МЕТОДИЧНІ ВКАЗІВКИ до курсового проектування з дисципліни „ТЕХНІЧНА МЕХАНІКА”

Про матеріал
Дані методичні вказівки призначені для надання допомоги судентам при виконанні курсового проекту з дисципліни "Технічна механіка". Методичні вказівки містять матеріали, необхідні для виконання розрахункової і графічної частин курсового проекту, а також зміст завдань і порядок їх виконання. Під час виконання курсового проекту необхідно дотримуватися таких вказівок:  чітко формулювати вихідні дані і назви розділів розрахунково-пояснювальної записки;  усі розрахунки супроводжувати коротким пояснювальним текстом, де зазначається назва визначених величин, їх розмірність, посилаючись на джерело інформації;  усі обчислення виконувати в системі СІ;  усі креслення, специфікації, текст розрахунково-пяснювальної записки і список літератури повинні виконуватися з дотримуванням вимог до графічної і текстової конструкторської документації .
Перегляд файлу

Проектування одноступінчастого циліндричного редуктора прямозубими колесами.

 

  1. Вибирання електродвигуна і кінематичний розрахунок.

 

  1.   Креслять кінематичну схему проектованого редуктора.
  2.   Визначення коефіцієнта корисної дії редуктора:

 

η = η21· η2,

 

де, η1- к.к.д для пари підшипників,

      η2- к.к.д для пари коліс.

  1.   Визначення потрібної потужності електродвигуна при з’єднанні муфтою швидкохідного вала редуктора з валом електродвигуна:

 

 

Р1 = Р2/ η,

 

де, Р2 – потужність на тихохідному валу, кВт,

      η – загальний к.к.д.

  1.   Вибирання електродвигуна за таблицею 1.

 

 

Технічні дані асинхронних трифазних коротко замкнутих закритих обдув них двигунів з нормальним пусковим моментом.

 

 

Таблиця 1.

Тип двигуна

Номінальна потужність Р, кВт

Асинхронна частота обертання nе, хв..- 1

Тип двигуна

Номінальна потужність Р, кВт

Асинхронна частота обертання nе, хв..- 1

Закриті обдув ні двигуни з нормальним пусковим моментом ( ГОСТ 19523-81 )

Синхронна частота обертання nС = 3000 хв..- 1

Синхронна частота обертання nС = 1000 хв..- 1

4АА63В2У3

0,55

2840

4А71В6У3

0,55

900

4А71АУ3

0,75

2840

4А80А6У3

0,75

915

4А71В2У3

1,10

2810

4А80В6У3

1,10

920

4А80А2У3

1,50

2850

4А90L6У3

1,50

935

4А80В2У3

2,20

2850

4А100L6У3

2,20

950

4А90L2У3

3,00

2840

4А112МА6У3

3,00

955

4А100S2У3

4,00

2880

4А112МВ6У3

4,00

950

4А100 S2У3

5,50

2880

4А132S6У3

5,50

965

4А112M2У3

 

7,50

2900

4А132М6У3

7,50

970

4А132М2У3

11,00

2900

4А160S6У3

11,00

975

4А160 S2У3

15,00

2940

4А160М6У3

15,00

975

4А160М2У3

18,50

2940

4А180М6У3

18,50

975

Синхронна частота обертання nС = 1500 хв..- 1

Синхронна частота обертання nС = 750 хв..- 1

4А71А4У3

0,55

1390

4А80В8У3

0,55

700

4А71В4У3

0,75

1390

4А90LА8У3

0,75

700

4А80А4У3

1,10

1420

4А90LВ8У3

1,10

700

4А80В4У3

1,50

1415

4А100L8У3

1,50

700

Тип двигуна

Номінальна потужність Р, кВт

Асинхронна частота обертання nе, хв..- 1

Тип двигуна

Номінальна потужність Р, кВт

Асинхронна частота обертання nе, хв..- 1

4А90L4У3

2,20

1425

4А112МА8У3

2,20

700

4А100S4У3

3,00

1435

4А112МВ8У3

3,00

700

4А100S4У3

4,00

1430

4А132S8У3

4,00

720

4А112М4У3

5,50

1455

4А132М8У3

5,50

720

4А132S4У3

7,50

1455

4А160S8У3

7,50

730

4А132М4У3

11,00

1460

4А160М8У3

11,00

730

4А160S4У3

15,00

1465

4А180М8У3

15,00

730

4А160М4У3

18,50

1465

4А200М8У3

18,50

735

Закриті обдув ні двигуни з підвищеним пусковим моментом (ГОСТ 20818-75 )

Синхронна частота обертання nС = 1500 хв..- 1

Синхронна частота обертання nС = 750   хв..- 1

4AP160S4У3

15,00

1440

4AP160S8У3

7,50

720

4AP160M4У3

18,50

1440

4AP160M8У3

11,00

720

4AP180S4У3

22,00

1450

4AP180M8У3

15,00

730

Синхронна частота обертання nС = 1000 хв..- 1

4АР160S6У3

11,00

950

4АР160М6У3

15,00

960

4АР180М6У3

18,50

970

 

  1.   Визначення передаточного відношення редуктора:

 

ί=n 1 /n2 = u,

 

де, n 1- розрахункова частота обертання, хв. -1,

            n2- частота обертання тихохідного вала, хв. –1.

  1.   Обчислюємо обертальний момент на швидкохідному (ведучому)валу редуктора:

 

Т1 = 9,55· Р1 / n 1,      Нм.

 

     де,  Р1- потрібна потужність електродвигуна, кВт,

      n 1- розрахункова частота обертання, хв. –1.

 

  1. Вибирання марки матеріалу, призначення хіміко-термічної обробки зубів; визначення допустимих напружень.

 

  1.   За допомогою таблиць 2 і 3 вибираємо матеріал коліс і хіміко-термічну обробку зубів; допустимі напруження зубів.

 

Рекомендації для вибирання матеріалу зубчастих коліс і хіміко-термічної обробки зубів.

Таблиця 2

 

Сталь НВ< 350 - чавун

Тихохідні передачі великих габаритів і невисокої точності (8 і 9 степінь ). Менш чутливі до недостатнього мащення.

Сталь – сталь , поліпшення, НВ< 350

Мало серійне виробництво. Редуктори як спеціальні, так і загального призначення. Невеликі навантаження і швидкості, відсутність твердих вимог до габаритних розмірів.

Сталь – сталь, загартування об’ємне або поверхневе, НВ> 350

Колеса із середньою несучою здатністю і підвищеною швидкістю коробок передач і спеціальних редукторів загального машинобудування. Колеса коробок передач, що рідко переключаються , загального машинобудування. Переключання не на ходу.

Сталь – сталь , цементація, нітроцементація із загартуванням, НВ> 350

Відповідальні високо навантажені передачі з підвищеними вимогами до габаритних розмірів, що працюють на підвищених швидкостях, високої точності (5,6,7 ступінь). Потрібні додаткові обробні операції. Колеса, що часто переключаються, коробок передач.

Поліамід - сталь

Колеса які працюють з високими швидкостями і малими навантаженнями при недостатній жорсткості конструкції. Зменшують шум передачі. Спарене стальне колесо повинно бути досить твердим, з низькою шорсткістю поверхні. Значні габаритні розміри.

 

 

Допустимі напруження зубів при розрахунку  зубчастих передач на витривалість.

 

                                 Таблиця 3.

 

Матеріал

Термообробка

Твердість

σоНР, МПа

NНО · 107

σо, МПа

N · 106

поверхні

серцевини

Вид навантаження

нереверсивний

реверсивний

Сталь 45

Нормалізація

 

Поліпшення

 

Загартування СВЧ наскрізне з охопленням дна западини

Загартування СВЧ поверхневе з охопленням дна западини

НВ 180...200

НВ 240...280

НRC 40...50

 

 

 

НRC 40...52

 

НВ 180...200

НВ 240...280

НRC 40...50

 

 

 

НВ 240...280

420

 

600

 

800

 

 

 

 

800

 

 

 

1

 

1,5

 

6

 

 

 

 

6

155

 

195

 

210

 

 

 

 

230

110

 

130

 

160

 

 

 

 

180

4

 

4

 

4

 

 

 

 

4

 

 

Сталь 50Г

Загартування об’ємне

НRC 45...50

 

800

6

220

 

165

4

Сталь 40 Х

Нормалізація

 

Поліпшення

 

Загартування СВЧ об’ємне  з охопленням дна западини

Загартування СВЧ поверхневе з охопленням дна западини

НВ 210..230

НВ 240...280

НRC 48...52

 

 

НRC 48...52

 

НВ 210..230

НВ 240...280

НRC 48...52

 

 

НВ 250...280

550

 

650

 

900

 

 

 

900

 

1

 

2,5

 

8

 

 

 

8

 

200

 

230

 

230

 

 

 

270

130

 

150

 

170

 

 

 

200

 

4

 

4

 

4

 

 

 

4

Сталь 40ХН

Загартування СВЧ наскрізне з охопленням дна западини

Загартування СВЧ поверхневе з охопленням дна западини

НRC 48...55

 

 

НRC 52...56

 

НRC 48...55

 

 

НВ 260...300

1000

 

 

 

100

10

 

 

 

10

270

 

 

 

320

200

 

 

 

240

4

 

 

 

4

Сталь 20Х і 20ХФ

Цементація з загартуванням і наступним шліфуванням робочих поверхонь

НRC 52...56

 

НRC 26...35

 

1100

12

280

210

4

Сталь 12ХН3А

Цементація з загартуванням і наступним шліфуванням робочих поверхонь

НRC 56...62

 

НRC 30...40

 

1150

12

330

250

 

4

Сталь 18ХГТ

Цементація з загартуванням і наступним шліфуванням робочих поверхонь

НRC 52...56

 

НRC 30...40

 

1150

12

300

220

4

Сталь 20Х і 40Х

Нітроцементація з загартуванням і наступним шліфуванням робочих поверхонь

НRC 56...62

 

НRC 30...40

 

1100

12

300

220

4

Сталь 30ХГТ

Нітроцементація з загартуванням і наступним шліфуванням робочих поверхонь

НRC 56...62

 

НRC 35...45

 

1100

12

300

220

4

Сталь 40Х

Азотування (газове)

НRC 60...65

 

НRC 25...28

 

950

14

240

215

4

Сталь 40ХФА

Азотування (газове)

НRC 60...65

 

НRC 26...30

 

1050

14

290

260

4

Чавун СЧ 32-52

-----

НВ 187...255

550

1

115

80

1

Високоміцний чавун ВЧ 30-2

-----

НВ 19...265

600

1

120

85

1

Стальне литво 40ХЛ-40ГЛ

Загартування з високим відпусканням

НВ 190...255

600

1

135

90

4

Текстоліт ПТ і ПТК

-----

НВ 30...35

45...55

  --    

      40       

  40            

      

--

ДСП Б і В

-----

НВ 30...50

50...60

--

50

50

--

Поліамідкапролон

-----

НВ 14...15

42

--

30

30

--

 

  1.   Обчислюють кількість циклів зміни напружень:

 

NHE = NFE = 60 · tгод· n2,

 

де, tгод – ресурс передачі ,тобто сумарна кількість годин її роботи за розрахунковий строк служби,

     n2- частота обертання тихохідного вала, хв. –1.

