Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
1.2 Выбор электродвигателя. Кинематический расчет.
1.2.1 Определяем ресурс приводного устройства
Производим анализ назначения и конструкции элементов приводного устройства.
Привод состоит из электродвигателя, зубчатого одноступенчатого редуктора без его конкретного назначения. Для привода принят двигатель серий А4 общепромышленного применения. Работа в ... смены, продолжительность смены ...часов.
Определяем срок службы приводного устройства. Ресурс Lh , ч, определяем по формуле:
Lh=365LГtСLС, [ 2,стр39] (1)
где Lг - срок службы привода, лет, Lг=3года первый вариант, Lг=4года второй вариант.
tС - продолжительность смены, ч;
Lс - число смен;
Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода. Для проектируемых приводов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т. п. Двигатели серии 4А применяют для приводов механизмов, имеющих постоянную или мало меняющуюся нагрузку при длительном режиме работы и большую пусковую нагрузку, вследствие повышенной силы трения и больших инерционных масс, например конвейеров, шнеков, смесителей, грузоподъемников и т. п. Эти двигатели работают при любом направлении вращения, обеспечивая при необходимости реверсивность машинного агрегата.
Определяем требуемую мощность двигателя Рдв, кВт:
, кВт [3,стр.7] (2)
где η -общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:
η=ηзуб ηм ηп2 [3, стр.4] (3)
где ηзуб ηм ηп _ коэффициенты полезного действия зубчатой передачи, муфты, подшипников качения (по кинематической схеме в редукторе две пары подшип ников);
Р2 - мощность на тихоходном валу, кВт.
Ориентировочные значения КПД отдельных кинематических пар: Цилиндрическая зубчатая передача: ηзуб= 0,96...0,97
Подшипники качения (одна пара): ηп= 0,99
Потери муфты принимаются: ηм = 0,98
Определяем номинальную мощность двигателя Рном, кВт.
Значение номинальной мощности выбираем из таблицы К9 ( см. приложение ) по величине, большей, но ближайшей к требуемой мощности Рдв,
Р ном >Р дв
По таблице К9 ( см приложение ) выбираем тип двигателя с номинальной мощностью
Рном = ... кВт, применив для расчета четыре типа двигателя.
|
Вариант |
Тип двигателя |
Рном , кВт |
Частота вращения, об/мин |
|
|
Синхронная |
При номинальном режиме пном |
|||
|
1 |
3000 |
|||
|
2 |
1500 |
|||
|
3 |
1000 |
|||
|
4 |
750 |
Каждому значению номинальной мощности Рном соответствует в большинстве не одно, а несколько типов двигателей с различными частотами вращения, синхронными 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. Выбор оптимального типа двигателя зависит от типов передач, входящих в привод, кинематических характеристик рабочей машины, и производится после определения передаточного числа привода и его ступеней. При этом надо учесть, что двигатели с большой частотой вращения (синхронной 3000 об/мин) имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами ("синхронными 750 об/мин) весьма металлоемки, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения малой мощности.
Выбираем двигатель типа … (Рном …, nНом…), передаточное число редуктора и = … , что находится в диапазоне рекомендуемых значений u = 2,0.. .6,3.
1.2.3 Определяем частоту вращения п, об/мин; угловую скорость ω, рад/с;
мощность Р, кВт и вращающий момент Т, Нмм на каждом валу:
Вал Ι(быстроходный)
n 1 = n ном об/мин
рад/с;
P1=Pдв кВт
Нмм
Вал ΙΙ (тихоходный)
п2= об/мин
рад/с
P2 = кВт
Нм
Таблица К9 Приложения
Электродвигатели асинхронные серии 4А
с синхронной частотой вращения 3000 и 1500 об/мин
|
Тип электродвигателя |
Рэд, кВт |
nэд, мин-1 номинальная |
Tmax Tnom
|
J kг-м2 |
Масса, kг |
|
3000 |
|||||
|
4А71А2УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
1,1 |
2840 |
2,0 |
0,004 |
12,0 |
|
4А80А2УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
1,5 |
2835 |
2,0 |
0,061 |
14,0 |
|
4А80В2УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
2,2 |
2865 |
2,0 |
0,091 |
16,0 |
|
4А90L2УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
3,0 |
2905 |
2,0 |
0,139 |
25,0 |
|
4А100S2УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
4,0 |
2865 |
2,0 |
0,139 |
34,0 |
|
4А100L2УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
5,5 |
2910 |
2,0 |
0,210 |
60,0 |
|
4А112М2УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
7,5 |
2920 |
2,0 |
0,318 |
71,0 |
|
4А132М2УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
11,0 |
2930 |
2,0 |
0,318 |
100 |
|
4А160S2УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
15,0 |
2920 |
2,0 |
0,485 |
115 |
|
4А160М2УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
18,5 |
2930 |
1,9 |
0,725 |
130 |
|
4А180S2УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
22,0 |
2920 |
1,9 |
0,725 |
165 |
|
1500 |
|||||
|
4А80А4УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
1,1 |
1420 |
2,0 |
0,226 |
14,0 |
|
4А80В4УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
1,5 |
1415 |
2,0 |
0,345 |
17,2 |
|
4А90L4УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
2,2 |
1425 |
2,0 |
0,516 |
25,0 |
|
4А100S4УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
3,0 |
1415 |
2,0 |
0,788 |
26,0 |
|
4А100L4УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
4,0 |
1435 |
2,0 |
0,788 |
34,0 |
|
4А112М4УЗ(констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
5,5 |
1450 |
2,0 |
1,19 |
62,0 |
|
4А132SУЗконстр.исп.IM 1081,2081,3081) |
7,5 |
1450 |
2,0 |
1,80 |
73,0 |
|
4А132М4УЗ(констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
11,0 |
1460 |
2,0 |
1,80 |
105 |
|
4А160S4УЗ(констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
15,0 |
1460 |
2,0 |
2,74 |
125 |
|
4А160М4УЗ(констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
18,5 |
1470 |
1,9 |
4,10 |
165 |
|
4А180S4УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
22,0 |
1465 |
1,9 |
4,10 |
175 |
Электродвигатели асинхронные серии 4А
с синхронной частотой вращения 1000 и 750 об/мин
|
Тип электродвигателя |
Рэд кВт |
nэд, мин-1 номинальная |
Tmax Tnom |
J kг-м2 |
Масса, kг |
|
1000 |
|||||
|
4А80B6УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
1,1 |
930 |
1,9 |
0,624 |
15,6 |
|
4А90L6УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
1,5 |
945 |
1,9 |
0,952 |
24,0 |
|
4А100L6УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
2,2 |
960 |
1,9 |
1,42 |
33,0 |
|
4А112МА6УЗ(констр.исп.IM1081,2081,3081) |
3,0 |
950 |
1,9 |
2,17 |
54,0 |
|
4А112МВ6УЗ(констр.исп.IM1081,2081,3081) |
4,0 |
950 |
1,9 |
2,17 |
66,0 |
|
4А132S6УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
5,5 |
950 |
1,9 |
3,27 |
72,0 |
|
4А132М6УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
7,5 |
960 |
1,8 |
4,95 |
100 |
|
4А160S6УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
11,0 |
960 |
1,8 |
7,56 |
125 |
|
4А160М6УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
15,0 |
975 |
1,8 |
7,56 |
170 |
|
4А180М6УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
18,5 |
960 |
1,8 |
11,3 |
205 |
|
4А200М6УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
22,0 |
975 |
1,8 |
11,3 |
240 |
|
750 |
|||||
|
4А90LВ8УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
1,10 |
705 |
1,8 |
1,28 |
26,3 |
|
4А100L8УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
1,50 |
720 |
1,8 |
1,95 |
31,0 |
|
4А112МА8УЗ(констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
2,20 |
710 |
1,8 |
2,92 |
53,0 |
|
4А112МВ8УЗ(констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
3,00 |
710 |
1,8 |
4,46 |
65,0 |
|
4А132S8УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
4,00 |
705 |
1,8 |
4,46 |
85,0 |
|
4А132М80УЗ(констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
5,50 |
710 |
1,8 |
6,71 |
95,0 |
|
4А160S8УЗ(констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
7,50 |
705 |
1,7 |
10,2 |
115 |
|
4А160М8УЗ(констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
11,0 |
730 |
1,7 |
15,5 |
165 |
|
4А180М8УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
15,0 |
725 |
1,7 |
15,5 |
205 |
|
4А200М8УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
18,5 |
720 |
1,7 |
23,2 |
255 |
|
4А200L8УЗ (констр.исп.IM 1081,2081,3081) |
22,0 |
725 |
1,7 |
23,2 |
295 |
2 Расчетная часть
2.1 Выбор материала зубчатых колес. Определение допускаемых напряжений
Выбор твердости, термообработки и материала колес: Рекомендуемый выбор материала заготовок, термообработки и твердости зубчатой пары, механические характеристики сталей приводятся в таблице 2.1.
