Поможем в ✍️ написании учебной работы

Имя

Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Выберите тип работыЧасть дипломаДипломная работаКурсовая работаКонтрольная работаРешение задачРефератНаучно - исследовательская работаОтчет по практикеОтветы на билетыТест/экзамен onlineМонографияЭссеДокладКомпьютерный набор текстаКомпьютерный чертежРецензияПереводРепетиторБизнес-планКонспектыПроверка качестваЭкзамен на сайтеАспирантский рефератМагистерская работаНаучная статьяНаучный трудТехническая редакция текстаЧертеж от рукиДиаграммы, таблицыПрезентация к защитеТезисный планРечь к дипломуДоработка заказа клиентаОтзыв на дипломПубликация статьи в ВАКПубликация статьи в ScopusДипломная работа MBAПовышение оригинальностиКопирайтингДругое

Нажимая кнопку "Продолжить", я принимаю политику конфиденциальности

d_П = d + 2t_цил = 30 + 2·3,5 = 37 мм,

где t_цил = 3,5 мм из таблицы 34 [Р. 10]. Так как диаметр цапфы должен быть кратным пяти, то принимаем стандартное значение d_П = 35 мм.

Диаметр буртика для подшипников

d_БП  = d_П + 3r = 35 + 3 ·2 = 41 мм,

где r = 2 мм из таблицы 34 [Р. 10].

Длина участков: ℓ_МБ = 1,5d = 1,5· 30 = 45 мм; ℓ_КБ = 2,0 · d_П = 2,0 · 35= 70 мм.

Зазор между вращающимися колесами и внутренними поверхностями стенок корпуса а =  + 3 мм,

где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач.

Из рисунка 4.3: L = а _ω + 0,5 d_ам2 + 0,5 d_а1 = 190 + 0,5·340+0,5∙100 = 410 мм.

В этом случае, а = + 3 ≈ 7,4+3=10,4 мм. Принимаем а = 11 мм.

Так как в зацеплении червячной передачи действуют окружная, радиальная и осевая силы, то в качестве опор вала выбираем по d_П = 35 мм подшипники роликовые конические однорядные  (ГОСТ 333-79) легкой серии № 7207.  Из таблицы 40 [Р. 10] выписываем:    d = 35 мм;      D = 72 мм; Т = 18,25 мм;  В = 17 мм; С=15мм; С_r = 38,5 кН; С₀ = 26 кН; е = 0,37; Υ =1,62; Υ₀ = 0,89.

Длина вала между опорами определяется в результате эскизной компоновки передачи и корпуса редуктора.

Ориентировочно из рисунка 4.4

ℓ_р1 ≈2  мм

Полная длина входного вала

ℓ_П1 ≈ ℓ_МБ +ℓ_КБ + ℓ_Р1 + Т +2= 45 + 70 + 273 + 18,25+2 = 406 + 2 = 408 мм.

По результатам расчета изображается эскиз вала с указанием размеров.

 

4.7.2 Проектировочный расчет выходного вала и выбор подшипников

Тихоходные валы имеют концевые участки, участки для установки подшипников, колес и распорной втулки, буртики для подшипников и для колеса. Выходной вал В2 имеет цилиндрический консольный концевой участок длиной ℓ_МТ диаметром d, промежуточный участок ℓ_КТ диаметром d_П, участок (цапфу) для установки подшипников диаметром d_П, участки диаметром буртика d_БП для упора во внутренние кольца подшипников. В средней части вала на шпонке установлено червячное колесо z₂, которое с одной стороны упирается в буртик вала d_БК, а с другой - во втулку.

 

4.7.2.1 Расчетная схема. Исходные данные

Расчетная схема выходного вала представлена на рис 4.5.

Исходные данные: вращающий момент на выходном валу Т₂ = 954,2 Н·м;

ширина венца червячного колеса в₂ = 71 мм.

 

Рис. 4.5 Расчетная схема выходного вала

 

4.7.2.2 Геометрические размеры выходного вала

Диаметр вала:

d =  = = 62,02 мм.

По таблице 1 [Р. 10] принимаем d = 63 мм,

где Т₂ - вращающий момент на выходном валу в Н·мм.

Диаметр вала для установки подшипников d_П:

d_П = d + 2t_цил = 63 + 2 · 4,6 = 72,2 мм, рассчитанный диаметр d_п округляется до значения, кратного 5, т.е. d_П = 75 мм,

где t_цил = 4,6 мм определяется по таблице 34 [Р. 10].

Диаметр буртика подшипников d_БП:

d_БП = d_П + 3r = 75 + 3 · 3,5 = 85,5 мм,

где r = 3,5 мм определяется по таблице 34 [Р. 10].

Диаметр буртика колеса d_БК = d_К + 3f  = 85,5 + 3 · 2 = 91,5 мм,

где d_К = d_БП = 85,5 мм – диаметр участка вала для посадки колеса;

Длину буртика выбирают конструктивно в пределах 3…5 мм,

f = 2 мм – определяется по таблице 34 [Р. 10].

Длина концевого участка вала ℓ_МТ = 1,5 d = 1,5 · 63 = 94,5 мм.

Длина промежуточного участка ℓ_КТ = 1,2 d_п = 1,2 · 75 = 90 мм.

Длину ступицы ℓ_СТ согласуют с расчетом соединения вал-ступица, выбранного для передачи вращающего момента и с диаметром посадочного отверстия ℓ_СТ = (0,8…1,5) d_К принимаем ℓ_СТ = 1,2 d_К = 1,2 · 85,5 = 102,6 мм. Округляем ℓ_СТ = 103 мм.

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляется зазор а (рис.4.3), рассчитанный в 4.7.1.2 и равный  а = 11 мм.

Для выходного вала по d_П = 75 мм выбираем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии №7215 со следующими параметрами:

d = 75 мм;  Д = 130 мм;  Т = 27,25 мм;  В = 16 мм;  С = 22 мм; С_r = 107 кН;

С₀ = 84 кН;   е = 0,39;   Y = 1,55;   Y₀ = 0,85.

Расчётная длина вала ℓ_р2 = в₂ + 2а + Т = 71+ 2·11+27,25 = 120,25 мм - важнейший параметр, необходимый для расчета вала на прочность.

Полная длина выходного вала:

ℓ_П2 = ℓ_МТ + ℓ_КТ + ℓ_р2 + 3 мм = 94,5 + 90 + 120,25 + 3 мм = 307,75 мм.

Округляем до целого числа ℓ_П2 = 308 мм,

Для осевого фиксирования валов наиболее простой является схема установки подшипников «в распор».

Результаты расчетов для эскизного проектирования червячной передачи приведены в таблице 4.2.

Таблица 4.2

Результаты расчетов для эскизного проектирования

Наименование параметров и размерность	Обозначение	Величина
Входной вал В1
Диаметр концевого участка, мм	d	30
Диаметр вала (цапфы) под подшипники, мм	dП	35
Диаметр буртика для подшипников, мм	dБП	41
Длина концевого участка, мм	ℓМБ	45
Длина промежуточного участка, мм	ℓКБ	70
Зазор между колесами и стенкой корпуса, мм	а	11
Длина вала, мм	ℓП1	408
Подшипники входного вала:	7207
наружный диаметр, мм	D	78
внутренний диаметр, мм	d	35
ширина, мм	Т	18,25
динамическая грузоподъемность, кН	Сr	38,5
Выходной вал – В2
Диаметр концевого участка, мм	d	63
Диаметр вала под подшипники, мм	dП	75
Диаметр буртика для подшипников, мм	dБП	85,5
Диаметр буртика для колеса, мм	dБК	91,5
Длина концевого участка, мм	ℓМТ	94,5
Длина промежуточного участка, мм	ℓКТ	90
Длина вала, мм	ℓП2	308
Подшипники выходного вала:	7215
наружный диаметр, мм	D	130
внутренний диаметр, мм	d	75
ширина, мм	В	27,25
динамическая грузоподъемность, кН	Сr	107

 

4.7.3 Эскизная компоновка передачи

Эскизная компоновка передач редуктора выполняется по результатам произведенных расчетов, как правило, на миллиметровке в соответствующем масштабе. Выполнение эскизного чертежа начинается с проведения линий, определяющих межосевые расстояния с дальнейшим изображением деталей передач: валов, подшипников, зубчатых колес.