Якщо добуте значення NHE > N, то беруть NHE = N і KHL = 1. При  NFE >  N приймають КFL = 1.

  1.   Обчислюємо допустиме контактне напруження, МПа:

 

  σНР =  σНРо · KHL

 

де , σНРо – допустиме контактне напруження, МПа, що відповідає базі випробувань Nі залежить від твердості матеріалу ( див. табл.. 3),

       KHL – коефіцієнт циклічної довговічності.

Обчислюємо допустиме напруження на витривалість зубів при згинанні, МПа:

 

 σ=  σо · KFL.

 

де ,  σо – допустиме напруження на витривалість зубів при згинанні, МПа, що відповідає базі випробувань напружень N,

        KFL – коефіцієнт циклічної довговічності.

 

  1. Визначення параметрів передачі.

 

  1. Визначаємо між осьову відстань:

 

аω = Ка ( u + 1 ) √ ( KНβ ·Т1 ) / (u · ψва ·  σНР2 ) , м,

 

де , Ка – коефіцієнт, який знаходять за допомогою таблиці 4.

 

Значення коефіцієнтів Ка і ZМ.

 

Таблиця 4

 

 Коефіцієнт

Вид зубчастих коліс

Матеріал зубчастих коліс

сталь-сталь

сталь-чавун

сталь-бронза

чавун-чавун

текстоліт-сталь

ДШП-сталь

поліамід-сталь

Ка, Па 1/3

Прямозубі

4950

4450

4300

4150

2000

2250

1550

 

Косо зубі і шевронні

4300

3900

3750

3600

1700

1950

1350

ZМ, Па 1/2

Прямозубі і не прямозубі

274·103

234·103

225·103

209·103

69,5·103

85·103

47,5·103

 

           ψва – коефіцієнт ширини колеса беруть у межах 0,2...0,8.

           u – передаточне число,

           Т1 – обертальний момент на швидкохідному валу,

           σНР – допустиме контактне напруження,

           KНβ – беруть за допомогою таблиці 5.

Коефіцієнт ширини колеса для швидкохідного ступеня циліндричного багатоступінчастого редуктора при симетричному розташуванні зубчастих коліс відносно опор ψва = 0.315…0.5, при симетричному ψва = 0.25…0.4 і консольному розташуванні коліс ψва = 0.2…0.25, для пересувних зубчастих коліс коробок передач ψва = 0,1…0,2.

 

ψвd = 0,5 ψва ( u +1) ;

 

де, u – передаточне відношення.

Коефіцієнти KНβ і K - коефіцієнти , які враховують нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця приймають за таблицею 5.

 

Значення коефіцієнтів KНβ і K розподілу навантаження по ширині вінця циліндричного колеса при розрахунку на контактну і згинальну витривалість.

 

Таблиця 5.

 

Відносна ширина вінця

Симетричне розташування шестерні відносно опор

Несиметричне розташування шестерні відносно опор

Консольне розташування одного із коліс

Дуже жорсткий вал L/dоп ≤ 3...6

 

Менш жорсткий вал L/dоп  > 6

 

ψвd = b /d1 = 0.5 ψва

KНβ

K

KНβ

K

KНβ

K

KНβ

K

При твердості робочих поверхонь зубів НВ

350

350

350

350

350

350

350

350

350

350

350

350

350

350

350

350

0,2

1,00

1,00

1,00

1,00

1,01

1,00

1,02

1,01

1,06

1,02

1,10

1,05

1,15

1,07

1,25

1,13

0,4

1,01

1,00

1,03

1,01

1,05

1,02

1,07

1,04

1,12

1,05

1,20

1,12

1,35

1,15

1,55

1,28

0,6

1,03

1,01

1,05

1,02

1,09

1,04

1,13

1,07

1,20

1,08

1,30

1,17

1,60

1,24

1,90

1,50

0,8

1,06

1,03

1,08

1,05

1,14

1,06

1,20

1,11

1,27

1,12

1,44

1,23

1,85

1,35

2,30

1,70

1,0

1,10

1,04

1,15

1,08

1,18

1,08

1,27

1,15

1,37

1,15

1,57

1,32

----

----

---

---

1,2

1,13

1,05

1,18

1,10

1,25

1,10

1,37

1,20

1,50

1,18

1,72

1,40

----

----

---

---

1,4

1,15

1,07

1,25

1,13

1,32

1,13

1,50

1,25

1,60

1,23

1,85

1,50

----

----

---

---

1,6

1,20

1,08

1,30

1,16

1,40

1,16

1,60

1,32

----

1,28

----

1,60

----

----

---

---

 

За ГОСТом 2185-66 приймають стандартизоване значення між осьової відстані аω (мм) : 40, 50, 63, (71), 80, (90), 100, (112), 125, (140), (160), (180), 200, (224), 250, (280), 315, (355), 400, (450), 500, (560), 630.

  1. Визначаємо нормальний модуль:

 

mn > , Ка  √ К ∙ Y′F ∙ K  ∙ T1 / ( z12 ∙ ψbd  ∙  σ′FP ) , м

 

      де, Кт – коефіцієнт, для прямозубих передач = 1,4,

      К – коефіцієнт спрацювання, для відкритих передач = 1,8…2,2; для закритих = 1,

      z1 – число зубів , для закритих передач = 20…35; для відкритих = 17…25; для передач з ручним приводом zmin = 12…15,

      Т1 – обертальний момент на швидкохідному валу, 

      K    - беруть за допомогою таблиці 5,

      ψbd – коефіцієнт ширини колеса,

            σFP  - допустиме напруження на витривалість зубів при згинанні,

            YF – коефіцієнт форми зуба,  знаходять за допомогою таблиці 6 в залежності від кількості зубів YF1 = z1 , YF2 = z2 .

 

 

Коефіцієнт форми зубів Y′F  для не коригованого зубчастого і черв’ячного зачеплень.

 

Таблиця 6

 

Вид передачі

Кількість зубів z, zv , zvt , zvn

15

20

25

30

40

50

60

80

100

150

 >300

Зубчаста

4,25

4,07

3,90

3,80

3,70

3,65

3,62

3,61

3,60

3,61

3,63

Черв’ячна

-----

1,98

1,87

1,76

1,55

1,45

1,40

1,34

1,30

1,27

1,24

 

За ГОСТом 9563 – 60 приймають стандартні значення за таблицею 7.

 

Нормальні модулі mn  евольвент них циліндричних зубчастих коліс і зовнішні колові модулі mte конічних прямозубих коліс

 

Таблиця 7

 

1 ряд

0,6

0,8

1,00

1,25

1,5

2,00

2,5

3,0

4,0

5,0

6

8

10

12

16

2 ряд

0,7

0,9

1,125

1,375

1,75

2,25

2,75

3,5

4,5

5,5

7

9

11

14

18

 

  1. Визначаємо кількість зубів колеса і шестерні за формулою:

 

z1 = 2aω · / ( mn (u + 1))

z2 = u · z1

 

де, aω – між осьова відстань,

      mn – нормальний модуль,

       u – передаточне число,

             z1 – кількість зубів шестерні.

  1. Уточнюємо передаточне число, частоту обертання, кутову швидкість тихохідного вала за формулами:

 

u = z2 / z1 ,

 

де, z1 і z2 – відповідно кількість зубів шестерні і колеса,

 

n2 = n1 / u , хв. -1

 

де, n1 – розрахункова частота обертання ,

     u – передаточне число.

 

ω2 = π· n2 / 30, рад/с

 

де, n2   - частота обертання тихохідного вала.

 

  1. Знаходимо ділильні діаметри, діаметри вершин зубів і западин шестерні і колеса за формулами:

 

d1 = mn · z1 ,мм

 

де, mn , z1 – відповідно нормальний модуль і кількість зубів шестерні,

 

da1 = d1+2 · mn ,мм

 

де,  d1, mn – відповідно ділильний діаметр шестерні і нормальний модуль,

 

df1 = d1 + 2.5 · mn ,мм

 

де,  d1, mn – відповідно ділильний діаметр шестерні і нормальний модуль.

 

 

d2 = mn · z2 ,мм

 

де, mn , z2 – відповідно нормальний модуль і кількість зубів колеса,

 

da2 = d2+2 · mn ,мм

 

де,  d2, mn – відповідно ділильний діаметр колеса і нормальний модуль,

 

df2 = d2 + 2.5 · mn ,мм

 

де,  d2, mn – відповідно ділильний діаметр колеса і нормальний модуль.

 

  1. Уточнюємо між осьову відстань за формулою:

 

aω, = 0,5 (d1 + d2), мм

 

де, d1, d2 – відповідно ділильний діаметр шестерні і колеса.

  1. Визначаємо ширину вінця зубчастих коліс  і шестерні за формулою:

 

b2 = ψва · aω,  , мм

 

      де, ψва , aω,  - відповідно коефіцієнт ширини колеса і між осьова відстань.

