Курсовой проект вариант 5 (Косозубая цилиндрическая передача) / Detali_mashin_Kursovoe_proektirovanie_Dunaev_Lelikov_2004

R^ = {VXRr2 + YRa2)K^Kj =

= (1 • 0,4 • 2320 + 1,6 • 7540,5) • 1,4 • 1 = 18190 Н.

Расчетный ресурс более нагруженного подшипника опоры 2 при ^23 = 0,6 (обычные условия применения, см. с. 142) и/? = 10 / 3 = = 3,33 (роликовый подшипник)

Это намного меньше требуемого ресурса Ь\оаи = 20 ООО ч. Поэтому намеченный подшипник 7208А не подходит.

Применение подшипника конического роликового средней серии 7308А ( С = 80900 Н; е = 0,35; Y= 1,7) повышает расчетный ресурс до 2268 ч, что, однако, также намного меньше требуемого.

Примем для дальнейших расчетов подшипники роликовые конические однорядные с большим углом конусности 1027308А,

Подшипники с большим углом конусности очень чувствительны к изменению осевого зазора. Поэтому их рекомендуют устанавливать рядом, образуя из двух подшипников фиксирующую опору. Перейдем в соответствии с этим от схемы установки подшипников враспор к схеме с одной фиксирующей и другой плавающей опорами. В качестве фиксирующей выберем опору Б (рис. 13.6), отдавая предпочтение простоте обслуживания конических подшипников при эксплуатации. Отметим, что с противоположной стороны на конце вала устанавливается шкив ременной передачи.

Силы, нагружающие фиксирующую опору Б: Rr = = 2320 Н; Ra = Fa\ = 7055 Н. Плавающая опора А нагружена силой Rr = RrA = = 1581 Н.

Опора Б. Для фиксирующей опоры, состоящей из двух подшипников, принимаем подшипник 1027308А. Для этого подшипника по табл. 19.25: Сг = 69300 И; е = 0,83. Для комплекта из двух подшипников С.сум = 1,714 • Сг= 1,714 • 69300 = 118780 И.

Отношение Ra / {VRr^) = 7055/ (1 • 2320) = 3,04, что больше е = = 0,83. Коэффициент V = \ - вращение внутреннего кольца относительно вектора Rr^.

Вычислим коэффициенты радиальной X и осевой Y нагрузок как для двухрядного конического роликового подшипника: X - = 0,67 (см. с. 139);

318

а = arctg (е / 1,5) = arctg (0,83 / 1,5) = 28,96®, Y= 0,67 ctga = 0,67 ctg 28,96° =1,21.

Эквивалентная динамическая нагрузка при /СБ = 1,4 и AT = 1

больше требуемого L'\oah = 20 ООО ч. Основные размеры принятого подшипника: d= 40 мм, Z) = 90 мм, Т= 25,5 мм.

Опора А. Для плавающей опоры червяка принимаем шариковый радиальный подшипник 208. По табл. 19.18 С,. = 32000 Н. Эквивалентная нагрузка при отсутствии осевой силы

Ке=ГКгКЬКТ=1 • 1581 • 1,4- 1 =2213 Н.

Расчетный ресурс при а2з = 0,7 и р = 3 (шариковый подшип-

Подшипник 208 пригоден, так как расчетный ресурс больше требуемого L\oah = 20 ООО ч. Основные размеры принятого подшипника: d=40 мм, Z) = 80 мм, 5 = 1 8 мм.

Подбор подшипников для вала червячного колеса. Частота вращения выходного вала с учетом фактического значения передаточного числа ременной и червячной передач п = 526,1 / 18 = 29,23 мин"', d = 60 мм; требуемый ресурс L\oah = 20 ООО ч. Схема установки подшипников - враспор. Радиальные реакции опор: К^д = = 12328 Н; ЯгЕ = 10084 Н. Вал нагружен осевой силой Fai = 1529 Н. Возможны кратковременные перегрузки до 150 % номинальной нагрузки. Условия эксплуатации подшипников - обычные. Ожидаемая температура работы /раб = 77 ... 98

Предварительно назначены подшипники роликовые конические легкой серии 7212А. Из табл. 19.24 для этого подшипника выписываем: С = 91300 Н; е = 0,4; Y= 1,5. Для определения осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала (рис. 13.6) к

319

виду, представленному на рис. 6.4, а. Получим: Rr\ = Лгд= 12328 Н;

Отношение /(КЛн) = 4093/(1 • 12328) = 0,33, что меньше в = 0,4 и для опоры 7: Х= 1, 7= 0.