По результатам выполнения эскизной компоновки уточняются размеры валов и делается заключение о работоспособности редуктора.

На рис. 4.6 приведена принципиальная эскизная компоновка червячного редуктора, а на рис. 4.7 – в масштабе 1:2 для рассматриваемого примера.

 

 

4.8 Проверочный расчет выходного вала червячного редуктора

Проверочный расчет выходного (или любого другого) вала проводится с целью определения сохранения его работоспособности под действием приложенных к нему нагрузок в течении установленного срока эксплуатации.

 

4.8.1 Расчетная схема. Исходные данные

Расчётная схема вала и выбранная система отсчёта представлены на рис. 4.8.

Точка приложения окружной F_t2, радиальной F_г2 и осевой F_{a 2} сил обозначена точкой С. Сила F_t2 в точке приложения С создает вращающий момент Т₂ (М₁) = 2F_t/d₂, а силы F_t2, F_{a 2} и F_г2 в точках опор А и В приводят к возникновению реакций R_AY; R_AX; R_BY; R_BX. Моменту Т₂ препятствует момент сил полезных сопротивлений Т_ПС (М₂). Точка С равноудалена от точек А и В, следовательно      длины    участков ℓ₁  и  ℓ₂ равны    между собой и равны ½ℓ _р2 = 60,12 мм, а значение

ℓ₃ = ℓ_2п – ℓ_р2 = 308 – 120,25 = 187,75 мм.

 

 

 

 

Рис. 4.8 Расчетная схема на прочность выходного вала

червячной передачи

 

 

Исходные данные:

окружная сила F_t2 = 6361,3 Н; радиальная сила F_г2 = 2315,5 Н; осевая сила  F_{a 2} = 1767 Н;   вращающий   момент   М₁= Т₂ = 954,2 Н·м;

ℓ_р2  = 120,25 мм; ℓ_2п  = 308 мм, делительный диаметр колеса d₂ = 300 мм;    

ℓ₁ = ℓ₂ = 60,12 мм; ℓ₃ = 187,75 мм;  диаметр вала под колесом d_К = 85,5 мм.

 

4.8.2 Определение внешних нагрузок – реакций связей

В вертикальной плоскости YOZ действуют силы реакции в опорах R_Aу, R_By, радиальная F_r2 и осевая F_a2 силы.

Реакции в опорах определяются путём составления и решения уравнения равновесия.

1) = 0, R_{B у} (ℓ₁ +ℓ₂) – F_a2 d₂ – F_r2 · ℓ₁ = 0,

R_Bу =  = 3361,8 Н.

2) =0, F_r2 · ℓ₂ – R_AУ (ℓ₁ + ℓ₂) – F_a2  d₂ = 0,

R_Aу =  = -1046,5 Н.

Необходимо иметь ввиду, что направление реакции R_Aу не совпадает с направлением, указанным на схеме.

3) Для проверки правильности решения составляется уравнение

 = 0; Σ F_Ку = - R_Aу + R_Bу – F_r2 = -1046,5Н + 3361,8 – 2315,5 ≈ 0.

Реакции определены верно: R_Aу= -1046,5 Н; R_Bу = 3361,8 Н.

В горизонтальной плоскости ХОZ действуют силы реакции в опорах R_Aх, R_Bх и окружная сила F_t2:

1)  = 0, R _Вх · (ℓ₁+ℓ₂) - F_{t 2} ℓ₁ = 0.

R _Вх =  = 3180,65 Н.

2)  = 0,    F_t2 ℓ₂ – R_Aх· (ℓ₁ + ℓ₂) = 0.

R_{A х} =  = 3180,65 Н.

3) Для проверки правильности решения составляется уравнение

 = 0,      Σ F _Кх = R_{A х} – F_{t 2} + R _Вх = 3180,65 – 6361,3·+3180,65 ≈ 0.

Направление и величины сил реакции опор определены верно:

R_Aх = R_Вх = 3180,65 Н.

Если значения сил реакции имеет знак минус, то это необходимо учитывать при решении уравнений по определению внутренних усилий.

Суммарные реакции в опорах:

R_A =  = 3348,4 Н;

R_В =  = 4628 Н.

 

4.8.3 Определение внутренних усилий в поперечных сечениях вала

Для определения изгибающих и крутящих моментов воспользуемся методом сечений, для чего разобьем расчетную схему вала на три участка и определим границы участков по координате z:

1-й участок:        0 ≤ z ≤ℓ₁;  М⁽¹⁾_х =  R_Aу·z; М⁽¹⁾_у = R_Aх·z;   

при z = 0: М⁽¹⁾_х =  0; М⁽¹⁾_у = 0; M⁽¹⁾_z = 0;

при z = ℓ₁= 60,12 мм: М⁽¹⁾_х = -1046,5·0,06012= - 62,9 Нм;

M⁽¹⁾_у = 3180,65 · 0,06012 = 191,23 Нм; M⁽¹⁾_z = 0;

2-й участок: ℓ₁ ≤ z ≤ (ℓ₁+ℓ₂);

M⁽²⁾_x = R_Aу ·z +· F_a2·  ·d₂ – F_r2· (z-ℓ₁);

при z  = ℓ₁  =  60,12 мм ;      M⁽²⁾_x = - 1046,5·0,06012 + 1767· ·0,3-2315,5·0 = 202,15 Нм;

при z  =  ℓ₁+ℓ₂ = 120,25 мм;    M⁽²⁾_x = -1046,5 · 0,12+1767· ·0,3–2315,5·0,6012 = 0 Нм;

M⁽²⁾_у = R_Aх·z - F_t2 (z – ℓ₁);

при z=ℓ₁=60,12;            M⁽²⁾_у = 3180,65·0,06012-6361,3·0= 191,23 Нм;

при z=ℓ₁+ℓ₂=120,25;      M⁽²⁾_у = 3180,65·0,12 – 6361,3·0,06012= 0 Нм;

M⁽²⁾_z = Т₂= 954,2 Нм;

участок 3-й:  (ℓ₁ +ℓ₂) ≤ z ≤ (ℓ₁ + ℓ₂ + ℓ₃);

M⁽³⁾_x = R_Aу · z + F_{a 2} · ·d2 - F_r2· (z – ℓ₁) + R_Bу· (z – ℓ₁ – ℓ₂);

при z = ℓ₁+ℓ₂ = 120,25 мм;

M⁽³⁾_x = - 1046,5 · 0,12 +1767 · ·0,3 - 2315,5 ·0,06012 +3361,8·0 = 0;

при z = ℓ₁+ℓ₂+ ℓ₃= 308 мм;

M⁽³⁾_x = -1046,5· 0,308 +1767· ·0,3 - 2315,5·0,25 + 3361,8 · 0,187 = 0;

M⁽³⁾_у = R_Aх·z - F_t2 · (z – ℓ₁) + R_Bх·(z – ℓ₁ – ℓ₂);

при z = ℓ₁+ℓ₂ = 120,25 мм;

M⁽³⁾_у = 3180,65 · 0,12 - 6361,3·0,06012+3180,65·0 = 0;

при z = ℓ₁+ℓ₂+ ℓ₃=308 мм;

M⁽³⁾_у = 3180,65 0,308 – 6361,3 · 0,25 + 3180,65 · 0,187 = 0;

M⁽³⁾_z = T₂ = 954,2 Нм.