В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, в мало- и средненагруженных передачах применяют зубчатые колеса с твердостью материала Н<350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ1 назначается больше твердости колес НВ2 . Разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса составляет * * НВ1cp-НВ2cр = 20...50. Для изготовления зубчатых колес выбираем распространенную
сталь с термообработкой — улучшение.
для колеса сталь …….
предполагая, что наибольшая толщина сечения заготовки колеса Sпред < 80мм;
твердость …………..НВ2 *** (……. НВ2ср)
σт = ……. Н/мм2, σв =……. Н/мм2 , σ-1= …… Н/мм2
для шестерни сталь…….
при диаметре заготовки шестерни Dпред < 80мм.
твердость …….. НВ1 ***(……. НВ1cp),
σт = …… Н/мм2 , σв =…….. Н/мм2 , σ-1= ……. Н/мм2
***Средняя твердость зубьев шестерни НВ1cp и колеса НВ2ср определяется как среднее арифметическое предельных значений твердости выбранного материала.
2.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений [σ]Н, Н/мм2:
Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются
отдельно для зубьев шестерни [σ]Н1 и колеса [σ]Н2 в следующем порядке:
(4)
гдепредел контактной выносливости при базовом числе циклов см таб.2.2
коэффициент долговечности; если число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают .
а) По таблице 2.2 определить допускаемое контактное напряжение [σ]Н01 и [σ]H02, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH01 и NH02;
б) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [σ]H1 колеса [σ]H2 для расчетов на прочность при длительной работе.
Цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями при НВ1ср- НВ2ср = 20...50 рассчитывают по меньшему значению [σ]Н из полученных для шестерни [σ]H1 и колеса [σ]H2 , т.е. по менее прочным зубьям.
2.1.3 Определение допускаемых напряжений изгиба [σ]F, Н/мм :
Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [σ]F, которые определяются в следующем порядке:
(5)
где предел контактной выносливости при базовом числе циклов см таб.2.2
коэффициент долговечности ;
а) Допускаемое напряжение изгиба [σ]F01 и [σ]F02 соответствующее пределу
изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0 (по таблице 2.2);
б) Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [σ]F1 колеса [σ]F
Расчет модуля зацепления для цилиндрических и конических зубчатых передач выполняют по меньшему значению [σ]F из полученных для шестерни [σ]F1 и колеса [σ]F2 т. е. по менее прочным зубьям.
|
Таблица 2. 1 Выбор материала, термообработки и твердости |
|||||||||
|
Марка стали |
Вид заготовк и |
Размеры, заготовки, мм |
Термооб работка |
Твердость зубьев |
Механические характеристики, Н/мм2 |
||||
|
D пред |
S пред |
сердцевины |
поверхности |
σв |
σт |
σ-1 |
|||
|
40Л |
Литье |
Любые |
Нормализа ция |
163...207НВ |
163...207НВ |
550 |
320 |
220 |
|
|
45 |
Поковка |
125 |
80 |
Улучшение |
235...262НВ |
235...262НВ |
780 |
540 |
335 |
|
45 |
Поковка |
80 |
50 |
Улучшение |
269...302НВ |
269...302НВ |
890 |
650 |
380 |
|
45 |
Поковка |
200 |
125 |
Улучшение |
235...262НВ |
235...262НВ |
790 |
640 |
375 |
|
40Х |
Поковка |
125 |
80 |
Улучшение |
269...302НВ |
269...302НВ |
900 |
750 |
410 |
|
40Х |
Поковка |
125 |
80 |
Улучшение и закалка т.в.ч. |
269...302НВ |
45...50HRСЭ |
900 |
750 |
410 |
|
Поковка |
315 |
200 |
Улучшение |
235...262НВ |
235...262НВ |
800 |
630 |
380 |
|
|
40ХН |
Поковка |
200 |
125 |
Улучшение |
269...302НВ |
235...262НВ |
920 |
750 |
420 |
|
35ХМ |
Поковка |
200 |
125 |
Улучшение и закалка т.в.ч. |
269...302НВ |
48...53HRСЭ |
920 |
750 |
420 |
|
40ХН МА |
Поковка |
125 |
80 |
Улучшение и азотирова ние |
269...302НВ |
50...56НRСЭ |
980 |
780 |
440 |
|
Таблица 2.2 Значения [σ]НО и [σ]FO соответствующие числу циклов NНО и NFO и N^0 |
|||
|
Термообработка |
Группа стали |
[σ]HO, Н/мм2 |
[σ]FO> Н/мм2 |
|
Улучшение |
Углеродистая или легированная |
1,8НВср+67 |
1,03НВср |
|
Закалка т.в.ч. по кон туру зубьев (m >3мм) |
Легированная |
14НRСэср+170 |
370 |
|
Закалка т.в.ч. сквозная (m <3мм) |
Легированная |
14НRСэср+170 |
310 |
|
Цементация и закалка |
Легированная |
19НRСЭСР |
480 |
|
Примечание. НВср и НRCэср — средние значения из двух предельных твердостей, данных в таблице 2.1 твердостей, данных в |
2.2 Расчет цилиндрической зубчатой передачи
Проектный расчет
2.2.1 Определить главный параметр - межосевое расстояние aw, мм:
, мм [2,стр.61] ( 6 )
где Ка - вспомогательный коэффициент;
для косозубых передач Ка = 43;
для прямозубых передач Ка = 49,5
ψва - коэффициент ширины венца колеса, ψва = 0,28...0,36 - для шестерни, расположенной симметрично относительно опор;
Кнβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев Кнβ =1.
[σ]н - допускаемое контактное напряжение , Н/мм2 ( см. п.2.1.1)
Полученное значение межосевого расстояния aw, для нестандартных передач округлить до ближайшего стандартного числа по таблице 2.4 ( см. приложение)
2.2.2 Определить модуль зацепления m, мм:
[2,стр.62] ( 7 )
где Кm - вспомогательный коэффициент;
для косозубых передач Кm =5,8;
для прямозубых передач Кm=6,8
d 2 - делительный диаметр колеса, мм,
b2 - ширина венца колеса, мм,
[σ ] F –допускаемое напряжение изгиба материала, Н/мм2 (см. п. 2.1.2)
, мм [2,стр.62] ( 8 )
b2 = Ψва· aw, мм [2,стр.62] (9 )
[σ ] F –допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм2;
Полученное значение модуля m округлить в большую сторону до стандартного из ряда чисел:
m , мм 1-й ряд: 1,0; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10
2-й ряд: 1,25; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7;
При выборе модуля 1-й ряд следует предпочитать 2-му.
В силовых зубчатых передачах при твердости колес Н ≤350 НВ принять m≥1мм; при твердости одного из колес Н ≥45 НRСэ принять m≥1,5мм.
2.2.3 Определить угол наклона зубьев βmin для косозубых передач, град:
, мм [2,стр.62] (10)
В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают β= 8... 16°, но из-за роста осевых сил Fа в зацеплении желательно получить его меньшие значения, варьируя величиной модуля m и шириной колеса b2.
2.2.4 Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса
для косозубых колес [2,стр.62] (11)
для прямозубых колес
Полученное значение ZΣ округлить в меньшую сторону до целого числа.
Уточнить действительную величину угла наклона зубьев косозубых передач:
[2,стр.62] (12)
Точность вычисления угла β до пятого знака после запятой.
а) Определить число зубьев шестерни
[2,стр.63] (13)
Значение Z1 округлить до ближайшего целого числа. Из условий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется Z1 ≥18
б) Определить число зубьев колеса
Z2 = ZΣ –Z1 [2,стр.63] (14)
2.2.5 Определить фактическое передаточное число uф и проверить его
отклонение ∆u и от заданного u
[2,стр.63] (15)
При невыполнении нормы отклонения передаточного числа пересчитать Z1 и Z2.
для косозубых передач
, мм [2,стр.63] (16)
для прямозубых передач
, мм
а) делительный диаметр
шестерни
косозубая
, мм [2,стр.63 ] (17)
прямозубая
d1=mz1, мм
колеса
косозубая
, мм [2,стр.63 ] (18)
прямозубая
d2=mz2, мм
б) диаметр вершины зубьев
шестерни
da1=d1+2m, мм [2,стр.63 ] (19)
колеса
d a2=d2+2m, мм
в) диаметр впадины зубьев
шестерни
df1=d1-2,5m, мм [2,стр.63 ] (20)
колеса
df2=d2-2,5m, мм
г) ширина венца
шестерни
b1 = Ь2 + (2...4) мм [2,стр.63 ] (21)
колеса
b2= , мм
Дальнейшие расчеты и конструирование ведутся по фактическим межосевому расстоянию аw и основным параметрам передачи.
Точность вычисления делительных диаметров колес до 0,01мм; значение ширины зубчатых венцов округляют до целого числа по таблице 2.4
Проверочный расчет
, мм ( 22 )
2.2.9 Проверить пригодность заготовок колес.
