

в) принимаем расстояние между наружным диаметром подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = если диаметр окружности вершин зубьев шестерен окажется больше наружного диаметра подшипника , то расстояние А надо брать от этого диаметра.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп₁=50 мм и dп₂=20мм .

Первый этап компоновки редуктора (рис, 7.1)

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

18

КП2-36 01 01 2012 051 ПЗ

Выбираем способ смазки: зацепление зубчатой пары путем окунания зубчатого колеса в масло; подшипники смазываются пластичной смазкой. Раздельная смазка принята потому, что один из подшипников ведущего вала удален и это затрудняет попадание масляных брызг. Кроме того, раздельная смазка пре­дохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла.

Камеры подшипников отделяем от внутренней полости кор­пуса мазеудерживающими кольцами.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

19

КП2-36 01 01 2012 051 ПЗ

Рис. 7.1. Предварительная компоновка конического редуктора:

x = 10 мм, у₁ = 15 мм, l₁ = 77 мм, с₁ = 100 мм, y₂ = 20 мм; f_a = 68 мм, c₂ = 150 мм, 1₃ = 110 мм

Устанавливаем возможность размещения одной проекции — разрез по осям валов — на листе формата А4 (594x841 мм). Пред­почтителен масштаб 1:1. Проводим посередине листа горизон­тальную осевую линию — ось ведущего вала. Намечаем положе­ние вертикальной осевой линии — оси ведомого вала.

Из точки пересечения проводим под углом δ₁ = 15°54’ осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки R_e = 162 мм.

Конструктивно оформляем по найденным выше размерам ше­стерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Ступицу колеса выполняем несимметричной относительно диска, чтобы уменьшить расстояние между опорами ведомого вала.

Подшипники валов расположим в стаканах.

Намечаем для валов роликоподшипники конические одноряд­ные легкой серии (см. табл. П12):

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив пред­варительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х = 10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника у₁ = 15 мм (для размещения мазеудерживающего кольца).

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

20

КП2-36 01 01 2012 051 ПЗ

нормалей, проведенных к серединам контактных площадок (см. табл. 7.6). Для однорядных кониче­ских роликоподшипников по формуле (7.11)

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшип­ника f₁ = 50 + 18 = 68 мм.

Принимаем между реакциями подшипников ведущего вала размер с₁ (1,4 2,3) f₁ = (1,4 2,3) 68 = 95 157 мм. При­мем размер с₁ = 100 мм.

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно. внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х = 10 мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника у₂ = 20 мм (для размещения меж удерживающего кольца).

Для подшипников 7210 размер а₂ = + 20 мм.

Определяем замером размер А — от линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполним симме­тричным относительно оси ведущего вала и примем размер А` = А = 110 мм. Нанесем габариты подшипников ведомого вала.

Замером определяем расстояния f₂ = 70 мм и с₂ = 150 мм (следует обратить внимание на то, что А^`+ А = с₂ +f₂)

Очерчиваем контур внутренней стенки корпуса, отложив зазор между стенкой и зубьями колеса, равный 1,5x, т. е. 14 мм.

Намечаем положение звездочки (на расстоянии у₂ от торца подшипника) и замеряем расстояние от линии реакции ближнего к ней подшипника l₃ = 110мм.

Второй этап компоновки редуктора

В развитие первой компоновки здесь вычерчивают валы с насаженными на них деталями; размеры мазеудерживающих колец; установочных гаек и шайб, крышек и уплотнений определяют по таблицам.

Диаметры участков валов под зубчатые колеса, подшипники и назначают в соответствии с результатами предварительного расчета и с учетом технологических требований на обработку и сборку.

Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М39Х1,5 с предохранительной шайбой. Толщину стенки втулки назначают (0,1 0,15) d_n; при­нимаем ее равной 0,15 · 40 = 6 мм.

Сопряжение масло-удерживающего кольца со смежными дета­лями вынесено на рис. 10.16 (места I и IV); радиусы галтелей см. табл. 7.10. Мазеудерживающие кольца устанавливают так, чтобы они выходили за торец стакана или стенки внутрь корпуса на 1- 2: мм.

Подшипники размешаем в стакане, толщина стенки которого δ_ст = (0,08 0,12) D, где D — наружный диаметр подшипника примем δ_СТ = 0,12 · 80 10 мм.