Так как все функции моментов линейны, графически они выражаются прямой линией, для нахождения которой достаточно определить значения в начале и в конце каждого участка. Для построения эпюр изгибающих и крутящих моментов М_х(z), М_у(z), М_z(z) результаты расчетов приведены в таблице 4.3

Таблица 4.3

Значения изгибающих и крутящих моментов в поперечных сечениях вала

 

Расчетный параметр	У ч а с т к и
	1-й		2-й		3-й
	0	60,12мм	60,12мм	120,25мм	120,255мм	308мм
Мх, Н·м	0	- 62,9	202,12	0	0	0
МУ, Н·м	0	191,23	191,23	0	0	0
МZ, Н·м	0	0	954,2	954,2	954,2	954,2

 

Расчетная схема выходного вала и эпюры М_х(z), М_у(z) и М_z(z) представлены на рисунке 4.9.

 

 

			М2

 

 

Рис. 4.9 Эпюры М_х(z), М_у(z), М_z(z)

По эпюрам определяют наиболее опасное сечение. Из анализа эпюр следует, что опасным является сечение, проходящее через точку С, в котором М_х = 202,15 Н·м; М_у = 191,23 Н·м; М_z = 954,2 Н·м

 

4.8.4  Выбор материала. Расчет вала на статическую прочность

Для большинства валов применяют термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, механические характеристики которых приведены в таблице 44 [Р. 10].

Для выходного вала принимаем сталь 45 для d ≤ 120 мм; НВ = 240;

σ_В = 800 Н/мм²; σ_Т = 550 Н/мм²; τ_Т = 300 Н/мм²; σ_-1 = 350 Н/мм²;

 τ_-1 = 210 Н/мм².

Так как червяк изготовлен как одно целое с валом, то материал вала В1 тот же, что и для червяка: сталь 40Х, термообработка, улучшенная закалка; для заготовки диаметром d ≤ 120 мм; НВ = 270; σ_В = 900 Н/мм²;

σ_Т = 750 Н/мм²; τ_Т = 450 Н/мм²; σ_-1 =410 Н/мм²; τ_-1 = 240 Н/мм².

Условие прочности S_Т ≥ [S_Т],

где S_Т – коэффициент прочности по текучести;

[S_Т] = 1,3…1,6 – допускаемый коэффициент запаса прочности по текучести.

Расчетные формулы:

S_Т = ,

где К_П = 2,5 – коэффициент перегрузки;

σ_экв = М_экв/W_и - – эквивалентное напряжение;

М_экв =  - эквивалентный момент;

W_и =  - осевой момент сопротивления сечения,

где d_K = 85,5 мм – диаметр вала под колесом;

М_и =  - результирующий изгибающий момент.

Таким образом, получаем:

М_u =  Н·м;

М_экв =  Н·м;

W = мм³; σ_экв = Н/мм²;

S_Т = .

Статическая прочность вала обеспечивается с большим запасом, так как S_Т = 13,6 > [S_Т] = 1,3…1,6.

 

5 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ ВЫХОДНОГО

ВАЛА РЕДУКТОРА

При предварительной конструктивной проработке редукторов были выбраны типы подшипников и намечена схема их установки.

Цель этого раздела заключается в том, что, зная силы, нагружающие подшипник, произвести проверочные расчёты подшипников на статическую или динамическую грузоподъемность и сделать вывод о способности выбранного подшипника обеспечить работоспособность редуктора при заданной нагрузке.

По статической грузоподъемности подшипники проверяют при частоте вращения вала n < 10 об/мин. По динамической грузоподъемности подшипники проверяют при частоте вращения вала (кольца) n ≥ 10 об/мин.

 

5.1 Методика и пример расчета шарикового радиального однорядного подшипника  выходного вала цилиндрического прямозубого редуктора

5.1.1 Расчетная схема. Исходные данные

Расчетная схема представляет собой узел конструкции, в котором установлен рассматриваемый подшипник – она может быть представлена как конструктивная схема (рис. 5.1).

Исходные данные:

силы реакции опор R_Ax = 573 Н, R_Ay = 208,5 H, R_Bx = 573 H,              R_By = 208,5H.

 Суммарная радиальная реакция подшипника, приложенная к оси вала на середине ширины подшипника, для нашего примера R_A = R_В,

R_r = R_А = R_B = Н;

подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии №208 с параметрами d = 40 мм, Д = 80 мм, В = 18 мм, С_r = 32 кН, С₀ = 17,8 кН;

частота вращения выходного вала n₂ = 150 об/мин;

нагрузка спокойная, переменная, реверсивная, с умеренными толчками;

ресурс работы t = 30 000 часов.

 

Рис. 5.1 Расчетная схема подшипника

Внутреннее кольцо подшипника поставлено на вал с натягом и вращается вместе с валом, а наружное кольцо - в корпусе неподвижное; схема установки подшипников на валах – враспор.

 

5.1.2 Расчет динамической грузоподъемности

Условие работоспособности подшипника по динамической грузоподъемности

                        С_r = R_Е ,                                   (5.1)

где С_r – расчетное значение динамической грузоподъемности, кН;

[С_r] – допускаемое (табличное) значение динамической грузоподъемности, кН;

  n₂ – частота вращения выходного вала, об/мин;

  L_hтр – требуемая (расчетная) долговечность подшипника, равная ресурсу работы, час;

а₂₃ – коэффициент, характеризующий совместное влияние на ресурс подшипника материала колец, тел качения и условий эксплуатации (для шарикоподшипников а₂₃ = 0,7…0,8);

R_E - эквивалентная динамическая нагрузка.

Для подшипников шариковых радиальных однорядных при осевой силе F_a = 0  эквивалентная нагрузка R_Е определяется по формуле

                            R_E = VXR_rK_σК_Т,                                              (5.2)

где V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца подшипника);

Х – коэффициент радиальной нагрузки (так как R_a = F_a = 0, то Х =1 из таблицы 41[Р.10]);

К_σ – коэффициент безопасности (выбирается по таблице 42 [Р.10], при умеренных толчках К_σ = 1,4);

К_Т – температурный коэффициент (выбирается по таблице 43 [Р.10], при t⁰ ≤ 100⁰С К_Т = 1).

Расчёт:

эквивалентная нагрузка

R_E = 1,0 · 1,0 · 610 · 1,4 ·1,0 = 854 Н;

расчетная динамическая грузоподъемность

С_r = 854 Н ≈ 6 кН.

Так как действительная грузоподъемность       С_r = 6 кН              меньше [С _r] = 32 кН, то условие работоспособности принятых подшипников обеспечивается.

Определим долговечность подшипника

L_h.тр = а₂₃  = 0,75  = 4384247 часов, что намного превышает заданный ресурс работы 30000 часов.

 

 

5.2 Методика расчёта роликового конического однорядного

подшипника

5.2.1 Расчетная схема. Исходные данные

Расчётная схема подшипника приведена на рисунке 5.2.

 

 

Рис. 5.2 Расчётная схема подшипника

Исходные данные:

силы реакции опор R_A =   и   R_B = ;

осевая сила F_a;

частота вращения выходного вала n_вых = n₂;

нагрузка спокойная, переменная, реверсивная, с умеренными    толчками;   

ресурс работы t часов.                  

подшипники роликовые конические однорядные с параметрами (таблица 40 [Р. 10]):

d – диаметр внутреннего кольца, мм;

D – диаметр наружного кольца, мм;

Т  - ширина подшипника, мм;

[С_r] – табличная (допускаемая) динамическая грузоподъёмность подшипника, кН;

[С₀] – табличная (допускаемая) статическая грузоподъёмность подшипника, кН;

Y – коэффициент восприятия осевой нагрузки;

е – коэффициент осевого нагружения.

Внутреннее кольцо подшипника поставлено на вал с натягом и вращается вместе с валом, а наружное кольцо в корпусе неподвижное; схема установки подшипников на валах – враспор.

Проверочный расчет производится по динамической грузоподъемности для наиболее нагруженной опоры.

 

5.2.2 Расчёт по динамической грузоподъемности

Определяются осевые соотношения R_s от радиальных сил нагружения и суммируются с внешней осевой силой F_a, т.е.

      R_S = 0,83 eR_A(B) ;                                    (5.3)

          R_a = R_s + F_a.                                        (5.4)

Для нормальной работы роликового конического подшипника необходимо, чтобы в опоре осевая сила, нагружающая подшипник, была не меньше осевой составляющей от действия радиальных нагрузок, т.е.

