Второй этап компоновки редуктора
Целью второго этапа компоновки редуктора является конструктивное оформление зубчатых колес, валов, корпуса, подшипниковых узлов и подготовка данных для уточненного расчета валов.
В ходе выполнения данного этапа проводят следующие мероприятия [16, 17].
1. Вычерчивают шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню рекомендуется при малых размерах выполнять заодно целое с валом.
2. Конструируют узел ведущего вала:
а) наносят осевые линии, вычерчивают в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);
б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки- корпуса вычерчивают мазеудерживающие кольца, для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливают на тот же диаметр, что и подшипники (фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников);
в) вычерчивают крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной ~ 1 мм) и болтами; болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует, вырыв на плоскости разъема;
показывают уплотнения в крышках, через которые выходит конец вала (войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой, уплотнения манжетного типа используют как при пластичных, так и при жидких смазках);
г) переход подшипниковой шейки вала к присоединительному концу
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 определяется длиной ступицы муфты и принимается по стандартному ряду).
|
|
|
3. Аналогично конструируется узел ведомого вала. При этом необходимо учитывать следующие особенности:
а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматривается утолщение вала с одной стороны и установка распорной втулки — с другой; место перехода вала от большего диаметра к меньшему смещают на 2 — 3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки;
б) проводят осевые линии и вычерчивают подшипники;
в) вычерчивают мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;
г) вычерчивают звездочку цепной передачи, шкив или зубчатое колесо внешней передачи; ступица при этом может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину.
д) от осевого перемещения звездочка, шкив или колесо фиксируется на валу торцовым креплением при помощи шайбы; шайба прижимается к торцу ступицы одним или двумя винтами (следует обязательно предусмотреть зазор между торцом вала и шайбой в 2 — 3 мм для натяга).
|
|
|
На ведущем и ведомом валах применяют обычно шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360 — 78. Вычерчиваются шпонки, при этом их длины принимают на 5 — 10 мм меньше длин ступиц.
Непосредственным измерением уточняют расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и звездочки, шкива или внешнего колеса относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняют реакции опор и вновь проверяют долговечность подшипников.
Проверка прочности шпоночных соединений
Как уже указывалось, в большинстве редукторов применяют шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок выбирают по ГОСТ 23360 – 78 в зависимости от диаметра шейки вала (табл. 12.1). Размеры шпонок приведены на рис. 12.1.
R
h 
t
 |  |  |
b d
|
|
|
l
Рис. 12.1 Основные размеры призматических шпонок
(R = b /2 – радиус скругления шпонки)
Материал шпонок — сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности проверяют по формуле [16, 17]:
где T – вращающий момент на рассматриваемом валу, d – диаметр соответствующей шейки вала, h – высота шпонки, t – глубина шпоночного паза в шейке вала, l – длина шпонки, b – ширина шпонки, z – число шпонок в данном сечении.
Таблица 12.1 Размеры сечений призматических шпонок и пазов под их установку [16, 17]
| Диаметр вала, мм | Сечение шпонки, мм | Глубина паза, мм | ||
| b | h | вала t | втулки t 1 | |
| 10-12 | 4 | 4 | 2,5 | 1,8 |
| 12-17 | 5 | 5 | 3 | 2,3 |
| 17-22 | 6 | 6 | 3,5 | 2,8 |
| 22-30 | 8 | 7 | 4 | 3,3 |
| 30-38 | 10 | 8 | 5 | 3,3 |
| 38-44 | 12 | 8 | 5 | 3,3 |
| 44-50 | 14 | 9 | 5,5 | 3,8 |
| 50-58 | 16 | 10 | 6 | 4,3 |
| 58-65 | 18 | 11 | 7 | 4,4 |
| 65-75 | 20 | 12 | 7,5 | 4,9 |
| 75-85 | 22 | 14 | 9 | 5,4 |
| 85-95 | 25 | 14 | 9 | 5,4 |
| 95-110 | 28 | 16 | 10 | 6,4 |
| 110-130 | 32 | 18 | 11 | 7,4 |
| 130-150 | 36 | 20 | 12 | 8,4 |
Длины шпонок выбирают из стандартного ряда (мм): 6, 8, 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90, 100, 110, 126, 150, 160, 180, 200 [16, 17].
