Курсовой проект вариант 5 (Косозубая цилиндрическая передача) / Detali_mashin_Kursovoe_proektirovanie_Dunaev_Lelikov_2004

«у l i

Рис. 3.5

Всоответствии с установившейся практикой проектирования

иэксплуатации машин тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям.

Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес

редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные однорядные подшипники (рис. 3.5, а). Первоначально назначают подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника окажется недостаточной, то принимают подшипники средней серии. При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колес применяют подшипники конические роликовые (рис. 3.5, г). Для опор валов, работающих в условиях повышенного относительного перекоса внутреннего и наружного колец подшипника, применяют шариковые радиальные двухрядные сферические подшипники (рис. 3.5, в).

Конические и червячные колеса должны быть точно и жестко зафиксированы в осевом направлении. Шариковые радиальные подшипники характеризует малая осевая жесткость. Поэтому в силовых передачах для опор валов конических и червячных колес применяют конические роликовые подшипники. Первоначально выбирают легкую серию.

Для опор вала конической шестерни применяют по тем же соображениям конические роликовые подшипники. При высокой частоте вращения вала-шестерни {п > 1500 мин"^) применяют подшипники шариковые радиально-упорные (рис. 3.5, д). Первоначально также принимают легкую серию.

Опоры червяка в силовых червячных передачах нагружены значительными осевыми силами. Поэтому в качестве опор вала

50

червяка применяют в основном конические роликовые подшипники. При длительной непрерывной работе червячной передачи, с целью снижения тепловыделений применяют также шариковые радиально-упорные подшипники. Первоначально принимают подшипники средней серии.

Для опор плавающих валов шевронных передач применяют радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами (рис. 3.5, б) первоначально также легкой серии.

Обычно используют подшипники класса точности 0. Подшипники более высокой точности применяют для опор валов, требующих повышенной точности вращения или работающих при особо высоких частотах вращения. Применение подшипников более высоких классов точности повышает стоимость изделия.

3.3.Схемы установки подшипников

Вбольшинстве случаев валы должны быть зафиксированы в опорах от осевых перемещений. По способности фиксировать осевое положение вала опоры разделяют на фиксирующие и плавающие. В фиксирующих опорах ограничено осевое перемещение вала в одном или обоих направлениях. В плавающей опоре осевое перемещение вала в любом направлении не ограничено. Фиксирующая опора воспринимает радиальную и осевую силы, а плавающая опора - только радиальную.

Внекоторых конструкциях применяют так называемые "плавающие" валы. Эти валы имеют возможность осевого смещения в обоих направлениях, их устанавливают на плавающих опорах.

враспор

Фиксирующая/

опора

Врастяжку

Фиксирующая

опора

Рис. 3.6

51

На рис. 3.6, а-г показаны основные способы осевого фиксирования валов. В схемах а й в вал зафиксирован в одной (левой на рисунке) опоре: в схеме а - одним радиальным подшипником (например, шариковым, рис. 3.5, а, в)\ в схеме в - двумя однорядными радиальными шариковыми или радиально-упорными (рис. 3.5, г, д) подшипниками. В плавающей опоре применяют радиальные подшипники (рис. 3.5, а, б, в).

Схемы 3.6, а и 3.6, в применяют при любом расстоянии / между опорами вала. Схему 3.6, в характеризует большая жесткость фиксирующей опоры.

Осевую фиксацию по схеме а широко применяют в коробках передач, редукторах и в других узлах для валов цилиндрических зубчатых передач, а также для приводных валов ленточных и цепных конвейеров.

Осевую фиксацию валов по схеме в применяют в цилиндрических, конических зубчатых и червячных передачах.

При выборе фиксирующей и плавающей опор учитывают следующие рекомендации. Подшипники обеих опор должны быть нагружены по возможности равномерно. Поэтому если опоры нагружает кроме радиальной еще и осевая сила, то для более равномерного нагружения подшипников в качестве плавающей выбирают опору, нагруженную большей радиальной силой.

При температурных колебаниях плавающий подшипник перемещается в осевом направлении на величину удлинения (укорочения) вала. Так как это перемещение может происходить под нагрузкой, поверхность отверстия корпуса изнашивается. Поэтому при действии на опоры вала только радиальных сил в качестве плавающей выбирают менее нагруженную опору.

Если выходной конец вала соединяют муфтой с валом другого узла, в качестве фиксирующей принимают опору вблизи выходного конца вала.

В схемах б и г рис. 3.6 вал зафиксирован в двух опорах, причем в каждой опоре в одном направлении. Эти схемы применяют с определенными ограничениями по расстоянию между опорами. И связано это с изменением зазоров в подшипниках вследствие нагрева деталей при работе. При нагреве самих подшипников зазоры в них уменьшаются; при нагреве вала его длина увеличивается.