R_a ≥ R_S.

Рассчитывается эквивалентная нагрузка по формуле:

R_E = (V·X·R_А(В) + Y·R_a) · K_σ · K_T,              (5.5)

где V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно радиальной нагрузки и V = 1,2 при вращении наружного кольца);

Х – коэффициент радиального нагружения (для конических роликовых подшипников уточняется в зависимости от отношения F_a/VF_r > е или < е и окончательно выбирается по таблице 41 [Р. 10], где F_r = R_A(B), F_a = R_a;

К_σ – коэффициент безопасности, принимают по таблице 42 [Р. 10], в зависимости от вида нагружения и области применения (К_σ = 1,3 …1,5);

К_Т – температурный коэффициент выбирается по таблице 43 [Р. 10], при температуре нагрева масла в картере редуктора до 100⁰С  К_Т = 1,0;

Определяется действительная (расчётная) динамическая грузоподъемность подшипника по формуле:

С_{r тр} = R_E ,                                   (5.6)

где а₂₃ = 0,6…0,7 – коэффициент совместного влияния на ресурс материала колец, тел качения и условий эксплуатации;

m ≈ 3,33 – показатель степени для роликовых конических подшипников, который для приближённых расчётов можно принимать m = 3.

Расчётное значение динамической нагрузки должно быть меньше допускаемой (табличной) динамической грузоподъемности

С_r < [С _r].

При необходимости определяется расчетная долговечность (ресурс) подшипника

         L_h = a_{23 .}                                        (5,7)

Выбранный роликовый конический подшипник должен удовлетворять условиям:

L_h ≥ L_hТР и С_r < [С _r].

 

Примеры проверочного расчета роликовых конических подшипников по динамической грузоподъемности

Пример 1. Проверочный расчет роликового конического подшипника для выходного вала цилиндрического косозубого редуктора

1.1 Расчётная схема. Исходные данные

Расчётная схема подшипника приведена на рис. 5.2.

Исходные данные:

силы реакции опор

R_A =  = 688,3 Н;

R_В =  = 843 Н;

внешняя осевая сила F_a = 196 Н;

частота вращения вала n₂ = 150 об/мин;

нагрузка спокойная, переменная, реверсивная, с умеренными толчками;

ресурс работы t = 30 000 часов;

подшипники роликовые конические однорядные легкой серии 7208 со следующими параметрами (выбраны по таблице 40 [Р. 10]):

 d = 40 мм, Д = 80 мм, Т₂ = 19,75 мм,

[С_r ]= 46,5 кН – базовая (табличная) динамическая грузоподъемность,

[С₀ ] = 32,5 кН – базовая (табличная) статическая грузоподъемность,

Y = 1,56 – коэффициент восприятия осевой нагрузки;

e = 0,38 – коэффициент осевого нагружения.

 

1.2 Проверочный расчёт подшипника по динамической

грузоподъёмности

Расчет производится по наиболее нагруженной опоры R_B = 843 Н.

Определяем осевые соотношения R_s от радиальных сил нагружения и суммируем с внешней осевой силой F_a.

R_S = 0,83 eR_B = 0,83·0,38·843 = 265,9 H;

R_a = R_s + F_a = 265,9 + 196 = 461,9 H.

Для нормальной работы роликового конического подшипника необходимо, чтобы в опоре осевая сила, нагружающая подшипник, была не меньше осевой составляющей от действия радиальных нагрузок, т.е.

R_a ≥ R_S,    R_a = 461,9 >  R_S = 265,9 Н .

Вычисляем эквивалентную нагрузку по формуле:

R_E = (V·X·R_B + Y·R_a) · K_σ· K_T,

R_E = (1·0,4·843 + 1,56·461,9) ·1,4·1,0 ≈ 1480,9 Н,

где Х = 0,4 из таблицы 41 [ Р.10], так как

R_a/ V R_B = 461,9/1· 843 = 0,54 > е = 0,38.

Вычисляем расчётное значение динамической нагрузки:

С_{r тр} = R_{E  кН.}

Так как действительная грузоподъемность С_r = 10,8 кН  меньше допускаемой [С _r] = 46,5 кН, то работоспособность принятых подшипников обеспечивается.

Расчетную долговечность (ресурс) подшипника

L_h = a_{23 =}  0,65 часов.

Роликовый конический подшипник легкой серии обеспечивает большую работоспособность заданной, так как

L_h = 2,23·10⁶ ≥ L_hТР = 30000 час.

Пример 2. Проверочный расчет роликового конического подшипника для выходного вала конического редуктора

2.1 Расчётная схема. Исходные данные

Расчётная схема подшипника приведена на рис. 5.2.

Исходные данные:

силы реакции опор

R_A = ;

                      R_B = ;

осевая сила F_a = 499Н;

частота вращения выходного вала n_вых = n₂ = 400 об/мин;

нагрузка спокойная, переменная, реверсивная, с умеренными толчками;  

 ресурс работы t = 30000 часов;

подшипники роликовые конические лёгкой серии №7208 с параметрами : d = 40мм;  D = 80 мм; Т = 19,25 мм;  В = 18 мм; С = 16 мм; С_r = 46,5 кН; С_0r = 32,5 кН; е = 0,38; Y = 1,56; Y₀ = 0,86  (таблица 40[Р. 10]).

                 

2.2 Проверочный расчёт подшипника по динамической

 грузоподъемности

Для нормальной работы роликового конического подшипника необходимо, чтобы в опоре осевая сила R_a , нагружающая подшипник, была не меньше внешней осевой силы составляющей от действия радиальных нагрузок R_а, т.е. R_a ≥ R_s.

Расчет, как правило, производится для наиболее нагруженной опоры. В данном случае для опоры А, в которой R_А = 945 Н.

Определяем осевые соотношения R_s от радиальных сил нагружения и суммируем с внешней осевой силой F_a.

R_S = 0,83 e R_A(В) = 0,83·0,38·945 = 298 H;

R_а = R_s + F_a2 = 298 + 499 = 797 H.

Условие R_a ≥ R_S выполняется.

Коэффициент радиальной и осевой нагрузок для опоры А:

= 0,84 > е = 0,38.

В этом случае Х = 0,4 (таблица 41), Y = 1,56 (таблица 40 [Р. 10]).

Эквивалентная нагрузка

R_Е = (V ∙ X ∙ R_А + Y ∙ R_а) ∙K_Б ∙ К_T = (1∙0,4 ∙ 945 + 1,56 ∙ 797)= 1621 H.

Расчетное значение динамической нагрузки

С_r  = R_Е  = 16372 Н.

Условие работоспособности подшипников выполняется с большим запасом, так как С_r = 16,372 кН << [С_r ] = 46,5 кН.

Определяем расчетную долговечность (ресурс) подшипника

L_h = a₂₃  = 687 ·10³ часов.

Для расчёта принято m = 3.

Роликовый конический подшипник легкой серии 7208 обеспечивает большую работоспособность заданной, так как

L_h = 687·10³ > L_hТР = 30000 час.

 

Пример 3. Проверочный расчет роликового конического подшипника для выходного вала червячного редуктора

3.1 Расчётная схема. Исходные данные

Расчетная схема представлена на рис. 5.2.

Исходные данные:

силы реакции опор

R_A =  = 3348,4 Н;

R_В =  = 4628 Н;

внешняя осевая сила F_a = 499 Н;

частота вращения вала n₂ = 25 об/мин;

нагрузка спокойная, переменная, реверсивная, с умеренными толчками;

ресурс работы t = L_h = 30 000 часов;

подшипники роликовые конические однорядные легкой серии 7215 со следующими параметрами (выбраны по таблице 40 [Р.10]):

d = 75 мм, D = 130 мм, Т = 27,25 мм;

[С_r] = 107 кН -  динамическая грузоподъемность;

[С₀] = 84 кН -  базовая статическая грузоподъемность;

Y = 1,55 – коэффициент восприятия осевой нагрузки;

e = 0,39 – коэффициент осевого нагружения.