 

b1 = b2 + 2…5 , мм

 

де, b2 - ширину вінця зубчастих коліс.

 

  1. Обчислення колової швидкості і сил, які діють у зачепленні.

 

  1. Визначаємо колову швидкість і призначаємо ступінь точності передачі за формулою:

v = d1 /2 · ω1 , м/с

 

де, ω1, d1 – відповідно кутова швидкість швидкохідного вала і ділильний діаметр шестерні.

 

ω1 = ω2 · i , рад/с

 

де, ω2 – кутова швидкість тихохідного вала ,

      i – передаточне відношення.

За таблицею 8 призначаємо ступінь точності.

 

Ступінь точності за нормами плавності циліндричних, конічних і черв’ячних передач залежно від швидкості.

 

Таблиця 8.

 

Ступінь точності передачі

Колова швидкість v, vm; швидкість ковзання vs передачі, м/с

циліндричної

конічної

черв’ячної

прямозубої

непрямозубої

прямої

колової

6-й – високоточні передачі

≤15

≤30

≤12

≤25

≤15

7-й – точні

≤10

≤15

≤8

≤16

≤10

8-й – середньої точності

≤6

≤10

≤4

≤8

≤5

9-й – зниженої точності

≤2

≤4

≤1,5

≤3

≤2

 

  1. Обчислюємо сили, які діють у зачепленні за формулами:
    • колова сила:

 

Ft = P1/ v, Н

 

де, P1 – потужність електродвигуна,

      v – колова швидкість.

  • радіальна сила:

 

                                                                       Fr = Ft    tgα , Н

 

де, Ft  - колова сила,

α- кут профілю в нормальній площині, α = 20˚.

 

  1. Перевірний розрахунок на контактну і згинальну витривалість зубів.

 

  1. Визначаємо коефіцієнти, що входять до рівняння на контактну витривалість зубів:

 

σН = ZH · ZM · Zε√ KH · Ft( u+1) \( d1· b ·u) ≤ σНP,

 

де, ZH – коефіцієнт, який враховує форму спряжених поверхонь зубів = 1,76,

ZM – коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів спряжених зубчастих коліс, знаходять за допомогою таблиці 4.

 

Значення коефіцієнтів Ка і ZМ.

 

Таблиця 4.

 

 Коефіцієнт

Вид зубчастих коліс

Матеріал зубчастих коліс

сталь-сталь

сталь-чавун

сталь-бронза

чавун-чавун

текстоліт-сталь

ДШП-сталь

поліамід-сталь

Ка, Па 1/3

Прямозубі

4950

4450

4300

4150

2000

2250

1550

 

Косо зубі і шевронні

4300

3900

3750

3600

1700

1950

1350

ZМ, Па 1/2

Прямозубі і не прямозубі

274·103

234·103

225·103

209·103

69,5·103

85·103

47,5·103

 

 Zε – коефіцієнт, який враховує сумарну довжину контактних ліній, знаходять за формулою:

 

Zε = √( 4 - εα,)/ 3,

 

де, εα – коефіцієнт торцевого перекриття, знаходять за формулою:

 

εα ≈ [ 1,88- 3,2 ( 1/z1 + 1/z2)] cosβ,

 

де, z1 , z2 – відповідно кількість зубів шестерні і колеса,

       β – для прямозубих передач = 0,

       εβ – коефіцієнт осьового перекриття, знаходимо за формулою:

 

εβ = b2 · sin β / ( π · mn),

 

де, b2 , mn – відповідно ширина вінця зубчастого колеса і нормальний модуль,

      β – для прямозубих передач = 0.

Коефіцієнт навантаження:

 

КН = КНβ · КНv,

 

        де,   КНβ  - коефіцієнт розподілу навантаження, знаходять за таблицею 5.

 

Значення коефіцієнтів KНβ і K розподілу навантаження по ширині вінця циліндричного колеса при розрахунку на контактну і згинальну витривалість.

 

Таблиця 5.

 

Відносна ширина вінця

Симетричне розташування шестерні відносно опор

Несиметричне розташування шестерні відносно опор

Консольне розташування одного із коліс

Дуже жорсткий вал L/dоп ≤ 3...6

 

Менш жорсткий вал L/dоп  > 6

 

ψвd = b /d1 = 0.5 ψва

KНβ

K

KНβ

K

KНβ

K

KНβ

K

При твердості робочих поверхонь зубів НВ

350

350

350

350

350

350

350

350

350

350

350

350

350

350

350

350

0,2

1,00

1,00

1,00

1,00

1,01

1,00

1,02

1,01

1,06

1,02

1,10

1,05

1,15

1,07

1,25

1,13

0,4

1,01

1,00

1,03

1,01

1,05

1,02

1,07

1,04

1,12

1,05

1,20

1,12

1,35

1,15

1,55

1,28

0,6

1,03

1,01

1,05

1,02

1,09

1,04

1,13

1,07

1,20

1,08

1,30

1,17

1,60

1,24

1,90

1,50

0,8

1,06

1,03

1,08

1,05

1,14

1,06

1,20

1,11

1,27

1,12

1,44

1,23

1,85

1,35

2,30

1,70

1,0

1,10

1,04

1,15

1,08

1,18

1,08

1,27

1,15

1,37

1,15

1,57

1,32

----

----

---

---

1,2

1,13

1,05

1,18

1,10

1,25

1,10

1,37

1,20

1,50

1,18

1,72

1,40

----

----

---

---

1,4

1,15

1,07

1,25

1,13

1,32

1,13

1,50

1,25

1,60

1,23

1,85

1,50

----

----

---

---

1,6

1,20

1,08

1,30

1,16

1,40

1,16

1,60

1,32

----

1,28

----

1,60

----

----

---

---

 

                КНv,- коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження, що виникає у зачепленні, знаходять за допомогою таблиці 11 залежно від ступеня точності колової швидкості, твердості зубів колеса z2 передачі.

 

Значення коефіцієнтів КНv  і КFv.

 

Таблиця 11.

 

Ступінь точності

Твердість колеса z2

Значення КНv  при коловій швидкості v , м/с

1

2

3

 

4

5

6

7

8

6

≤ 350 НВ

≥ 45 HRC

1,03/1,01

1,02/1,00

1,06/1,02

1,04/1,00

1,12/1,03

1,07/1,02

1,17/1,04

1,10/1,02

1,23/1,06

1,15/1,03

1,28/1,07

1,18/1,04

7

≤ 350 НВ

≥ 45 HRC

1,04/1,01

1,03/1,00

1,07/1,02

1,05/1,01

1,14/1,03

1,09/1,02

1,21/1,06

1,14/1,03

1,29/1,07

1,19/1,03

1,36/1,08

1,24/1,04

8

≤ 350 НВ

≥ 45 HRC

1,04/1,01

1,03/1,01

1,08/1,02

1,06/1,01

1,16/1,04

1,10/1,02

1,24/1,06

1,16/1,03

1,32/1,07

1,22/1,04

1,40/1,08

1,26/1,05

9

≤ 350 НВ

≥ 45 HRC

1,05/1,01

1,04/1,01

1,10/1,03

1,07/1,01

1,20/1,05

1,13/1,02

1,30/1,07

1,21/1,03

1,40/1,07

1,26/1,04

1,50/1,12

1,32/1,05

 

Примітка: у чисельнику вказано значення КНv  для прямозубих коліс, у знаменнику – для косозубих.

Отже, перевіряємо контактну витривалість зубів:

 

σН = ZH · ZM · Zε√ KH · Ft( u+1) \( d1· b ·u) ≤ σНP.

 

  1. Визначаємо коефіцієнти, що входять до рівняння на витривалість зубів при згині:

 

σF = YF · Yβ ·  KF · Ft /(b· mn)  ≤ σFP,

 

де, KF  - коефіцієнт навантаження, знаходять за формулою:

 

KF =  K · KFv

 

     K  - коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця при розрахунку на контактну і згинальну витривалість, знаходять за таблицею 5.

 

Значення коефіцієнтів KНβ і K розподілу навантаження по ширині вінця циліндричного колеса при розрахунку на контактну і згинальну витривалість.

 

Таблиця 5.

 

Відносна ширина вінця

Симетричне розташування шестерні відносно опор

Несиметричне розташування шестерні відносно опор

Консольне розташування одного із коліс

Дуже жорсткий вал L/dоп ≤ 3...6

 

Менш жорсткий вал L/dоп  > 6

 

ψвd = b /d1 = 0.5 ψва

KНβ

K

KНβ

K

KНβ

K

KНβ

K

При твердості робочих поверхонь зубів НВ

350

350

350

350

350

350

350

350

350

350

350

350

350

350

350

350

0,2

1,00

1,00

1,00

1,00

1,01

1,00

1,02

1,01

1,06

1,02

1,10

1,05

1,15

1,07

1,25

1,13

0,4

1,01

1,00

1,03

1,01

1,05

1,02

1,07

1,04

1,12

1,05

1,20

1,12

1,35

1,15

1,55

1,28

0,6

1,03

1,01

1,05

1,02

1,09

1,04

1,13

1,07

1,20

1,08

1,30

1,17

1,60

1,24

1,90

1,50

0,8

1,06

1,03

1,08

1,05

1,14

1,06

1,20

1,11

1,27

1,12

1,44

1,23

1,85

1,35

2,30

1,70

1,0

1,10

1,04

1,15

1,08

1,18

1,08

1,27

1,15

1,37

1,15

1,57

1,32

----

----

---

---

Відносна ширина вінця

Симетричне розташування шестерні відносно опор

Несиметричне розташування шестерні відносно опор

Консольне розташування одного із коліс

Дуже жорсткий вал L/dоп ≤ 3...6

 

Менш жорсткий вал L/dоп  > 6

 

1,2

1,13

1,05

1,18

1,10

1,25

1,10

1,37

1,20

1,50

1,18

1,72

1,40

----

----

---

---

1,4

1,15

1,07

1,25

1,13

1,32

1,13

1,50

1,25

1,60

1,23

1,85

1,50

----

----

---

---

1,6

1,20

1,08

1,30

1,16

1,40

1,16

1,60

1,32

----

1,28

----

1,60

----

----

---

---

 

       KFv – коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження, що виникає в зачепленні, знаходять за формулою:

при твердості робочої поверхні зубів колеса z2 ≤ 350 НВ за формулою:

 

KFv = 2 · КНv –1,

 

де,  КНv – коефіцієнт динамічного навантаження,

при твердості робочої поверхні зубів колеса z2 >  45 НRC  за формулою:

KFv = КНv .

