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 аw =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 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 = 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)
Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.
![]() Рис. 7.1. Предварительная компоновка конического редуктора: x = 10 мм, у1 = 15 мм, l1 = 77 мм, с1 = 100 мм, y2 = 20 мм; fa = 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 Re = 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
Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника f1 = 50 + 18 = 68 мм. Принимаем между реакциями подшипников ведущего вала размер с1 (1,4 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 =
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 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 δст = (0,08 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 lг
Реакции опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Pα обозначим индексом «2»): в плоскости xz
Rx2c1 = Pf1
Rx2 = P
Rx1c1 = P (c1 + f1);
Rx1 = P
Проверка: Rx2 – Rx1 + Р = 2338 – 11- 5777 + 3439 = 0.
В плоскости yz
-Ry2c1 + Prf1 - Pα
Ry2 =
![]()
Ry1 =
Проверка: Ry2 – Ry1 + Рr = 699 - 1919 + 1220 = 0.
Суммарные реакции:
Fr1 = R1 = Fr2 = R2 =
S2 = 0,83eFr2 = 0,83 • 0,41 • 2440 = 776 Н;
S1 = 0,83eFr1 = 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; Fα = Pα > 0; тогда Fα1S1 = 1178 H; Fα2 = S1 + Fα2 = 1178 + 342 = 1520 H. Рассмотрим левый подшипник. Отношение
Эквивалентная нагрузка по формуле.
Pэ2 =(XVFr2 + YFα2) KδKT;
для заданных условий V = Kδ = Кт = 1; для конических подшипников при Эквивалентная нагрузка Рэ2 = (0,4·2440+ 1,565·1520) = 3354 Н = 3,354 кН. Расчетная долговечность, млн. об.
Lh = где n = 1450 об/мин — частота вращения ведущего вала. Рассмотрим правый подшипник. Отношение эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают. Эквивалентная нагрузка
Pэ1 = VFr1KδKT = 3706 · 1 · 1 · 1 = 3706 H.
Расчетная долговечность, млн. об.,
Расчетная долговечность, ч,
Найденная долговечность приемлема. Ведомый вал (рис. 8,2) Из предыдущих расчетов Р = 3439 Н; Рt = 342 Н и Рα = 1220 Н. Нагрузка на вал от цепной передачи Rц = 4492 Н (см. п. 6). Составляющие этой нагрузки Rцx = Rцy = Rц sin γ= 4492 · sin 45° Первый этап компоновки дал f2 = 70 мм, с2 = 150 мм и 138 = 110 мм. Реакции опор ( правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Pα обозначим четным индексом цифрой 4 и при определении осевого нагружения этот подшипник будем считать «вторым» (см. табл. 7,6)
В плоскости xz -Rx3 (C2 + f2) + Pf2 + Rцxl3 = 0; Rx3 = -Pц2 – Rx2 (C2 + f2) + Rцx (C2 + f2 + l3) = 0; Rx4 = Проверка: Rx3 + Rxц - Р – Rx4 = 0; 2594 + 3000 - 3439 - 2155 = 0. В плоскости уz -Ry3 (C2 + f2) – Prf2 +Pα где средний диаметр колеса d2 = mz2 = 3,18·84 = 267 мм; Ry3 = Prc2 + Pα Ry4 =
Проверка: Ry3 + Pr – Ry4 + Rцy = 2131 + 342 - 5470 + 3000 = 0. Суммарные реакции: Fr3 = R3 = Fr4 = R4 = Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:
S3 = 0,83eFr3 = 0,83· 0,374 · 3357 = 1042 H; S4 = 0,83eFr4 = 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; Fα = Pα > S4 - S3, тогда Fα3 = S3 = 1042 H; Fα4 = S3 + Pα = 1042 + 1220 = 2262 H. Рассмотрим левый («третий») подшипник. Отношение Эквивалентная нагрузка
Pэ3 = Fr3 VKδ KT = 3357 ·1 · 1,2 · 1 = 4028 H,
где Kδ = 1,2, так как цепная передача усиливает неравномерность нагружения. Отношение Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники легкой серии 7210, то долговечность определим для более нагруженного правого подшипника. Отношение Эквивалентная нагрузка
Pэ4 = VFr4KδKT = 5879 · 1 · 1,2 · 1 = 7054 H = 70,54 kH.
Расчетная долговечность, млн. об.,
![]() ![]() ![]() ![]()
Расчетная долговечность, ч, Lh =
здесь n = 307 об/мин — частота вращения ведомого вала.
Здесь ограничимся проверкой прочности лишь одного соединения, передающего вращающий момент от ведомого вала к звездочке. Диаметр вала в этом месте dB2 — 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
σсм = Уточненный расчет валов
Материалы валов — сталь 45 нормализованная; σв = 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 Мy и Мx и крутящий момент Мz = M1. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал. Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях:
My = Rx2c1 = 2338 · 100 = 234 · 103 H · мм. Mx = Ry2c1 = 699 ·100 = 69,5 · 103 H · мм.
Суммарный изгибающий момент
М =
Момент сопротивления сечения
W =
Амплитуда нормальных напряжений
συ = σmax =
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям По табл. 6.8 Полярный момент сопротивления
Wp =
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
По. табл. 6.8
Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [n] = 1,5 У ведомого вала следовало бы проверить прочность в сечении под колесом dK2 = 55 мм и под подшипником dп2 = 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 Mи3 = Rцl3 = 4492 · 100 = 449,2 · 103 Н · мм. Ми2 больше Ми3 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 Ми3 = 449,2 • 103 Н · мм. Момент сопротивления сечения
Амплитуда нормальных напряжений
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
где Полярный момент сопротивления
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Где
Коэффициент запаса прочности
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 8.11. Посадка зубчатого колеса на вал Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала
Выбор сорта масла
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
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
Отклонение передаточного числа от заданного составляет 0% что меньше установленных гостом. Проверка долговечности подшипников выполнено. Долговечность ведущего вала составляет Lh=50183 ч. L=4366 млн. об., а ведомого – Lh=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.
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.
Читайте также: Перечень документов по охране труда. Сроки хранения: Итак, перечень документов по охране труда выглядит следующим образом...
Задачи и функции аптечной организации: Аптеки классифицируют на обслуживающие население; они могут быть...
Перечень актов освидетельствования скрытых работ и ответственных конструкций по видам работ: При освидетельствовании подготовительных работ оформляются следующие акты...
Социальное обеспечение и социальная защита в РФ: Понятие социального обеспечения тесно увязывается с понятием ...
Рекомендуемые страницы: Поиск по сайту©2015-2021 poisk-ru.ru
Все права принадлежать их авторам. Данный сайт не претендует на авторства, а предоставляет бесплатное использование. Дата создания страницы: 2016-02-12 Нарушение авторских прав и Нарушение персональных данных |
Поиск по сайту: Читайте также: Деталирование сборочного чертежа Когда производственнику особенно важно наличие гибких производственных мощностей? Собственные движения и пространственные скорости звезд |