 

3.2 Проверочный расчёт подшипника по динамической

 грузоподъемности

Расчёт производится для наиболее нагруженной опоры R_в = 4628 Н.

Определяем осевые соотношения R_s от радиальных сил нагружения и суммируем с внешней осевой силой F_a.

R_S = 0,83 eR_B = 0,83·0,39·4628 = 1498,1 H;

R_a = R_s + F_a2 = 1498,1 + 1767 = 3265,1 H.

Для нормальной работы роликового конического подшипника необходимо, чтобы в опоре осевая сила, нагружающая подшипник, была не меньше осевой составляющей от действия радиальных нагрузок.

R_a ≥ R_S ,       R_a = 3265,1 > R_S = 1498,1 Н.

Вычисляем эквивалентную нагрузку

R_E = (V·X·R_B + Y·R_a) · K_σ · K_T = (1·0,4·4628+ 1,55·3265,1) ·1,4·1,0 ≈ 9677 Н.

Здесь: Х = 0,4, так как отношение

R_a/ VR_B = 3265,1/1·4628 = 0,7 > е = 0,39 (таблица 40 [Р.10]);

V = 1, так как вращается внутреннее кольцо подшипника.

Расчетное значение динамической нагрузки:

С_{r тр} = R_{E  кН.}

Так как действительная грузоподъемность С_r = 38,8 кН меньше допускаемой (табличной) [С_r] = 107 кН, то работоспособность принятых подшипников обеспечивается.

Определяем расчетную долговечность (ресурс) подшипника

L_h = a_{23 ,}

После подстановки значений:

L_h = 0,7 часов.

Роликовые конические подшипники легкой серии обеспечивают большую работоспособность заданной, так как

L_h = 1,3·10⁶ > L_hТР = 30000 час

 6 РАСЧЕТ СОЕДИНЕНИЯ ВАЛ-СТУПИЦА ВЫХОДНОГО ВАЛА

 

На этапе эскизной компоновки было определено, что соединение зубчатого (конического, червячного) колеса с валом осуществляется с помощью шпонки, поэтому необходимо решить задачу выбора шпонки с такими параметрами, которые обеспечивали бы работоспособность шпоночного соединения.

В редукторах наиболее широкое применение находят призматические шпонки, как с округленными, так и с плоскими торцами. По условиям установки предпочтение отдают шпонкам со скругленными торцами. Боковые грани призматических шпонок являются рабочими. Ширину в и высоту h шпонки, а также глубину паза на валу t₁ и в ступице t₂ выбирают стандартными в зависимости от диаметра вала под колесом d_к по таблице 49 [Р. 10]. Расчетная (рабочая) длина шпонки ℓ_р определяется расчетом по напряжению смятия [σ]_см или выбирается в зависимости от длины ступицы (ширины зубчатого колеса). Обычно полная стандартная длина шпонки ℓ на 5…8 мм меньше длины ступицы.

Для решения поставленной задачи изображается расчётная схема соединения, указываются исходные данные, производится выбор шпонки, расчёт соединения на смятие и срез шпонки.

 

6.1 Расчетная схема. Исходные данные

Расчетная схема шпоночного соединения представлена на рис. 6.1.

 

 

Рис. 6.1  Расчетная схема шпоночного соединения

Исходные данные:

Т₂ - вращающий момент на выходном валу, Н∙м;

d_к - диаметр участка вала для установки колеса, мм;

в₂ - ширина зубчатого колеса, мм;

материал ступицы (колеса).

6.2 Выбор и расчет основных параметров шпонки

Для передачи вращающего момента Т₂ от зубчатого колеса к выходному валу применяют, как правило, призматическую шпонку со скругленными торцами (рис. 6.2).

 

 

Рис. 6.2. Призматическая шпонка со скругленными торцами

По таблице 49 [Р. 10] для d_к находим:

 в  -  ширину шпонки, мм;

h - высоту шпонки, мм;

t₁ - глубину паза на валу, мм;

t₂ - глубину паза в ступице, мм.

Определяем длину шпонки

ℓ = в₂ – (5…8) мм.

Из ряда стандартных длин (таблица 49 [Р. 10]) по величине ℓ выбираем стандартную длину шпонки. Расчетная длина шпонки определяется

ℓ_р = ℓ - в.

 

6.3 Проверочный расчет шпоночного соединения на прочность

На смятие рабочих граней шпонки по условию

σ_см =  [σ_см],

где [σ_см ] = (110…190) Н/мм² – для стальных ступиц;

на срез шпонки по условию

τ_ср =  [τ_ср ],

где [ τ_ср ] = (40…70) Н/мм² – для сталей при реверсивной нагрузке.

Проверочный расчет шпонки на срез можно считать условным, так как это условие прочности учтено при стандартизации шпонок. Однако, при ударных нагрузках срез шпонки вполне возможен.

 

Примеры выбора шпонки и расчета соединения вал-ступица

Выходного вала редуктора

Пример 1. Расчет шпоночного соединения вал-ступица выходного вала цилиндрического редуктора

1.1 Расчётная схема. Исходные данные

Расчетная схема шпоночного соединения представлена на рис. 6.1.

Исходные данные:

вращающий момент на выходном валу Т₂ = 114,6 Н∙м;

диаметр участка вала для установки колеса d_к = 47,5мм;

ширина зубчатого колеса в₂ = 36 мм;

материал ступицы (колеса) – сталь 40Х.

 

1.2 Выбор и расчёт основных параметров шпонки

Для передачи вращающего момента Т₂ = 114,6 Н∙м от зубчатого колеса к выходному валу применим призматическую шпонку. Ширину в и высоту h шпонки, а также глубину паза на валу t₁ и в ступице t₂ выбираем стандартными в зависимости от диаметра вала d_к по таблице 49 [Р. 10].

По таблице 49 [4] для d_к = 47,5 мм находим: в = 14 мм,           h = 9 мм, t₁ = 5,5 мм, t₂ = 3,8 мм, ℓ = в₂ – (5…8) мм = 36 - (5…8) = (31…28) мм. Из ряда стандартных длин (таблица 49 [Р. 10]) выбираем ℓ = 30 мм. Расчетная длина шпонки ℓ_р = ℓ - в = 30 – 14 = 16 мм.

 

1.3 Проверочный расчёт шпоночного соединения на прочность

На смятие рабочих граней шпонки по условию

σ_см =  [σ_см],

σ_см =  Н/мм²,

где [σ_см ] = (110…190) Н/мм² – для стальных ступиц.

Условие прочности по напряжениям смятия выполняется, так как

σ_см = 86,2 Н/мм² < [σ]_см = 110…190 Н/мм² (по среднему значению);

на срез шпонки по условию

τ_ср =  [τ_ср ],

τ_ср =  Н/мм²,

где [ τ_ср ] = (40…70) Н/мм² – для сталей при реверсивной нагрузке.

Условия прочности выполняются, так как

τ_ср = 21,5 Н/мм² < [ τ_ср ] = (40…70) Н/мм².

 

Пример 2.Расчет шпоночного соединения вал-ступица выходного вала конического редуктора

2.1 Расчётная схема. Исходные данные

Расчетная схема шпоночного соединения показана на рис. 6.1.

Исходные данные:

диаметр вала d_К = 47,5 мм;

величина вращающегося момента Т₂ = 95,5 Н∙м.

материал ступицы (колеса) – сталь марки 40X, термообработка колеса - улучшение твердость поверхности 269…302 НВ.

 

2.2. Выбор и расчёт основных параметров шпонки

Для передачи вращающегося момента Т₂ = 95,5 Н∙м от зубчатого колеса к выходному валу применим призматическую шпонку со скругленными торцами (рис. 6.2).

Ширину b и высоту h шпонки, а также глубину паза на валу t₁ и в ступице t₂ выбираем стандартными в зависимости от диаметра d_K = 47,5 мм по таблице 49[4] : b=14 мм, h = 9 мм, t₁ = 5,5 мм, t₂ = 3,8 мм.

