окм / книги / чернавский

Коэффициент запаса прочности

XII. Вычерчивание редуктора

Вычерчиваем редуктор в двух проекциях (рис. 12.19) в масштабе 1:1 с основной надписью и спецификацией. Спецификацию составляем аналогично приведенной на с. 319.

Укажем некоторые конструктивные особенности проектируемого редук-

тора.

Подшипники ведущего вала смонтированы в общем стакане.

Рассмотрим, как передается осевая сила. От шестерни осевая сила передается через заплечик вала, мазеудерживающее кольцо, внутреннее кольцо правого подшипника, распорную втулку, левый подшипник, промежуточное кольцо, крышку подшипника и болты. С болтов осевая сила передается на корпус редуктора.

Подшипниковый узел ведущего вала уплотнен с одной стороны мазеудерживающим кольцом, а с другой — манжетным уплотнением.

Подшипники ведомого вала уплотнены так же, как подшипники ведущего вала. Осевая сила от зубчатого колеса передается через мазеудерживающее кольцо на внутреннее кольцо подшипника, через ролики на наружное кольцо, далее через промежуточную втулку, крышку подшипника и болты на корпус редуктора.

Радиально-упорные подшипники регулируют набором металлических прокладок (см. рис. 12.19), устанавливаемых между подшипниковыми крышками и фланцами стаканов.

Зубчатое зацепление регулируют набором металлических прокладок, устанавливаемых между фланцем стакана ведущего вала и бобышкой корпуса редуктора, а также прокладками на ведомом валу, которые могут изменять расположение зубчатого колеса.

Для осмотра зацепления и заливки масла служит окно в верхней части корпуса редуктора. Окно закрыто крышкой; для уплотнения под крышку окна помещают прокладку из технического картона.

Маслоспускное отверстие закрывают пробкой и уплотняют прокладкой из маслостойкой резины.

Уровень масла проверяется жезловым маслоуказателем.

Относительное расположение корпуса и крышки редуктора фиксируется двумя коническими штифтами.

Редуктор крепят к фундаменту четырьмя болтами с резьбой М20.

XIII. Посадки основных деталей редуктора

Посадки назначают так же, как и в примере § 12.1.

311

ко и свободно и, с другой стороны, чтобы в подшипниках не было излишне больших зазоров. Соблюдение этих требований, т. е. создание в подшипниках зазоров оптимальной величины, производится с помощью регулировки подшипников, для чего применяют наборы тонких металлических прокладок (см. поз. I на рис. 12.19), устанавливаемых под фланцы крышек подшипников. Необходимая толщина набора прокладок может быть составлена из тонких металлических колец толщиной 0,1; 0,2; 0,4; 0,8 мм.

Для регулирования осевого положения конической шестерни обеспечивают возможность перемещения при сборке стакана, в котором обычно монтируют узел ведущего вала редуктора. Это перемещение также осуществляется с помощью набора металлических прокладок, которые устанавливают под фланцы стаканов (см. поз. II на рис. 12.19). Поэтому посадка таких стаканов в корпус должна обеспечивать зазор или в крайнем случае небольшой натяг Н7 / js6.

В рассматриваемом редукторе подшипники ведущего вала установлены широкими торцами наружных колец наружу (см. рис. 12.19). Схему такой установки называют установкой «враспор»; она изображена на рис. 12.20,а. На этом

рисунке показаны заштрихованными те детали, которые участвуют в передаче внешней осевой силы Fa. В радиально упорных подшипниках возникают радиальные реакции, которые считаются приложенными к валу в точках пересечения оси вала с нормалями к контактным поверхностям подшипников.

Рациональна конструкция, в которой подшипники установлены широкими торцами наружных колец внутрь. Схема такой установки «врастяжку» изображена на рис. 12.20,б.

313

При консольном расположении шестерни повышается неравномерность распределения нагрузки по длине зуба шестерни. Это можно уменьшить за счет повышения жесткости узла. Конструкция по схеме б является более жесткой, чем конструкция по схеме а, за счет того, что при одном и том же расстоянии L между подшипниками расстояние с 1 > с1.

К недостаткам второй схемы (см. рис. 12.20,б) относится то, что внешняя осевая сила Fa нагружает правый подшипник, на который действует большая радиальная сила Р пр > Р'л. В первой схеме (см. рис. 12.20, а) внешняя осевая сила Fa нагружает левый подшипник, на который действует меньшая радиальная сила Рл < Рпр. Поэтому неоднородность нагрузки подшипников при установке по второй схеме возрастает.

§12.5. РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА

СКРУГОВЫМИ ЗУБЬЯМИ

Проведем этот расчет для того, чтобы показать, как замена прямых зубьев на круговые влияет на размеры конического редуктора. Все данные для расчета примем такими же, как и в предыдущем примере (см. § 12.4).

ЗАДАНИЕ НА РАСЧЕТ

Рассчитать одноступенчатый горизонтальный конический редуктор с круговыми зубьями (см. рис. 12.14 и 3.5) для привода к ленточному конвейеру. Исходные данные те же, что и в примере § 12.4: полезное усилие на ленте конвейера Fл = 8,55 кН; скорость ленты vл = 1,3 м/с; диаметр барабана Dб = 400 мм. Редуктор нереверсивный, предназначен для длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения.

РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

Принимаем те же материалы: для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270 и для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 245.

Допускаемые контактные напряжения

При длительной эксплуатации коэффициент долговечности KHL= 1. Коэффициент безопасности примем [SH] = 1,15.

По табл. 3.2 предел контактной выносливости при базовом числе циклов

= 2НВ + 70.