Условие пригодности заготовок колес:
DЗАГ DПРЕД ;
SЗАГ SПРЕД
где Dпред и Sпред - предельные размеры заготовок ( таблица2.1);
Dзаг и Sзаг - размеры заготовок колес.
Для цилиндрической шестерни диаметр заготовки
Dзаг = dа1 + 6мм.
Здесь 6мм - припуск на механическую обработку.
Для колеса без выемок толщина сечения заготовки
Sзаг = b2 + 4мм.
Если условия пригодности заготовок не выполняются, то изменяют материал
колес или вид термообработки.
2.2.10 Проверить контактные напряжения σн, Н/мм
(23 )
где К- вспомогательный коэффициент;
для косозубых передач К = 376;
для прямозубых передач К = 436
Ft -окружная сила в зацеплении (Н),
, Н (24 )
КНα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
для прямозубых колес КНα =1
для косозубых колес КНα определяется по графику на рисунке 2.1 в зависимости от
окружной скорости колес , м/с и степени точности передачи (таблица 2.3);
КНβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. см п.2.2.1
КНυ - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (таблица 2.5);
Значения Т2, Нм; [σ]н, Н/мм2 ; КHβ ; d2, мм; b2,мм; uф см. выше
ω2- угловая скорость вала колеса редуктора, рад/с.
Допускаемая недогрузка передачи (σН < [σ]H) должна быть не более 10% и перегрузка
(σн > [σ]H ) до 5%. Если условие прочности не выполняется, то следует изменить ширину венца колеса b2. Если эта мера не даст должного результата, то либо надо увеличить межосевое расстояние аw либо назначить другие материалы колес или другую термообработку, пересчитать допускаемые контактные напряжения и повторить весь расчет передачи.
Таблица 2.3 Степени точности зубчатых передач
|
Вид передачи |
Вид зубьев |
Степень точности |
|||
|
6-я |
7-я |
8-я |
9-я |
||
|
Предельная окружная скорость |
V, м/с |
||||
|
Цилиндрическая |
Прямые |
15 |
10 |
6 |
2 |
|
Косые |
30 |
15 |
10 |
4 |
2.2.11 Проверить напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса Н/мм
(25)
(26)
где КFα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
Для прямозубых колес КFα=1
Для косозубых колес КFа зависит от степени точности передачи.
Степень точности... 6 7 8 9
Коэффициент КFа... 0,72 0,81 0,91 1,00
КFβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. КFβ =1;
КFυ - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (таблица 2.5);
YF1 и YF2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются по табл. 2.6 интерполированием в зависимости от числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2 для прямозубых .
Для косозубых колес определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса:
(27)
где β- угол наклона зубьев;
Yβ - коэффициент, учитывающий наклона зуба ;
(28)
Для прямозубых колес Yβ=1
Рисунок 2.1 График для определения
коэффициента КНα по кривым степени
точности
Расчетные данные необходимо занести в сводную таблиц
Таблица
Yβ=1. Если при проверочном расчете σF значительно меньше [σ]F, то это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. Если σF >[σ]F свыше 5%, то надо увеличить модуль т, соответственно пересчитать число зубьев шестерни Z1 и колеса Z2 и повторить проверочный расчет на изгиб. При этом межосевое расстояние аw, не изменяется, а следовательно, не нарушается контактная прочность передачи. 2.15 Составить табличный ответ к задаче:
|
Проектный расчет |
||||
|
Параметры |
Значения |
Параметры |
Значения |
|
|
Межосевое расстояние аw, мм |
Диаметр делительной окружности, мм шестерни d1 колеса d2 |
|||
|
Модуль зацепления, m, мм |
||||
|
Ширина зубчатого венца, мм шестерни b1 колеса b2 |
||||
|
Диаметр окружности вершин, мм шестерни da1 колеса da2 |
||||
|
Число зубьев шестерни Z1 колеса Z2 |
||||
|
Диаметр окружности впадин , мм шестерни df1 колеса df2 |
||||
|
Вид зуба |
||||
|
Проверочный расчет |
||||
|
Параметры |
Допускаемые значения |
Расчетные значения |
Приме чание |
|
|
Контактные напряжения, σн , Н/мм2 |
||||
|
Напряжения изгиба, Н/мм2 |
σF1 |
|||
|
σF2 |
Таблица 2.4
|
Порядковые числа ряда |
Ряды предпочтительных чисел |
Порядковые числа ряда |
Ряды предпочтительных чисел |
||||||
|
R5 |
R10 |
R20 |
R40 |
R5 |
R10 |
R20 |
R40 |
||
|
0 |
1,00 |
1,00 |
1,00 |
1,00 |
21 |
3,35 |
|||
|
1 |
1,06 |
22 |
3,55 |
3,55 |
|||||
|
2 |
1,12 |
1,12 |
23 |
3,75 |
|||||
|
3 |
1,18 |
24 |
4,00 |
4,00 |
4,00 |
4,00 |
|||
|
4 |
1,25 |
1,25 |
1,25 |
25 |
4,25 |
||||
|
5 |
1,32 |
26 |
4,50 |
4,50 |
|||||
|
6 |
1,40 |
1,40 |
27 |
4,75 |
|||||
|
7 |
1,50 |
28 |
5,00 |
5,00 |
5,00 |
5,00 |
|||
|
8 |
1,60 |
1,60 |
29 |
5,30 |
|||||
|
9 |
1,25 |
1,70 |
30 |
5,60 |
5,60 |
||||
|
10 |
1,80 |
1,80 |
31 |
6,00 |
|||||
|
11 |
1,90 |
32 |
6,30 |
6,30 |
6,30 |
6,30 |
|||
|
12 |
2,00 |
2,00 |
2,00 |
33 |
6,70 |
||||
|
13 |
2,12 |
34 |
7,10 |
7,10 |
|||||
|
14 |
2,24 |
2,24 |
35 |
7,50 |
|||||
|
15 |
2,36 |
36 |
8,00 |
8,00 |
8,00 |
||||
|
16 |
2,50 |
2,50 |
2,50 |
2,50 |
37 |
8,50 |
|||
|
17 |
2,65 |
38 |
9,00 |
9,00 |
|||||
|
18 |
2,80 |
2,80 |
39 |
9,50 |
|||||
|
19 |
3,00 |
40 |
10,00 |
10,00 |
10,00 |
10,00 |
|||
|
20 |
3,15 |
3,15 |
3,15 |
Примечание. Числа, указанные в таблице, можно как увеличить, так и уменьшить в 10, 100, 1000, 10000, 100000 раз.
Таблица 2.5 Значения коэффициентов KНυ и KFυ при H <350 HB 2cp
|
Степень точности |
Коэффициент |
Окружная скорость υ, м/с |
|||||
|
1 |
2 |
4 |
6 |
8 |
10 |
||
|
6 |
KНυ |
1,03 1,01 |
1,06 1,02 |
1,12 1,03 |
1,17 1,04 |
1,23 1,06 |
1,28 1,07 |
|
KFυ |
1,06 1,02 |
1,13 1,05 |
1,26 1,10 |
1,40 1,15 |
1,58 1,20 |
1,67 1,25 |
|
|
7 |
KНυ |
1,04 1,02 |
1,07 1,03 |
1,14 1,05 |
1,21 1,06 |
1,29 1,07 |
1,36 1,08 |
|
KFυ |
1,08 1,03 |
1,16 1,06 |
1,33 1,11 |
1,50 1,16 |
1,67 1,22 |
1,80 1,27 |
|
|
8 |
KНυ |
1,04 1,01 |
1,08 1,02 |
1,16 1,04 |
1,24 1,06 |
1,32 1,07 |
1,4 1,08 |
|
KFυ |
1,10 1,03 |
1,20 1,06 |
1,38 1,11 |
1,58 1,17 |
1,78 1,23 |
1,96 1,29 |
|
|
9 |
KНυ |
1,05 1,01 |
1,1 1,03 |
1,2 1,05 |
1,3 1,07 |
1,4 1,09 |
1,5 1,12 |
|
KFυ |
1,13 1,04 |
1,28 1,07 |
1,50 1,14 |
1,77 1,21 |
1,98 1,28 |
2,25 1,35 |
|
|
П р и м е ч а н и е. В числителе приведены данные для прямозубых колес, в знаменателе – для косозубых и колес с круговыми зубьями. |
Таблица 2.6 Коэффициенты формы зуба YF1 и YF2
|
Z или Zv |
YF |
Z или Zv |
YF |
Z или Zv |
YF |
Z или Zv |
YF |
Z или Zv |
YF |
|
16 |
4,28 |
24 |
3,92 |
30 |
3,8 |
45 |
3,66 |
71 |
3,61 |
|
17 |
4,27 |
25 |
3,9 |
32 |
3,78 |
50 |
3,65 |
80 |
3,61 |
|
16 |
4,07 |
26 |
3,88 |
35 |
3,75 |
60 |
3,62 |
90 |
3,60 |
|
16 |
3,98 |
28 |
3,81 |
40 |
3,7 |
65 |
3,62 |
100 |
3,60 |
|
Примечание: коэффициент смещения режущего инструмента x = 0 |
180 |
3,62 |
2.3 Расчет валов
Общие сведения. Нагрузки на валы
Валы предназначены для поддержания насажанных на них тел вращения (зубчатые и червячные колеса, червяки, шкивы, звездочки) и передачи крутящего момента вдоль вала.
