Леонтьев, Б.С. Расчет привода учебное пособие / Леонтьев, Б.С. Расчет привода учебное пособие в 2 частях. Часть 2

УДК 621.8 Л 47

Печатается по решению редакционно-издательского совета Нижнекамского химико-технологического института (филиала) КГТУ.

Рецензенты:

Амирова С.С., доктор педагогических наук, профессор; Латыпов Д.Н., кандидат технических наук, доцент; Насыйров М.Н., главный конструктор проектно-конструкторского центра ОАО «Нижнекамскнефтехим».

Леонтьев, Б.С.

Л 47 Расчет привода : учебное пособие : в 2 частях. Часть 2 / Б.С. Леонтьев. – Нижнекамск : Нижнекамский химико-технологический институт (филиал) КГТУ, 2011. – 74 с.

В 1й части пособия изложена методика расчета привода, которая включает кинематический расчет, расчеты всех типов передач, предусмотренных дисциплиной «Детали машин», а также приложения в виде таблиц и рисунков, необходимых для расчетов.

Во 2й части пособия рассмотрены вопросы конструирования валов и других элементов одноступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора и одноступенчатого червячного редуктора, изложена методика расчета входного и выходного валов на статическую прочность и сопротивление усталости.

Предназначено для студентов технологического факультета всех форм обучения и студентов ФПП, выполняющих курсовой проект по дисциплине «Детали машин» по второму типу заданий.

Подготовлено на кафедре МАХП Нижнекамского химико-технологического института КГТУ.

УДК 621.8

©Леонтьев Б.С., 2011

©Нижнекамский химико-технологический институт (филиал) КГТУ, 2011

2

ВВЕДЕНИЕ

После определения межосевых расстояний и размеров элементов передач приступают к разработке конструкции редуктора. Первым этапом конструирования является разработка конструктивной схемы редуктора: «Конструктивная схема № 1» для одноступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора и «Конструктивная схема № 3» для одноступенчатого червячного редуктора. При этом определяют расположение деталей передачи, расстояния между ними, диаметры ступеней валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки. Расстояния между деталями передач выбирают таким образом, чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса. Расстояние b0 между дном корпуса и поверхностью колеса или червяка для всех ти-

пов редукторов должно быть: b0 ≥30 мм для зубчатых колес и b0 ≥ 20 для червяка.

Всоответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машины для опор валов цилиндрических прямозубых колес применяют радиальные однорядные шарикоподшипники ГОСТ 8338 – 75, для опор валов цилиндрических косозубых колес применяют радиально-упорные шарикоподшипники ГОСТ 831 – 75, для опор валов червяка и червячного колеса – радиально-упорные роликоподшипники ГОСТ 27365 – 87.

Вбольшинстве случаев валы должны быть зафиксированы в опорах от осевых перемещений. Чаще всего фиксирующей делают опору, расположенную вблизи выходного конца вала.

Для установки подшипников рекомендуется применять конструктивно более

простую схему «враспор», для которой отношение длины вала к диаметру l / d ≈8...10.

В одноступенчатых цилиндрических и червячных редукторах корпус редуктора обычно выполняют разъемным: по осям колес для цилиндрического зубчатого редуктора и по оси червячного колеса для червячного редуктора. Такое исполнение наиболее удобно для сборки, при этом каждый из валов редуктора с опорами и расположенными на нем деталями собирают независимо от другого вала и затем устанавливают в корпус.

При разработке конструкции редуктора важное значение имеет максимальное использованиен стандартных элементов конструкции и стандартных деталей (законцовки валов, крышки подшипниковых узлов и др.).

Основной критерий работоспособности и порядок подбора подшипников зависит от частоты их вращения и условий работы. Подшипники, работающие при n ≥10 об/мин, выбирают по динамической грузоподъемности, рассчитывая

их ресурс при требуемой надежности. В случае, если расчетный ресурс не меньше заданного L10ah ≥ Lh , а максимальная динамическая радиальная нагрузка не пре-

вышает половины динамической грузоподъемности (Pr max < 0,5Cr ), подшипник

считается пригодным.