Из-за увеличения длины вала осевые зазоры в подшипниках

52

схемы б, называемой схемой враспор, также уменьшаются. Чтобы не происходило защемления вала в опорах, предусматривают при сборке осевой зазор "а". Значение зазора должно быть несколько больше ожидаемой тепловой деформации подшипников и вала. Из опыта эксплуатации известно, что в узлах с радиальными шарикоподшипниками а = 0,2 ... 0,5 мм.

Схема установки подшипников враспор конструктивно наиболее проста. Ее широко применяют при относительно коротких валах. При установке в опорах радиальных шарикоподшипников отношение //б/« 8 ... 10.

В опорах схемы б могут быть применены и радиальноупорные подшипники. Так как эти подшипники более чувствительны к изменению осевых зазоров, то соотношение между величинами 1и d для них является более жестким и не должно превышать /Л/ = 6 ... 8. Меньшие значения относят к роликовым, большие - к шариковым радиально-упорным подшипникам.

При установке вала по схеме г - врастяжку - вероятность защемления подшипников вследствие температурных деформаций вала меньше, так как при увеличении длины вала осевой зазор в подшипниках увеличивается. Расстояние между подшипниками может быть несколько больше, чем в схеме враспор: для подшипников шариковых радиальных Hd = 10 ... 12; шариковых радиаль- но-упорных l/d < 10; конических роликовых l/d<S.

Более длинные валы устанавливать по схеме г не рекомендуют, так как вследствие тепловых деформаций вала могут появиться большие осевые зазоры, недопустимые для радиально-упорных подшипников.

3.4. Примеры расчетов и разработки эскизных проектов

После определения диаметров ступеней валов, расстояний между деталями передачи, после выбора типа подшипников и схемы их установки приступают к вычерчиванию редуктора или коробки передач.

Эскизный проект выполняют в масштабе 1 : 1 на миллиметровой бумаге. Для получения представления о конструкции, размерах деталей передач и их относительном расположении достаточно двух проекций.

53

Выбранные размеры цилиндрической зубчатой передачи следует проверить по двум условиям: по условию размещения подшипников и по соотношению диаметров шестерни di и диаметра вала dn для установки подшипника.

Условие 1. Для обеспечения плотного и герметичного стыка желательно устанавливать болт крепления крышки и корпуса редуктора между подшипниками, установленными на валах шестерни и колеса. Чтобы пропустить между подшипниками этот болт, между наружными кольцами подшипников должен быть зазор А (рис. 3.7).

Тогда требуемое межосевое расстояние по условию размещения подшипников

(3.6)

При необходимости обеспечения малых размеров передачи болт для крепления крышки к корпусу размещают в другом месте, и зазор А можно уменьшить до 3 ... 4 мм.

Условие 2. Желательно, чтобы в конструкции вала-шестерни делительный диаметр d\ был равен или больше диаметра вала dn для установки подшипника (рис. 3.8), т.е.

При несоблюдении этого условия входной вал-шестерня оказывается недостаточно жестким (см. также формулы 17.1 и 17.2).

Участок вала диаметром du (см. рис. 3.1) и диаметром d\ (см. рис. 3.3) должен выступать за внешнюю плоскость крышки на

54

ного (шлицевого) соединения или после подбора посадки с натягом.

55

зубьев звездочек: Дв = 100 мм; Гзв = 7. Окружная скорость звездочек V = 1 м/с. Продолжительность работы (требуемый ресурс) Lh = 8500 ч. Производство мелкосерийное. Зубчатая ц и л и н д р и ч е - ская передача косозубая.

Решение. Данный пример относится к случаю 1 задания исходных данных. Руководствуемся порядком расчета, изложенным в гл. Ь

Выбор электродвигателя. Для выбора электродвигателя

вычислим мощность на выходе (1.1)

^вых = ^л/1000 = 6000 1/1 ООО = 6 кВт.

Потери энергии происходят: в опорах приводного вала, в цеп- ной передаче, установленной между редуктором и приводным аалом, в зацеплении зубчатых колес с учетом потерь в п о д ш и п н и к а х , в соединительной муфте. По табл. 1.1 соответственно н а х о д и м : Лоп - 0,99; Лип = 0,92 ... 0,95; Лзп = 0,96 ... 0,98; Лм = 0,98.

Тогда Лобш = 0,99(0,92... 0,95)(0,96... 0,98)0,98 = 0,86... 0,9 .

56

С другой стороны, г/общ = u^u^j^. Примем г/ред = 5. Тогда «ЦП = «общ/^ред = 17,37/ 5 = 3,47.

Частота вращения входного (быстроходного) вала редуктора щ = щ = 1440 мин"'. Частота вращения выходного (тихоходного) вала nj = п^и^а = 1440/5 = 288 мин"'.

Определение моментов. Вращающий момент на приводном

Момент на тихоходном валу редуктора (1.15)

= ^ в ь , х / к „ Л и п Л „ п ) = 6 9 0 / ( 3 , 4 7 - 0 , 9 3 - 0 , 9 9 ) ^ 2 16 Н-м.