Расчет валов производится с целью обеспечения их прочности, жесткости и отсутствия недопустимых колебаний. В редукторах, вследствие сравнительно небольшой частоты вращения вала (обычно до 1500 об/мин) и небольших расстояний между опорами, расчет на жесткость и колебание обычно не проводят и, таким образом, основным расчетом является прочностной расчет вала. Исключение составляют лишь червяки в червячных редукторах, у которых расстояние между опорами по отношению к диаметру вала достигает существенных размеров и их необходимо дополнительно рассчитывать на жесткость.
В настоящее время наибольшее распространение получил расчет на прочность по допускаемым напряжениям или по запасу прочности. В последнее время получает распространение вероятностный метод расчета валов.
Чтобы произвести расчет вала из условия его прочности и жесткости, необходимо иметь следующие исходные данные:
- материал вала и его термическую обработку;
- некоторые дополнительные данные, как-то: технологию изготовления, форму и размер элементов вала и др., необходимые на заключительном этапе расчета вала.
Нагрузками на валы являются рассчитанные ранее силы от зубчатых и червячных передач, натяжение ремня или цепи соответствующих передач, силы от муфт и крутящие моменты. Собственной массой вала и деталей, насажанных на вал, обычно пренебрегают.
Нагрузки прикладываются в середине ширины детали. Место приложения нагрузки выбирается в соответствии с кинематической схемой редуктора и всего привода. Направление сил должно выбираться таким образом, чтобы получить наихудшие условия загружения вала из всех возможных вариантов. Особое внимание необходимо уделять правильному взаимному расположению сил при установке на валу двух и более передающих крутящий момент деталей. Для этого вал с насажанными на него деталями и действующими на них силами целесообразно представлять в аксонометрии. Направление сил устанавливается также в соответствии со схемой привода путем «проворота» схемы. Это значит, что необходимо со стороны двигателя провернуть валы всей кинематической цепи и рассмотреть при этом, где приложены силы, куда они направлены и все это перенести на схему рассчитываемого вала. Направление вращения должно быть выбрано таким, чтобы приводной вал исполнительной машины вращался в направлении, указанном в техническом задании. Если в задании не указано направление вращения, надо выбрать направление, создающее максимальное загружение вала.
В зубчатых прямозубых цилиндрических передачах (рис.1) действуют две усилия: окружное Ft и радиальное FR. В косозубой передаче (рис.2), добавляется осевое усилие FA. Направление осевого усилия, как показано на рисунке, определяется направлением окружного усилия и направлением наклона зуба. Следует помнить, что силы, действующие со стороны ведущих элементов на ведомые, являются активными, т.е. окружные силы на ведомые элементы совпадают по направлению с окружной скоростью. А силы, действующие со стороны ведомых элементов на ведущие, - реактивными, т.е. окружные силы на ведущие элементы и окружная скорость направлены противоположно.
На примере косозубой передачи покажем природу действия сил на вал.
В центре вала (рис.3) приложим две равные и противоположно направленные силы Ft2. Тогда, относительно центра вала будет действовать сила Ft2 и момент Mt2, равный паре сил Ft2 на плече d2/2, где d2 – начальный диаметр колеса. Сила Ft2 будет изгибать вал в горизонтальной плоскости, создавая напряжения изгиба. Момент Mt2 будет вызывать напряжение кручения.
На оси вала приложим две равные и противоположно направленные силы FA2. Тогда, вдоль оси вала будет действовать сила Ft2 и момент MA2, равный паре сил FA2 на плече d2/2, где d2 – начальный диаметр колеса. Кроме того, сила FR2 перемещается вдоль линии действия и прикладывается к валу. Таким образом, в вертикальной плоскости вал будут изгибать сила FR2 и момент MA2, создавая напряжения изгиба. Сила FA2, действующая вдоль оси вала будет создавать напряжения сжатия или растяжения в зависимости от того, какая опора будет воспринимать осевую силу. Эти напряжения будут малы по сравнению с напряжениями изгиба, поэтому они в расчетах не участвуют.
Редукторные валы испытывают два вида деформации — изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.
2.3.1 Определение сил в зубчатом зацеплении:
Значения сил определяем по формулам:
радиальные силы
(косозубая передача) [2, стр.100] (29 )
(прямозубая передача)
осевые силы
(косозубая передача) [2,стр.100] (30)
где Ft - окружная сила;
угол зацепления αω = 20°.
2.3.2 Определение консольных сил
Консольные нагрузки вызываются муфтами, соединяющими двигатель с редуктором и редуктор с рабочей машиной. Консольные силы от муфты определяются по формулам:
на быстроходном валу: , Н; [2, стр.101] (31)
на тихоходном валу:
где Т1 , Т2 - вращающие моменты на валах.
Проектный расчет валов
Проектирование валов производится в четыре этапа: первый этап – ориентировочный расчет, в результате чего в первом приближении определяется средний диаметр вала. Второй этап – конструирование вала, в результате чего получаем все диаметральные и длиновые размеры. Третий этап – проведение проверочных расчетов. Четвертый этап – корректировка размеров вала по результатам проверок.
Основными критериями работоспособности проектируемых валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию - совместное действие изгиба и кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие в сравнении с напряжениями от изгиба и кручения, то их обычно не учитывают.
2.3.3. Выбор материала валов
Для изготовления валов для редуктора чаще всего применяют прокатную или кованную углеродистую или легированную сталь марок 40, 45, 40Х. 40ХН, 30ХГТ и т.д. Если к валу не предъявляются повышенные требования по размерам, что нередко наблюдается в редукторостроении, то наиболее часто используются стали марок 45 и 40Х одинаковые для быстроходного и тихоходного вала.
Конфигурация и размеры валов получаются в результате их токарной обработки и последующего шлифования, особенно посадочных поверхностей. Валы для улучшения их механических характеристик чаще всего подвергаются термообработке – улучшению или поверхностной закалке т.в.ч. В зависимости от материала валов, их термообработки и размеров выбираются механические характеристики материала. Следует помнить, что для вал-шестерни материал уже выбран при расчете зацепления. Для наиболее часто используемых материалов механические характеристики приведены в справочных данных .
Механические характеристики сталей для изготовления валов (σв, σт, σ-1]), определяются по таблице 2.1.
2.3.4 Выбор допускаемых напряжений на кручение
Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т.е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени. Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения применяют заниженными: [τ] = 10...20 Н/мм2. При этом меньшие значения [τ] - для быстроходных валов, большие - для тихоходных
2.3.5 Определение геометрических параметров ступеней валов
Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей. Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину l .
Ориентировочный расчет
Вал - шестерня
а) 1-я по муфту
[2, стр.112] (32)
где Мк = Т1- крутящий момент равный вращающему моменту на валу, Нм
[τ] - допускаемых напряжений
Полученное значение d1 округляем до стандартного целого числа оканчивающегося на 0 или 5
l1= (1…1,5)d1,мм [2, стр.100] (33)
б) 2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник
d2=d1+2t ,мм [2, стр.100] (34)
l2= 1,5d2,мм
в) 3-я под шестерню
d3=d2+3,2r [2, стр.100] (35)
l3=определить графически по компоновке
г) 4-я под подшипник
d4= d2 ,мм [2, стр.100] (36)
l4= B- для шариковых подшипников
l4= T- для роликовых конических подшипников
Рисунок 1- Быстроходный вал – шестерня
Вал под колесо
а) 1-я ступень
[2, стр.100] (37)
где Мк = Т2- крутящий момент равный вращающему моменту на валу, Нм
[τ] - допускаемых напряжений
Полученное значение d1 округляем до стандартного целого числа оканчивающегося
на 0 или 5
l1= (1…1,5)d1,мм
б) 2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник
d2=d1+2t ,мм [2, стр.100] (38)
l2= 1,25d2,мм
в) 3-я под колесо
d3=d2+3,2r [2, стр.100] (39)
l3=определить графически по компоновке
г) 4-я под подшипник
d4 = d2 ,мм
l4= B- для шариковых подшипников
l4= T- для роликовых конических подшипников
Рисунок 2 - Тихоходный вал
Примечания:
1. Значения высоты буртика t, ориентировочные величины фаски ступицы f и размеры фаски подшипника r определить в зависимости от диаметра соответствующей ступени d:
|
d1 |
17…24 |
25…30 |
32…40 |
42…50 |
52…60 |
62…70 |
72…85 |
|
t |
2 |
2,2 |
2,5 |
2,8 |
3,0 |
3,3 |
3,5 |
|
r |
1,6 |
2 |
2,5 |
3,0 |
3,0 |
3,5 |
3,5 |
|
f |
1 |
1 |
1,2 |
1,6 |
2,0 |
2,0 |
2,5 |
2.Диаметр выходного конца быстроходного вала, соединенного с двигателем через муфту, определить по соотношению
d 1= (0,8...1,2) dдв.