 

 

Обчислюємо еквівалентні числа зубів шестерні і колеса за формулою:

 

z'v = z1 cos3 β;

z"v = z2 cos3 β;

де, z1 , z2 – відповідно кількість зубів шестерні і колеса,

      β =0

За таблицею 6 визначаємо коефіцієнт форми зуба шестерні. Y'F при z'v і Y"F при z"v .

 

Коефіцієнт форми зубів Y′F  для не коригованого зубчастого і черв’ячного зачеплень.

 

Таблиця 6

 

Вид передачі

Кількість зубів z, zv , zvt , zvn

15

20

25

30

40

50

60

80

100

150

 >300

Зубчаста

4,25

4,07

3,90

3,80

3,70

3,65

3,62

3,61

3,60

3,61

3,63

Черв’ячна

-----

1,98

1,87

1,76

1,55

1,45

1,40

1,34

1,30

1,27

1,24

 

Порівняльна оцінка міцності зуба шестерні і колеса при згині за формулою:

 

σ'FP  / Y'F , МПа

σ"FP / Y"F , МПа.

 

де, σ'FP , σ"FP  -  відповідно допустиме напруження на витривалість зубів шестерні і             колеса при згині,

      Y'F   Y"F ,  - відповідно коефіцієнти форми зубів шестерні і колеса.

 Якщо міцність зуба колеса виявилась нижчою ніж зубів шестерні, то перевірку роблять на витривалість за напруженням згину для зубів колеса і навпаки.

Отже, перевіряємо витривалість зубів при згині:

 

σF = YF ·  KF · Ft /(b· mn)  ≤ σFP.

 

 

  1. Орієнтовний розрахунок валів. Конструктивні розміри зубчастої пари.

 

Конструктивні розміри зубчастої пари, діаметр внутрішнього кільця і ширина підшипника залежить від діаметра вала. Спочатку визначають діаметр вихідного кінця вала, а потім, враховуючи конструктивні особливості, призначають діаметри посадочних місць для зубчастих коліс і підшипників. Для уточненого розрахунку вала треба встановити відстань між точками прикладання сил на осі вала, визначити реакції підшипників, побудувати епюри згинальних і крутних моментів.

Діаметр вихідного кінця вала визначаємо із розрахунку на міцність при крученні за зниженими допустимими дотичними напруженнями: [τк ] = 15…30 МПа.

  1. Для ведучого ( швидкохідного ) вала редуктора з рівняння міцності:

 

τк  = Т/WР = 16 Т1 / ( π·d3) ≤ [τк ]'

 

дістанемо:

 

d ≥ 3√ 16 Т1/ π·[τк ]' , м

 

де, Т1 – обертальний момент на швидкохідному валу;

     [τк ]' – допустиме дотичне напруження для виготовлення швидкохідного вала.

Відповідно до ряду Rа40 приймаємо dв1 :

… 10; 10.5; 11; 11.5; 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; 210; 220; 240; 250; 260; 280; 300; 320; 340; 360; 380; 400; 420; 450; 480; 500; 530; 560; 600; …

Призначаємо посадочні розміри під ущільнення і підшипники.

Приймаючи діаметр вала під манжетне ущільнення d'1  залишаючи для висоти буртика приблизно 1…3 мм для опори торця втулки півмуфти. Приймаючи діаметр вала під підшипники  d"1 . Приймаючи діаметр вала під посадку маточини dІІІ1 – залишають висоту упорного буртика на 4…5 мм для посадки орієнтовно призначеного підшипника. Якщо діаметр западин шестерні перевищує діаметр вала під підшипники, то шестерню виготовляють з валом.

  1. Для веденого ( тихохідного ) вала редуктора спочатку визначають обертальний момент на тихохідному валу без врахування к.к.д. передачі за формулою:

 

Т2 = i·Т1 , Нм

 

де, i – передаточне відношення;

     Т1 – обертальний момент на швидкохідному валу.

Потім з рівняння міцності визначаємо діаметр:

 

d ≥ 3√ 16 Т2/ π·[τк ]" , м

 

      де, Т2 – обертальний момент на тихохідному валу;

            [τк ]" – допустиме дотичне напруження для виготовлення тихохідного вала.

Відповідно до ряду Rа40 приймаємо dв2 :

… 10; 10.5; 11; 11.5; 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; 210; 220; 240; 250; 260; 280; 300; 320; 340; 360; 380; 400; 420; 450; 480; 500; 530; 560; 600; …

Призначаємо посадочні розміри під ущільнення і підшипники.

Приймаючи діаметр вала під манжетне ущільнення d'2  залишаючи для висоти буртика приблизно 1…3 мм для опори торця втулки півмуфти. Приймаючи діаметр вала під підшипники  d"2 . Приймаючи діаметр вала під посадку маточини dІІІ2 – залишають висоту упорного буртика на 4…5 мм для посадки орієнтовно призначеного підшипника.

  1. Конструктивні розміри зубчастого колеса:
    1.   Діаметр маточини визначають за формулою:

 

dIV2 ≈ ( 1,5 …1,7 )∙ dІІІ2  , мм

 

де, dІІІ2 – діаметр вала під посадку маточини, мм.

  1.   Довжина маточини визначається за формулою:

 

lмат ≈ ( 0,7 …1,8 )∙ dІІІ2  , мм

 

де, dІІІ2 – діаметр вала під посадку маточини, мм.

  1.   Товщина обода визначається за формулою:

 

δО ≈ ( 2,5 …4 )∙mn  , мм

 

 де, mn – нормальний модуль, мм.

  1.   Товщина диска визначається за формулою:

 

 

l ≈ ( 0,2 …0,3 )∙ b2  , мм

 

де, b2 – ширина вінця зубчастого колеса.

  1.   Діаметр отворів у диску призначають, але неменше як 15…20 мм.

 

  1. Конструктивні розміри елементів корпуса і кришки редуктора.

 

  1. Товщина стінки корпуса визначається за формулою:

 

δ ≈ 0, 025 · аω + 1…5, мм

 

де, аω – міжосьова відстань.

  1. Товщина стінки кришки корпуса редуктора визначається за формулою:

 

δ1 ≈ 0, 02·аω + 1…5, мм

 

де, аω – міжосьова відстань.

  1. Товщина верхнього пояса корпуса редуктора  визначається за формулою:

 

s  ≈ 1,5 · δ, мм

 

де, δ – товщина стінки корпуса.

  1. Товщина верхнього пояса кришки редуктора  визначається за формулою:

 

s1≈1,5 · δ1, мм

 

де, δ1 – товщина стінки кришки корпуса.

  1. Товщина верхнього пояса корпуса редуктора  визначається за формулою:

 

t ≈ (2…2,5) · δ, мм

 

де, δ – товщина стінки корпуса.

  1. Товщина ребер жорсткості корпуса редуктора визначається за формулою:

 

с ≈ 0,85 · δ, мм

 

де, δ – товщина стінки корпуса.

  1. Діаметр фундаментних болтів визначається за формулою:

 

dФ ≈ (1,5…2,5) · δ, мм

 

де, δ – товщина стінки корпуса.

  1. Ширина нижнього пояса корпуса редуктора визначається за формулою:

 

К2 ≥ 2,1 ∙ dФ , мм

 

де, dФ – діаметр фундаментних болтів.

  1. Діаметр болтів, які з’єднують корпус з кришкою редуктора визначають за формулою:

 

dК ≈ ( 0,5…0,6 ) ∙ dФ , мм

 

де, dФ – діаметр фундаментних болтів.

  1. Ширина пояса з’єднання корпуса і кришки редуктора біля підшипників визначають за формулою:

 

К ≈ 3 · dК , мм

 

де, dК – ширина болтів, що з’єднує корпус із кришкою.

Ширину пояса К1 призначають на 2…8 мм меншою від К.

  1. Діаметр болтів, які з’єднують кришку і корпус редуктора біля підшипників визначають за формулою:

 

dК.П.  ≈ 0,75 ∙ dФ , мм

 

де, dФ – діаметр фундаментних болтів.

  1. Діаметр болтів для кріплення кришок підшипників до редуктора визначають за формулою:

 

dn ≈ ( 0,7…1,4 ) · δ, мм

 

де, δ – товщина стінки корпуса.

  1. Діаметр відтискних болтів беруть орієнтовно з діапазону 8…16 мм.
  2. Діаметр болтів для кріплення кришки оглядового отвору визначають за формулою:

 

dК.О. = 6…10, мм

 

  1. Діаметр різьби пробки визначають за формулою:

 

dП. Р. ≥ ( 1,6…2,2 ) · δ, мм

 

 де, δ – товщина стінки корпуса.

 

  1. Конструктивні розміри валів, підшипникових вузлів і компонування редуктора.

 

Щоб накреслити компоновку редуктора, перевірити міцність і жорсткість валів, треба орієнтовно знайти решту конструктивних розмірів його деталей і складальних одиниць.

  1. Зазор між внутрішньою бічною стінкою корпуса і торцем шестерні визначають із співвідношення:

 

y ≈ ( 0,5…1,5 ) ∙ δ, мм

 

де, δ – товщина стінки корпуса.

Якщо lмат > b1 , то розмір y беруть від торця маточини; якщо lмат = b1 , то розмір y беруть від торця шестерні той самий.

  1. Відстань між внутрішньою стінкою корпуса редуктора і колом вершин зубів колеса і шестерні визначають за формулою:

 

y1 ≈ ( 1,5…3 ) ∙ δ, мм

 

де, δ – товщина стінки корпуса.

