Материал: Циліндрична прямозуба передача редуктора

ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ

Вибір матеріалу валів

Матеріал швидкохідного вала з врахуванням того, що шестерня виготовляється разом з валом, вибирається тим, що і матеріал передачі. А матеріал тихохідного вала можна обирається довільно (на розсуд проектанта).

Механічні характеристики матеріалів валів зведені в табл.4.1

Таблиця 4.1 - Матеріал швидкохідного і тихохідного валів

Вибір допустимих напружень на кручення

Прийнято допустимі напруження на кручення для валів [2, с. 107]:

швидкохідного

тихохідного

Визначення геометричних параметрів ступенів валів

Визначення геометричних параметрів ступенів вала-шестерні - швидкохідний вал

Визначення розмірів першої ступені під напівмуфту - вихідного кінця вала:

 (4.1)

Прийнято d1 = 18мм

 (4.2)

Прийнято l1 = 24мм

Визначення розмірів другої ступені вала - під підшипник і ущільнення

 (4.3)

де t = 2мм - висота буртика [2, с. 109]

Прийнято d2 = 25мм

 (4.4)

Прийнято l2 = 38мм

Визначення розмірів третьої ступені вала - під шестерню

 (4.5)

де r = 2мм - фаска підшипника [2, с. 109]

Прийнято d3 = 32мм.

l3 визначається графічно із ескізної компоновки.

Визначення розмірів четвертої ступені вала - виступ вала під підшипник d4 = d2 = 25мм, l4 = B - ширина підшипника (вибирається пізніше).

Визначення розмірів виступів тихохідного вала

Визначення розмірів першої ступені під напівмуфту - вихідного кінця вала:

 (4.6)

Прийнято d1 = 26мм

 (4.7)

Прийнято l1 = 36мм

Визначення розмірів другої ступені вала - під підшипник і ущільнення

 (4.8)

де t = 2,2мм - висота буртика [2, с. 109]

Прийнято d2 = 35мм

 (4.9)

Прийнято l2 = 45мм

Визначення розмірів третьої ступені вала - під колесо

 (4.10)

де r = 2мм - фаска підшипника [2, с. 109]

Прийнято d3 = 42мм

l3 визначається графічно із ескізної компоновки.

Визначення розмірів четвертої ступені вала - виступ вала під підшипник

d4 = d2 = 35мм, l4 = B - ширина підшипника (вибирається пізніше).

Попередній вибір підшипників

Для валів редуктора вибрано радіальні кулькові однорядні підшипники легкої серії [2, с. 411]:

швидкохідного вала - 205

тихохідного вала - 207

Таблиця 4.2 - Параметри підшипників

Ескізна компоновка редуктора

Намітити положення проекцій креслення відповідно до кінематичної схеми приводу і найбільшими розмірами коліс.

Провести осі і осьові лінії валів.

Осі валів провести на міжцентровій відстані аω одну від одної, при цьому незабути, що в циліндричному редукторі осі паралельні.

Побудова редукторної пари

Накреслити редукторну пару в відповідності до отриманих при проектному розрахунку геометричних параметрів d1, d2, da1, da2, df1, df2, b1, b2 (див. табл.4.1).

В конструкції циліндричного колеса передбачити маточину, зовнішній діаметр і довжина якої:

 (4.11)

 (4.12)

Прийнято dМТ = 65мм і lМТ = 56мм

Побудова внутрішнього контуру корпуса редуктора

Контур внутрішньої поверхні стінок корпуса редуктора проводиться з зазором Х = 8мм від поверхні обертання колеса для відвертання зачеплення поверхнею колеса, яке обертається, за внутрішню стінку корпуса. Відстань від осі шестерні до внутрішньої поверхні корпуса розраховується за формулою:

 (4.13)

де D = 52мм - зовнішній діаметр підшипника швидкохідного вала.

Відстань між дном корпуса і поверхнею колеса прийнято Y ≥ 4Х, тобто Y = 32мм.

