Студопедия КАТЕГОРИИ: АвтоАвтоматизацияАрхитектураАстрономияАудитБиологияБухгалтерияВоенное делоГенетикаГеографияГеологияГосударствоДомЖурналистика и СМИИзобретательствоИностранные языкиИнформатикаИскусствоИсторияКомпьютерыКулинарияКультураЛексикологияЛитератураЛогикаМаркетингМатематикаМашиностроениеМедицинаМенеджментМеталлы и СваркаМеханикаМузыкаНаселениеОбразованиеОхрана безопасности жизниОхрана ТрудаПедагогикаПолитикаПравоПриборостроениеПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРадиоРегилияСвязьСоциологияСпортСтандартизацияСтроительствоТехнологииТорговляТуризмФизикаФизиологияФилософияФинансыХимияХозяйствоЦеннообразованиеЧерчениеЭкологияЭконометрикаЭкономикаЭлектроникаЮриспунденкция |
Второй этап компоновки редуктора
Целью второго этапа компоновки редуктора является конструктивное оформление зубчатых колес, валов, корпуса, подшипниковых узлов и подготовка данных для уточненного расчета валов. В ходе выполнения данного этапа проводят следующие мероприятия [14]. 1. Вычерчивают шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню рекомендуется при малых размерах выполнять заодно целое с валом. 2. Конструируют узел ведущего вала: а) наносят осевые линии, вычерчивают в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты); б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки- корпуса вычерчивают мазеудерживающие кольца, для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливают на тот же диаметр, что и подшипники (фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников); в) вычерчивают крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной ~ 1 мм) и болтами; болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует, вырыв на плоскости разъема; г) переход подшипниковой шейки вала к присоединительному концу 3. Аналогично конструируется узел ведомого вала. При этом необходимо учитывать следующие особенности: а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматривается утолщение вала с одной стороны и установка распорной втулки — с другой; место перехода вала от большего диаметра к меньшему смещают на 2 — 3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки; б) проводят осевые линии и вычерчивают подшипники; в) вычерчивают мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами; г) вычерчивают звездочку цепной передачи, шкив или зубчатое колесо внешней передачи; ступица при этом может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину. д) от осевого перемещения звездочка, шкив или колесо фиксируется на валу торцовым креплением при помощи шайбы; шайба прижимается к торцу ступицы одним или двумя винтами (следует обязательно предусмотреть зазор между торцом вала и шайбой в 2 — 3 мм для натяга). На ведущем и ведомом валах применяют обычно шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360 — 78. Вычерчиваются шпонки, при этом их длины принимают на 5 — 10 мм меньше длин ступиц. Непосредственным измерением уточняют расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и звездочки, шкива или внешнего колеса относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняют реакции опор и вновь проверяют долговечность подшипников.
Проверка прочности шпоночных соединений Как уже указывалось в большинстве редукторов применяют шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок выбирают по ГОСТ 23360 – 78 в зависимости от диаметра шейки вала. Материал шпонок — сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности проверяют по формуле [13]:
где T – вращающий момент, d – диаметр соответствующей шейки вала, h – высота шпонки, t – глубина шпоночного паза в шейке вала, l – длина шпонки, b – ширина шпонки, z – число шпонок в данном сечении. Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σсм] = 60-100 МПа, при чугунной - [σсм] = 50 - 70 МПа, для неподвижных соединений или подвижных без нагрузки [σсм] до 150 МПа, для неподвижных соединений под нагрузкой, выполненных из незакаленной стали - [σсм] = 30- 50 МПа, для шпонок ходовых валиков [σсм] = 10 МПа.
Уточненный расчет валов
Уточненный расчет валов выполняют как проверочный, он сводится к расчету коэффициента запаса прочности в опасных сечениях ведущего и ведомого валов. К опасным сечениям относят шейки со шпоночными пазами, места посадки подшипников, шлицы, радиальные отверстия, ступенчатые участки вала (сопряжения шеек разного диаметра). Расчет начинают с вычерчивания в пояснительной записке рассматриваемого вала с установленными на нем деталями и сборочными единицами с указанием опасных сечений (рис. 13.1). Условие прочности вала выглядит следующим образом [13, 14]: , Где S – расчетный коэффициент запаса прочности; [S]=1,3 – 1,5 требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности; [S]=2,5 – 4 требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости; - коэффициент запаса по нормальным напряжениям; - коэффициент запаса по касательным напряжениям.
В Б
А
А
Б
В Рис. 13.1 Выбор опасных сечений для проверочного расчета вала А-А шейка меньшего диаметра со шпоночным пазом, Б-Б галтель в сопряжении шеек разных диаметров, В-В место посадки внутреннего кольца подшипника на шейку вала
В этих формулах: σ-1 и τ-1 – пределы выносливости для материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения; σа , τа, σm и τm – амплитудные и средние значения циклов нормальных и касательных напряжений; kσ и kτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении (значения коэффициентов принимаются по табл. 13.1); εσ и ετ – масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений (значения принимаются по табл. 13.2); ψσ и ψτ – коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей на усталостную прочность (определяются по табл. 13.3). Для углеродистых сталей σ-1 = 0,43 σВ. Для легированных сталей σ-1 = 0,35 σВ + (70-120). Для всех материалов τ-1 = (0,5 – 0,58) σ-1. Считают [13], что нормальные напряжения, возникающие в поперечном сечении вала от его изгиба, изменяются по симметричному циклу, т.е. σm = 0. Тогда σа = Т / W. Поскольку величина момента Т, передаваемая валом, не есть величина постоянная, то при расчетах принимают для касательных напряжений, возникающих при кручении, пульсационный цикл нагружения, тогда: τа = τm =T /2WK.
Таблица 13.1 Значения коэффициентов концентрации напряжений при рассматриваемых типах опасных сечений [13]
Таблица 13.2 Значения масштабного фактора ε [13]
Таблица 13.3 Значения коэффициентов ψσ и ψτ в зависимости от группы сталей [13]
|