Для забезпечення достатньої місткості масляної ванни картера редуктора відстань від кола da2 до внутрішньої стінки картера орієнтовно призначають із співвідношення:

 

y'1 ≈ ( 3…4 ) ∙ δ, мм

 

де, δ – товщина стінки корпуса.

  1. Довжини вихідних кінців швидкохідного l1і тихохідного валів l2 визначають із співвідношення:

 

l ≈ ( 1,5…2 ) ∙ dВ , мм

 

де, dВ  - діаметри ведучого і веденого валів.

Потім уточнюють виходячи із довжин маточин деталей складальних одиниць, які насаджують на ці кінці:

 

l1 ≈ ( 1,5…2 ) ∙ dВ1, мм

 

l2 ≈ ( 1,5…2 ) ∙ dВ2, мм

 

де, dВ1  - діаметр ведучого вала,

      dВ2  - діаметр веденого вала.

  1. Призначаємо тип підшипників кочення для швидкохідного і тихохідного валів і визначаємо конструктивні розміри підшипникових вузлів.

Швидкохідний вал – роликові (циліндричні) підшипники середньої вузької серії, тихохідний вал – роликові легкої вузької серії за таблицею П 12.

d = d1"  , мм,   D1  , мм,   В1  , мм.

d = d2"  , мм,   D2   ,  мм,   В2  , мм.

 

 

Роликопідшипники радіальні з короткими циліндричними роликами.

Таблиця 12.

 

Умовне позначення

Розмір, мм

Вантажопідйомність, кН

d

D

В

Динамічна С

Статична Со

Легка вузька серія

32204

20

35

11

11,6

7,20

----

25

52

15

13,1

8,41

32206

30

62

16

16,9

11,12

----

35

72

17

25,0

17,10

32208

40

80

18

32,9

23,40

32209

45

85

19

34,5

25,10

32210

50

90

20

37,8

28,45

32211

55

100

21

42,8

32,30

32212

60

110

22

53,8

42,10

nгран  = (16…6,3) • 10 3 хв -1

Середня вузька серія

----

25

62

17

22,2

14,5

32306

30

72

19

29,6

20,2

----

35

80

21

33,4

22,8

32308

40

90

23

40,2

28,0

32309

45

100

25

55,4

40,0

32310

50

110

27

63,8

46,6

32311

55

120

29

82,4

61,7

32312

60

130

31

98,1

75,7

nгран  = (10…5) • 10 3 хв -1

 

Розмір Х ≈ 2 dП  приймаємо :

Х' ≈ 2 d'П  , мм для швидкохідного вала;

Х" ≈ 2 d"П  , м для тихохідного вала,

де, d'П  і d"П  діаметри болтів для кріплення кришок підшипників до редуктора.

Орієнтовно приймають, що розміри l'1 і l'2 дорівнюють 1,5В:

 

l'1 ≈ 1,5 В1 ,

 

l'2 ≈1,5В2  ,

 

де,  В1 , В2  – дані беруть із таблиці 12.

Відстань від торця підшипника швидкохідного вала до торця шестерні:

 

l"1 ≈ 8…18 мм

 

та розмір:

 

lІІІ1 ≈ 8…18 мм.

 

Осьовий розмір глухої кришки підшипника тихохідного вала:

 

 

l"2 ≈ 8…25 мм.

 

  1. Визначаємо відстані а1 і а2 за довжиною осі вала від точки прикладання сил, що виникають у зубчастому зчепленні, до точок прикладання опорних реакцій, які орієнтовно приймають  на рівні внутрішніх торців підшипників осі вала:

 

  • тихохідний вал:

 

а2 ≈ у + 0,5lмат , мм

 

    де, у – зазор між внутрішньою бічною стінкою корпуса і торцем шестерні,

          lмат – довжина маточини.

 

  • швидкохідний вал:

 

а1 ≈ l″1 + 0,5b1 , мм

 

    де, l″1 – відстань від торця підшипника швидкохідного вала до торця шестерні,

          b1 – ширина вінця зубчастих коліс для шестерні.

  1. Визначаємо габаритні розміри редуктора.

 

Визначаємо ширину редуктора:

 

BP ≈  l2 + l′2 + В2+ y + lcm + y + T″max + l″2 + 0.5 В2+ l1 , мм

 

де, l2 – довжина вихідних кінців тихохідного вала,

      l′2 – довжина для упора торця втулки півмуфти,

     В2– розмір, який беруть з таблиці 12,

      y – зазор між внутрішньою бічною стінкою корпуса і торцем шестерні,

      lcm = b1 – ширина вінця зубчастих коліс для шестерні ,

      l″2 - осьовий розмір глухої кришки підшипника тихохідного вала,

      l1 – довжина вихідних кінців швидкохідного вала.

 

Визначаємо довжину редуктора: 

 

LP ≈ K1 + δ+ y1+ aω+ 0.5da2+ 0.5da1+ y1+ δ+ K1 = 2(K1 + δ+ y1) + 0.5(5da2+ da1)+ aω,, мм

 

де, K1 – ширина пояса, 

      δ – товщина стінки корпуса,

      y1 – відстань між внутрішньою стінкою корпуса редуктора і колом вершин зубів колеса і шестерні,

      da2 – діаметр вершин зубів колеса,

      da1 – діаметр вершин зубів шестерні,

      aω – міжосьова відстань.

 

Визначаємо висоту редуктора:

 

НР ≈ δ1+ y1 + da2 + y'1 + t, мм

 

де, δ1 – товщина стінки кришки корпуса редуктора,

      y1 – відстань між внутрішньою стінкою корпуса редуктора і колом вершин зубів колеса і шестерні,

      da2 – діаметр вершин зубів колеса,

      y'1 – відстань від вершин зубів колеса до внутрішньої стінки картера,

      t – товщина нижнього пояса корпуса редуктора.

  1. Креслять редуктор за добутими розмірами.

 

9. Перевірка міцності валів.

 

Швидкохідний вал.

 

  1. Границя витривалості при симетричному циклі напружень визначають за формулою:

 

σ-1 ≈ 0,43σВ , МПа

 

де,  σВ  - границя міцності, знаходять за допомогою таблиці 13.

 

 

Механічні характеристики деяких марок сталей і чавуну.

 

Таблиця 13.

 

Марка сталі

Товщина листа або діаметр заготовки, мм

Границя міцності, σВ , МПа

 

Границя текучості, σт , МПа

Твердість за Брінеллем, НВ

Термообробка

Орієнтовне призначення

Сталь вуглецева звичайної якості (ГОСТ 380 – 71)

 

Ст.. 2

 

До 250

 

412…333

 

216…186

 

133

 

---

Димогарні і жарові труби, заклепки, болти, валики, осі

 

 

Ст.. 3

 

 

До 250

 

 

61…373

 

 

235…216

 

 

132

 

 

---

Деталі металоконструкційні, болти, гайки, тяги, гаки, шатуни, клини, осі, валики

 

Ст.. 4

 

До 250

 

509…412

 

255…235

 

152

 

---

Деталі металоконструкційні, болти, тяги, гаки, клини, осі, валики

 

Ст.. 5

До 100

100…300

300…500

530

490

451

265

255

226

 

165…140

 

---

Відповідальні болти, тяги, клини, шатуни, осі, вали, пальці, зубчасті колеса

Сталь вуглецева якісна конструкційна (ГОСТ 1050 – 74)

 

 

Сталь 30

 

 

---

 

 

490

 

 

294

 

 

179

 

 

Нормалізація

Деталі, що виготовляються куванням і штампуванням: осі, вали, тяги, циліндри, маховики

 

Сталь 35

 

До 100

100…300

300…500

 

510

490

471

 

265

255

235

 

187…140

 

Тяги, осі, болти, гайки, шайби, балансири, діафрагми, зубчасті колеса

 

Сталь 40

До 100

100…300

300…500

550

530

510

274

365

255

 

207…152

 

Осі, штоки, колінчасті вали, диски, зубчасті колеса

 

 

Сталь 45

До 100

100…300

300…500

500…700

589

569

550

530

294

284

274

265

 

 

220…170

 

 

Теж саме

Плунжери, зубчасті колеса, рейки, муфти, втулки, осі, фрикційні диски, болти, гайки

 

Сталь 45

40…60

60…90

90…120

180…250

883…785

835…736

785…686

736…637

540

440

392

343

250…223

236…207

222…194

207…180

 

Поліпшення

Осі, вали, зубчасті колеса, штоки

 

  1. Допустиме напруження згину при симетричному циклі напружень обчислюємо за формулою:

 

[ σЗГ ] = [ σ-1  / ( [ n ]Кσ kP.ЗГ ) ], МПа

 

де, σ-1  - границя витривалості,

     [ n ] – потрібний коефіцієнт запасу міцності, [ n ] ≈ 1,3…3,

     Кσ  - ефективний коефіцієнт концентрації напружень, Кσ  ≈ 1,2…2,5,

     kP.ЗГ – коефіцієнт режиму навантаження при розрахунку на згин, kP.ЗГ ≈ 1…1,65.

  1. Креслять схему навантаження вала і  будують епюри згинальних і крутних моментів:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

  • визначають реакції опор:

а) у площині уОZ  від сили Fr :

 

YА =YB = 0,5 Fr , Н

 

де, Fr – радіальна сила;

б) у площині хОZ від сили  Ft

 

ХА = ХВ = 0,5 ∙ Ft , Н

 

 

де, Ft – колова сила;

в) для побудови епюр визначають розмір згинальних моментів у характерних точках:

у площині yOz:

 

МА = МВ = 0; МлівС = YА ∙ a1, Нм

 

де, YА – реакція опори у вертикальній площині;

      a1 – відстань швидкохідного вала.

 

МсправС = YВ ∙ a1, Нм

 

де, YВ – реакція опори у вертикальній площині;

      a1 – відстань швидкохідного вала.

