- •Расчет и конструирование одноступенчатого зубчатого редуктора
- •Рббк 34.446(я7)
- •Содержание
- •Введение
- •1. Расчет силовых и кинематических параметров привода
- •1.1. Определение требуемой мощности двигателя
- •1.2. Определение частоты вращения вала электродвигателя
- •1.3. Основные характеристики асинхронных электродвигателей общего применения
- •2. Расчеты зубчатых передач
- •2.1. Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки
- •2.2. Расчет допускаемых напряжений
- •Окончание табл. 2.2.
- •Проектный расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи
- •Геометрический расчёт закрытой цилиндрической передачи
- •Проверочный расчёт закрытой цилиндрической передачи
- •Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи
- •Расчёт закрытой конической зубчатой передачи
- •2.8. Проектный расчёт открытой конической прямозубой передачи
- •3. Проектный расчет валов и опорных конструкций
- •3.1. Выбор материала валов
- •3.2. Выбор допускаемых напряжений на кручение
- •Определение геометрических параметров ступеней валов
- •3.4. Предварительный выбор подшипников качения
- •3.5. Эскизная компоновка редуктора
- •3.6. Проверочный расчёт валов на выносливость
- •3.7. Проверка правильности подбора подшипников качения
- •4. Конструирование зубчатых колес
- •4.1. Цилиндрические зубчатые колеса внешнего зацепления
- •4.2. Цилиндрические зубчатые колеса внутреннего зацепления
- •4.3. Конические зубчатые колеса
- •4.4. Валы - шестерни
- •5. Конструирование элементов корпуса редуктора
- •6. Разработка рабочей документации курсового проекта
- •6.1. Разработка сборочного чертежа
- •6.2. Спецификация сборочного чертежа
- •Правила обозначения конструкторской документации
- •6.4. Общие требования к чертежу детали
- •7. Допуски и посадки
- •7.1. Основные термины
- •7.2. Рекомендации по назначению посадок в соединениях типовых деталей
- •7.3. Допуски формы и расположения поверхностей
- •Шероховатость поверхностей
- •Список литературы
- •Ноготков Олег Федорович
3.7. Проверка правильности подбора подшипников качения
Выбранный в ходе проектирования узла вала типоразмер подшипника должен быть проверен на работоспособность по динамической грузоподъёмности.
Проверка правильности выбора подшипников может быть проведена двумя способами:
1) по сравнению требуемой Cr треби паспортнойCr паспдинамической грузоподъёмности подшипника, когда должно выполняться условие
Cr треб £ Cr пасп;
2) по обеспечению заданной долговечности подшипника, то есть
LhЕзадан £ Lhфакт, где с учётом режима нагрузкиLhЕзадан = mН×Lh(см. табл. 2.3, с. 24).
Здесь фактический срок работы подшипника рассчитывают по зависимости
где a1- коэффициент надёжности, обычно принимаютa1= 1 при 90% надёжности;
a2- обобщённый коэффициент совместного влияния качества металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, для обычных условий эксплуатации назначаютa2= 0.7...0.8 (для шарикоподшипников) иa2= 0.6 (для роликоподшипников);
n– частота вращения вала, мин-1.
Рr– эквивалентная динамическая нагрузка, для проверяемого подшипника рассчитывается, в общем случае, по формуле
здесь FrпиFaп- соответственно радиальная и осевая силы в опоре. Для радиальных шарикоподшипников осевая силаFaп- это осевая нагрузка, возникающая в зацеплении косозубых цилиндрических или конических зубчатых колёс. Для радиально-упорных подшипников расчёт осевой силы имеет некоторые особенности (см. ниже);
V- коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается, при вращении внутреннего кольцаV= 1;
kб- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки, при умеренных толчкахkб= 1.3 ... 1.5;
kt- температурный коэффициент, для температуры подшипникового узлаt £1000Ckt= 1;
X иY- коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок на подшипник, назначаются по табл. 16.5 [1] в зависимости от параметра осевого нагружения подшипникае. При малой осевой силе по сравнению с радиальнойдействие осевой силы в расчёт не принимается, то естьX= 1 иY= 0 .
Особенности расчёта осевой силы радиально-упорных подшипников качения связаны с наклоном нормальной (равнодействующей) силы в контакте тел качения и беговых дорожек колец на угол контакта aи возникновением внутренних осевых силS. Для радиально-упорных шарикоподшипниковдля радиально-упорных конических роликоподшипников
Поскольку в общем случае радиальные силы (реакции) в опорах вала не равны между собой, то возникают дополнительные осевые силы к действующим внешним осевым, которые должны быть учтены при проверке подшипников. Подробнее рекомендуется ознакомиться с методикой расчёта осевых сил в [1].
4. Конструирование зубчатых колес
4.1. Цилиндрические зубчатые колеса внешнего зацепления
Форма зубчатого колеса зависит от его габаритных размеров, от серийности производства. При отсутствии в техническом задании на курсовое проектирование указаний о серийности производства редукторов его можно задать, отдавая предпочтение индивидуальному и мелкосерийному производству. На рис. 4.1 приведены простейшие формы колес, изготовляемых в единичном и мелкосерийном производстве.
Рис. 4.1
При небольших диаметрах колес их изготавливают из прутка, а при больших заготовки колес получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Чтобы уменьшить объем точной обработки резанием, на дисках колес выполняют выточки. При диаметрах da<80 мм эти выточки, как правило, не делают.
Длину lстпосадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше шириныb2зубчатого венца колеса. Длину ступицыlст согласуют также с расчетами соединения (шпоночного, шлицевого или с натягом), выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал (или с вала на колесо), и с диаметром посадочного отверстияd :
lст= (0,8...1,5)d, обычноlст= (1...1,2)d.
Выступающую часть ступицы располагают по направлению действия осевой силы в зацеплении. В одноступенчатых редукторах колеса делают со ступицей, симметрично выступающей в обе стороны от диска колеса.
Диаметр dстступицы назначают в зависимости от материала колеса: для стали -dст= (1,5...1,55)d; для чугуна -dст= (1.55...1,6)d; для легких сплавов -dст=(1,6...1,7)d; меньшие значения принимают для шлицевого соединения вала с колесом, большие - для шпоночного и соединения с натягом.
Ширину Sторцов зубчатого венца принимаютS=2,2m+ 0,05b2, гдеm - модуль зацепления, мм.
На торцах зубчатого венца выполняют фаски: при твердости рабочих поверхностей зубьев менее 350 НВ - f´45°, при более высокой твердости - под угломa= 15°...20°на всю высоту зуба. Обычноf= (0,5...0,6)m.
При серийном производстве колес заготовки получают из прутка свободной ковкой (рис. 4.2), а при годовом объеме выпуска колес более 100 штук применяют двусторонние штампы (рис. 4.3).
|
|
Рис. 4.2 |
Рис. 4.3 |
Для свободной выемки заготовок из штампа принимают значения штамповочных уклонов g³7°и радиусов закругленийR³6 мм.
Толщина диска Срекомендована для уменьшения влияния термической обработки на точность геометрической формы колеса
С= (0,35...0,4)b2.