Обычно полная стандартная длина шпонки L на 5...10 мм меньше длины ступицы:

ℓ = ℓ_СТ – (5…10) мм = 57 – 7 = 50 мм.

Из ряда стандартных длин (таблица 49[Р. 10]) выбираем ℓ = 50 мм.

Расчетная длина шпонки ℓ_р = ℓ - b = 50-14 = 36 мм.

Проверочный расчет шпоночного соединения на прочность:

на смятие рабочих граней шпонки по условию:

σ_СМ = ,

σ_СМ =  Н/мм²,

где допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы принимаются [σ_СМ] = 110 ÷ 190 Н/мм².

Условие прочности по напряжениям смятия выполняется, так как

σ_СМ = 32 Н/мм² < [σ_СМ] = 150 Н/мм² (по среднему значению);

на срез шпонки по условию:

τ_СР =

τ_СР = Н/мм²,

где [τ]_СМ = (40…70) Н/мм² - для сталей при реверсивной нагрузке.

Условие прочности на срез выполняются, так как

τ_СР = 8 Н/мм² < [τ_СР] = (40…70) Н/мм².

 

Пример 3 . Расчет шпоночного соединения вал-ступица выходного вала червячного редуктора

3.1 Расчётная схема. Исходные данные

Расчетная схема шпоночного соединения представлена на рис. 6.1.

Исходные данные:

вращающий момент на выходном валу Т₂ = 954,2 Н∙м;

диаметр участка вала для установки колеса d_к = 85,5мм;

ширина зубчатого колеса в₂ = 71 мм;

материал ступицы (колеса) – сталь 45.

Для передачи вращающего момента Т₂ = 954,2 Н∙м от зубчатого колеса к выходному валу применим призматическую шпонку со скругленными торцами (рис. 6.2).

По таблице 49[Р. 10] для d_к = 85,5 мм находим: в = 25 мм, h = 14 мм,

t₁ = 9 мм, t₂ = 5,4 мм, ℓ = в₂ – (5…8)мм = 71 - (5…8) = (66…63) мм.

Из ряда стандартных длин (таблица 49 [Р.10] принимаем ℓ = 63 мм.    Расчётная длина шпонки

ℓ_р = ℓ - в = 63 – 25 = 38 мм.

 

3.3 Проверочный расчет шпоночного соединения на прочность

На смятие рабочих граней шпонки по условию

σ_см =  [σ_см],

σ_см =  Н/мм²,

где [σ_см ] = (110…190) Н/мм² – для стальных ступиц.

Условие прочности по напряжениям смятия выполняется, так как

σ_см = 117,5 Н/мм² < [σ]_см = 110…190 Н/мм² (по среднему значению);

на срез шпонки по условию

τ_ср =  [τ_ср ],

τ_ср =  Н/мм²,

где [ τ_ср ] = (40…70) Н/мм² – для сталей при реверсивной нагрузке.

Условия прочности выполняются, так как

τ_ср = 23,5 Н/мм² < [ τ_ср ] = (40…70) Н/мм².

 7  ВЫБОР МУФТЫ ВХОДНОГО ВАЛА

Муфты выбираются стандартными в зависимости от передаваемого расчетного вращающего момента, диаметра вала и частоты его вращения.

Для проектируемых электромеханических приводов выберем муфту для соединения вала электродвигателя с цилиндрическим концевым участком входного вала редуктора. Соединения полумуфт с валами: шпоночное с фиксацией винтами.

Исходя из условий работы и области применения ЭМП, выбираемая муфта должна обеспечивать компенсацию условных несоосностей соединяемых валов, их линейных перемещений, компенсировать ударные нагрузки. Для таких условий работы наиболее широкое распространение получили муфты компенсирующие упругие втулочно-пальцевые (МУВП) (рис. 7.1).

Рис. 7.1. Муфта компенсирующая упругая втулочно-пальцевая

Исходными данными для выбора муфт являются:

Т₁ – вращающий момент на входном валу, Н·м;

ω₁ – угловая скорость входного вала, с^-1;

n₁ – частота вращения входного вала, об/мин.;

d – диаметр концевого участка вала, мм.

Расчетный вращающий момент

Т_р = К·Т,

где К – коэффициент режима работы. При переменной средней нагрузке К=1,5…2,0 (таблица 48 [Р.10]).

Условие выбора типоразмера муфты:

Т_р ≤ [Т],

где [Т] – допускаемый для стандартных муфт вращающий момент (таблица 47 [Р.10].

Упругие элементы муфты проверяются на смятие:

σ_СМ = _СМ,

где   z - число пальцев;

   Т – вращающий момент на валу, Н·м;

   d_п – диаметр пальца муфты, мм;

   ℓ_ВТ – длина упругого элемента, мм;

   [σ]_СМ = 2Н/мм² – допускаемое напряжение смятия для резиновых втулок.

Примеры выбора и расчета муфты для соединения вала электродвигателя с цилиндрическим концевым участком входного вала редуктора

Пример 1.Выбор и расчет муфты для соединения вала электродвигателя с цилиндрическим концевым участком входного вала цилиндрического редуктора

Исходные данные:

Т₁ = 23,9 Н∙м – вращающий момент на входном валу;

d = 19 мм – диаметр концевого участка вала;

n₁ = 750 об/мин – частота вращения входного вала;

ω₁= 78,5 с^-1 – угловая скорость входного вала.

Определяем расчетный вращающий момент

Т_р = КТ₁ = 2 · 23,9 = 47,8 Н∙м,

где К – коэффициент режима работы. При переменной средней нагрузке К=1,5…2,0 (таблица 48 [Р.10]).

Условие выбора типоразмера муфты

Т_р ≤ [Т],

где [Т] – допускаемый муфтой вращающий момент (табличное значение). По таблице 47 [Р. 10] выбираем МУВП, для которой [Т] = 63 Н∙м.

Параметры муфты:

Т = 63 Н∙м, n ≤ 6000 об/мин, d = 20 мм, ℓ_цил = 36 мм, d_п = 10 мм,

ℓ_вт = 15 мм, z = 6, d_о = 20 мм, L = 76 мм, Д = 100 мм, Д₀ = 71 мм.

Проверочный расчёт упругого элемента резиновых втулок на смятие

σ_см =  ≤ [σ_см ],

σ_см =  Н/мм²,

где [σ_см] = 2 Н/мм² – допускаемое напряжение смятия резиновых втулок.

Условие прочности втулок на смятие выполняется, так как

σ_см = 1,5 Н/мм² < [σ_см] = 2 Н/мм².

 

Пример 2.Выбор и расчет муфты для соединения вала электродвигателя с цилиндрическим концевым участком входного вала конического редуктора.

Исходные данные:

Т₁ = 42,26 Н∙м– номинальный вращающий момент на входном валу;

d = 24 мм - – диаметр концевого участка вала;

n₁ = 950 об/мин - – частота вращения входного вала;

ω₁= 99,4 с^-1 – угловая скорость входного вала.

Расчетный вращающий момент на входном валу определяется:

Т_Р = K ∙ Т₁ = 2 ∙ 42,26 = 84,56 Н∙м,

K = 1,5…2,0 – коэффициент режима работы. (таблица 48[4]). Примем коэффициент режима работы K = 2.

Условие выбора типоразмера муфты: Т_Р ≤ [Т],

где [Т] - допускаемый муфтой вращающий момент (табличное значение).

По таблице 47[4] выбираем муфту МУВП, которая имеет параметры: [Т_Р] = 125 Н∙м;  n = 4800 об/мин,   d = 25 мм;    ℓ_цил = 42 мм;       d_П = 14 мм; ℓ_ВТ = 28 мм;  z = 4 мм; d₀ = 28 мм; L = 89 мм; D = 120 мм; D₀ = 90 мм. 

Проверяем упругие элементы муфты на смятие по формуле

σ_СМ = _СМ,

σ_СМ =  МПа,

где [σ]_СМ = 2 МПа - допускаемое давление пальца на втулку.

Условие прочности на смятие резиновых втулок выполняется, так как σ_СМ = 1,12 МПа <[σ]_СМ = 2 МПа.

