Добавил:

ivanov666 Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Башкирский Государственный Аграрный Университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

книги из ГПНТБ / Ковалев Н.А. Теория механизмов и детали машин крат. курс учебник

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

25.10.2023

Размер:

16.67 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 2829 / 3329 30 31 32 33 > Следующая >>>

нейшее уменьшение размеров тихоходных колес. Принимая для косо зубых колес [Ск 1= 1,32 Мн/м2, а гр = 1,2 (учитывая несимметричное положение опор), получим

di-,	2KMIT	f+ 1			2- 1,1 • 150	4+1
	25[Ск]г\|,dT		Y	T,25 (1,32-10") • 1.2		4
Ѵ г
	= V 2 0 8 - 10 “« =		0,059		M= 60 MM\
	d^T — ii'd\ 7' — 4 ■ 60 ~				240 M M \
	Л 7 - —d17 + ^ 2	7	60 + 240		= 150 мм\
	2			2
	^ г = 'Ф(/т^іг= 1 ,2			- 60 = 70 мм.
Четвертый вариант — с о о с н ы й					р е д у к т о р .	Для быстро
ходной ступени было получено А Б =				140 мм. Ввиду незначительной

разницы межцентровых расстоянии обеих ступеней с технологической точки зрения целесообразно взять А Б = Ат — 150 мм. Это приведет к некоторому увеличению диаметра съемной шестерни быстроходной ступени, что сделает ее прочнее, а увеличение общего габарита редук тора будет весьма незначительным.

В этом варианте тихоходную ступень оставим без изменения. Теперь предварительные размеры быстроходной ступени будут

,	2Л	2- 150	ос 0
	— ;£ + і —2 ,5 + 1		85,8 мм,
d2B	2Аі б	2 • 150 • 2,5	214,2 мм.
d2B	*£ + 1	2,5+1	214,2 мм.
	*£ + 1	2,5+1

На рис. 16-5 изображен возможный вариант компоновки такого редуктора. Этот вариант отличается тем, что тихоходный вал с коле-

278

сом, а потом и промежуточ ный вал, вынимаются через торцовое отверстие, закры ваемое крышкой. Уровень масла в редукторе ниже этой крышки, что облегчает герметизацию. Торцовое отверстие лишь немного больше диаметра тихоход ного колеса, поэтому при этой конструкции не'увеличиваются поперечные разме ры корпуса, что видно на второй проекции, где для упрощения чертежа валы

иколеса не показаны. Так как во второй сту

пени запроектированы ко созубые колеса, то целесо образно предусмотреть ко нические или радиально упорные подшипники. Этот тип подшипников хорошо сочетается е принятым спо собом сборки-разборки (пу тем осевого перемещения). Соосность редуктора обес печивает возможность обра ботки фланца, обращенного к электродвигателю, и рас точки подшипниковых от верстий тихоходного вала

содной установки. Окружная скорость ко

лес первой ступени

V Б ~ - 60

я • 730 • 0,0858 = 3,28 м/сек,

а колес второй ступени

d, т

Ѵ т -- VL di21БT

= 3,28 214/2 = 0,92 м/сек.

Поскольку скорость не достаточна, для лучшей

Рис. 16-5

279

смазки подшипников тихоходной ступени на промежуточном валу следует предусмотреть специальное разбрызгивающее кольцо.

Этот вариант (см. рис. 16-5) по габариту и технологичности лучше других вариантов двухступенчатого редуктора. Однако не так просто сравнить его с первым вариантом. По результатам эскизного проекти рования можно считать, что последний вариант по массе и габариту предпочтительнее первого. Однако в отношении технологичности вопрос .не так ясен (двойное количество зубчатых колес). По этой причине .окончательный выбор между первым и последним вариантами не может быть сделан совершенно точно без рабочего проекта. Иногда в таких сомнительных случаях те или иные особенности оборудования или применения изделия оказывают решающее влияние на окончатель ный выбор.

Р а с ч е т ы п р и р а б о ч е м п р о е к т и р о в а н и и . Пред положим, что был выбран последний вариант. При рабочем проектиро вании необходимо окончательно уточнить размеры колес, валов и под шипников. Для этого нужно выполнить более подробный компоновоч ный эскиз (см. рис. 16-5).