Далее проводятся расчеты валов на прочность. Основными нагрузками на валы являются силы от передач, которые передаются через насаженные на них де-

3

тали: зубчатые или червячные колеса, звездочки, шкивы, полумуфты. Под действием постоянных по значению и направлению сил во вращающихся валах возникают напряжения, изменяющиеся по симметричному циклу. Основными материалами для валов служат углеродистые и легированные стали, подвергаемые термообработке.

В заключительной части выполняют расчеты валов на статическую прочность и на сопротивление усталости. Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести (ST ) и коэффициент запаса на усталостную почность (S) в

опасных сечениях вала должен быть не менее 2.

Конструктивная схема одноступенчатого цилиндрического редуктора (схема № 1 для заданий 2.1; 2.5; 2.8) – см. приложение 1.

Образец выполнения сборочного чертежа одноступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора – см. приложение 2.

Конструктивная схема одноступенчатого червячного редуктора (схема № 3 для задания 2.3) – см. приложение 3.

4

ГЛАВА 6. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЭЛЕМЕНТОВ РЕДУКТОРА

6.1. Конструктивные размеры элементов цилиндрического зубчатого редуктора

6.1.1. Зубчатая передача

Выписываем значения элементов зубчатой передачи, мм: aw – межосевое расстояние;

d1 и d2 – делительные диаметры шестерни и колеса; da1 и da2 – диаметры вершин зубьев колес;

d f 1 иd f 2 – диаметры впадин зубьев колес; b2 – ширина зубчатого венца колеса;

m – модуль зубчатой передачи.

Примечание. Значение конструктивной добавки рекомендуется выбрать так, чтобы величина b1 получилась четным числом.

lст – длина ступицы зубчатого колеса. Для ступицы должны выдерживаться

Полученное значениеA округляем в большую сторону до целого числа. ЕслиA < 8 мм, то принимаем A = 8 мм. Параметры da1 ; da2 ; aw – см.

выше;

5

A1 – торцовый зазор между зубьями шестерни и поверхностями боковых стенок корпуса редуктора: принимаем A1 = 10мм;

A2 – торцовый зазор между зубьями колеса и внутренними поверхностями

6.1.2. Конструкция входного вала (индекс 1 по схеме №1)

Предварительно оцениваем диаметр законцовки вала из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях.

dкон1 – диаметр концевой части вала, мм:

Т1 иТ2 – см. раздел 1.3, (глава 1, часть 1); [τ]– допускаемое касательное напряжение для входного вала: [τ] = 12 МПа – для задания 2.5; [τ] = 18 МПа – для заданий 2.1 и 2.8.

Значение диаметра dкон1 округляем в большую сторону до величины, кратной

5, так, чтобы принятое значение было больше рассчитанного не менее, чем на 3 мм.

дел 1.1, глава 1, часть 1), соединенных между собой муфтой упругой втулочно-пальцевой (МУВП) ГОСТ 21424 – 93. Соответствие диаметров вала электродвигателя и законцовки входного вала

– см. табл. 6.1. Номинальный крутящий момент муфты Тн и допускаемое радиальное смещение валов ∆– также по табл. 6.1.

6

Таблица 6.3

Размеры, мм

Цилиндрическая форма законцовки (вариант Е по схеме № 1) рекомендуется для диаметров dкон1 =16;18;19;20;50;60;65;75;80;85;95;100;105;110 (см. рис. 6.2).

Для законцовки цилиндрической формы по таблице 6.4. выписываем следующие данные, мм: dкон1 ;l ; r ; c ;b ×h .

Рис. 6.2

Таблица 6.4

Размеры, мм

8

dман – диаметр вала под манжету (см.1, табл. 24.26, стр. 473, 474): dман = dкон1 – для конусной законцовки вала;

dман = dкон1 + (1…6)мм – для законцовки цилиндрической формы.

