Вычерчиваем упрощённо шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступают за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 1,2*; при наличии ступицы зазор берётся от торца ступицы;
А1 = 1,2*8 = 9,6 (мм)
примем А1 = 10 (мм)
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса A = ;
в) принимаем расстояние между наружным диаметром подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса A = ; если диаметр окружности вершин зубьев шестерен окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние A надо брать от этого диаметра.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники лёгкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1 = 30 мм и dп2 = 40 мм.
По таблице П8 [1] имеем:
Таблица № 2
|
Условные обозначения подшипников |
d |
D |
B |
Грузоподъёмность, кН |
||
|
Размеры, мм |
С |
С0 |
||||
|
206 |
30 |
62 |
16 |
15,0 |
10,0 |
|
|
208 |
40 |
80 |
18 |
25,1 |
17,8 |
Наружный диаметр подшипника D = 62 мм оказался меньше диаметра окружности вершин зубьев d1 = 68 мм
Решаем вопрос о смазке подшипников. Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер у = 10 мм. привод вал редуктор подшипник
Замером находим расстояние на ведущем валу l1 = 54 мм и на ведомом валу l2 = 55 мм.
Примем окончательно ?1 = ?2 = 55 мм.
Рис. 2. Первый этап компоновки редуктора.
1.5 Подборка подшипников
Проверка долговечности подшипника.
В цилиндрической прямозубой передаче силу в зацеплении одной пары
зубьев раскладывают на две взаимно перпендикулярные составляющие:
окружное усилие
(Н)
радиальное усилие
,
где Pдв - мощность двигателя в Вт, х - окружная скорость в м/с, - угол зацепления (по СТ СЭВ 308-76 ) Ведущий вал.
,
,
,
Рис. 3. Расчетная схема ведущего вала.
Суммарные реакции:
,
,
,
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре. В нашем случае опоры нагружены одинаково. Намечаем радиальные шариковые подшипники 206 (см. табл. П8 [1]): d =30 мм; D = 62 мм; B = 16 мм; C = 15,0 кН; C0 = 10,0 кН.
Определим эквивалентную нагрузку:
где:
,
,
V = 1 (вращающиеся внутренние кольца) - коэффициент учитывающий вращение колец;
K? = 1,2 - коэф. безопасности. (табл. 7.2 [1]);
KT = 1 - температурный коэф. (табл. 7.1 [1]);
X = 1 - коэф. радиальной нагрузки (табл. 7.3 [1]);
Y = 0 - коэф. осевой нагрузки (табл. 7.3 [1]);
,
Определим долговечность подшипника в млн. об.:
,
Определим долговечность подшипника в часах:
где - частота вращения подшипника, об/мин.
,
Ведомый вал.
Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий:
Рис. 4. Расчетная схема ведомого вала.
,
,
Суммарные реакции:
,
,
,
,
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре. В нашем случае опоры нагружены одинаково. Намечаем радиальные шариковые подшипники 208 (см. табл. П8 [1]): d = 40 мм; D = 80 мм; B = 18 мм; C = 25,1 кН; C0 = 17,8 кН.
,
где: ,
,
V = 1 (вращающиеся внутренние кольца) - коэффициент учитывающий вращение колец;
K? = 1,2 - коэф. безопасности. (табл. 7.2 [1]);
KT = 1 - температурный коэф. (табл. 7.1 [1]);
X = 1 - коэф. радиальной нагрузки (табл. 7.3 [1]);
Y = 0 - коэф. осевой нагрузки (табл. 7.3 [1]);
,
Определим долговечность подшипника в млн. об.:
,
Определим долговечность подшипника в часах:
где - частота вращения подшипника, об/мин.
,
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10 000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае под-шипники ведущего вала 206 имеют ресурс 101000 ч, а подшипники ведо-мого вала 208 имеют ресурс 1584975 ч.
1.6 Второй этап компоновки редуктора
Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.
Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам. Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Конструируем узел ведущего вала:
наносим осевые линии, удалённые от середины редуктора на расстоянии ?1. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);
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 (ээ? 30мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляются заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;
вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной 1 мм) и болтами. Размеры конструктивных элементов крышек, кроме высоты бурта, примем по ГОСТ 18511-73 «Крышки торцовые глухие». Наружный диаметр гнезда под подшипник Dк = D2 + 2…5 мм, D2 - диаметр фланца крышки; длина гнезда l = + c2 + Rб + 3…5 мм, Rб = K2 - c2, но не менее 1,1*d2, где d2 - диаметр болтов у подшипников, - толщина стенки корпуса, K2 и c2 выбираются по таблице 8.3 [1]. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чём свидетельствует вырыв на плоскости разъёма.
Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах;
переход вала ? 30мм к присоединительному концу ? 25 мм выполняют на расстоянии 10 - 15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки.
Длина присоединительного конца вала ? 19 мм определяется длиной ступицы муфты.
Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:
для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении
предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки с другой; место перехода вала от ээ? 40 мм к ? 35 мм смещаем на 2 - 3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающие кольца к торцу втулки (а не к заплечику вала!);
отложив от середины редуктора расстояние ?2, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;
вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;
На ведущем и ведомом валах применяют шпонки призматические со скруглёнными торцами по СТ СЭВ 189 - 75. Вычерчиванием шпонки, принимая их длины на 5 - 10 мм меньше длин ступиц.
Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колёс и звёздочки относительно опор. При значительном измерении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.
1.7 Подбор муфт
Для демпфирования рывков при пуске двигателя, а также возможных ударных нагрузок со стороны рабочей машины выберем упругие муфты МУВП по ГОСТ 21424-75 «Муфты упругие втулочно-пальцевые».
Подберём муфту для ведущего вала (соединяет вал двигателя с валом редуктора):
,
Подберём муфту для ведомого вала (соединяет вал редуктора с валом рабочей машины):
,
,
,
1.8 Подбор шпонок
Будем использовать шпонки призматические со скругленными торцами по СТ СЭВ 189 - 75.
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Допускаемое напряжение смятия :
при чугунной ступице (н/мм2);
при стальной ступице (н/мм2).
Допускаемое напряжение среза :
*
(н/мм2).
Подберём шпонку для хвостовика ведущего вала:
Рис 5. Сечение А-А(рис. ) хвостовик ведущего вала.
,
Шпонка 6 х 6 х 40 СТ СЭВ 189 - 75
где d - диаметр вала в месте установки шпонки, h - высота шпонки, t1 - глубина паза вала, lp - рабочая длина шпонки (для шпонки со скругленными торцами lp = lшп - b, где lшп - полная длина шпонки, b - ширина шпонки); ступица МУВП выполняется из чугуна СЧ20;
,
Таким образом выбранная шпонка удовлетворяет условию прочности на смятие.
;
,
Таким образом выбранная шпонка удовлетворяет условию прочности на срез. Подберём шпонку для хвостовика ведомого вала:
,
Шпонка 8 х 8 х 70 СТ СЭВ 189 - 75
Рис 6. Сечение Г-Г(рис. 9 ) хвостовик ведомого вала.
,
,
Таким образом выбранная шпонка удовлетворяет условию прочности на смятие.
, ,
Таким образом выбранная шпонка удовлетворяет условию прочности на срез. Подберём шпонку под зубчатое колесо ведомого вала:
Рис 7. Сечение Ж-Ж(рис. 9 ) ступень ведомого вала под посадку зубчатого колеса.
,
Шпонка 12 х 8 х 46 СТ СЭВ 189 - 75
,
Таким образом выбранная шпонка удовлетворяет условию прочности на смятие.
,
Таким образом выбранная шпонка удовлетворяет условию прочности на срез.
1.9 Уточнённый расчёт валов
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [n]=2,5. Прочность соблюдена при n ? [n].
.
- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
.
- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
.
- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;
- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;
в - коэффициент, учитывающий влияние на шероховатости поверхности, примем в=0,9;
- масштабный фактор для нормальных напряжений;
- масштабный фактор для касательных напряжений;
ух - амплитуда цикла нормальных напряжений;
- амплитуда цикла касательных напряжений;
уm - среднее напряжение цикла нормальных напряжений;
- среднее напряжение цикла касательных напряжений;
= 0,2 для углеродистых сталей, 0,25…0,3 для легированных;
= 0,1
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Ведущий вал
Материал ведущего вала тот же, что и у шестерни (вал-шестерня) сталь 45, термообработка - улучшение.
При диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае ) среднее значение ув = 780 Н/мм2 (табл 3.3[1]).
у-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба:
для углеродистой стали:
,
ф-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения:
,
Рис 8. Ведущий вал
Уточним коэффициент запаса прочности для хвостовика ведущего вала. Сечение А-А (рис 5).
В этом сечении при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту возникают только касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности
= 1,68
в = 0,9
= 0,82
,
,
;
,
,
Уточним коэффициент запаса прочности для ступени под подшипник. Сечение Б-Б.
Концентрация напряжений в этом сечении обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.
, тогда по табл. 6.7[1]
,
,
равна наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении
;
Т.к. на консольном участке вала радиальные нагрузки отсутствуют, на него будет действовать только реакция от полумуфты двигателя. Для упрощения расчета условно примем изгибающий момент в рассматриваемом сечении равным максимальному моменту в пролете между опорами, тем самым гарантировано получим завышенное значение изгибающего момента.
;
,
;,
,
,
,
,
уm = 0
в = 0,9
,
,
,
Уточним коэффициент запаса прочности для перехода от ступени под подшипник к ступени под посадку шестерни. Сечение В-В.
Концентрация напряжений в этом сечении обусловлена переходом от D = 40 мм к d = 29,5 мм (канавка под выход шлифовального круга)
При и
,
,
,
уm = 0
в = 0,9
Условно примем изгибающий момент в рассматриваемом сечении равным максимальному моменту в пролете между опорами, тем самым гарантировано получим завышенное значение изгибающего момента. Тогда
,
,
,
,
,
,
,
Ведомый вал.
Материал ведомого вала - сталь 45, термообработка - нормализация.
При диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае ) среднее значение ув = 590 Н/мм2.
,
,
Рис 9. Ведомый вал
Уточним коэффициент запаса прочности для хвостовика ведомого вала. Сечение Г-Г (рис 6).
В этом сечении при передаче вращающего момента рабочей машине через муфту возникают только касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.