Отношение Ra2l(yRr2) = 5622/(1 • 10084) = 0,557, что больше е = = 0,4 и для опоры 2: Х= 0,4 и Y= 1,5.

Эквивалентные динамические нагрузки при ХБ= 1,4 (см. табл. 6.4 п.З) и Кт=\ (/раб < 100 табл. 6.5):

Rei = VXKiKsKj = 1 • 1 • 12328 • 1,4 • 1 = 17259 Н;

RE2 = {VXRr2-^YRa2)K^Kj =

= (1 • 0,4 • 10084+ 1,5 • 5622) 1,4 • 1 = 17453 Н.

Расчетный ресурс более нагруженного подшипника опоры 2 при «23 = 0,6 (обычные условия применения, см. с. 142) и/? = 10/3 = = 3,33 (роликовый подшипник)

Намеченный подшипник 7212А пригоден, так как расчетный ресурс больше требуемого L'xoah = 20 ООО ч. Основные размеры подшипника: 60 мм, = 110 мм, Т= 24 мм.

Выбор посадок колец подшипников. Внутренние кольца подшипников подвержены щ1ркулящ10нному нагружению, наружные - местному. Дня фиксирующей опоры червяка Ля / С сум = 14127/118780 = = 0,12. По табл. 6.6 выбираем поле допуска вала т6. Для плавающей опоры червяка RElCr = 22\Ъ 132000 = 0,07. Поле допуска вала - к6. Для подшипника выходного вала Re /Сг = 17453/91300 = 0,191. Выбираем поле допуска вала п6. По табл. 6.7 поля допусков отверстий корпусных деталей под установку наружных колец подшипни- ков-///.

Построение эпюр моментов и расчеты валов на прочность выполняем подобно тому, как это было показано для цтиндрическогоредуктора (см. разд. 13.1 настоящей главы).

320

Конструирование стакана и крышек подшипников. Примем для фиксирующей опоры червяка конструкцию стакана по рис. 7.1, а.

в. Размеры конструктивных элементов крышек подшипников (мм) для фиксирующей опоры червяка (7), плавающей опоры червяка (2), опор вала колеса (3):

Смазывание и уплотнения. Скорость скольжения в зацеплении Vv = 2,1 м/с. Контактные напряжения ан = 221 Н/мм^. По табл. 8.1 и 8.2 выбираем масло И-Т-С-320.

Глубину погружения червяка, при нижнем его расположении, примем К = 0,4 dax = 0,4-91,35 « 37 мм (см. с. 182, рис. 8.3, а).

Уплотнение на выходе червяка примем торцовое по рис. 8.18; на выходе вала колеса - щелевое с дренажным отверстием по рис. 8.22. Размеры уплотнения на червяке установим сами по рекомендациям разд. 8.4.

Конструкцию корпуса червячного редуктора принимаем по рис. 11.16. Толщина стенки корпуса

5 = l,3Vr=l,3V^=6,9 мм.

Принимаем 5 = 7 мм. Толщины стенок боковых крышек 5i =

=6 мм. Размеры конструктивных элементов крышек: С = 5 мм; D =

=250 мм; /)к = 300 мм; Пф = 305 мм; Я = 35 мм.

Диаметр винтов крепления крышек

d = l,25Vr = 1,25^800 = 11,6 мм. Принимаем Ml2, число винтов г = 8.

Диаметр винта крепления корпуса к раме (плите) d^ = \,25d = = 1,25 • 12 = 15 мм. Принимаем Ml6, число винтов z = 4. Диаметр отверстия для винта do = 19 мм (см. табл. 11.1). Места крепления редуктора к раме (плите) оформляем по рис. 11.8. Толщина лапы - 24 мм; Ло = 63 мм; глубина ниши - 38 мм; ширина опорной поверхности - -50 мм.

На рис. 13.7 приведен в качестве примера чертеж червячного редуктора.

Рис. 1.7

322

Г л а в а 1 4

ПРИМЕРЫ КОНСТРУКЦИЙ УЗЛОВ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ

Выше приведены рекомендации по выполнению отдельных этапов курсового проекта, а также краткая характеристика вариантов конструктивных решений. При выполнении курсового проекта из всего многообразия вариантов необходимо выбрать один, оптимальный. Число возможных сочетаний типов подшипников, схем их установки, способов регулирования, конструкций стаканов, крышек подшипников, а также зубчатых или червячных колес, червяков, смазочных и уплотнительных устройств, велико. Многообразие возможных конструктивных решений создает при выполнении проекта определенные трудности. Для облегчения выбора решений в настоящей главе приведены варианты типовых конструкций опорных узлов зубчатых и червячных передач, состоящих из валов с установленными на них деталями. Напомним, что сборку валов с сопряженными деталями выполняют, как правило, вне корпуса изделия.