 

Пример 3. Выбор и расчет муфты для соединения вала электродвигателя с цилиндрическим концевым участком входного вала червячного редуктора

Исходные данные:

Т₁ = 45,44 Н·м - вращающий момент на входном валу;

ω₁ = 78,5 с^-1 – угловая скорость входного вала;

n₁ =750 об/мин – частота вращения входного вала;

d = 30 мм – диаметр концевого участка вала.

Определяем расчетный вращающий момент

Т_р = К·Т = 2·45,44 = 90,88 Н·м,

где К = 1,5…2,0 – коэффициент режима работы (таблица 48 [Р. 10]).

Из условия выбора типоразмера муфты  Т_р ≤ [Т], по таблице 47 [Р. 10] выбираем муфту с параметрами:

[Т] = 125 Нм;  n ≤ 4800 об/мин;   d = 30 мм;   ℓ_цил = 42 мм; d_п = 14 мм; ℓ_ВТ = 28 мм; L = 89 мм; Д = 120 мм;  Д₀ =90 мм; z = 4; d₀ = 28 мм. Смещение осей валов: Δ = 0,3 мм; γ =1° 30'.

Проверочный расчёт упругого элемента втулок на смятие

σ_СМ = _СМ,

σ_СМ =  Н/мм².

 

Условие прочности втулок на смятие выполняется, так как

 σ_СМ = 1,28 Н/мм² < [σ]_СМ = 2 Н/мм².

 8 ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Проектирование корпуса редуктора является в значительной степени индивидуальным и обусловливается множеством особенностей конструкции, которые обязательно должны учитывать способы крепления деталей и редуктора, его сборки, условия работы, условия технического обслуживания, стоимостные параметры и т.д. Однако многообразие особенностей конструкции не может быть учтено при массовом изготовлении корпусов, поэтому расчет любой произвольной конструкции приводит к расчетам стандартных узлов.

Корпусные детали имеют, как правило, сложную форму, поэтому изготовляют их чаще всего литьем, в редких случаях методом сварки (при единичном и мелкосерийном производстве).

Наиболее распространенным материалом для литых корпусов является чугун (например, СЧ 15), при необходимости уменьшить массу – легкий сплав. Например - силумин.

 

8.1 Основные параметры корпуса редуктора

Корпуса редукторов, как правило, разъемные, т.е. включают корпус (основание) и крышку.

Корпусная деталь состоит из стенок, бобышек, фланцев, ребер и других элементов, соединенных в единое целое (рис.8.1, 8.2, 8,3).

Рис. 8.1 Корпус цилиндрического редуктора

 

 

 

Рис. 8.2 Корпус конического редуктора

Рис.8.3 Корпус червячного редуктора

 

Толщину стенки корпуса определяют по формуле

δ = 1,8  ≥ 6 мм,

где Т₂ – вращающий момент на выходном валу, Н∙м.

Толщина стенки крышки δ₁ = (0,9…1,0) δ.

Толщина фланца корпуса (основания) в = 1,5 δ.

Толщина фланца крышки в₁ = 1,5 δ₁.

Ширина фланца ℓ = (2…2,2) δ.

Диаметр крышки подшипника Д_к = 1,25Д + 10 мм,

где Д – наружный диаметр подшипника.

Диаметр болтов (винтов) для соединения крышки с корпусом

d = 1,25  10 мм.

Расстояние между стяжными винтами (болтами) ≈ 10 d.

Крышку фиксируют относительно корпуса двумя штифтами, устанавливаемыми, как правило, по срезам углов крышки.

Диаметр фундаментных болтов для крепления редуктора к плите или раме d_ф = 1, 25d.

Число фундаментных болтов при а ≤ 250 мм равно 4, при а > 250 мм равно 6. Для конической передачи при 0,75d_ae2 ≤ 250 мм число фундаментных болтов равно 4, при 0,75d_ae2> 250 мм равно 6.

Масло заливают через верхний люк. Толщина крышки люка (обычно с фильтром) δ_к = (0,01…0,012) L ≥ 3 мм, где L – длина крышки люка, если люк круглый, то его диаметр.

Для замены масла в нижней части корпуса предусматривается сливное отверстие, располагаемое ниже уровня днища. Отверстие закрывают цилиндрической или конической пробкой. Если применяют пробку с цилиндрической резьбой, то обязательно ставят уплотнительную прокладку из паронита или резиновое кольцо. Пробка с конической резьбой не требует уплотнения. Чтобы масло из корпуса можно было слить без остатка, дно корпуса выполняют с уклоном 0,5…1º в сторону сливного отверстия. Чем больше размер редуктора, тем уклон делают меньше. Толщина днища в месте углубления должна оставаться без изменения.

Для переноса редуктора применяют проушины, отливая их заодно с крышкой или рэм-болты. При необходимости корпус усиливают ребрами жёсткости.

8.2 Расчет стаканов для подшипников

В стаканах обычно размещают подшипники фиксирующей опоры вала – червяка и опоры вала конической шестерни. Но поскольку наличие стакана упрощает установку вала в корпусе, то стаканы могут использоваться и в других редукторах. Конструкция стаканов определяется схемой расположения подшипников. На рис.8.4 показаны наиболее часто встречающиеся на практике конструктивные схемы стаканов для подшипников.

 

 

 

Рис. 8.4 Конструктивная схема стаканов для подшипников

 

Стаканы обычно выполняют литыми из чугуна марки СЧ15. Толщину стенки стакана δ принимают в зависимости от диаметра отверстия D под подшипник, то есть наружного диаметра подшипника по таблице 59 [Р.10].

Толщина упорного буртика δ₁ и толщина фланца δ₂:

δ₁ ≈ δ;     δ₂ ≈ 1,2δ.

Диаметр фланца стакана

D_ф = D + 2δ + (4…4,4)d,

где D – наружный диаметр подшипника.

 

 

Диаметр d (мм) винтов для крепления стакана к корпусу и их число принимают по таблице 60 [Р. 10].

Чтобы обеспечить сопряжение торцов фланца стакана и корпуса по плоскости, на наружной цилиндрической поверхности стакана перед торцом фланца делают канавку.

Крышки подшипников изготовляют из чугуна марки СЧ15. Различают крышки привертные и закладные.

На рис. 8.5 а,б,в,г показаны основные конструкции привертных крышек (на рис. 8.5а,б,г – так называемых "глухих", а на рис.8.5в – отверстием для выходного конца вала).

Определяющим при конструировании крышки является диаметр отверстия в корпусе под подшипник. Толщину стенки δ, диаметр d и число z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от этого параметра принимают по таблице 61 [Р. 10].

Размеры других конструктивных элементов крышки показанные на рис. 8.5 а,б,в,г) можно принимать:

толщину фланца при креплении крышки болтами δ₁ ≈ 1,2δ;

толщину фланца при креплении крышки винтами с цилиндрическими головками, поставленными "впотай", δ₃ ≈ Н + 0,8δ;

толщину центрирующего пояска δ₂ = (0,9…1,0)δ;

диаметр фланца крышки D_ф = D + (4,0…4,4)d;

расстояние от поверхности отверстия под подшипник до оси крепежного винта С ≈ d, где d – диаметр винта.

 

 

Рис. 8.5. Крышки подшипниковых узлов

При небольшом межосевом расстоянии фланцы двух крышек подшипников могут перекрывать друг друга. В этом случае у обеих крышек фланцы срезают, оставляя между срезами зазор 1… 2 мм.

 

8.3 Эскиз корпуса редуктора

Корпуса современных редукторов очерчены плоскими поверхностями, выступающие элементы (например, бобышки подшипниковых гнезд, ребра жесткости) устранены с наружных поверхностей и введены внутрь корпуса, лапы под болты крепления редуктора к плите (раме) не выступают за габариты корпуса, проушины для подъема и транспортирования редуктора отлиты за одно целое с корпусом.

Для удобства сборки корпус выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов. Нижнюю часть называют корпусом, верхнюю – крышкой корпуса. Для стыковки корпуса и крышки по всему контуру плоскости разъема выполняют фланцы для соединения крышки с корпусом болтами или винтами.