Следует обратить внимание на то, что вычерчивание эскиза почти всегда предшествует подробным расчетам.До вычерчивания определяют лишь несколько основных размеров (например, du d2, В), да и то дела

ют это довольно грубо.
Выполним расчеты в следующем порядке:
1. Уточним размеры тихоходной ступени.						zx + г2), где
При А = 150 мм выбираем: т п = 2 мм, zz = 148 (zz =						zx + г2), где
должно быть	гс =	100 -н 200,	и ßö =	9°22'. Тогда
		zc	148	= 29,6.
		Zl ~~ i- f 1 — 4+1		= 29,6.
Принимаем	гх =	29, z2 = zz — гх =		148 — 29 = 119.			размеры:
Уточненное	іт =	zjzx — 119/29 = ‘1,1. Определяем				все	размеры:
	ms = mn!cos ßd = 2 cos 9°22'= 2,027				мм
(или ms — 2A!zz и отсюда cos ßö = m j m s, откуда					находим		ßö);
diт= zims —29 • 2,027 = 58,783 мм;
Dei = dir + 2mn= 58,783 Jr 2 ■2 = 62,783 MM;
Du — d1T— 2,5mn = 58,783 — 2,5• 2 = 53,783 MM;
d.2T = z2ms =	119 • 2,027 = 241,217 MM;
= dar+ 2m re = 245,217 MM;
Di 2 = d2 r -2,5m „ = 236,217			MM.
B2T — B1T = 70 мм (иногда			ширину шестерни, учитывая возмож
ный осевой сдвиг ее относительного колеса, берут на 3 ~						5 лш больше

ширины колеса. Тогда следовало бы взять: В2т= 70 мм, аВхт= 7Ьмм)

2. Проверим напряжения изгиба. Для зуба колеса

KP cos2 ßd

и~ Bmny aes ’

P = P r	2М2Г	2 ІМБ\	2-10-60
	d2T	d$T	0,2412 ^	Н'

280

Поверим	принятое в расчете значение	коэффициента		нагрузки
К — КъуКд-	При HB<i 350 и при постоянной		нагрузке	Кар = 1.
При Ѵт = 0,92 м/сек и 7-й степени точности		~	1,1.
Эквивалентное число зубьев колеса гэ, = г2		/cos3	ß ,= 119/cos3 9°22' =
— 119/0,955 = 125.
Соответствующее уэ2 = 0,545. Принимая		es =	1,76, согласно гра

фическому расчету или по справочным данным в приложении, имеем

	1,1 -5000	0,9862	оп с	, „
°	и 2 (70 • 2 • К Г 6) 0,545	1,76	—39,5 я« 40 Мн/м^
Для шестерни гп — 29/0,955 — 30,5, при этом				уп = 0,470,следо
вательно,
	0,11=01,2Й=40		47 МнІм2-
Допускаемое	напряжение для	материала колеса		[сги] = -	где

па и К а выбирают по справочным данным (см. приложения):

0,43апч = 0,43 • 6 8 6 = 295 Мн/м2;

[<тн2] =

= 129 > 40 Мн/м2.

Для легированной стали а-! = 0,35 опч + 120 Мн/м2, поэтому для шестерни о_г ж 0,35-883 + 120 = 430 Мн/м2;

~ [<ти1] =

= 210 > 47 Мн/м2.

3.Уточним основные размеры быстроходной ступени. Из условия

соосности А б ~ А т = 150 млі.-Для сокращения сортамента режущего инструмента принимаем для быстроходной ступени тот же нормальный

модуль, что и для тихоходной, т. е. тп =						2	мм.
Определяем	гс, гх и z2:
		2 С	2 А	2- 150	=	150;
		1 С0	ms	2	іг		2,5- 150
		1 С0	43,		іг		2,5- 150	107.
+	1	2,5+1	43,		і +	1	2,5+1	107.
<					і +
При этом iß	=	Zn : Z] — 107 : 43 =			2,49.

Общее передаточное отношение i = іБіт = 2,49-4,1 = 10,2. Сле довательно, отклонение от заданного составляет 2 %, что допустимо.

Размеры зубчатых колес:

d\ß —2 1 m„ = 43 • 2 = 8 6 мм;

Del — di б + 2mn=

Dn = d\ß — 2,5m„ =

8 6

-j- 2 • 2 = 90 мм;

— 2,5 • 2 = 81 мм;

&2 Б = z2tn„ = J 07 -2 = 214 мм; De2= d2B+2m„ = 214+2 -2 = 218 мм;

Di2 — d2ß —- 2,5m„ = 214 — 2,5 • 2 = 209 M M .