Приймають максимальний згинальний момент, Мmax

у площині хOz:

 

МА = МВ = 0; МС = ХА ∙ a1, Нм

 

де, ХА – реакція опори у горизонтальній площині;

      a1 – відстань швидкохідного вала.

Приймають згинальний момент у характерній точці, МFt = Мс

г) крутний момент:

 

Т = Т1 , Нм

 

де, Т1 – обертальний момент на швидкохідному валу редуктора.

  • вибирають масштаб і будують епюри.
  1. Обчислюють найбільші напруження згину і кручення для небезпечного перерізу:

сумарний згинальний момент:

 

МЗГ = √ М2FrFa + M2Ft , Нм

 

 де, МFrFa – згинальний момент від сил  Fr , Fa ,

                         MFt – згинальний момент від сили Ft .

Отже, нормальна напруга при згині обчислюється:

 

σЗГ = МЗГ/WХ = 32 ∙ МЗГ/π∙ d3f1 , Па

 

де, МЗГ – згинальний момент у небезпечному перерізі;

      df1 – діаметр западин шестерні.

Дотична напруга при згині обчислюється:

 

τК = Т / WР = 16 ∙ Т1/π∙ d3f1 , Па

 

де, Т1 – крутний момент швидкохідного вала,

      df1 – діаметр западин шестерні.

  1. Визначають еквівалентне напруження за гіпотезою найбільших дотичних напружень і порівнюємо його значення з доступними:

 

σеІІІ = √ σ2ЗГ + τ2К , Па

 

де, σЗГ – нормальна напруга при згині,

      τК – дотична напруга при згині.

 

Тихохідний вал.

 

  1. Границя витривалості при симетричному циклі напружень визначають за               формулою:

 

σ-1 ≈ 0,43σВ , МПа

 

де,  σВ  - границя міцності, знаходять за допомогою таблиці 13.

 

Механічні характеристики деяких марок сталей і чавуну.

 

Таблиця 13.

 

Марка сталі

Товщина листа або діаметр заготовки, мм

Границя міцності, σВ , МПа

 

Границя текучості, σт , МПа

Твердість за Брінеллем, НВ

Термообробка

Орієнтовне призначення

Сталь вуглецева звичайної якості (ГОСТ 380 – 71)

 

Ст.. 2

 

До 250

 

412…333

 

216…186

 

133

 

---

Димогарні і жарові труби, заклепки, болти, валики, осі

 

 

Ст.. 3

 

 

До 250

 

 

61…373

 

 

235…216

 

 

132

 

 

---

Деталі металоконструкційні, болти, гайки, тяги, гаки, шатуни, клини, осі, валики

 

Ст.. 4

 

До 250

 

509…412

 

255…235

 

152

 

---

Деталі металоконструкційні, болти, тяги, гаки, клини, осі, валики

Марка сталі

Товщина листа або діаметр заготовки, мм

Границя міцності, σВ , МПа

 

Границя текучості, σт , МПа

Твердість за Брінеллем, НВ

Термообробка

Орієнтовне призначення

 

Ст.. 5

До 100

100…300

300…500

530

490

451

265

255

226

 

165…140

 

---

Відповідальні болти, тяги, клини, шатуни, осі, вали, пальці, зубчасті колеса

Сталь вуглецева якісна конструкційна (ГОСТ 1050 – 74)

 

 

Сталь 30

 

 

---

 

 

490

 

 

294

 

 

179

 

 

Нормалізація

Деталі, що виготовляються куванням і штампуванням: осі, вали, тяги, циліндри, маховики

 

Сталь 35

 

До 100

100…300

300…500

 

510

490

471

 

265

255

235

 

187…140

 

Тяги, осі, болти, гайки, шайби, балансири, діафрагми, зубчасті колеса

 

Сталь 40

До 100

100…300

300…500

550

530

510

274

365

255

 

207…152

 

Осі, штоки, колінчасті вали, диски, зубчасті колеса

 

 

Сталь 45

До 100

100…300

300…500

500…700

589

569

550

530

294

284

274

265

 

 

220…170

 

 

Теж саме

Плунжери, зубчасті колеса, рейки, муфти, втулки, осі, фрикційні диски, болти, гайки

 

Сталь 45

40…60

60…90

90…120

180…250

883…785

835…736

785…686

736…637

540

440

392

343

250…223

236…207

222…194

207…180

 

Поліпшення

Осі, вали, зубчасті колеса, штоки

 

  1. Допустиме напруження згину при симетричному циклі напружень обчислюємо за формулою:

 

[ σЗГ ] = [ σ-1  / ( [ n ]Кσ kP.ЗГ ) ], МПа

 

де, σ-1  - границя витривалості,

     [ n ] – потрібний коефіцієнт запасу міцності, [ n ] ≈ 1,3…3,

     Кσ  - ефективний коефіцієнт концентрації напружень, Кσ  ≈ 1,2…2,5,

     kP.ЗГ – коефіцієнт режиму навантаження при розрахунку на згин, kP.ЗГ ≈ 1…1,65.

  1. Креслять схему навантаження вала і  будують епюри згинальних і крутних моментів:

 

 

  • визначають реакції опор:

а) у площині уОZ  від сили Fr :

 

YА =YB = 0,5 Fr , Н

 

де, Fr – радіальна сила;

б) у площині хОZ від сили  Ft

 

ХА = ХВ = 0,5 ∙ Ft , Н

 

де, Ft – колова сила;

 

  • для побудови епюр визначають розмір згинальних моментів у характерних точках:

у площині yOz:

 

МА = МВ = 0; МлівС = YА ∙ a2, Нм

 

де, YА – реакція опори у вертикальній площині;

      a2 – відстань тихохідного вала.

 

МсправС = YВ ∙ a2, Нм

 

де, YВ – реакція опори у вертикальній площині;

      a2 – відстань тихохідного вала.

Приймають максимальний згинальний момент.

у площині хOz:

 

МА = МВ = 0; МС = ХА ∙ a2, Нм

 

де, ХА – реакція опори у горизонтальній площині;

      a2 – відстань тихохідного вала.

Приймають згинальний момент у характерній точці.

  • крутний момент:

 

Т = Т2 , Нм

 

де, Т2 – обертальний момент на тихохідному валу редуктора.

  • вибирають масштаб і будують епюри.
  1. Обчислюють найбільші напруження згину і кручення для небезпечного перерізу:

сумарний згинальний момент:

 

МЗГ = √ М2FrFa + M2Ft , Нм

 

 де, МFrFa – згинальний момент від сил  Fr , Fa ,

                         MFt – згинальний момент від сили Ft .

Отже, обчислюють найбільші напруження згину і кручення в небезпечному перерізі. Для розрахунку значення діаметра вала в небезпечному перерізі потрібно брати меншим на 8…10% - діаметр вала під посадку маточини зубчастого колеса.

Отже,  нормальна напруга при згині обчислюється:

 

σЗГ = МЗГ/WХ = 32 ∙ МЗГ/π∙ d3 , Па

 

де, МЗГ – згинальний момент у небезпечному перерізі;

      d – розрахунковий діаметр вала в перерізі.

Дотична напруга при згині обчислюється:

 

τК = Т / WР = 16 ∙ Т1/π∙ d3 , Па

 

де, Т1 – крутний момент швидкохідного вала,

      d – розрахунковий діаметр вала в перерізі.

  1. Визначають еквівалентне напруження за гіпотезою найбільших дотичних напружень і порівнюємо його значення з доступними:

 

σеІІІ = √ σ2ЗГ + τ2К , Па

 

де, σЗГ – нормальна напруга при згині,

      τК – дотична напруга при згині.

 

10 .  Підбирання шпонок і перевірний розрахунок шпонкових з’єднань.

 

Шпонки підбирають за таблицями стандарту залежно від діаметра вала і перевіряють розрахунком з’єднання на зминання.

 

Швидкохідний вал.

 

Для консольної частини вала при dВ1 – діаметр вихідного кінця швидкохідного вала за таблицею 14 добирають призматичну шпонку b x h мм. Довжину шпонки беруть з ряду стандартних довжин так, щоб вона була меншою від довжини посадочного місця вала l1 на 3…10 мм і була в межах граничних розмірів довжин шпонок ( див.  останні два стовпчики табл.. 14).

 

Шпонки призматичні ГОСТ 13360 – 78. Розміри – в мм.

 

Таблиця 14.

 

Діаметр вала d

Розміри перерізів шпонок

Глибина паза

Радіус закруглення пазів r

Граничні розміри довжин l шпонок

вала

втулки

b

h

t1

t2

min

max

min

max

12…17

5

5

3,0

2,3

 

 

10

56

17…22

6

6

3,5

2,8

0,16

0,25

14

70

22…30

8

7

4,0

 

 

 

18

90

30…38

10

8

 

3,3

 

 

22

110

 

 

 

5,0

 

 

 

 

 

38…44

12

8

 

 

 

 

28

140

44…50

14

9

5,5

3,8

0,25

0,40

36

160

50…58

16

10

6,0

4,3

 

 

45

180

58…65

18

11

7,0

4,4

 

 

50

200

65…75

20

12

7,5

4,9

 

 

56

220

 

 

 

9,0

 

0,40

0,60

 

 

75…85

22

14

 

 

 

 

63

250

85…95

25

14

 

 

 

 

70

280

95…110

28

16

10,20

6,4

 

 

80

320

110…130

32

18

11,0

7,4

 

 

90

360

 

Розрахункова довжина шпонки:

 

lР = l – b, мм

 

де, l – довжина шпонки , яка береться із таблиці 14,

      b – переріз шпонки, який беруть із таблиці 14.

Обчислюють розрахункове напруження зминання за формулою:

 

σЗМ ≈ 4,4 ∙ Т1 / d ∙ lР ∙h, Па

 

де, Т1 – крутний момент швидкохідного вала,

      d – діаметр вихідного кінця швидкохідного вала,

      lР – розрахункова довжина шпонки,

      h – переріз шпонки, який беруть із таблиці 14.

 

Тихохідний вал.