3. Диаметры и длины ступеней валов округлить до ближайших стандартных чисел,определяя диаметр каждой последующей ступени по стандартному значению предыдущей.
Ряд нормальных линейных размеров вала, мм: 12,13, 14, 15, 16, 17, 18, 19, 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 53, 56, 60, 63, 67, 71, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 125, 130, 140, 150, 160, 170, 180, 190, 200.
Стандартные значения диаметров под подшипники принять равным диаметру внутреннего кольца подшипника.
4. При разработке чертежа общего вида привода размеры диаметров и длин ступеней уточняются.
2.3.6 Предварительный выбор подшипников качения
Предварительный выбор подшипников для каждого из валов редуктора производится в следующем порядке:
3.Выписать основные параметры подшипников: см. ГОСТ 8338-75 на подшипники
Геометрические размеры:
d-
D-
B-
Cr- динамическую грузоподъемность
Cro- статическую грузоподъемность
Радиальные шариковые однорядные при аω> 200мм,
при аω <200мм - радиальные шариковые однорядные;
а при их больших размерах - роликовые конические типа 7000
Рисунок 3- Подшипник №
Силовая схема нагружения валов имеет целью определить направление сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны муфты, реакций в подшипниках, а также направление вращающих моментов и угловых скоростей валов.
Схема выполняется на миллиметровой бумаге формата А4 карандашом и должна содержать: название схемы; силовую схему нагружения валов в изометрии; координатную систему осей X, У, Z, для ориентации схемы; основную надпись — форма 2а; таблицу силовых и кинематических параметров передачи.
Рекомендуется следующий порядок выполнения силовой схемы:
4.Определить направление сил в зацеплении редукторной пары в
соответствии с выбранным направлением винтовой линии и вращения валов: на
шестерне – Ft1 ,Fr1 , Fa1 и на колесе Ft2 ,Fr2 ,Fa2. Силы Ft1 и Ft2 направлены так,
чтобы моменты этих сил уравновешивали вращающие моменты Т1 и Т2,
приложенные к валам редуктора со стороны двигателя и рабочей машины: Ft1
направлена противоположно вращению шестерни, Ft2 - по направлению
вращения колеса.
5. Определить направление консольных сил на выходных концах валов.
Консольная сила от муфты FM перпендикулярна оси вала, но ее направление в
отношении окружной силы Ft может быть любым (зависит от случайных неточностей монтажа муфты). Поэтому рекомендуется принять худший случай нагружения - направить силу Fм противоположно силе Ft , что увеличит напряжения и деформацию вала.
6. Определить направление радиальных реакций в подшипниках.
Радиальные реакции в подшипниках быстроходного и тихоходного валов направить противоположно направлению окружных (Ft1 и Ft2 ) и радиальных (Fr1 и Fr2) сил в зацеплении редукторной передачи. Точка приложения реакции — середина подшипника. При этом считать, что реакции от действия консольных нагрузок геометрически сложены с реакциями от сил зацепления. Реакции обо значить буквой R с индексом, указывающим данный подшипник и соответствующее направление координатной оси (RAx и FBy и т. п.).
Эскизная компоновка редуктора
Сначала намечаются диаметральные размеры. В первом приближении, в качестве диаметра входного или выходного конца вала примем значение, полученное и округлим его до числа, оканчивающегося на 0 или 5. Последующие диаметры принимаем на 5 мм больше предыдущих. После диаметра под ступицу зубчатого колеса диаметры следует уменьшать на 5 мм, но таким образом, чтобы оба диаметра под подшипники оказались бы одинаковыми.
Далее устанавливают длиновые размеры. Для этого на миллиметровке эскизного проекта прочерчивают ступицу зубчатого колеса, длина которой берется (1,2…1,5) диаметра вала под ступицу. Предварительно выбирается тип подшипника и по выбранному диаметру намечается серия подшипника. Для тихоходных валов можно наметить одну из легких серий. Для быстроходных – среднюю или тяжелую. Расстояния между ступицей зубчатого колеса и подшипниками выявляются после выполнения компоновки в соответствии с рекомендациями методических указаний 8…10 мм
Длина входного и выходного участков под муфту определяется размером ступицы стандартной или спроектированной муфты.
Эскизная компоновка редуктора устанавливает положение колес редукторной пары и муфты относительно опор (подшипников); определяет расстояние IБ и 1Т между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления муфты на расстоянии lM от реакции смежного подшипника.
Работа выполняется в соответствии с требованиями ЕСКД на миллиметровой бумаге формата А1 (рисунок 2.4) карандашом в контурных линиях в масштабе 1:1 и должна содержать: упрощенное изображение редуктора в двух проекциях (в виде контурных очертаний), основную надпись — форма1.
Эскизную компоновку редуктора рекомендуется разработать в такой последо вательности:
1. Наметить расположение проекций чертежа в соответствии с кинематической
схемой привода и наибольшими размерами колес.
В конструкции колеса предусмотреть ступицу, наружный диаметр и длина которой
dcт = (1,55... 1,6) d;
lст = (1,1...1,5) d,
где d — внутренний диаметр ступицы, равный диаметру 3-й ступени вала d3.
4. Прочертить контур внутренней поверхности стенок корпуса редуктора с
зазором х = 8...10 мм для предотвращения задевания вращающихся
поверхностей колес. Такой же зазор предусмотреть между подшипниками и
контуром стенки. Расстояние у между дном корпуса и поверхностью колеса
принять у > 4х.
Действительный контур и размер корпуса разрабатывается на чертеже общего вида привода.
7.Определить расстояние lб и lт между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов.
Радиальную реакцию подшипника R считать приложенной в точке пересечения нормали к середине поверхности контакта наружного кольца и тела качения подшипника с осью вала; для радиальных подшипников точка приложения реакции лежит в средней плоскости подшипника, а расстояние между реакциями опор вала : l = L-В;
1 этап 2 этап
а)вычерчивание цилиндрической б) построение контура внутренней поверхности
передачи (п.п. 1,2,3); стенок корпуса (п. 4);
3 этап 4 этап
г)вычерчивание контуров подшипников (п. 6). в) вычерчивание ступеней валов (п. 5);
Рисунок 2.4 Последовательность разработки чертежа общего вида цилиндрического одноступенчатого редуктора:
Шарикоподшипники радиальные однорядные по ГОСТ 8338-75
Dpw=0,5(D+d)
Dw=0,32(D-d)
S=0,15(D-d)
Таблица 2.7
|
Условное обозначение подшипника |
Размеры, мм |
Грузоподъемность, Н |
Масса, кг |
|||
|
d |
D |
B |
Динамическая C |
Статическая C0 |
||
|
особолегкая серия 100 |
||||||
|
104 |
20 |
42 |
12 |
9360 |
4500 |
0,07 |
|
105 |
25 |
47 |
12 |
11200 |
5600 |
0,08 |
|
106 |
30 |
55 |
13 |
13300 |
6800 |
0,12 |
|
107 |
35 |
62 |
14 |
15900 |
8500 |
0,16 |
|
108 |
40 |
68 |
15 |
16800 |
9300 |
0,19 |
|
109 |
45 |
75 |
16 |
21200 |
12200 |
0,24 |
|
110 |
50 |
80 |
16 |
21600 |
13200 |
0,25 |
|
111 |
55 |
90 |
18 |
28100 |
17000 |
0,39 |
|
112 |
60 |
95 |
18 |
29600 |
18300 |
0,39 |
|
113 |
65 |
100 |
18 |
30700 |
19600 |
0,45 |
|
114 |
70 |
110 |
20 |
37700 |
24500 |
0,60 |
|
115 |
75 |
115 |
20 |
39700 |
26000 |
0,66 |
|
116 |
80 |
125 |
22 |
47700 |
31500 |
0,85 |
|
117 |
85 |
130 |
22 |
49400 |