Для фиксации наружных колец подшипников от осевых пере­мещений у стакана сделан упор величиной К = 6 мм (см. место I).

У второго подшипника наружное кольцо фиксируем торцовым выступом крышки подшипника через распорное кольцо.

Для облегчения посадки на вал подшипника, прилегающего к шестерне, диаметр вала уменьшаем на 0,5—1 мм на длине, несколько меньшей длины распорной втулки.

Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя ве­личины зазоров, принятых в первом этапе компоновки: х = 10 мм, у₂ = 20 мм и др.

Используя расстояния f₂ и с₂ вычерчиваем подшипники (на­помним, что радиальные реакции радиально-упорных подшип­ников считают приложенными к валу в точках, которые сдвинуты от клейменных торцов подшипников на расстояние α; см. табл. 7.6.

Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в утолщение вала Ø60 мм (см. рис. 10.16, место I I), а с другой — в мазеудерживающее кольцо; участок вала Ø55 мм делаем короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее кольцо Ø50 мм упиралось в торец колеса, а не в буртик вала; переход вала от Ø55мм к Ø50 мм смещен на 2—3 мм внутрь зубчатого колеса.

Наносим толщину стенки корпуса δ _к = 10 мм и определяем размеры основных элементов корпуса (см. гл. VIII, § 8.2).

Определяем глубину гнезда под подшипник l_г 1,5Т₂ = 1,5·24 = 36 мм.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

21

КП2-36 01 01 2012 051 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

22

КП2-36 01 01 2012 051 ПЗ

8. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал (рис. 8.1).

Силы, действующие в зацеплении: Р = 3439 H; P_r1 = P_α2 = 1220 Н и P_α1 = Р_r2 = 342 Н.

Первый этап компоновки дал f₁ = 68 мм и с₁ = 100 мм.

Реакции опор (левую опо­ру, воспринимающую внешнюю осевую силу P_α обозначим индексом «2»): в плоскости xz

R_x2c1 = P_f1

R_x2 = P = 3439 ;

R_x1c1 = P (c₁ + f₁);

R_x1 = P

Проверка: R_x2 – R_x1 + Р = 2338 – 11- 5777 + 3439 = 0.

В плоскости yz

-R_y2c1 + P_rf1 - P_α = 0;

R_y2 =

-R_y1c1 + P_r (с₁ + f₁ )- P_α

R_y1 =

Проверка: R_y2 – R_y1 + Р_r = 699 - 1919 + 1220 = 0.

Суммарные реакции:

F_r1 = R₁ = = = 2440 Н;

F_r2 = R₂ = = = 3706 Н.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле:

S₂ = 0,83eF_r2 = 0,83 • 0,41 • 2440 = 776 Н;

S₁ = 0,83eF_r1 = 0,83 • 0,41 • 3706 = 1178 Н;

здесь для подшипников 7208 параметр осевого нагружения е = 0,383.

Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 7.6). В нашем слу­чае S₁ > S₂; F_α = P_α > 0; тогда F_α1S₁ = 1178 H; F_α2 = S₁ + _Fα2 = 1178 + 342 = 1520 H.

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение 0,62 > e, поэтому следует учи­тывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле.

P_э2 =(XVF_r2 + YF_α2) K_δK_T;

для заданных условий V = K_δ = К_т = 1;

для конических подшипников при е коэффициент X = 0,4 и коэффициент Y= 1,565 (см. табл. 7.4 и П12).

Эквивалентная нагрузка Р_э2 = (0,4·2440+ 1,565·1520) = 3354 Н = 3,354 кН.

Расчетная долговечность, млн. об.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

23

Расчетная долговечность, ч,

L_h =

где n = 1450 об/мин — частота вращения ведущего вала.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение = 0,31 < e, поэтому при подсчете

эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка

P_э1 = VF_r1K_δK_T = 3706 · 1 · 1 · 1 = 3706 H.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

24

Расчетная долговечность, млн. об.,

L = .

Расчетная долговечность, ч,

L_h = = = 36459 ч.

Найденная долговечность приемлема.

Ведомый вал (рис. 8,2)

Из предыдущих расчетов Р = 3439 Н; Р_t = 342 Н и Р_α = 1220 Н.

Нагрузка на вал от цепной передачи R_ц = 4492 Н (см. п. 6). Составляющие этой нагрузки R_цx = R_цy = R_ц sin γ= 4492 · sin 45° 3000 H.

