Сдам Сам

ПОЛЕЗНОЕ


КАТЕГОРИИ







ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ





 

Подшипники выбираются по диаметру опорной части вала в зависимости от направления действующих сил. Представляется целесообразным выбирать следующие типы подшипников: в цилиндрических редукторах с прямозубыми и косозубыми колесами – шариковые радиальные однорядные: первый и второй валы – средней серии, третий вал – легкой серии. В коническо-цилиндрических редукторах – роликовые конические однорядные средней серии для первого и второго валов, шариковые радиальные однорядные легкой серии – для третьего вала.

В дальнейшем после окончательной компоновки валов и опорных узлов производится проверочный расчет подшипников с целью установления их ресурса в часах.

 

12. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЗАЗОРОВ МЕЖДУ ПЕРЕДАЧАМИ РЕДУКТОРА И СТЕНКАМИ КОРПУСА

 

Зазор между внешними поверхностями вращающихся деталей и внутренними стенками корпуса определяется по формуле

где: L- ориентировочная длина корпуса, мм

Для одноступенчатого редуктора зазор можно принимать равным x = 8…10 мм.

Зазор между передачами трехосного редуктора принимается равным

x1 = (0.3…0.5) x.

При определении зазора между передачами в соосном редукторе дополнительно следует учесть габариты подшипников входного и выходного вала.

 

13. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

 

Зная все размеры зубчатых колес, валов, расстояния между передачами, размеры подшипников, необходимые зазоры с элементами корпуса, можно выполнить компоновочные чертежи редуктора в двух проекциях на стадии эскизного проекта.

Редукторы целесообразно конструировать с разъемом по горизонтальной плоскости, проходящей через оси валов. При этом каждый вал редуктора в комплекте с зубчатыми колесами, подшипниками и другими деталями рассматривается как сборочная единица, устанавливаемая в корпус.

На компоновочных чертежах определяются необходимые параметры для проверочного расчета валов и определения долговечности подшипников.

Для определения необходимого уровня заливки масла с целью обеспечения качественной картерной смазки редуктора следует проверить соотношение диаметров зубчатых колес быстроходной и тихоходной ступеней. Если окружная скорость тихоходной передачи выше 1 м/с, то достаточно погружения в масляную ванну только колеса тихоходной ступени на глубину от 2 m до 0,25 d2 тих. При окружной скорости тихоходной передачи до 1 м/с в масло погружают колеса обеих ступеней.

 

14. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА

 

Корпусные детали редуктора: нижнюю часть (корпус) и верхнюю часть (крышку) следует предусматривать выполненными методом литья. Материалы деталей – серый чугун марки не ниже СЧ 15 или сталь 35 Л.

Толщина стенок корпуса определяется по формуле

где T - крутящий момент на тихоходном валу, Н м

Толщину стенок крышки можно принимать равной толщине стенок корпуса.



Для заливки масла в редуктор предусматривают люк, закрываемый крышкой. Для слива масла предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой.

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе следует устанавливать маслоуказатель. По желанию студента можно принимать маслоуказатели в виде щупов или круглые из прозрачного материала.

В связи с тем, что при нагреве масла и воздуха внутри корпуса повышается давление, внутреннюю полость следует сообщать с внешней средой путем установки отдушины в крышке для заливки масла.

 

ОПРЕДЕЛЕНИЕ УСИЛИЙ, ДЕЙСТВУЮЩИХ В ЗАЦЕПЛЕНИЯХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

 

 

Силы, действующие в зацеплении зубчатых колес

А) Цилиндрическая передача

Окружная сила: для быстроходной ступени , кН;

Для тихоходной ступени

Осевая сила , где b - угол наклона зубьев

Распорная (радиальная) сила, кН . где aw = 200 - стандартный угол зацепления

 

Б) Коническая передача.

Окружная сила, кН

Осевая сила на шестерне равна радиальной на колесе

; Fa1 = Fr2

Радиальная сила на шестерне равна осевой силе на колесе

; Fr1 = Fa2

где:d1 = arc ctg u – угол при вершине начального конуса шестерни.

 

 

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

 

Расчетные схемы промежуточных валов (как наиболее сложных) всех применяемых типов редукторов приведены в приложении 2.

Проверочный расчет валов сводится к определению запаса выносливости по формуле

где: ns и nt - соответственно запасы выносливости по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по следующим формулам:

Здесь s-1 , t -1 - соответственно длительные пределы выносливости симметричных циклов нормальных и касательных напряжений, которые могут быть определены по формулам

;

Для валов рекомендуется принимать среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х. При их недостаточной прочности возможно принимать легированные стали 40ХН, 30ХГТ, 30ХГСА и др.

σвр - предел прочности стали

KsD , KtD - суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении

Ks , Kt - эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений, зависящие от вида концентратора. К концентраторам напряжений относятся: галтель при переходе вала с одного диаметра на другой, шпоночный паз, проточка, и др. Справочные данные по их значениям приведены в приложении 3.

es , et - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала. Справочные данные по их значениям приведены в приложении.

KF - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности. При шлифовании KF = 1, при обточке - KF = 1.2

KV - коэффициент влияния упрочнения поверхности вала. Для валов без поверхностного упрочнения KV =1 , с закалкой ТВЧ KV =1.5

ys , yt - коэффициенты перевода любого цикла переменных напряжений в эквивалентный по разрушающему действию симметричный цикл.

Для сталей ориентировочно ys = 0,2, yt = 0.1

sa , ta - амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений

где M - суммарный изгибающий момент в расчетном сечении вала,

T - крутящий момент в расчетном сечении вала

W – осевой момент сопротивления расчетного сечения вала. Так, для сплошного сечения , при наличии шпоночного паза

где b - ширина шпоночного паза, c - глубина шпоночного паза

Wp - полярный момент сопротивления расчетного сечения вала. Для сплошного сечения , при наличии шпоночного паза

sm , tm - средние значения цикла нормальных и касательных напряжений.

где F - осевая сила, действующая на вал, A - площадь поперечного сечения вала с учетом имеющихся ослаблений. При отсутствии осевой силы sm = 0

[ n ] – минимально допустимый запас усталостной прочности (выносливости) валов.

[ n ] = 1,5…2,5

 

 









Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском гугл на сайте:


©2015- 2018 zdamsam.ru Размещенные материалы защищены законодательством РФ.