На специализированных заводах-изготовителях редукторов направление линии зуба косозубых цилиндрических колес с целью уменьшения их номенклатуры задают правым, а сопряженных шестерен - левым.

Ниже отдельно рассмотрены конструкции входных, промежуточных и выходных валов редукторов разных типов, а также коробок передач.

14.1. Входные (быстроходные) валы

Редукторы цилиндрические с прямозубыми и косозубыми зубчатыми колесами. На рис. 14.1 показаны конструкции входных валов цшиндрических двухступенчатых редукторов, выполненных по развернутой схеме (см. табл. 1.3). В таких редукторах шестерню располагают несимметрично относительно опор, смещая ее ближе к опоре, противоположной участку вала, выступающего из редуктора. Так как на входной конец вала действует консольная сила, то такое расположение шестерни приводит к более равномерному нагружению опор и меньшей неравномерности распределения нагрузки по длине зуба.

324

Л

1

1

Рис. 14.1

Подшипник, находящийся вблизи шестерни, защищают маслоотражательными шайбами 1 от чрезмерного залива маслом, выдавливаемым вместе с продуктами износа из зубчатого зацепления. Если шайбы изготовлены из тонкого листового материала, то

325

устанавливают дополнительно дистанционное кольцо 2, ширина которого больше ширины канавки на валу перед заплечиком вала.

Подшипники входных валов цилиндрических редукторов с прямозубыми и косозубыми зубчатыми колесами чаще всего устанавливают по схеме враспор. Необходимый осевой зазор обеспечивают с помощью тонких металлических прокладок 3, устанавливаемых между корпусом и привертными крышками (рис. 14.1, а, в) или с помощью компенсаторного кольца 4, которое устанавливают между торцами закладной крышки и наружного кольца шарикового радиального подшипника (рис. 14.1, б). Для удобства сборки компенсаторное кольцо устанавливают со стороны глухой крышки.

При установке роликовых конических подшипников и применении закладных крышек необходимую точность регулирования можно достичь с помощью винта 5 (рис. 14.1, г). Конические роликоподшипники применяют в конструкциях входных валов цилиндрических редукторов чаще всего для повышения жесткости и уменьшения габаритов опор. Регулирование с помощью резьбовых деталей проще, так как не нужно снимать крышку для замены прокладок. Однако конструкция узла усложнена.

В качестве уплотнительных устройств можно применять (см. рис. 14.1): а и 6? - манжетное уплотнение, б - комбинированное (щелевое в сочетании с упругой стальной шайбой), г - торцовое уплотнение.

Конструкции входных валов одноступенчатых цилиндрических редукторов выполняют так, как показано на рис. 14.1, но шестерню располагают симметрично относительно опор.

На рис. 14.2 показаны конструкции входных валов соосных цилиндрических двухступенчатых редукторов. Шестерню располагают симметрично относительно опор вала. Подшипники устанавливают враспор. Необходимый осевой зазор обеспечивают при сборке установкой набора тонких металлических прокладок 1 под фланец привертной крышки (рис. 14.2, а) или установкой компенсаторного кольца 2 при применении закладной крышки (рис. 14.2, б). Одну из подшипниковых опор устанавливают на внешней боковой стенке редуктора, другую - на внутренней стенке (промежуточная опора) рядом с опорой соосно расположенного выходного вала редуктора.

326

Рис. 14.2

Редукторы с шевронными зубчатыми колесами. Примеры конструкций входных валов одноступенчатых редукторов с шевронными зубчатыми колесами показаны на рис. 14.3. Валы - плавающие. Осевое положение плавающего вала определяют наклоненные в противоположные стороны зубья полушевронов. Сопряженные с ними выходные валы фиксируют в осевом направлении относительно корпуса.

Наружное кольцо подшипника без бортов (рис. 14.3, а) поджимают торцом привертной крышки к кольцу 1. Это кольцо может быть сплошным, если плоскость разъема корпуса проходит через ось вала. Если корпус выполнен без разъема, то 7 - пружинное плоское упорное внутреннее кольцо. В плавающей опоре по рис. 14.3, а рекомендуют закреплять внутреннее кольцо подшипника с двух сторон с целью предотвращения его случайного схода с вала. Для компенсации неизбежной неточности изготовления по длине деталей между пружинным кольцом 2 и торцом внутреннего коль-

327