Первый этап компоновки дал f₂ = 70 мм, с₂ = 150 мм и 1₃₈ = 110 мм. Реакции опор ( правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу P_α обозначим четным индексом цифрой 4 и при определении осевого нагружения этот подшипник будем считать «вто­рым» (см. табл. 7,6)

В плоскости xz

-R_x3 (C₂ + f₂) + Pf₂ + R_цxl3 = 0;

R_x3 =

-P_ц2 – R_x2 (C₂ + f₂) + R_цx (C₂ + f₂ + l₃) = 0;

R_x4 =

Проверка: R_x3 + R_xц - Р – R_x4 = 0;

2594 + 3000 - 3439 - 2155 = 0.

В плоскости уz

-R_y3 (C₂ + f₂) – P_rf2 +P_α R_цyl3 = 0,

где средний диаметр колеса d₂ = mz₂ = 3,18·84 = 267 мм;

R_y3 =

P_rc₂ + P_α R_y4 (C₂ + f₂) + R_цy (c₂ + f₂ + l₃) = 0;

R_y4 = = 5470 H.

Проверка: R_y3 + P_r – R_y4 + R_цy = 2131 + 342 - 5470 + 3000 = 0.

Суммарные реакции:

F_r3 = R₃ = = = 3357 Н;

F_r4 = R₄ = = = 5879 Н.

Осевые составляющие радиальных реакций конических под­шипников:

S₃ = 0,83eF_r3 = 0,83· 0,374 · 3357 = 1042 H;

S₄ = 0,83eF_r4 = 0,83· 0,374 · 5879 = 1824 H.

где для подшипников 7210 коэффициент влияния осевого нагружения e = 0,374 (см. табл. П12).

Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 7.6). В нашем случае S₃ < S₄; F_α = P_α > S₄ - S₃, тогда F_α3 = S₃ = 1042 H; F_α4 = S₃ + P_α = 1042 + 1220 = 2262 H.

Рассмотрим левый («третий») подшипник.

Отношение = 0,310 поэтому осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

P_э3 = F_r3 VK_δ K_T = 3357 ·1 · 1,2 · 1 = 4028 H,

где K_δ = 1,2, так как цепная передача усиливает неравномер­ность нагружения.

Отношение = = 12,8.

Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники легкой серии 7210, то долговечность определим для более нагруженного правого подшипника.

Отношение = = 0,38 e, поэтому осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

P_э4 = VF_r4K_δK_T = 5879 · 1 · 1,2 · 1 = 7054 H = 70,54 kH.

Расчетная долговечность, млн. об.,

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

25

КП2-36 01 01 2012 051 ПЗ

L = = ( 623 млн, об.

Расчетная долговечность, ч,

L_h = = 34 ·10³

здесь n = 307 об/мин — частота вращения ведомого вала.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

26

КП2-36 01 01 2012 051 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

27

КП2-36 01 01 2012 051 ПЗ

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Здесь ограничимся проверкой прочности лишь одного соедине­ния, передающего вращающий момент от ведомого вала к звездочке.

Диаметр вала в этом месте d_B2 — 45 мм. Сечение и длина шпонки b · h · l = 14 · 9 · 63, глубина паза t₁ — 5,5 мм, no СТ СЭВ 189-75.

Момент на звездочке М₃ = 458 · 10³ Н мм.

Напряжения смятия

σ_см = H/мм² [σ]_см

Уточненный расчет валов

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

28

КП2-36 01 01 2012 051 ПЗ

Считаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульси­рующему).

Материалы валов — сталь 45 нормализованная; σ_в = 590 Н/мм² (см. табл. 3.3).

Пределы выносливости σ_-1 = 0,43 · 590 = 254 Н/мм² и τ_-1 = 0,58 · 254 = 147 Н/мм².

У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно, достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сече­ние в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне. В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты М_y и М_x и крутящий момент М_z = M₁.

Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях:

M_y = R_x2c₁ = 2338 · 100 = 234 · 10³ H · мм.

M_x = R_y2c₁ = 699 ·100 = 69,5 · 10³ H · мм.

Суммарный изгибающий момент

М = = 300·10³ Н· мм.