33500 |
0,91 |
|
118 |
90 |
140 |
24 |
57200 |
39000 |
1,20 |
|
119 |
95 |
145 |
24 |
60500 |
41500 |
1,21 |
|
120 |
100 |
150 |
24 |
60500 |
41500 |
1,29 |
|
Легкая серия 200 |
||||||
|
204 |
20 |
47 |
14 |
12700 |
6200 |
0,10 |
|
205 |
25 |
52 |
15 |
14000 |
6950 |
0,12 |
|
206 |
30 |
62 |
16 |
19500 |
10000 |
0,20 |
|
207 |
35 |
72 |
17 |
25500 |
13700 |
0,29 |
|
208 |
40 |
80 |
18 |
32000 |
17800 |
0,36 |
|
209 |
45 |
85 |
19 |
36400 |
18600 |
0,41 |
|
210 |
50 |
90 |
20 |
35100 |
19800 |
0,47 |
|
211 |
55 |
100 |
21 |
43600 |
25000 |
0,60 |
|
212 |
60 |
110 |
22 |
52000 |
31000 |
0,80 |
|
213 |
65 |
120 |
23 |
56000 |
34000 |
0,98 |
|
214 |
70 |
125 |
24 |
61800 |
37500 |
1,08 |
|
215 |
75 |
130 |
25 |
66300 |
41000 |
1,18 |
|
216 |
80 |
140 |
26 |
70200 |
45000 |
1,40 |
Продолжение таблицы 2.7
|
Условное обозначение подшипника |
Размеры, мм |
Грузоподъемность, Н |
Масса, кг |
|||
|
d |
D |
B |
Динамическая C |
Статическая C0 |
||
|
217 |
85 |
150 |
28 |
83200 |
53000 |
1,80 |
|
218 |
90 |
160 |
30 |
95600 |
62000 |
2,20 |
|
219 |
95 |
170 |
32 |
108000 |
69500 |
2,70 |
|
220 |
100 |
180 |
34 |
124000 |
79000 |
3,20 |
|
Средняя серия 300 |
||||||
|
304 |
20 |
52 |
15 |
15900 |
7800 |
0,14 |
|
305 |
25 |
62 |
17 |
22500 |
11400 |
0,23 |
|
306 |
30 |
72 |
19 |
28100 |
14600 |
0,34 |
|
307 |
35 |
80 |
21 |
33200 |
18000 |
0,44 |
|
308 |
40 |
90 |
23 |
41000 |
22400 |
0,63 |
|
309 |
45 |
100 |
25 |
52700 |
30000 |
0,83 |
|
310 |
50 |
110 |
27 |
61800 |
36000 |
1,08 |
|
311 |
55 |
120 |
29 |
71500 |
41500 |
1,35 |
|
312 |
60 |
130 |
31 |
81900 |
48000 |
1,70 |
|
313 |
65 |
140 |
33 |
92300 |
56000 |
2,11 |
|
314 |
70 |
150 |
35 |
104000 |
63000 |
2,60 |
|
315 |
75 |
160 |
37 |
112000 |
72500 |
3,10 |
|
316 |
80 |
170 |
39 |
124000 |
80000 |
3,60 |
|
317 |
85 |
180 |
41 |
133000 |
90000 |
4,30 |
|
318 |
90 |
190 |
43 |
143000 |
99000 |
5,10 |
|
319 |
95 |
200 |
45 |
153000 |
110000 |
5,70 |
|
320 |
100 |
215 |
47 |
174000 |
132000 |
7,00 |
|
Тяжелая серия 400 |
||||||
|
405 |
25 |
80 |
21 |
36400 |
20400 |
0,50 |
|
406 |
30 |
90 |
23 |
47000 |
26700 |
0,72 |
|
407 |
35 |
100 |
25 |
55300 |
31000 |
0,93 |
|
408 |
40 |
110 |
27 |
63700 |
36500 |
1,20 |
|
409 |
45 |
120 |
29 |
76100 |
46500 |
1,52 |
|
410 |
50 |
130 |
31 |
87100 |
52000 |
1,91 |
|
411 |
55 |
140 |
33 |
100000 |
63000 |
2,30 |
|
412 |
60 |
150 |
35 |
108000 |
70000 |
2,80 |
|
413 |
65 |
160 |
37 |
119000 |
78100 |
3,40 |
|
414 |
70 |
180 |
42 |
143000 |
105000 |
5,30 |
|
416 |
76 |
200 |
48 |
163000 |
125000 |
7,00 |
|
417 |
80 |
210 |
52 |
174000 |
135000 |
8,00 |
Значения коэффициентов безопасности в зависимости от характера нагрузки
Таблица 2.8
|
Характер нагрузки на подшипник |
Kб |
Примеры использования |
|
Спокойная нагрузка без толчков |
1,0 |
Ролики ленточных конвейеров; маломощные кинематические редукторы и приводы |
|
Легкие толчки. Кратковременные перегрузки до 125 % номинальной расчетной нагрузки |
1,0...1,2 |
Прецизионные зубчатые передачи; металлорежущие станки (кроме строгальных и долбежных); блоки; электродвигатели малой и средней мощности; легкие вентиляторы и воздуходувки |
|
Умеренные толчки. Вибрационные нагрузки. Кратковременная перегрузка до 150 % номинальной расчетной нагрузки |
1,3...1,5 |
Буксы рельсового подвижного состава; зубчатые передачи 7 и 8 степени точности; редукторы всех конструк-ций |
|
То же в условиях повышенной надежности |
1,5...1,8 |
Центрифуги; мощные электрические машины; энергетическое оборудование |
|
Нагрузки со значительными толчками и вибрацией.Кратковременные перегрузки до 200 % номинальной расчетной нагрузки |
1,8...2,5 |
Зубчатые передачи 9 степени точности; дробилки и копры; кривошипно-шатунные механизмы; валки прокатных станов; мощные вентиляторы и эксгаустеры |
|
Нагрузки с сильными ударами и кратко- временные перегрузки до 300 % номинальной расчетной нагрузки |
2,5...3,0 |
Тяжелые ковочные машины; лесопильные рамы; рабочие рольганги у крупных станов, блюмингов и слябингов |
2.4 Расчет подшипников
Определение реакций в опорах подшипников.
1.Вычертить координатные оси для ориентации направлений векторов сил и эпюр моментов.
2.Вычертить расчетную схему вала в соответствии с выполненной схемой нагружения валов редуктора.
3. Выписать исходные данные для расчетов.
Ведомый вал.
Из предыдущих расчётов имеем: Н Н, Н, расстояние между опорами мм
Рисунок 5 –
Определяем опорные реакции, Н
а) в плоскости XY
Строим эпюры изгибающих моментов в характерных сечениях 1…3 , Н/мм
Эпюра Мuх
Мu1=0
Мu3=0
б) в плоскости YZ
Эпюра Мuу
Мu1=0
Мu4=0
Проверка:
в) строим эпюры крутящих моментов, Н/мм
Эпюра Мк
,
Суммарные реакции
Проверочный расчёт предварительно выбранных подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчётной динамической грузо подъёмности Сгр (Н) с базовой Сг (Н) или базовой долговечности L10h (ч) с требуемой Lh (ч), по условиям:
Сгр < Сг или L10h > Lh
Базовая динамическая грузоподъёмность подшипника Сг представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности, составляющей 106 оборотов внутреннего кольца. Значения Сг указаны в каталоге для каждого типоразмера подшипника.
На основании теоретических и экспериментальных исследований установлено, что расчетная динамическая грузоподъемность подшипника Сгр (Н):
[ ] ( )
где RЕ — эквивалентная динамическая нагрузка, H
р — показатель степени; р = 3 для шариковых и р = 3,33 для роликовых подшипников;
ω — угловая скорость кольца (вала), рад/с;
Lh —требуемая долговечность (ресурс) подшипника, ч.
Обычно долговечность подшипника определяется сроком службы машины между капитальными ремонтами. В машиностроении принимают Lh= 4000...30000 ч.
Данная формула справедлива при ω>1 рад/с. При = 0,1... 1 рад/с в нее подставляют ω = 1 рад/с.
Эквивалентная динамическая нагрузка RЕ учитывает характер и направление действующих на подшипник нагрузок, условия работы и зависит от типа подшипника: для радиальных подшипников
RE=(ХVRr +YRa) Кσ КT [ ] ( )
где Rг — радиальная нагрузка на подшипник (суммарная опорная реакция), Н;
Rа— осевая нагрузка подшипника, Н;
V — коэффициент вращения, учитывающий зависимость долговечности подшипника от того, какое из колец вращается; V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки и V=1,2 при вращении наружного кольца;
X, Y — коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (таблица 1);
Кб — коэффициент безопасности, учитывающий влияние характера нагрузки на долговечность подшипника;
Кт — коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника, при t < 100° С - Кт = 1.
Характер нагрузки Кσ
Спокойная нагрузка (без толчков) 1
Легкие толчки 1,1...1,2
Умеренные толчки 1,3... 1,8
Таблица 1. Коэффициенты X и Y для однорядных шарикоподшипников
Осевая нагрузка Rа не оказывает влияния на эквивалентную нагрузку RЕ, пока отношение не превысит значения е — коэффициента осевого нагружения.
Проверяем прочность подшипников тихоходного вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора.
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку RЕ . Расчет эквивалентной динамической нагрузки выполняется только для подшипника с большей радиальной нагрузкой Rг (суммарной реакцией R).