Побудова ступіней вала

Накреслити ступені вала на відповідних осях за розмірами d і l, які були отримані при проектному розрахунку валів. Степені обох валів накреслити в послідовності від 3-ї до 1-ї. При цьому довжина 3-ї ступені визначається конструктивно, як відстань між протилежними стінками редуктора.

Побудова контурів підшипників

На 2-й і 4-й ступенях валів накреслити основними лініями контури підшипників в відповідності до схеми їх установки за розмірами d, D, B.

Визначення відстаней lШ і lТ між точками прикладення реакцій підшипників швидкохідного і тихохідного валів

Для радіальних підшипників точка прикладення радіальної реакції підшипника R лежить в середній площині підшипника, а відстань між реакціями опор вала дорівнює:

l = L - B (4.14)

де L - відстань між зовнішніми торцями підшипників (визначається графічно із ескізної компоновки),

В - ширина підшипника.

Тоді відстань між точками прикладення реакцій підшипників:

швидкохідного вала:

lШ = 102 - 15 = 87мм

тихохідного вала

lТ = 106 - 17 = 89мм

Визначення точок прикладення і величини консольних сил

Сила тиску муфти прикладена між напівмуфтами, тому точка прикладення сили знаходиться в торцевій площині вихідного тихохідного вала. З ескізної компоновки відстань до точки прикладення консольної сили складає для:

швидкохідного вала lМ = 54,5мм;

тихохідного вала lМ = 72,5мм;

Величина консольної сили від дії муфти на тихохідному валу розраховується за формулою:

 (4.15)

РОЗРАХУНКОВА СХЕМА ВАЛІВ РЕДУКТОРА. ПОБУДОВА ЕПЮР ЗГИНАЮЧИХ І КРУТНИХ МОМЕНТІВ

Побудова епюр згинаючих і крутних моментів тихохідного вала редуктора

Побудова розрахункової схеми вала в відповідності до схеми навантаження (див. рис.5.1)

Визначення реакцій в опорах підшипників.

Визначення опорних реакцій в вертикальній площині від сили Fr

 (5.1)

Визначення згинаючих моментів в вертикальній площині

 (5.2)

Епюра МХ зображена на рис.5.2

Визначення реакцій опор в горизонтальній площині від сили Ft

 (5.3)

Визначення згинаючих моментів в горизонтальній площині

 (5.4)

Епюра МY зображена на рис.5.2

Визначення реакцій опор від консольної сили FМ

 (5.5)

 (5.6)

 (5.7)

1031 + 1871 - 840 = 0

Отже, реакції визначено вірно.

Визначення згинаючих моментів МFМ від сили FМ

 (5.8)

 (5.9)

Визначення сумарного згинаючого моменту в небезпечних перерізах В і D

 (5.10)

 (5.11)

Найбільш навантаженим буде переріз D, тому в подальший розрахунок проводимо для даного перерізу.

Крутний момент в перерізі вала MZ = 68,1Н·м

Епюра Мкр зображена на рис. 5.2

Визначення сумарних радіальних реакцій підшипників D і Н

 (5.12)

 (5.13)

Підшипник D більш навантажений, тому подальший розрахунок проводимо для даного підшипника.

ПЕРЕВІРОЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПІДШИПНИКІВ

Визначення еквівалентного динамічного навантаження для радіального підшипника 207 - середньої серії.

Розрахунок проводиться для більш навантаженого підшипника D

 (6.1)

де V = 1 - коефіцієнт обертання внутрішнього кільця [2, с. 130];

КБ =1,3 - коефіцієнт безпеки [2, с. 133];

КТ = 1 - температурний коефіцієнт [2, с. 135].

.2 Визначаємо розрахункову довговічність підшипників

 (6.2)

Так як базова довговічність більше потрібної (Lh = 25971 год > Lh потр = 12·103 год), то підшипник 207 придатний.

КОНСТРУКТИВНА КОМПОНОВКА ПРИВОДА

Конструювання зубчастого колеса

Ширина обода

 (7.1)

Конструктивно прийнято S = 4мм.