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σсм] = 60-100 МПа, при чугунной - [σсм] = 50 - 70 МПа, для неподвижных соединений или подвижных без нагрузки [σсм] до 150 МПа, для неподвижных соединений под нагрузкой, выполненных из незакаленной стали - [σсм] = 30- 50 МПа, для шпонок ходовых валиков [σсм] = 10 МПа.
|
|
|
Если напряжения смятия в ходе расчета получились существенно ниже допускаемых, то возможно применить шпонку на номер меньше, относительно рекомендуемого по диаметру вала и выполнить повторный расчет. Такое может произойти при расчете быстроходного вала, соединяемого с двигателем через муфту, когда диаметр выходного конца вала приходится иногда принимать значительно большим относительно прочностного расчета. При превышении напряжений смятия над допускаемыми значениями можно использовать не шпонку большего номера, а применить две шпонки того же номера или на номер меньше, установленные под углом 1800 друг к другу. В этом случае считают приложенным к шпонке половину вращающего момента.
Уточненный расчет валов
Уточненный расчет валов выполняют как проверочный, он сводится к расчету коэффициента запаса прочности в опасных сечениях ведущего и ведомого валов. К опасным сечениям относят шейки со шпоночными пазами, места посадки подшипников, шлицы, радиальные отверстия, ступенчатые участки вала (сопряжения шеек разного диаметра).
Расчет начинают с вычерчивания в пояснительной записке рассматриваемого вала с установленными на нем деталями и сборочными единицами с указанием опасных сечений (рис. 13.1).
Условие прочности вала выглядит следующим образом [16, 17]:
,
Где S – расчетный коэффициент запаса прочности;
[ S ]=1,3 – 1,5 требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности;
[ S ]=2,5 – 4 требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости;
- коэффициент запаса по нормальным напряжениям;
- коэффициент запаса по касательным напряжениям.
В
Б
| | |||
 | |||
А
А
| | |||
 | |||
Б
В
Рис. 13.1 Выбор опасных сечений для проверочного расчета вала
А-А шейка меньшего диаметра со шпоночным пазом, Б-Б галтель в сопряжении шеек разных диаметров, В-В место посадки внутреннего кольца подшипника на шейку вала
В этих формулах: σ-1 и τ-1 – пределы выносливости для материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения; σа , τа, σ m и τ m – амплитудные и средние значения циклов нормальных и касательных напряжений; kσ и kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении (значения коэффициентов принимаются по табл. 13.1); εσ и ετ – масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений (значения принимаются по табл. 13.2); ψσ и ψτ – коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей на усталостную прочность (определяются по табл. 13.3).
Для углеродистых сталей σ-1 = 0,43 σВ.
Для легированных сталей σ-1 = 0,35 σВ + (70-120).
Для всех материалов τ-1 = (0,5 – 0,58) σ-1.
Таблица 13.1 Значения коэффициентов концентрации напряжений при рассматриваемых типах опасных сечений [16, 17]
|
Концентратор напряжений | kσ | kτ | Момент сопротивления | |||||||||||
| Предел прочности σВ, Н/мм2 | W | WK | ||||||||||||
| < 700 | >1000 | < 700 | >1000 | |||||||||||
 ( D / d = 1,25 – 2) r Галтель
     D d
|
|
| ||||||||||||
| r /d = 0,02 | 2,5 | 3,5 | 1,8 | 2,1 | ||||||||||
| r /d = 0,06 | 1,85 | 2,0 | 1,4 | 1,53 | ||||||||||
| r /d = 0,1 | 1,6 | 1,64 | 1,25 | 1,35 | ||||||||||
| Посадка подшипника на вал | 2,4 | 3,6 | 1,8 | 2,5 | 
| 
| ||||||||
Шпоночная канавка d
  b
t
| 1,75 | 2,0 | 1,5 | 1,9 | -
| -
| ||||||||
Считают [16, 17], что нормальные напряжения, возникающие в поперечном сечении вала от его изгиба, изменяются по симметричному циклу, т.е. σ m = 0. Тогда σа = Т / W.
Поскольку величина момента Т, передаваемая валом, не есть величина постоянная, то при расчетах принимают для касательных напряжений, возникающих при кручении, пульсационный цикл нагружения, тогда: τа = τ m = T /2 WK.
Таблица 13.2 Значения масштабного фактора ε [16, 17]
| Вид нагружения и материал | Диаметр вала d, мм | ||||||
| 20 | 30 | 40 | 50 | 70 | 100 | 200 | |
| Масштабный фактор ε | |||||||
| Изгиб для углеродистой стали | 0,92 | 0,88 | 0,85 | 0,81 | 0,76 | 0,70 | 0,61 |
| Изгиб для легированной стали и кручение для всех марок сталей | 0,83 | 0,77 | 0,73 | 0,70 | 0,65 | 0,59 | 0,52 |
Таблица 13.3 Значения коэффициентов ψσ и ψτ в зависимости от группы сталей [16, 17]
| Группа стали | Коэффициент
 Мы поможем в написании ваших работ! | |||