На первом этапе проектирования, составляется эскиз корпуса редуктора с рассчитанными по заданию параметрами, с учётом размещения передач, подшипников, валов и других конструктивных элементов.

Корпуса червячных редукторов, например, конструируют двух исполнений: неразъемные (при а_w ≈ 160 мм) с двумя окнами на боковых стенках, через которые при сборке вводят внутрь корпуса комплект вала с червячным колесом, и разъемные (плоскость разъема располагают горизонтально по оси вала червячного колеса).

Боковые крышки неразъемных корпусов центрируют по переходной посадке и крепят к корпусу винтами (рис. 8.6). Диаметры винтов рассчитывают по формуле d = 1,25 ≥ 6 мм, где Т – вращающий момент на тихоходном (выходном) валу, Н∙м. Расстояние между винтами ℓ ≈ 10d.

 

 

Рис. 8.6 Расчетные схемы (винтовых) болтовых соединений

Для удобства сборки диаметр Д отверстия окна выполняют на величину 2С = 2…5 мм больше максимального диаметра d_ам2 колеса. Чтобы добиться необходимой жесткости, боковые крышки выполняют с высокими центрирующими буртиками и с шестью радиально расположенными ребрами. Соединение крышек с корпусом уплотняют резиновыми кольцами круглого сечения.

На рис.8.7 приведен пример конструкций корпусов червячных редукторов с верхним расположением червяка. Размеры отдельных элементов корпусных деталей принимают по соотношениям, приведенным для цилиндрических редукторов.

Для увеличения жесткости червяка его опоры насколько возможно сближают. Места расположения приливов определяют прочерчиванием по соотношениям R₁ = 0,5∙d_{a м2} +2,3а; а ≈ δ; S₁ = (0,15…0,2)D; D'_ф = 1,25D + 10.

 

Рис. 8.7 Пример эскиза корпуса редуктора

 

Если боковые стороны редуктора оказываются достаточно протяженными, то помимо стяжных болтов в районе подшипниковых отверстий вала червячного колеса устанавливают дополнительно стяжные болты на фланцах меньшей толщины (см. рис. 8.6).

Расстояния между стяжными винтами ≈ 10d.

Для контроля правильности зацепления и расположения пятна контакта, а также для заливки масла в крышке корпуса предусматривают люк. При верхнем расположении червяка (см. рис. 8.7) через люк 1 в крышке корпуса невозможно наблюдать за зубьями колеса, так как их закрывает червяк. Поэтому в корпусе на узкой боковой стенке делают смотровое окно 2, через которое наблюдают за расположением пятна контакта на зубьях колеса при регулировке зацепления во время сборки редуктора. После сборки редуктора это окно закрывают крышкой, в которой может быть вмонтирован маслоуказатель.

Крепление крышки к корпусу в случае верхнего расположения червяка осуществляют винтами с цилиндрической головкой (или шпильками), установленными в нишах крышки (см. рис. 8.7).

 

8.4 Система смазки и уплотнения

 Для смазывания передач применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы в масляную ванну были погружены зубья колеса или витки червяка при нижнем расположении.

Принцип выбора масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло; чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла. Поэтому требуемую вязкость определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колеса. Значение окружной скорости определяется по формуле:

V = .                                          

Масла, применяемые для зубчатых передач, и их характеристики приведены в таблице 55, а для червячных в таблице 56 [Р. 10]. В таблице 57 [Р. 10] приведены значения вязкости, применяемых масел.

Для слива масла при замене в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой.

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают указатели в виде круглых или удлиненных окошек или жезловых (щупы).

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнители и стыки. Чтобы избежать этого в верхних точках крышки устанавливают отдушины.

Для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов и защиты их от внешнего воздействия применяются уплотнительные устройства. В редукторах наиболее распространены манжетные уплотнения (рис. 8.8), которые выбираются по таблице 54 [Р. 10].

Манжета состоит из корпуса, изготовленного из бензомаслостойкой резины, каркаса, представляющего собой стальное колесо Г-образного сечения, и браслетной пружины. Манжету обычно устанавливают рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.

Рис.8.8 Манжетное уплотнение

9 СБОРКА И ОСОБЕННОСТИ ЭКСПЛУАТАЦИИ РЕДУКТОРА

 

Сборку производят:

1. Берется входной вал и устанавливается на валу подшипник с определенным натягом.

2. Вал вставляется в призму (основание корпуса).

3. Берется выходной вал, на котором с помощью шпонки устанавливается зубчатое колесо.

4. На цапфе вала устанавливаются подшипники.

5. Вал вставляется в гнездо основания корпуса.

6. Одевается крышка корпуса.

7. В крышку подшипников устанавливаются сальники.

8. Устанавливаются крышки и завинчиваются винтами.

9. Завинчивается сливное отверстие и устанавливается масло указатель.

10. После сборки через верхнее отверстие заливают масло в нужном количестве.

На редуктор ведется формуляр, в котором отмечается наработка в часах, сроки смены масла, неисправности и их устранения.

Внешний осмотр редуктора и уровень масла проверяется каждый раз  перед началом работы, масло меняется 3 раза в месяц или при наработке 30000 часов, крепление проверяется ежедневно.

Следует отметить, что собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе, установленными техническими условиями.

Редуктор является неотъемлемой частью конструктивных элементов артиллерийских систем, особенно механизмов их наведения, от которого во многом зависит надежность и безотказность эксплуатации военной техники. Содержание материальной части боевой техники в постоянной готовности в исправном состоянии обеспечивается системой технического обслуживания в установленные сроки.

Техническое обслуживание подразделяют на следующие виды;

контрольный осмотр (КО);

текущее обслуживание (ТО);

техническое обслуживание №1 (ТО-1);

техническое обслуживание №12 (ТО-2);

сезонное обслуживание (СО).

Контрольный осмотр производится перед выходом техники из парка (марш, стрельба, учения и т.п.). При контрольном осмотре проверяется надежность стопорения механизмов наведения.

Текущее обслуживание проводится после проведения учений, занятий, стрельб, а также не реже одного раза в две недели, если техника не использовалась. При текущем обслуживании производится наружный осмотр подъемного и поворотного механизмов, при необходимости доливают масло в картер редуктора.

ТО-1 проводится в целях периодической проверки техники с частичным опробованием ее узлов в работе.

ТО-2 проводится в целях полной проверки оборудования в работе, проверки отдельных узлов в разобранном виде, выявления и устранения неисправностей.

При сезонном обслуживании необходимо слить старое масло, промыть полость редуктора веретенным маслом АУ ГОСТ 1642-50 и залить новое масло.

 

10 СПРАВОЧНЫЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ РАСЧЁТА

ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА

10.1 ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ

 

Таблица 1

 Нормальные линейные размеры, мм

3,2	5,6	10	18	32	56	100	180	320	500
3,4	6,0	10,5	19	34/35	60/62	105	190	340	600
3,6	6,3	11	20	36	63/65	110	200	360	630
3,8	6,7	11,5	21	38	67/70	120	210	380	670
4,0	7,1	12	22	40	71/72	125	220	400	710
4,2	7,5	13	24	42	75	130	240	420	750
4,5	8,0	14	25	45/47	80	140	250	450	800
4,8	8,5	15	26	48	85	150	260	480	850
5,0	9,0	16	28	50/52	90	160	280	500	900
5,3	9,5	17	30	53/55	95	170	300	530	950

 

 

Примечание. Под косой чертой приведены размеры посадочных мест для подшипника качения.

 

Таблица 2

 Кратные и дольные единицы СИ

Приставка	Обозначение	Множитель	Приставка	Обозначение	Множитель
Тера	Т	1012	Деци	д	10-1
Гига	Г	109	Санти	с	10-2
Мега	М	106	Милли	м	10-3
Кило	к	103	Микро	мк	10-6
Гекто	г	102	Нано	н	10-9
Дека	да	101	Пико	п	10-12

 

Таблица 3