По dман (d ) выписываем параметры манжеты, выполняем эскиз и указываем обозначение манжеты по ГОСТ, при этом значение диаметра dман должно быть кратным 5.

Например, для цилиндрической законцовки, имеющей dкон1 =

18мм, dман = 18 + 2 = 20мм: «Манжета 1–20 ×40–3 ГОСТ 8752– 79».

dпод1 – диаметр вала под внутреннее кольцо подшипника (d ):

dпод1 = dман , при этом значение dпод1 должно быть кратным 5.

По диаметруdпод1 (d )производим выбор шарикоподшипника легкой или сред-

ней серии:

• радиального, однорядного по ГОСТ 8338–75 (см.1, табл. 24.10, стр.459) – для прямозубой зубчатой передачи (задания 2.1 и 2.5);

• радиально-упорного с α = 26 0 по ГОСТ 831–75 (см.1, табл. 24.15,стр.464) – для косозубой зубчатой передачи (задание 2.8).

При выборе серии подшипника следует руководствоваться следующей рекомендацией:

раздел 2.13, глава 2, часть 1);

Lh = 7665 ч – заданный ресурс работы привода в часах (см. раздел 2.2,

глава 2, часть 1);

n1 – частота вращения входного вала, об/мин (см. раздел 1.3, глава 1, часть 1, при этом n1 n1 для задания 2.5; n1 n2 для заданий 2.1 и 2.8); Ко.к.1 – коэффицент, учитывающий конструктивные особенности работы редуктора в составе привода, при этом:

Ко.к.1 = 0,024 для задания 2.1,

Ко.к.1 = 0,073 для задания 2.5,

Ко.к.1 = 0,038 для задания 2.8;

Сr – динамическая грузоподъемность подшипника, Н [см. для диамет-

ра dпод1(d ) сначала легкой, а потом средней серии, добиваясь выполне-

ния неравенства (6.9). В случае невыполнения этого условия необходимо перейти на следующий типоразмер подшипника, т.е. увеличить dпод1(d ) на 5 мм].

Выполняем эскиз выбранного подшипника и указываем его обозначение по ГОСТ.

9

Например, для радиального однорядного шарикоподшипника легкой серии, имеющего dпод1 (d )=30 мм: «Подшипник 206 ГОСТ

8338–75»; для радиально-упорного шарикоподшипника с α = 26o средней серии, имеющего dпод1 (d )=40 мм: «Подшипник 46308

ГОСТ 831–75».

Примечание. Для косозубой передачи допускается применение радиально-упорного шарикоподшипника с углом α =12o .

Для выбранного подшипника выписываем следующие данные: d; Д; B;r; Дш;Cr ;Cor .

Принимаем, что конструктивно вал выполняется заодно с шестерней.

dбур1 – диаметр буртика для упора подшипника, для которого должны выдер-

где d f 1 – диаметр впадин зубьев шестерни (см. раздел 6.1.1).

Значение dбур1 необходимо принять равным целому числу (кратному 2

или 5) и ближайшим к значению( dпод1 +3r );

Примечание. При невыполнении условия (6.10) на поверхности буртика допускаются следы выхода инструмента для нарезания зубьев шестерни (см.1, стр. 75 [77], рис. 5.15, а)

lбур1 – длина буртика. По конструктивной схеме №1: lбур1 = A1 =10мм. Ум – ширина мазеудерживающего кольца: Ум = 8…14мм.

Принимаем предварительно Ум =10 мм.

Посадки, применяемые при установке входного вала:

•посадка внутреннего кольца подшипника на вал – ø40k6 (для dпод1 = 40мм.)

•посадка наружного кольца в отверстие корпуса – ø80H7 (для Д = 80мм).

6.1.3Конструкция выходного вала (индекс 2 по схеме №1)

см. раздел 1.3, глава 1, часть 1); [τ] – допускаемое касательное напряжений для выходного вала:

[τ] = 18 МПа для задания 2.5; [τ] = 30 МПа для заданий 2.1. и 2.8.

10