Момент сопротивления сечения

W = 10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений

σ_υ = σ_max = = H/мм²

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

По табл. 6.8 2,7; n_σ =

Полярный момент сопротивления

W_p = 10³ = 12,56 · 10³ = 12,56 · 10³ мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

По. табл. 6.8 = 2,28, коэффициент ψ_τ = 0,1;

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

29

КП2-36 01 01 2012 051 ПЗ

Коэффициент запаса прочности

Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [n] = 1,5 1,7. Учитывая требования жесткости, рекомендуют [n] = 2,5 3,5. Полученное значение n = 1,98 доста­точно.

У ведомого вала следовало бы проверить прочность в сечении под колесом d_K2 = 55 мм и под подшипником d_п2 = 50 мм со стороны звездочки. Через оба эти сечения передается крутящий момент М₂ = 458 · 10³ Н · мм, но в сечении под колесом действует изгибающий момент

а под подшипником M_и3 = R_цl₃ = 4492 · 100 = 449,2 · 10³ Н · мм. М_и2 больше М_и3 всего на 6%, а момент сопротивления W₂ больше W₃ пропорционально (d₂/d₃)³ = (55/50)³ = 1,33, т. е. на 30%. Поэтому заключаем, что из этих двух сечений более опасно сече­ние под подшипником. Для него и проведем расчет.

Изгибающий момент М_и3 = 449,2 • 10³ Н · мм.

Момент сопротивления сечения

Амплитуда нормальных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

где 3,40 (cм. табл. 6.8).

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напря­жений

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Где 2,52 (см. табл. 6.8) и ψ_τ = 0,1

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

30

КП2-36 01 01 2012 051 ПЗ

Коэффициент запаса прочности

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

31

КП2-36 01 01 2012 051 ПЗ

11. Посадки основных деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 8.11.

Посадка зубчатого колеса на вал по СТ СЭВ 144—76 соответствует легкопрессовой посадке 2-го класса точности no OCT.

Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора (соответствует по ОСТ).

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала , чему соответствует по ОСТ. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца no , чему соответствует по ОСТ. Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 8.11.

Выбор сорта масла

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

32

КП2-36 01 01 2012 051 ПЗ

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину.

По табл. 8.8 устанавливаем вязкость масла. При скорости v = 5,78 м/с. Вязкость должна быть равна 59 сСт. По.табл. 8.10 принимаем масло индустриальное И-70А (по ГОСТ 20799-75*).

Подшипники смазываем пластичной смазкой, закладываемой в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази выбираем по ( табл. 7.15) - солидол марки УТ-2 .

Сборка редуктора

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

33

КП2-36 01 01 2012 051 ПЗ

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают малостойкой 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 14 х 9 х 63 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 горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания 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.

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.

Заключение

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

34

КП2-36 01 01 2012 051 ПЗ

Целью моего курсового проекта было рассчитать и спроектировать конический одноступенчатый конический прямозубый редуктор для привода ленточного конвейера. В процессе расчётов условие прочности зубчатых колёс на выносливость выполнено.

Отклонение передаточного числа от заданного составляет 0% что меньше установленных гостом.

Проверка долговечности подшипников выполнено. Долговечность ведущего вала составляет L_h=50183 ч. L=4366 млн. об., а ведомого – L_h=36459 ч. L=3172 млн. об.

Проверка реакции опор выполнено. Условие равновесия соблюдается.

Выполняю уточнённый расчёт валов. Определили коэффициент запаса прочности, который равен n=1,87>[n].

Сборка редуктора выполняется в соответствии с требованиями технических условий.

Литература

1.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

35

КП2-36 01 01 2012 051 ПЗ

ГОСТ 1.105-95. Общие требования к текстовым документам. Минск, 1995.

2. ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентые внешнего зацеплении. Расчёт на прочность. М., 1988.

3. С.А.Чернавский Курсовое проектирование деталей машин. Минск, 1987.

4. Шейблинт, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин / А.Е.Шейблинт. Калининград , 1999.

5. Соколовская В.П. Детали машин. Курсовое проектирование.

6. Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин / П.Ф.Дунаев, О.П.Лёликов. М., 2007.

7. Куклин, Н.Г. Детали машин / Н.Г.Куклин, Г.С.Куклина, В.К.Житков. М., 2008.

8. Кузьмин А.В. Расчёт деталей машин: справочное пособие. Минск, 1987.