Тогда допускаемые контактные напряжения:

для шестерни

для колеса

314

Для криволинейных колес (так же, как для косозубых) принимаем расчетное допускаемое контактное напряжение [см. формулу (3.10)]

Передаточное число редуктора и = 3,15. Вращающие моменты:

на валу шестерни Т1 = 126 103 Н мм; на валу колеса Т2 = 400 103 Н мм.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, при консольном расположении одного из колес принимаем по табл. 3.1 КН = 1,35.

Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию (принимаем рекомендуемое значение)

Тогда внешний делительный диаметр при проектировочном расчете по формуле (3.29)

где для колес с круговыми зубьями Kd = 86;

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее значение de2 = 280 мм. Напомним, что в предыдущем примере для колес с прямыми зубьями внешний делительный диаметр колеса был dе2 = 315 мм.

Примем число зубьев шестерни z1 = 25. Число зубьев колеса z2 = z1 и =

= 25 3,15 = 78,75.

Примем z2 = 79.

Тогда

12289 — 76 (по стандарту отклонение не должно превышать 3 %). Внешний окружной модуль

В конических колесах не обязательно иметь стандартное значение тte. Это связано с технологией нарезания зубьев конических колес. Оставим значение тte = 3,55 мм.

315

Углы делительных конусов

Внешнее конусное расстояние Re и ширина венца b

Внешний делительный диаметр шестерни

Средний делительный диаметр шестерни

Средний окружной и средний нормальный модули зубьев

Здесь принят средний угол наклона зуба n = 35o. Коэффициент ширины шестерни но среднему диаметру

Средняя окружная скорость и степень точности передачи

Принимаем 7-ю степень точности, назначаемую обычно для конических передач.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений

по табл. 3.5 КН = 1,23; по табл. 3.4 КН = 1,04; по табл. 3.6 KH v = 1,00.

Таким образом, КН = 1,23 1,04 1,00 = 1,28.

Проверка контактных напряжений [см. формулу (3.27)]

316

Окружная сила

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки KF = KF KFv = 1,375.

Здесь по табл. 3.7 КF = 1,375; по табл. 3.8 KFv = 1,0. Коэффициент YF формы зуба выбирают так:

Для шестерни Для колеса

При этом YF1 = 3,665 и YF2 = 3,60.

Коэффициент Y учитывает повышение прочности криволинейных зубьев по сравнению с прямолинейными:

Коэффициент КF учитывает распределение нагрузки между зубьями. По аналогии с косозубыми колесами принимаем

где п = 7 — степень точности передачи; = 1,3. Допускаемое напряжение

По табл. 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости НВ < 350 предел выносливости при отнулевом цикле изгиба 0H lim b = 1,8 НВ; для шестерни

0H lim b1 = 1,8 270 = 490 МПа; для колеса H lim b2 = 1,8 245 = 440 МПа.

Коэффициент безопасности [SF] = [SF]' [SF]" = 1,75 (как и в основном рас-

чете, см. с. 344).

Допускаемые напряжения и отношения: F / YF :

для шестерни

для колеса

317

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как

Проверяем зуб колеса:

Расчет валов и подшипников и эскизные компоновки выполняем так же, как и в предыдущем примере.

§ 12.6. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ОДНОСТУПЕНЧАТОГО ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА

ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

Спроектировать одноступенчатый червячный редукюр с нижним расположением червяка для привода к винтовому конвейеру (рис. 12.21).

Мощность, необходимая для работы конвейера, Рк = 4 кВт; частота вра-

щения вала конвейера пк = 74 об/мин (угловая скорость

Редуктор нереверсивный, предназначен для длительной эксплуатации; работа в две смены; валы установлены на подшипниках качения.

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Примем предварительно КПД червячного редуктора с учетом пояснений к формуле (4.14) 0,8. Требуемая мощность электродвигателя

По табл. П1 приложения по требуемой мощности Ртр = 5 кВт выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А112М4УЗ, с параметрами

318

По табл. П2 диаметр выходного конца вала ротора dдв = 32 мм. Передаточное число (равное передаточному отношению)

II. Расчет редуктора

Число витков червяка z1 принимаем в зависимости от передаточного числа: при и = 19,6 принимаем z1 = 2.

Число зубьев червячного колеса

Принимаем стандартное значение z2 = 40 (см. табл. 4. 1).

При этом

Отличие от заданного

По ГОСТ 2144-76 допустимо отклонение <4%.

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то в целях экономии принимаем для венца червячного колеса бронзу БрА9Ж3Л (отливка в песчаную форму).

Предварительно примем скорость скольжения в зацеплении vs 5 м/с. Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение [ Н] = 155 МПа (табл. 4.9). Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы [0F] = KFL [0F]'. В этой формуле KFL = 0,543 при длительной работе, когда число циклов нагружения зуба N > 25 • 107; [0F]' = 98 МПа — по табл. 4.8;

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q= 10. Вращающий момент на валу червячного колеса

319

Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К = 1,2.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости

[формула (4.19)]:

Модуль

Принимаем по ГОСТ 2144-76 (табл. 4.2) стандартные значения т = 8 мм и q = 10.

Межосевое расстояние при стандартных значениях т и q

Основные размеры червяка: делительный диаметр червяка

диаметр вершин витков червяка

диаметр впадин витков червяка

длина нарезанной части шлифованного червяка [см. формулу (4.7)]

принимаем b1 = 132 мм;

делительный угол подъема витка (по табл. 4.3); при z1 = 2 и q = 10= 11o19’.

Основные размеры венца червячного колеса: делительный диаметр червячного колеса

диаметр вершин зубьев червячного колеса

диаметр впадин зубьев червячного колеса

320