Определяем отношение:
где V - коэффициент вращения; V = 1 - при вращающемся внутреннем кольце подшипника;
Ra - осевая нагрузка подшипника, Н; Ra = Fа;
Rг - радиальная нагрузка наиболее нагруженного подшипника, Н;
Определяем отношение:
где Сог - статическая грузоподъёмность, Н и по таблице 1 интерполированием находим коэффициент е.
a) Сравниваем отношение с коэффициентом е и принимаем значения коэффициентов X и Y :
б) если <е, то для любого типа подшипника, кроме двухрядного,
принимают Х=1, Y = 0;
в) если >е для подшипников шариковых радиальных и радиально-
упорных, то значения коэффициентов X и Y принимают по таблице 1;
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку RЕ.
Определяем расчетную динамическую грузоподъёмность и сравниваем ее с базовой Сг:
Если условие прочности Сгр < Сг выполняется, подшипник пригоден.
Определяем долговечность подшипника, ч:
где Сг - базовая динамическая грузоподъёмность, Н.
Если условие L10h > Lh выполняется, следовательно, подшипник пригоден.
Если расчетное значение Сг расч больше значения базовой динамической грузоподъемности Сг для принятого подшипника, то переходят к более тяжелой серии или принимают другой тип подшипника (например, вместо шарикового — роликовый) и расчет повторяют. В отдельных случаях увеличивают диаметр цапфы вала с целью перехода на следующий типоразмер подшипника. В этом случае в конструкцию вала вносят изменения.
2.5 Расчёт шпонок
Для соединения вала с деталями, передающими вращение, часто применяют призматические шпонки из стали. Длину шпонки назначают из стандартного ряда так, чтобы она была несколько меньше дины ступицы ( примерно на 5-10 мм) Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятии.
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23360—78
Напряжения смятия и условие прочности
где Т2- вращающий момент на ведомом валу
d - диаметр вала по колесо, мм
h- высота шпонки, мм
t1 -глубина паза вала, мм
l – длина шпонки, мм
b- ширина шпонка, мм
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [см]=100120 МПа, при чугунной [см]=5070 МПа.
Если при проверке шпонки σсм окажется значительно ниже []см, то можно взять шпонку меньшего сечения – как для вала предыдущего диапазона диаметров, но обязательно поверить её на смятие.
Соединение шпонки на срез:
[2, стр.170] ( )
Значение такие же, и для призматических шпонок [τ]ср ≈ [σ]см
Приложение
Шпонка призматическая по ГОСТ 23360-78
|
Диаметр вала Dв |
Размеры сечения шпонки |
Длина шпонки
l |
Фаска |
Глубина паза |
||
|
b |
h |
Вала t |
Втулки t1 |
|||
|
Св.12 до 17 |
5 |
5 |
10-56 |
0,4 |
3 |
2,3 |
|
17…22 |
6 |
6 |
14-70 |
3,5 |
2,8 |
|
|
22…30 |
8 |
7 |
18-90 |
4 |
3,3 |
|
|
30…38 |
10 |
8 |
22-110 |
0,6 |
5 |
3,3 |
|
38…44 |
12 |
8 |
28-140 |
5 |
3,3 |
|
|
44…50 |
14 |
9 |
36-160 |
5,5 |
3,8 |
|
|
50…58 |
16 |
10 |
45-180 |
6 |
4,3 |
|
|
58…65 |
18 |
11 |
50-200 |
7 |
4,4 |
|
|
65..75 |
20 |
12 |
56-220 |
7,5 |
4,9 |
|
|
75..85 |
22 |
14 |
63-250 |
0,8 |
9 |
5,4 |
Пример условного обозначения шпонки исполнения1
по размерам h= 18мм, b=11мм, l =100мм
Шпонка 18х11х100 ГОСТ 8789-68
2.6 Расчет корпус
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения. организации системы смазки, а восприятия сил .возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи.
Конструирование корпусов
Корпусные детали. Корпус, стаканы и крышки относятся к группе корпусных деталей. Их назначение — обеспечить правильное рас положение деталей, передающих вращающий момент, и воспринимать все силы, действующие в редукторе.
Корпус должен быть достаточно жестким, чтобы предотвратить пе рекос осей валов под действием внутренних и внешних сил. Для повышения жесткости при одновременном снижении массы корпус выполняют с ребрами. Расположение ребер согласовывают с направле нием сил, деформирующих корпус. Ребра также увеличивают поверхность охлаждения корпуса, что имеет особое значение при проектировании червячных редукторов. По конструктивному оформлению корпуса бы вают разъемные и неразъемные. Разъем корпуса обычно выполняют в плоскости, параллельной его основанию (плоскость расположения осей зубчатой пары).
В современном редукторостроении наблюдаются следующие тенден ции формообразования корпусов: простые геометрические формы (рис. 8.24 и 8.25), ограниченные прямолинейными плоскостями, имеющими снаружи горловины для подшипников и ребра внутри; лапы под фунда ментные болты не выступают за габариты корпуса; для подъема редук тора проушины отлиты заодно с корпусом; отсутствие выступающих частей корпуса, облегчающее размещение редуктора при компоновке привода; пространство для заливки масла увеличено;
горизонтальная верхняя поверхность крышки служит технологической базой при обра ботке ответственной поверхности разъема и выверки редуктора при монтаже; нет нетехнологичных зенковок под гайки стяжных болтов.
На рис. 8.24 приведено конструктивное оформление литого корпуса редуктора. Он изготовлен в виде разъемной коробки, что облегчает сборку агрегата. Корпус состоит из нижней части — основания — и верх ней — крышки. Валы размещены в плоскости разъема. Эта плос кость, как правило, горизонтальная. В некоторых случаях применяют наклонный разъем, позволяющий уменьшить объем масляной ванны, обеспечить одинаковое погружение колес в масло и снизить потери мощности на трение в масле. Прокладки между корпусом и крышкой не допускаются, так как они могут нарушить посадки подшипников.
При расположении валов в вертикальной или нескольких плоскостях применяют более сложные конструкции корпусов с несколькими плоскостями разъема.
Таким образом, конструкции корпусов весьма разнообразны. Между тем в них есть общие конструктивные элементы: стенки 8; бобышки 4 для подшипников; фланцы 3 для крепления крышки и корпуса: ниши или фланцы 10 для крепления корпуса к плите или раме; ребра жесткости 9, платики 11, выравнивающие поверхность под гайки и головки винтов; смотровой люк 2, бобышки 7 и ниша 6 с резьбовыми отверстиями для установки пробки и маслоуказателя; отверстие е для слива масла; резьбовые отверстия а для отжимных болтов; отверстия d для конических (цилиндрических) штифтов, используемых для фиксации крышки и корпуса; отверстия b и f для установки винтов (шпилек), служащих для крепления крышки с корпусом и корпуса с рамкой (плитой), канавки с для кольцевых выступов крышек подшипников, проушины 1 или грузовые крюки 5 для транспортировки крышки и основания и т.д.
Литой корпус должен удовлетворять требованиям, предъявляемым к литью по форме переходов, конструктивным (служащим для упрочнения элементов корпуса) и технологическим (формовочным) уклонам Последние создаются для свободной выемки моделей из формы. Радиусы закруглений принимают разными: при толщине стенки до 25 мм примерно 1/3, а при толщине более 25 мм — 1/5 полусуммы толщин сопрягаемых стенок. Нормальный ряд радиусов для галтелей следующий 3; 5; 8; 10; 15; 20; 25; 30; 40 мм.
Конструктивные и технологические уклоны должны выполняться в направлении выемки модели из формы, т.е. на поверхностях, перпендикулярных к плоскости разъема модели. Минимально допустимые уклоны задаются углом или отношением катетов.
На конструкцию корпусных деталей оказывает влияние и технология механической обработки. Конструкция детали должна быть простои формы, удобной для обработки. Технология механической обработки корпусных деталей включает три основные технологические операции обработку плоскостей, обработку крупных точных отверстий и обработку мелких отверстий.
При обработке плоскостей деталей должен обеспечиваться свободный проход инструмента. Обрабатываемые поверхности должны располагаться в одной плоскости. Отдельные платики следует размещать так, чтобы общая ширина обрабатываемых плоскостей была наименьшей. Обрабатываемые плоскости должны быть расположены под углом 90 или 180º одна к другой.
Крупные точные отверстия могут иметь уступы и канавки только при единичном и мелкосерийном производствах. Однако и в этом случае отверстия с уступами, канавками, подрезанными торцами удлиняют время обработки, удорожают изготовление корпусной детали, поэтому их следует по возможности избегать. Растачиваемые отверстия следует выполнять одного диаметра (особенно отверстия, расположенные соосно). Ряд диаметров мелких отверстий желательно сокращать, особенно отверстий, расположенных на одной стороне детали.
Рисунок 8.25- Корпус цилиндрического одноступенчатого редуктора
Поверхность детали на входе и выходе сверла должна быть перпен дикулярной к оси сверла (во избежание его поломок).
