- •3. Проектирование привода
- •Значения кинематических и силовых параметров на валу
- •3.2. Расчёт редукторной передачи
- •Данные для расчёта редукторной передачи
- •3.3. Расчёт открытых передач
- •3.3.1. Расчёт цепной передачи
- •3.3.2. Расчёт ремённой передачи
- •3.3.3. Расчет зубчатой цилиндрической передачи
- •Исходные данные для расчета
- •3.4. Нагрузка валов редуктора
- •3.5. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора
- •Параметры подшипников
- •3.6. Определение опорных реакций. Построение эпюр моментов. Проверочный расчет подшипников
- •3.7. Конструктивная компоновка привода
- •Конструктивные размеры колеса
- •Размеры фаски в зависимости от диаметра ступицы или обода
- •Размеры канавки для выхода зуборезной фрезы в зависимости от модуля
- •Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •Литейные уклоны
- •Размеры элементов сопряжений корпуса
- •Размеры фланцев корпуса
- •Размеры смотрового окна корпуса
- •Размеры сливной пробки
- •Размеры крышки подшипника
- •3.8. Смазывание редуктора
- •3.9. Выбор муфты
- •3.10. Расчет шпоночных соединений
- •3.11. Уточненный расчет валов на прочность
- •3.12. Сборка редуктора
- •3.13. Разработка сборочного чертежа редуктора
- •3.14. Разработка чертежа общего вида привода
- •3.15. Разработка рабочих чертежей деталей
- •3.16. Спецификации
3.8. Смазывание редуктора
В редукторах общего назначения для смазывания зубчатого зацепления применяется картерное смазывание (окунанием колеса в масло, залитое внутрь корпуса) при окружной скорости колеса V≤12м/с. Зубчатое колесо следует погружать в масло на высоту зуба (предельно допустимая глубина погружения hM= m…0,25d2, где m - модуль зацепления; d2 - диаметр делительной окружности колеса).
Объем масляной ванны редуктора определяется из расчета 0,5…0,8 л масла на 1кВт передаваемой мощности. Сорт масла выбираем по табл. П45.
Подшипники смазываются пластичным смазочным материалом (консталин УТ-1, солидол УС-1) при окружной скорости колеса V≤2м/с (при V>2м/с подшипники смазывают разбрызгиванием масла из картера колесом). Смазочный материал набивается в подшипниковый узел при сборке на несколько лет.
3.9. Выбор муфты
В приводах общего назначения рекомендуется применять муфту упругую втулочно-пальцевую. Типоразмер муфты выбираем по табл. П46 по диаметру концов соединяемых валов и расчетному вращающему моменту
Трас=k·Т1∙(Т2)≤[Т],
где Т1 (Т2) - вращающий момент на соответствующем валу редуктора, Н·м; k - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации: при постоянной нагрузке k=1,15…1,2; при переменной нагрузке с колебаниями k=1,3…1,5; при нагрузке со значительными колебаниями k=1,7…2; [Т] - допускаемый вращающий момент муфты.
Допускается диаметр одной из полумуфт уменьшать до любого значения, установленного стандартом.
При выборе муфты принимается материал полумуфт - чугун СЧ20 или сталь30Л.
3.10. Расчет шпоночных соединений
Для шпоночных соединений быстроходного вала с полумуфтой или шкивом и тихоходного вала с зубчатым колесом или полумуфтой (см. рис. 2.1) принимаем призматические шпонки со скругленными концами. Размеры поперечных сечений шпонок и пазов для них выбираем по ГОСТу 23360-78 (табл. П47). Длины шпонок определяем по формуле
l=lст – (5…10мм),
согласуя со стандартным рядом. Здесь lст - длина ступицы детали, соединяемой с валом, мм.
Проверяем прочность шпонок на смятие по формуле
σсм=,
где d - диаметр вала, мм; h и b - размеры поперечного сечения шпонки, мм; t1 - глубина паза вала, мм; Т - вращающий момент на валу, Н·м; [σ]см - допускаемое напряжение смятия, МПа. Для стальной ступицы [σ]см=150…190 МПа; для чугунной ступицы [σ]см=80…100 МПа (большие значения принимают при постоянной нагрузке, а меньшие значения - при переменной и ударной нагрузке). Материал шпонок – сталь 45, термическая обработка - нормализация.
3.11. Уточненный расчет валов на прочность
Цель уточненного расчета валов - определение коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях каждого вала и сравнение их с допускаемым значением [s]=1,3…3.
Для выбранного материала валов по табл. П3 определяем предел прочности σв. Предел выносливости при симметричном цикле изгиба, МПа:
для легированных сталей σ-1=0,35σв+(70…120);
для углеродистых сталей σ-1=0,43σв.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений кручения
τ-1=0,58σ-1
Расчетная схема быстроходного вала приведена на рис. 3.7. В сечении А-А концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
sτ=,
где амплитуда и среднее напряжение цикла, МПа,
τа=τт=;
момент сопротивления кручению сечения вала, мм,
Wк нетто=;
kτ - эффективный коэффициент концентрации напряжений (табл. П50); ετ - масштабный фактор ( табл. П.53); εП - коэффициент влияния шероховатости поверхности (εП=0,98…0,9 при Rа=0,32…2,5мкм); ψτ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла (ψτ= 0,1 для легированной стали; ψτ=0,05 для углеродистой стали).
Величина изгибающего момента от консольной нагрузки Fв(FМ1), Н·м,
МА-А=Fв(FМ1)l/2,
где l - длина полумуфты или длина ступицы шкива открытой передачи.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба
sσ=,
где σа= МА-А/Wнетто - амплитуда цикла нормальных напряжений изгиба;
момент сопротивления изгибу
W нетто=;
среднее напряжение цикла нормальных напряжений, МПа,
σm=,
при Fa1=0 или малой ее величине принимается σт=0; kσ -эффективный коэффициент концентрации напряжений (табл. П50); εσ - масштабный фактор (табл. П53); ψσ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла (ψσ=0,2 для легированной стали; ψσ=0,1 для углеродистой стали).
Общий коэффициент запаса прочности
s=.
При необходимости аналогичные расчеты проводятся для других сечений быстроходного вала.
Расчетная схема тихоходного вала приведена на рис. 3.8. В сечении А-А концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям, МПа,
sτ=,
где амплитуда и среднее напряжение цикла, МПа,
τа=τт=;
Wк нетто=;
коэффициенты kτ , ετ определяем по табл. П50, П51; коэффициенты εП ,ψτ определяем согласно рекомендациям, приведенным в расчете быстроходного вала.
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А, Н·м,
МА-А=,
где МА-Ау=RXC·l2; МА-Аx=RYC·l2+Fa2d2/2.
Коэффициент запаса прочности по номинальным напряжениям изгиба
sσ=,
где амплитуда цикла напряжений, МПа,
σа=МА-А/Wнетто;
Wнетто=;
среднее напряжение цикла, МПа,
σт=4Fa2/πdк22;
коэффициенты kσ , εσ определяем по табл. П50, П53; коэффициенты εП, ψσ определяем по рекомендациям, приведенным в расчете быстроходного вала.
Общий коэффициент запаса прочности
s=.
Аналогичные расчеты проводятся для других сечений тихоходного вала. В сечении К-К концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (табл. П52.) В сечении Л-Л концентрация напряжений обусловлена переходом от диаметра dП2 к диаметру dв2 (табл. П48).