281

Принимая г|ѵ = 0,35, получим для колеса В2б — 0,35 - 8 6 =

30 мм,

а учитывая возможность осевого сдвига шестерни относительно колеса,

принимаемая == В2б + 5 — 30 + 5 — 35 мм.

4. Проверим напряжения изгиба. Для зуба колеса оно равно

гг

Кр

1,2- 1400

Мн/м2,

тпВу

(2-30 • 10“») 0,513 = 47 • 10е н/м2= 47

так как К1!р ~ 1 , а при ѵ = 3,1 м/сек и 7-й степени точности Кд ~

1 , 2 ;

2М, к

2-60

400 н,

а коэффициент формы зуба приг2 =

107

р Б = ... - L-

— —— - — 1

u j ß

и ,О с и

равен у

0,513.

гх =

коэффициент формы зуба у = 0,475;

Для

шестерни при

а„і = аи2 1 = 4 7 ^ § | = 51 Мн/м2.

Материал колес обеих ступеней для сокращения сортамента удобно

выбрать

одинаковым,

следовательно,

[аи2] = 129 > 47

Мн/м2,

[стн1] =

210 > 51

Мн/м2.

Перейдем к расчету валов и подбору подшипников.

Определим

компоненты силы, действующей в зацеплении. Для.

первой ступени ранее было найдено окружное усилие Р б — 1400 н,

поэтому

радиальное

усилие

Рц = Р б tg а = 1400 tg 2 0 ° =

1400 х

X 0,364 =

510 н, РА = 0.

Для второй ступени ранее было найдено окружное усилие Рт =

— 5000 н. Найдем теперь радиальное усилие

Pi ga s = Р costg «яßd = 5000 costg9°22'20°

= 500 0,9870,364

1850 н

и осевое усилие

РА= Р tg ßa = 5000 tg 9°22' = 5000 • 0,165 = 825 н.

6 .

Определим размеры валов редуктора. Ведущим валом является

вал двигателя диаметром d = 45 мм с длиной посадочной части (под

шестерню)

/ = ПО мм.

как

Промежуточный вал следует делать как вал-шестерню, так

внутренний

диаметр

зацепления шестерни второй

ступени

равен

53,783 мм и съемная шестерня не может иметь посадочного отверстия более 28 ч- 30 мм. При такой съемной шестерне промежуточный вал оказался бы слишком тонким. Кроме того, так как материал вала и шестерни одинаков, то применение конструкции типа вал-шестерня имеет и технологические преимущества (уменьшается объем обработки). Чтобы не иметь больших отходов при обточке вала, диаметр вала в средней части целесообразно принять приблизительно одинаковым с наружным диаметром шестерни второй ступени, т. е. 63 мм. Это не создает каких-либо затруднений при фрезеровании зубьев.

Для тихоходного вала предварительно примем диаметр средней части (под ступицей Колеса) равным

d = /l:3 = 150:3 = 50 мм.

282

По чертежу расчетное расстояние между средними точками опор приблизительно равно I = В2 + В„от + (10 до 20) мм = 70 + 20 +

-!- 1 0 = 1 0 0 мм.

Изгибающий момент в среднем сечении под ступицей колеса соглас но § 1 гл. XV равен

= 125 )/і +(0,4 + 0 ,37) 2 = 125] / і , 6 = 158 н-м.

Тогда

°и= г	= ш .6^ 10^ = І 4 ’7 ' 106 «/Л® = 14,7 Мн/м2-,
TK= ^	= 2 ^ T « ==26’2 ' 106 «/л2 = 26-2 Мя/л2

(здесь моменты сопротивления W и Wp определены с учетом ослабления шпоночным пазом).

Предельное напряжение на изгиб для нормализированной стали 35

о_ 1 = 0,43(тГІЧ, т. е. а_! = 0,43 • 530 = 227 Мн/м2.

Хотя касательное напряжение во время работы редуктора остается постоянным, но, учитывая последовательные пуски и возможность реверсирования, осторожнее принять в качестве предельного напря жения и в этом случае не тг, а т^. Тогда, считая, что т_х = 0,6 а^, получим т_! = 0,6-227 = 136 Мн/м2.