 

1. Для вихідного кінця вала при dВ2 – діаметр тихохідного вала за таблицею 14 добирають призматичну шпонку b x h мм. Довжину шпонки беруть з ряду стандартних довжин так, щоб вона була меншою від довжини посадочного місця вала l2 на 3…10 мм і була в межах граничних розмірів довжин шпонок ( див.  останні два стовпчики табл.. 14).

 

Шпонки призматичні ГОСТ 13360 – 78. Розміри – в мм.

 

Таблиця 14.

 

Діаметр вала d

Розміри перерізів шпонок

Глибина паза

Радіус закруглення пазів r

Граничні розміри довжин l шпонок

вала

втулки

b

h

t1

t2

min

max

min

max

12…17

5

5

3,0

2,3

 

 

10

56

17…22

6

6

3,5

2,8

0,16

0,25

14

70

22…30

8

7

4,0

 

 

 

18

90

30…38

10

8

 

3,3

 

 

22

110

 

 

 

5,0

 

 

 

 

 

38…44

12

8

 

 

 

 

28

140

44…50

14

9

5,5

3,8

0,25

0,40

36

160

50…58

16

10

6,0

4,3

 

 

45

180

58…65

18

11

7,0

4,4

 

 

50

200

65…75

20

12

7,5

4,9

 

 

56

220

 

 

 

9,0

 

0,40

0,60

 

 

75…85

22

14

 

 

 

 

63

250

85…95

25

14

 

 

 

 

70

280

95…110

28

16

10,20

6,4

 

 

80

320

110…130

32

18

11,0

7,4

 

 

90

360

 

Розрахункова довжина шпонки:

 

lР = l – b, мм

 

де, l – довжина шпонки , яка береться із таблиці 14,

      b – переріз шпонки, який беруть із таблиці 14.

Обчислюють розрахункове напруження зминання за формулою:

 

σЗМ ≈ 4,4 ∙ Т2 / d ∙ lР ∙h, Па

 

де, Т2 – крутний момент тихохідного вала,

      d – діаметр тихохідного вала,

      lР – розрахункова довжина шпонки,

      h – переріз шпонки, який беруть із таблиці 14.

2.  Для вала під маточину зубчастого колеса при dІІІ2 – діаметр вала під посадку маточини зубчастого колеса за таблицею 14 добирають призматичну шпонку b x h мм. Довжину шпонки беруть з ряду стандартних довжин так, щоб вона була меншою від довжини маточини lмат на 3…10 мм і була в межах граничних розмірів довжин шпонок ( див.  останні два стовпчики табл.. 14).

 

Шпонки призматичні ГОСТ 13360 – 78. Розміри – в мм.

 

Таблиця 14.

 

Діаметр вала d

Розміри перерізів шпонок

Глибина паза

Радіус закруглення пазів r

Граничні розміри довжин l шпонок

вала

втулки

b

h

t1

t2

min

max

min

max

12…17

5

5

3,0

2,3

 

 

10

56

17…22

6

6

3,5

2,8

0,16

0,25

14

70

22…30

8

7

4,0

 

 

 

18

90

30…38

10

8

 

3,3

 

 

22

110

 

 

 

5,0

 

 

 

 

 

38…44

12

8

 

 

 

 

28

140

44…50

14

9

5,5

3,8

0,25

0,40

36

160

50…58

16

10

6,0

4,3

 

 

45

180

58…65

18

11

7,0

4,4

 

 

50

200

65…75

20

12

7,5

4,9

 

 

56

220

 

 

 

9,0

 

0,40

0,60

 

 

75…85

22

14

 

 

 

 

63

250

85…95

25

14

 

 

 

 

70

280

95…110

28

16

10,20

6,4

 

 

80

320

110…130

32

18

11,0

7,4

 

 

90

360

 

Розрахункова довжина шпонки:

 

lР = l – b, мм

 

де, l – довжина шпонки , яка береться із таблиці 14,

      b – переріз шпонки, який беруть із таблиці 14.

Обчислюють розрахункове напруження зминання за формулою:

 

σЗМ ≈ 4,4 ∙ Т2 / d ∙ lР ∙h, Па

де, Т2 – крутний момент тихохідного вала,

     d – діаметр вала під посадку маточини зубчастого колеса,

     lР – розрахункова довжина шпонки,

     h – переріз шпонки, який беруть із таблиці 14.

 

  1. Добирання підшипників.

 

Підшипники кочення добирають за таблицями стандарту залежно від розміру та напряму діючих на підшипник навантажень, діаметра цапфи, на яку насаджують підшипник, характеру навантаження, кутової швидкості обертового кільця підшипника, бажаного строку служби підшипника і його найменшої вартості.

 

Швидкохідний вал.

 

  1. Визначаємо навантаження, що діють на підшипники:
    • осьова сила: Fа  = 0 , Н.
    • радіальна сила:

 

Fr = FA = FB = √ X2А + Y2А, Н

 

   де, XA – реакція опор у горизонтальній площині швидкохідного вала,

        YA  – реакція опор  у вертикальній площині швидкохідного вала.

  1. Оскільки осьового навантаження немає то слід застосувати роликові ( циліндричні) підшипники

 

СПОТР = ( Х ∙ V ∙ FrB + Y ∙ FaB ) ∙ Kσ ∙ KT ∙ ( 6 ∙ 10-5 ∙ n ∙ Lh )1/p , кН.

 

де, Х – коефіцієнт радіального навантаження, для підшипників з циліндричними роликами дорівнює 1;  

  V – коефіцієнт обертання, який беруть за допомогою таблиці 16

 

Значення коефіцієнта обертання.

 

Таблиця 16.

 

Положення внутрішнього кільця відносно навантаження

V

Кільце обертається

1

Кільце нерухоме

1,2

 

  FrB – фактичне радіальне навантаження підшипника,

        Y – коефіцієнт осьового навантаження дорівнює 0 при  Fa = 0, 

       FaB  - осьове навантаження підшипника,

       Kσ  - коефіцієнт безпеки, що залежить від типу механізму, в якому підшипник встановлений і характеру навантаження на нього знаходять за допомогою таблиці 17,

 

Значення коефіцієнта безпеки навантаження.

 

Таблиця 17.

 

Характер навантаження на підшипник

Kσ

Приклади застосування

Спокійне навантаження, поштовхів немає

 

1,0

Малі водяні насоси, стрічкові транспортери, конвеєри

Легкі поштовхи, короткочасні перевантаження до 125% нормального навантаження

 

 

1,0…1,2

Вентилятори і повітродувки, елеватори і відвідні рольганги дрібно сортових прокатних станів, конвеєри і вантажні транспортери, машини для обробки льону, бавовни, вовни

Помірні поштовхи, вібраційні навантаження, короткочасне перевантаження до 150% нормального навантаження

 

 

1,3…1,8

Букси рейкового рухомого складу, центрифуги, компресори, валки дрібно сортових станів, візки кранів, редуктори, енергетичне устаткування

Навантаження із значними поштовхами і вібрацією, короткочасні перевантаження до 200% нормального навантаження

 

 

1,8…2,5

Грохоти, тіпальні машини, робочі рольганги середньосортних станів, барабани для очищення окалини, дробарки для руди, машини для обробки глини, дробарки для каменю

Навантаженнями із сильними ударами і короткочасними перевантаженнями до 300% нормального навантаження

 

 

2,3…3,0

Важкі кувальні машини, діркопробивні преси, ножиці для різання металу, валки крупно сортних станів, блюмінгів і слябінгів, рольганги у ножиці і маніпуляторів, лісопильні рами ( дишла )

 

       KT  - температурний коефіцієнт, що залежить від температури підшипника, знаходять за допомогою таблиці 18,

 

Значення температурного коефіцієнта.

 

Таблиця 18.

 

Робоча температура підшипника, °С

До 100

125

155

175

200

225

250

300

350

KT

1,00

1,05

1,10

1,15

1,25

1,35

1,40

1,60

2,00

 

        n – частота обертання швидкохідного вала ,

        Lh  - бажана або потрібна довговічність підшипника , для механізмів загального машинобудування беруть ( 2…20 ) 103 год., для підшипників редукторів – ( 12…25 ) 103 год.,

 р – величина, яка залежить від форми кривої контактної втомленості: для кулькових підшипників р = 3, для роликових підшипників р = 10/3.

  1. Обчислюють потрібну динамічну вантажопідйомність за формулою:

 

СПОТР = ( Х ∙ V ∙ FrB + Y ∙ FaB ) ∙ Kσ ∙ KT ∙ ( 6 ∙ 10-5 ∙ n ∙ Lh )1/p , кН.

 

  1. За таблицею 12 остаточно приймають підшипник потрібної серії, для якого d, мм;  D, мм;  Tmax , мм;  C, кН.;  nгран , хв.-1.

 

Тихохідний вал.

 

1.   Визначаємо навантаження, що діють на підшипники:

 

  • осьова сила: Fа =0, Н.
  • радіальна сила:
  •  

 Fr = FA = FB = √ X2А + Y2А, Н

 

   де, XA – реакції опор у горизонтальній площині тихохідного вала,

        YA  – реакції опор  у вертикальній площині тихохідного вала.

2. Оскільки осьового навантаження немає то слід застосувати роликові ( циліндричні) підшипники

 

СПОТР = ( Х ∙ V ∙ FrB + Y ∙ FaB ) ∙ Kσ ∙ KT ∙ ( 6 ∙ 10-5 ∙ n ∙ Lh )1/p , кН.

 

де, Х – коефіцієнт радіального навантаження, для підшипників з циліндричними роликами дорівнює 1;  

  V – коефіцієнт обертання, який беруть за допомогою таблиці 16

 

Значення коефіцієнта обертання.

 

Таблиця 16.

 

Положення внутрішнього кільця відносно навантаження

V

Кільце обертається

1

Кільце нерухоме

1,2

 

  FrB – фактичне радіальне навантаження підшипника,

        Y – коефіцієнт осьового навантаження дорівнює 0 при  Fa = 0, 

       FaB  - осьове навантаження підшипника,

       Kσ  - коефіцієнт безпеки, що залежить від типу механізму, в якому підшипник встановлений і характеру навантаження на нього знаходять за допомогою таблиці 17,

 

Значення коефіцієнта безпеки навантаження.