Товщина маточини

 (7.2)

Прийнято δМ = 11,5мм.

Товщина диска

 (7.3)

Прийнято С = 10мм.

Радіуси скруглень та ухили на диску: R = 4мм, = 10˚

Прийнято полегшуючі отвори діаметром d0 = 30мм в кількості n0 = 8 шт.

Конструювання швидкохідного вала

З врахуванням того, що діаметр западин шестерні менше діаметра третьої ступені швидкохідного вала, але більше діаметра другої ступені, тому конструкцію швидкохідного вала приймається наступною (див. рис.7,2).

Розміри ж ступіней і шестерні приймаються згідно розрахунків.

Рис.7.2 - Конструкція швидкохідного вала

Конструювання тихохідного вала

Перехідна ділянка між упорним буртиком для зубчастого колеса і четвертою ступінню виконується канавкою з заокругленнями для виходу шліфувального круга. Між другою і третьою ділянками ж перехідна ділянка виконується галтеллю постійного радіусу, так як між підшипником і колесом встановлюється розпірна втулка.

Перехідна ділянка між першою і другою перехідна ділянка виконується галтеллю постійного радіусу, що зменшує концентрацію напружень.

ПЕРЕВІРОЧНІ РОЗРАХУНКИ

Перевірочний розрахунок тихохідного вала редуктора

Визначення допустимого напруження згину

 (8.1)

де [n] = 2,2 - коефіцієнт запасу міцності,

КG = 2,2 - ефективний коефіцієнт концентрації напружень,

Кqu= 1 - коефіцієнт режиму навантаження.

.1.2 Визначення найбільших напружень згину і кручення

Діаметр вала в небезпечному перерізі D . Тоді напруження згину дорівнює:

 (8.2)

Напруження кручення дорівнює:

 (8.3)

Визначення еквівалентних напружень та перевірка на міцність

Міцність вала перевіряємо по ІІІ теорії міцності

 (8.4)

Так як , то розміри вала задовольняють умову міцності.

Перевірка шпонки для кріплення зубчастого колеса на тихохідному валу.

Для зубчастого колеса при діаметрі посадочного місця d3 = 42мм і довжині маточини зубчастого колеса lМ = 56мм прийнято шпонку перерізом 12х8 мм, довжиною lШп = 50мм.

Розрахункова довжина шпонки

Визначення напруження зминання

Умова міцності на зминання виконується - шпонка міцна.

 СКЛАДАННЯ СИЛОВОЇ ПАРИ РЕДУКТОРА

Збирання проводять у відповідності із складальним кресленням силової пари редуктора. Вали складаються окремо у вузли.

На швидкохідний вал напресовуються підшипники, попередньо нагріті в мастилі до 80…100˚С, до упору в третю ступінь швидкохідного вала. Потім в шпонкову канавку встановлюється шпонка напівмуфти.

Спочатку в шпонкову канавку встановлюється шпонка зубчастого колеса. Після цього на тихохідний вал напресовується зубчасте колесо до упору в буртик. Далі встановлюється розпірне кільце. Потім напресовуються підшипники, попередньо нагріті в мастилі до 80…100˚С, до упору в розпірне кільце та буртик. Потім в шпонкову канавку встановлюється шпонка. А також шпонкову канавку вихідного кінця вала встановлюється шпонка.

Для покращення якості напресування спряжені поверхні попередньо покриваються пластичною змазкою. Напресування проводиться на силовому пресі з використанням насиавок.

Далі встановлюють шпонки і відповідні шпонкові пази. На тихохідний вал встановлюють зубчасте колесо до упору в буртик. Далі напресовують підшипники, попередньо нагріті в мастилі до 80…100˚С. Зібрані вузли валів вкладають в корпус. Потім встановлюють кришку, попередньо очищену і пофарбовану. Поверхня стикових фланців корпуса і кришки повинна бути покрито спиртовим лаком.

ЛІТЕРАТУРА