Эффективный коэффициент концентрации для вала, осблабленного шпоночной канавкой, приблизительно равен Ка « Кх ^ 1 ,8 ; мас штабный фактор е0 = ет = 0,8 (см. приложения). Тогда

	К0оа ,	от	1,8-14,7		,	л	33	1
	^	а лч ~7 0,8 • 227			^		227	7,3’
	+ _ 1,8 26^2_ 59 __					1
	пх -	0,8	136	136		2,45'
Следовательно,
/ 1 \ 2 +.	1 \ 2 = Ш	а +	Щ	2 = ± + !			= 0,019 + 0,167 = 0,186,
W	\7,3J	'	\2,45/		5 3 ^ 6
	-п= 0 ,4’3 ,			а п —2,3.

Таким образом, диаметр 50 мм вполне достаточен.

283

Перейдем к проверке выходного конца вала. Так как на выходном конце нормальные к оси вала силы по техническому заданию не дей ствуют, расчет следует вести только на кручение. Чтобы обеспечить минимальные размеры, примем шлицевой вал и предварительно наме

тим	номинальный		размер			соединения			сП О X 36 X 45. Для этого
сечения Wp — 9,56 см3,					а	эффективный			коэффициент		концентрации
К х ~	2,36, тогда
	М„ т		ІМ, с			10 ■6Ѳ				и/м2= 63	М-н!м\
	Тк =	=	Т Г Д	=	9.756 • ю -e = 63 • 1 ° 6
				ет_д			0,8-144-106 _			0 _7
			П% ~	ЛДа _			2,36 • 63 • 10е ~			U’'''
Такой запас прочности не достаточен.
Приходится		выполнить				шлицевой выходной конец по размерам
d8 X 46 X 50,		чему соответствует						Wp =	19,84 см3. Тогда
	тк = wl =					= 3 0 - 2		• 1 0 6		= 3 0 - 2 М«М2- '
Соответственно
				ет_і			0,8-144-ІО6			.
			Пх ~	Кхха ~			2,36 • 30,2 • 10е "~= 1 ,ЬІ

Длина выходного конца определяется величиной поверхностного напряжения:

2М			2 (10 • 60)
Р = dczhb\> -	/50+ 46 10„3		• 8 -	.50-46
600104 _		1,9510»		\	1 0 - Т / -0,8
			Н / М 2 :		,95• Мн/м2
3,07/ ~		/
Принимая \р] = 60 Мн/м2,		получим
I ~ т~г “ -д/г — 0,0325				м = 32,5 мм.
[р]	60

Назначим окончательно рабочую длину шлицев 60 мм и канавку для выхода инструмента 10 мм. Остальные продольные размеры тихо ходного вала при выполнении чертежа определятся условиями уста новки подшипников, креплением их колец, установкой уплотнений и т. д.

Так как центрирование в шлицевом соединении предусмотрено по внутреннему диаметру, посадочный диаметр внутренних колец под

шипников может быть	принят	тоже	50 мм, а	диаметр вала
под ступицей зубчатого	колеса	следует	назначить	больше 50 мм,
например 55 мм.

284

7. Перейдем к подбору подшипников выходного вала. Нагрузка более нагруженного подшипника

		'PR ,	Р А	dö\2	Р -	ГА	^д ,	PR f
		, 2 т 2 ' Т ) ~ 2				Р	I	Р
: = ) Г Т -	I 825	241,2	,	1850X2	5000	1,6 =3150 н		315 кгс.
: = ) Г Т -	'У5000	100	1 5000У			1,6 =3150 н		315 кгс.

Ранее были намечены к установке .конические подшипники. Выбе рем подшипник № 7210 (d — 50 мм, D — 90 мм, В = 22 мм, С — = 82 0 0 0 ), тогда:


	QM=	1,3Q'R tg 14° =		1,3 • 315 • 0,25 =		105 кгс;
Р			Р А	5000	; /1850		825 241,2-я
~ '2 Г	+ \ Р		Р ' I )	~ 2 К 1	1 \5000		5000 ' 100 ) ~
	= ^	]/1 -I- (0,37 — 0,4)^ = 2500			н ^	250 кгс.
	Q” =	1	,3Q* tg 14° =	1,3 • 250 • 0,25 = 81			кгс.