 

Таблиця 17.

 

Характер навантаження на підшипник

Kσ

Приклади застосування

Спокійне навантаження, поштовхів немає

 

1,0

Малі водяні насоси, стрічкові транспортери, конвеєри

Легкі поштовхи, короткочасні перевантаження до 125% нормального навантаження

 

 

1,0…1,2

Вентилятори і повітродувки, елеватори і відвідні рольганги дрібно сортових прокатних станів, конвеєри і вантажні транспортери, машини для обробки льону, бавовни, вовни

Помірні поштовхи, вібраційні навантаження, короткочасне перевантаження до 150% нормального навантаження

 

 

1,3…1,8

Букси рейкового рухомого складу, центрифуги, компресори, валки дрібно сортових станів, візки кранів, редуктори, енергетичне устаткування

Навантаження із значними поштовхами і вібрацією, короткочасні перевантаження до 200% нормального навантаження

 

 

1,8…2,5

Грохоти, тіпальні машини, робочі рольганги середньосортних станів, барабани для очищення окалини, дробарки для руди, машини для обробки глини, дробарки для каменю

Навантаженнями із сильними ударами і короткочасними перевантаженнями до 300% нормального навантаження

 

 

2,3…3,0

Важкі кувальні машини, діркопробивні преси, ножиці для різання металу, валки крупно сортних станів, блюмінгів і слябінгів, рольганги у ножиці і маніпуляторів, лісопильні рами ( дишла )

 

       KT  - температурний коефіцієнт, що залежить від температури підшипника, знаходять за допомогою таблиці 18,

 

Значення температурного коефіцієнта.

 

Таблиця 18.

 

Робоча температура підшипника, °С

До 100

125

155

175

200

225

250

300

350

KT

1,00

1,05

1,10

1,15

1,25

1,35

1,40

1,60

2,00

 

        n – частота обертання тихохідного вала ,

        Lh  - бажана або потрібна довговічність підшипника , для механізмів загального машинобудування беруть ( 2…20 ) 103 год., для підшипників редукторів – ( 12…25 ) 103 год.,

 р – величина, яка залежить від форми кривої контактної втомленості: для кулькових підшипників р = 3, для роликових підшипників р = 10/3.

  1. Обчислюють потрібну динамічну вантажопідйомність за формулою:

 

СПОТР = ( Х ∙ V ∙ FrB + Y ∙ FaB ) ∙ Kσ ∙ KT ∙ ( 6 ∙ 10-5 ∙ n ∙ Lh )1/p , кН.

 

  1. За таблицею 12 остаточно приймають підшипник потрібної серії, для якого d, мм;  D, мм;  Tmax , мм;  C, кН.;  nгран , хв.-1..

Роликопідшипники радіальні з короткими циліндричними роликами.

 

Таблиця № 12.

 

Умовне позначення

Розмір, мм

Вантажопідйомність, кН

d

D

В

Динамічна С

Статична СО

Легка вузька серія

32204

20

35

11

11,6

7,20

----

25

52

15

13,1

8,41

32206

30

62

16

16,9

11,12

----

35

72

17

25,0

17,10

32208

40

80

18

32,9

23,40

32209

45

85

19

34,5

25,10

32210

50

90

20

37,8

28,45

32211

55

100

21

42,8

32,30

32212

60

110

22

53,8

42,10

nгран = ( 16…6,3 ) · 103 хв-1

Середня вузька серія

----

25

62

17

22,2

14,5

32306

30

72

19

29,6

20,2

----

35

80

21

33,4

22,8

32308

40

90

23

40,2

28,0

32309

45

100

25

55,4

40,0

32310

50

110

27

63,8

46,6

32311

55

120

29

82,4

61,7

32312

60

130

31

98,1

75,7

nгран = ( 10…5 ) · 103 хв-1

 

  1. Перевіряють орієнтовно призначені відстані а1 і а2 .

Визначають відстань від точки прикладання реакцій до площини зовнішніх торців підшипників за формулою:

для швидкохідного вала:

 

а1 = 0,5 ∙ Тmax + ( е/3) ∙ ( d + D ), мм

 

де, Тmax – розмір для швидкохідного вала, що беруть із таблиці 12,

      е – коефіцієнт для швидкохідного вала, який беруть із таблиці 12,

     d – діаметр вала під підшипник для швидкохідного вала,

     D – розмір для швидкохідного вала, який беруть із таблиці 12.

 

      для тихохідного вала:

 

а2 = 0,5 ∙ Тmax + ( е/3) ∙ ( d + D ), мм

 

де, Тmax – розмір для тихохідного вала, що беруть із таблиці 12,

      е – коефіцієнт для тихохідного вала, який беруть із таблиці 12,

     d – діаметр вала під підшипник для тихохідного вала,

     D – розмір для тихохідного вала, який беруть із таблиці 12.

 

  1. Посадки деталей і складальних одиниць редуктора.

 

Конструкція складальних одиниць з підшипниками кочення залежить від характеру діючих на підшипники навантажень, зручності складання й розбирання складальної одиниці, способу мащення підшипника та інших факторів. При виборі типу підшипника і конструювання складальних одиниць з підшипниками кочення треба враховувати економічні показники. Так, по можливості бажано застосовувати найбільш масові і дешеві радіальні кулькові підшипники. Їх зокрема застосовують у редукторах з циліндричними прямозубими і косозубими колесами.

При великих радіальних навантаженнях доцільно застосовувати роликові підшипники.

При комбінованих навантаженнях у тих випадках, коли не вдається дібрати кулькових радіальних підшипників, переходять на радіально – упорні підшипники кулькові або роликові конічні.

При осьовому або осьовому і незначному радіальному навантаженнях застосовують упорні кулькові або роликові підшипники в парі з радіальними кульковими або роликовими підшипниками.

Якщо за умовами складання та експлуатації можливий значний постійний або тимчасовий перекіс вала внаслідок його малої жорсткості або не співвісності підшипникових гнізд, то застосовують самоустановні кулькові або роликові сферичні підшипники.

Для з’єднання кулькових і роликових підшипників з валами і корпусами механізмів та машин установлено поля допусків посадочних місць. Поля допусків забезпечують за внутрішнім і зовнішнім діаметрами підшипника відповідні посадки , які вибирають за допомогою таблиці 19. Вибір посадок на вал і в корпус залежить від типу, розміру та класу точності підшипника; розміру, напряму й характеру навантажень, що діють на підшипник; режиму роботи та інших умов експлуатації складальної одиниці або машини.

 

Рекомендовані посадки підшипників кочення.

Таблиця 19.

 

Умови, що визначають вибір посадок

Вид навантаження кілець

Режим роботи

Посадки на вал

Посадки на корпус

Застосування і характеристика з’єднання

на вал

у корпус

внутрішніх

зовнішніх

Обертається

Не обертається

Циркуляційне

Місцеве

Легкий або нормальний

jS 6 (jS 5)

k6 (k5)

JS 7 (JS 5)

H7

Сільгоспмашини, електродвигуни, редуктори, коробки швидкостей. Підшипники ставлять без нагрівання, зовнішнє кільце не гальмується

Нормальний або важкий

k6 (k5)

m6 (m5)

H7

K6

M7

 

Двигуни, машини загального машинобудування, верстати, редуктори. При посадці m6 і k6 внутрішнє кільце нагрівають при монтажі. Зовнішнє кільце при посадках К6 і М7 не переміщується уздовж осі

Нормальний або важкий (ударне навантаження)

m6 (m5)

n6 (n5)

K6; M7

Колінчасті вали двигунів, дробильні машини, ходові колеса мостових кранів, ролики рольгангів преса. Підшипники нагрівають при монтажі до 80°. Зовнішнє кільце не переміщується вздовж осі

Не обертається

Обертається

Місцеве

Циркуляційне

Легкий або нормальний

g6

K6

M7

Ролики стрічкових транспортерів, конвеєрів, натяжні ролики пасових передач. Шківи і зірочки в конструкціях, які розвантажують вал. Сільгоспмашини. Зовнішнє кільце при монтажі не охолоджують

Нормальний або важкий

h6

N7

Натяжні ролики, блоки ПТУ, ролики рольгангів, шківи і зірочки в конструкціях, які розвантажують вал. Зовнішнє кільце при монтажі охолоджують

 

 

  1. Мащення зубчастих коліс і підшипників.

 

Для тихохідних і середньо швидкохідних редукторів мащення зубчастого зачеплення здійснюється зануренням зубчастого колеса  в масляну ванну картера. Підшипники кочення змащуються з загальної масляної ванни редуктора розбризкуванням масла обертовим зубчастим колесом.

За допомогою таблиці 20 приймають масло відповідної марки при відповідній швидкості, яке заливається в картер редуктора з таким розрахунком, щоб зубчасте колесо занурювалось у масло не менше ніж на висоту зуба.

 

Рекомендовані марки залежно від колової швидкості v, vm,  або швидкості ковзання vs.

 

Таблиця 20.

 

Передача

Швидкість v, vm , vs

До 1

1…2

2…5

5…12

Зубчаста

Циліндрове 52,38 (ГОСТ 6411 – 76 )

И – 100А

И – 100А;

И – 70А

И – 70А; И – 50А

Черв’ячна

Те саме

Циліндрове 52,38 (ГОСТ 6411 – 76 )

И – 100А

И – 100А; И – 70А

 

 

 

 

 

 

  1. Креслення загального вигляду редуктора.

 

  1. На аркуші креслярського паперу креслять рамку формату А1 : 594 Х 841 мм – для обрамляючої лінії рамки.
  2. У нижньому правому куті креслять основний напис.
  3. У масштабі 1 : 1 креслять загальний вигляд редуктора за даними, добутими з розрахунку.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1

 

doc
Додано
8 жовтня 2022
Переглядів
722
Оцінка розробки
Відгуки відсутні
Безкоштовний сертифікат
про публікацію авторської розробки
Щоб отримати, додайте розробку

Додати розробку