Все отверстия (гладкие и резьбовые) желательно выполнять сквоз ными. Резьбовые отверстия должны иметь со стороны входа метчика фаску для лучшего центрирования последнего. Оси всех отверстий следует распола гать перпендикулярно базовой плоскости детали.
Длина отверстий должна быть минимальной. Длину гладкого отверстия следует принимать не более трех диаметров, а его резьбовой части — не более двух. Несквозные резьбовые отверстия, нарезаемые резцом, должны оканчиваться канавкой для выхода резца.
В показанных конструкциях корпуса дно корпуса выполнено наклонным (1—2°) в сторону сливного отверстия.
Приведенная конструкция корпуса соответствует современным требованиям технической эстетики. Однако она обладает известными недостатками: большая масса; увеличение трудоемкости формовки; сложность внутренней очистки и окраски. Для уменьшения этих недостатков в редукторах малых и средних размеров можно сократить число ребер и ограничиться ребрами у горловин тихоходного вала в корпусе, устанавливая их парами.
Определение размеров корпуса .
Толщина стенки основания корпуса
δ = 2≥ 6
Толщина стенки крышки корпуса
δ 1 = 0,9 δ ≥ 6
Толщина ребра в основании
δ 3 = δ 1
Толщина подъемного уха в основании
δ 2 = 2,5 δ
Диаметр стяжного болта (винта)
d1 = ≥10
Диаметр штифтов
d2 = (0,7 … 0,8) d1
Толщина фланца по разъему корпуса
h2 = δ
Диаметр фундаментного болта
d = ≥ 12
Толщина лапы фундаментного болта
h =1,5 d
Ширина пояса жесткости (фланца)
bфл ≥1,5 d
Высота центров редуктора
H0 = (1 … 1,12) аw
Наружный диаметр прилива
D1 = 1,25 D+10мм
Расстояние между торцом шестерни (вдоль оси) и выступающими элементами внутренней части корпуса
∆1 ≈ 0,8 δ корп
Расстояние между зубьями колеса в радиальном направлении и торцом фланца, днищем основания
∆2 ≈ 1,2 δ корп
* Уточненные значения ∆1 и ∆2 принимают при эскизной компоновке
D-диаметр наружного кольца подшипника
Ответственными элементами, влияющими на удобство и безопасность работ при монтаже и обслуживании редуктора, являются строповочные устройства. Не вполне надежны приливы к стенкам (рис. 8.29, а, б), поскольку возможное утонение стенки из-за смещения стержней при отливке, оставшееся незамеченным, может привести к отрыву прилива вместе с участком стенки. Надежнее проушины или крюки, соединенные с фланцем (рис. 8.29, в, г). Размеры крюков даны в табл. 8.28. Для подъема редуктора используют также удлиненные рым-болты (ГОСТ 4751-73*) одновременно служащие для скрепления фланцев корпуса (рис. 8.29, д). Расположение строповочных элементов выбирают таким, чтобы исключить возможность опрокидывания поднятого груза.
Смотровой люк
Фланец для крышки смотрового окна .размеры сторон фланца, количество винтов n5 и расстояние между ними L5 устанавливают конструктивно в зависимости от места расположения окна и размеров крышки; высота фланца h5 = 3…5мм
Смотровой люк служит для контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации.
Подшипниковые бобышки
Предназначены для размещения комплекта деталей подшипникового узла
Для захвата редуктора при подъеме делают под фланец основание прилива в виде крюков Для снятия крышки делаю крюки или петли.
Рисунок 8.29 – фланцевые соединения
Таблица 3- Строповочные крюки (см. рис. 8.29). Размеры в мм
|
Допускаемая нагрузка на крюк (кН) для отливки |
Н |
L |
L1 |
c |
r |
r1 |
h |
δ, не менее |
|
|
стальной |
Чугунной |
||||||||
|
5 |
4 |
80 |
25 |
20 |
40 |
12 |
8 |
17 |
13 |
|
10 |
6 |
100 |
30 |
25 |
50 |
15 |
10 |
20 |
15 |
|
20 |
10 |
120 |
40 |
30 |
60 |
18 |
12 |
21 |
20 |
|
30 |
15 |
140 |
50 |
40 |
70 |
20 |
15 |
26 |
25 |
|
50 |
25 |
160 |
60 |
50 |
80 |
22 |
15 |
32 |
30 |
|
100 |
45 |
190 |
80 |
60 |
90 |
25 |
20 |
35 |
40 |
|
150 |
65 |
220 |
100 |
80 |
110 |
30 |
25 |
45 |
50 |
|
200 |
90 |
250 |
100 |
100 |
130 |
35 |
31 |
50 |
60 |
3 Выбор сорта масла
Смазывание зубчатых и червячных зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.
Способ смазывания. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом
( окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от0,3 до12,5 м/с , для червячных передач с цилиндрическим червяком смазывание окунанием допустимо до скорости скольжения 10 м/с.
Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях σн и фактической окружной скорости колес υ . Сорт масла выбираем по таблице
Определение количества масла для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием оббьем масляной ванны определяют из расчета 0,4…0,8л масла на 1 кВт передаваемой мощности.
Таблица Рекомендуемые сорта смазочных масел для передачи
|
Передача |
Контактные напряжения |
Окружная скорость зубчатых передач υ м/с Скорость скольжения червячных υ1 м/с |
||||||
|
До 2 |
Св.2до5 |
св.5 |
||||||
|
Зубчатая |
До 600 Св.600 до 1000 Св.1000 |
И-Г-А-68 И-Г-С-100 И-Г-С-150 |
И-Г-А-46 И-Г-С-68 И-Г-С-100 |
И-Г-А-32 И-Г-С-46 И-Г-С-68 |
||||
|
Червячная |
До 200 Св.200 до 250 Св.250 |
И-Т-Д- 220 И-Т-Д- 460 И-Т-Д- 680 |
И-Т-Д- 100 И-Т-Д- 220 И-Т-Д- 460 |
И-Т-Д- 68 И-Т-Д- 100 И-Т-Д- 220 |
||||
|
Примечание. Обозначение индустриальных масел состоит из четырех знаков, каждый из которых обозначает: первый (И) - индустриальное, вто рой - принадлежность к группе по назначению (Г - для гидравличе ских систем, Т - тяжелонагруженные узлы), третий - принадлеж ность к группе по эксплуатационным свойствам (А - масло без при садок, С - масло с антиокислительными, антикоррозионными и про-тивоизносными присадками, Д - масло с антиокислительными, ан тикоррозионными, противоизносными и притивозадирными при садками), четвертый (число) - класс кинематической вязкости. |
||||||||
|
Класс вязкости |
32 |
46 |
68 |
100 |
150 |
220 |
460 |
680 |
|
Кинематическая вязкость при 400 С, мм2/с |
Определение уровня масла в цилиндрических редукторах
При окунании в масляную ванну колеса
m< hм <0,25d2
где m- модуль зацепления, при нижнем расположении шестерни
hm = (0,1…0,5)d1
d2- диаметр колеса
Желательно чтобы, уровень масла проходил через центр нижнего тела качения подшипника
Смазывание подшипников
Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. Смазывание их другим смазочным материалом применяют редко (если требуется защитить подшипники от продуктов износа дета лей передач).
При картерном смазывании передач подшипники смазывают брызгами масла. При окружной скорости колес v > 1 м/с брызгами масла покрыты все детали передач и внутренние поверхности сте нок корпуса. Стекающее с колес, валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипник.
Однако в ряде слу чаев для обеспечения надежного смазывания зацепления приходится значительно повышать уровень масла. Нередко в масло погружают бысроходную шестерню или червяк и подшипники быстроходного вала. В этом случае во избежание попадания в подшипник продуктов из носа передач, а также излишнего полива маслом, подшипники за щищают маслозащитными шайбами (кольцами), рис. 8.1.
Особен но это необходимо, если на быстроходном валу установлены косозубые или шевронные колеса, либо червяк, т.е. когда зубья колес или витки червяка гонят масло на подшипник и заливают его, вы зывая повышенный нагрев.
Для смазывания опор валов, далеко расположенных от уровня масляной ванны, применяют различные устройства.
Рисунок 3.2 Жезловый указатель и способ его установки на корпусе
Рисунок 3.3 Круглый маслоуказатель.
Слив масла. При работе передачи масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются.
Рисунок 3.4 Пробки с цилиндрической резьбой
Поэтому масло налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической или конической резьбой ( см. рисунок 3.4)
Отдушины. При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точк
Ft1
Ft2
FR2
FR1
FA2
Ft2
Ft2
FR2
Рис.1
Рис.2
Рис.3
Ft2
Ft2
Мt2
d2/2
Рис.4
FA2
FR2
FA2
FR2
MA2
d2/2
A
Fr2
r1
Рисунок 1- Схема установки подшипников типа 0 в редукторе с цилиндрической зубчатой передачей