Приведенная нагрузка более нагруженного подшипника

Q = [KKQ* + т (РА-]-QM- QM)] К,Кб.

Принимая для средних условий /Сб = 1,5, Кк — 1 (внутреннее кольцо вращается), /Сг = 1 (температура 50°), имеем

Q = [1 • 315-f-1,5 (82,5 +81 — 105)] -1 -1,5 = = [315 + 1,5 -59] -1,5 = 404 -1,5 = 605 кгс,

откуда

(га/г) 0 - 3 = С : Q = 82000 : 605 = 135

При га = 730 : 10 = 73 об/мин этому значению (га/г) " ' 3 соответствует гарантированный срок службы h = 80 000 ч. Это больше, чем нужно, но меньший подшипник не может быть надет на вал.

Таким же способом выполняются проверка прочности промежу точного вала и подбор его подшипников. По соображениям унифика ции было бы удобно взять для промежуточного вала те же подшипники, что и для тихоходного. Однако это приводит к увеличению диаметра отверстий для наружных подшипниковых колец. Вместе с этими отвер стиями должно увеличиться отверстие, которое закрывает крышка кор пуса, а следовательно, и поперечные размеры корпуса. По этой при чине более разумно принять для цапфы промежуточного вала сравни

тельно	небольшой диаметр — 35 мм и предусмотреть подшипники
№ 7607, обеспечивающие достаточный срок службы.
8 .	Большие колеса обеих ступеней должны быть штампованными, так

как производство массовое и затраты на изготовление штампа быстро

285

окупятся. При выполнении сборочного чертежа должна быть проверена возможность демонтажа промежуточного вала через торцовое отвер стие. Именно условиями этого демонтажа определяется диаметр отвер стия крышки корпуса. По технологическим соображениям подшипни ковые отверстия удобно делать сквозными и поэтому они должны быть закрыты подшипниковыми крышками. Для регулировки осевого люфта конических подшипников на подшипниковых крышках должны быть предусмотрены регулировочные прокладки или кольца.

Далее следует перейти к разработке рабочих чертежей всех дета лей, обращая особое внимание на увязку посадочных и вообще зави симых размеров и соблюдение технологических требований.

ДОПОЛНЕНИЕ

ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ПО НОВОМУ КАТАЛОГУ

Уже во время первой корректуры этой книги вышел из печати новый каталог-справочник подшипников качения, согласно которому способ подбора подшипников отличается от принятого ранее.

1. Вместо коэффициента работоспособности в каталоге дается, кроме статической С0, также и динамическая нагрузка С, при кото рой с вероятностью 90% подшипник проработает до одного милли она оборотов.

Если приведенная нагрузка подшипника, равна Q, то срок службы L подшипника в миллионах оборотов определяется по фор

муле:			Е = (C/Q)0,
			Е = (C/Q)0,
где	показатель степени	а	для шарикоподшипников равен а = 3 и
для	роликоподшипников	а = 3,33.		В каталоге приводится таблица,
пользуясь которой можно			найти	L и продолжительность работы
в часах по величине отношения С/Q и по числу оборотов.
	При переменном режиме работы:
		3	Г ~п	/ п "

Q= y ZQiLt/Eu

Если же нагрузка меняется по линейному закону, то

_QMUHН- 2Qмакс

-— ------ •

2.Приведенная нагрузка определяется по нагрузкам QR и <3Л. Во всех случаях эта нагрузка подсчитывается по формуле:


		Q= ( X K KQR + YQA) K-[KÜ,
где корректирующие			коэффициенты К к, Кт, Кб имеют	прежний
смысл.	При	приведении статической нагрузки факторы X,		У заме
няются	на	Х 0, У0. Значения всех этих факторов зависят		от пара
метра е, характеризующего ту часть QMобщей осевой силы, которая
сопутствует радиальной нагрузке QR в подшипниках, имеющих ß Ф
фО. В	подшипниках,		имеющих ß = 0, смысл параметра	е иной.
Для	радиально-упорных подшипников

QM” eQR, ’

для конических роликоподшипников QM= 0,83eQ*.

Значения параметра е для шарикоподшипников с ß=12° вычис

ляются по формуле

lg(Qfi/C„) —U44

4,729

287

<<< < Предыдущая 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 2829 / 3329 30 31 32 33 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке книги из ГПНТБ