Момент на быстроходном валу редуктора (1.19) ^Б =7'т/(«редЛзп)=216/(5-0,97)^44,5 Н-м.

Расчет цилиндрической зубчатой передачи. Выполним для сравнения расчет передачи для всех четырех видов термической обработки (ТО), упомянутых в гл. 2. В соответствии с этим примем следующие материалы для вариантов ТО (см. табл. 2.1):

I - колесо - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 235 ... 262 НВ;

57

шестерня - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 269 ... 302 НВ; II - колесо - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев

269 ... 302 НВ; шестерня - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев после закалки с нагревом ТВЧ 45 ... 50 HRC;

III - колесо и шестерня - сталь 40ХН; твердость поверхности зубьев после закалки 48 ... 53 HRC;

IV - колесо и шестерня - сталь 12ХНЗА; твердость поверхности зубьев после цементации и закалки 56 ... 63 HRC.

Определим средние значения твердостей поверхностей зубьев колес (2.1) и значения баз испытаний (2.2). Для принятых вариантов ТО получим:

I - колесо НВер = 0,5(235 + 262) = 248,5; Nhc, = З О Н В = 30 • 248,5^' =

=1,68 • 10'; шестерня НВ^р = 0,5(269 + 302) = 285,5; Кна = 30 • 285,5^'^ =

=2,35-10';

II- колесо НВср = 285,5; Nhu = 2,35 • Ю'; шестерня HRC^p = 0,5(45 +

+50) = 47,5. По таблице перевода (с. 18) HRCcp = 47,5 соответствует НВер = 456. Тогда Nhg = 30 • 456^'^ = 7,2 • 10';

III- колесо и шестерня HRQp = 0,5(48 + 53) = 50,5, что соответствует НВср = 490. Тогда Nhc; = 30 • 490^' = 8,58 • 10';

IV - колесо и шестерня HRCcp = 0,5(56 + 63) = 59,5, что соответствует НВср = 605. ТогдаМуо = 30 • 605^' = 1,42 • 10^

При расчете на изгиб при всех вариантах термообработки база испытаний iV/.Y; = 4 • 10^.

Вычислим действительные числа циклов перемены напряжений. По формулам (2.3) получим:

Определим теперь коэффициенты долговечности.

Так как при N> Мне, коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям Za^ = 1, то для всех четырех вариантов термообработки для колеса и шестерни Zyv = 1.

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для всех

58

Он\т И соответствующие базовым числам Nhg и Nfc для вариантов ТО такие:

I - колесо а/л1т2 = 1,8НВср + 67 = 1,8 • 248,5 + 67 = 514 Ы/мм^; ал1т2 = ЬОЗНВср = 1,03 . 248,5 = 256 Н/мм^;

шестерня a^imi = 1,8 • 285,5 + 67 = 581 Н/мм^; орцтх =

=1,03 -285,5 = 294 Ы/мм^

II-колесо ая11т2= 1,8-285,5 + 67 = 581 Н/мм^; ал1т2 = 1,03 • 285,5 = 294 Н/мм^

шестерня а/лш,1 = 14HRCcp + 170 = 14 - 47,5 + 170 = 835 Н/мм^; (Уям =310 Ы/мм^;

III - колесо и шестерня а/лт, = 14 • 50,5 + 170 = 877 Н/мм^; ая1т = 310Ы/мм^

IV - колесо и шестерня Ониш = 19HRCcp = 19 - 59,5 = 1130 Ы/мм^; ояш = 480 Н/мм1

Допускаемые контактные и изгибные напряжения получают умножением значений а ^ т и a^im на коэффициенты Z^ и Уд^ (2.6). Из ранее выполненных расчетов видно, что все коэффициенты Zm = \ и I. Поэтому допускаемые контактные и изгибные напряжения во всех рассмотренных случаях [а]н = стяит и [а]/г = ая,п,.

Для варианта термообработки II допускаемое контактное напряжение, которое должно быть принято в расчет, определяют по формуле (2.7)

[а]н = 0,45 ([а]я1 + [ а Ы = 0,45(835 +581) = 637 Н/мм1

Это напряжение не должно превышать значение 1,25 [а]/^ = = 1,25 • 581 = 726 Н/мм^. Следовательно, это условие выполняется. Для всех других вариантов термообработки в качестве допускаемого контактного напряжения принимают меньшее из [а]я1 и

Таким образом:

Варианг I - [а]я = 514 Н/мм^; [аЬ = 256 Н/мм^; [а]л = 294 Н/мм^. Варианг П - [а]я=637 Н/мм^; [ а ^ = 294 Н/мм^; [а]л = 310 Н/мм^. Варианг Ш - [а]я = 877 Н/мм^ [ а Ь = [а]л = 310 Н/мм1 Варианг IV - [а]я =1130 Н/мм^; [ а Ь = М л = 480 Н/мм1

Для расчета межосевого расстояния передачи предварительно надо определить значения некоторых коэффициентов. По реко-

59