Схема расчета вала редуктора

Демонстрационный расчет выполнен одной и той же программой, что и при полноценных расчетах, поэтому полноценный расчёт и демо расчёт имеют абсолютно одинаковое качество.

Готово.

На этой странице выполнен расчет редуктора. Текст страницы, например, можно скопировать в редактор Ms Word.

1. Кинематический расчет привода

1.1 Подбор электродвигателя

1.2 Уточнение передаточных чисел привода

2. Расчет цилиндрической передачи

2.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

2.4.2 Предварительные основные размеры колеса

2.4.4 Суммарное число зубьев и угол наклона

2.4.5 Число зубьев шестерни и колеса

2.4.6 Фактическое передаточное число

2.4.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

3. Эскизное проектирование

3.1 Проектные расчеты валов

3.2 Расстояние между деталями передач

3.3 Выбор типов подшипников

3.4 Схемы установки подшипников

4. Конструирование зубчатых колес

5. Подбор шпоночных соединений

5.1 Подбор шпоноки для соединения зубчатого колеса и вала

6. Подбор подшипников качения на заданный ресурс

6.1 Подшипники быстроходного вала

7. Конструирование корпусных деталей

8. Конструирование крышек подшипников

9. Расчет валов на прочность

10. Выбор манжетных уплотнений

11. Выбор смазочных материалов и системы смазывания

13. Порядок сборки привода, выполнение необходимых регулировочных работ

Список используемой литературы

1.1 Подбор электродвигателя

Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяют по формуле:

P_в = T_в ∙ n_в ∙ 2π = 300 ∙ 195 ∙ 2 ∙ 3.1415 / (60 ∙ 1000) = 6.1 кВт.

Тогда требуемая мощность электродвигателя [1, стр. 5]

Здесь η₁, η₂, η₃ . — КПД отдельных звеньев кинематической цепи, ориентировочные значения которых с учетом потерь в подшипниках можно принимать по табл. 1.1 (1, стр. 6).

где η_з — КПД зубчатой передачи; η_м — КПД соединительной муфты; η_м — КПД соединительной муфты; η_оп — КПД опор редуктора.

η_общ = 0.97∙0.98∙0.98∙0.99 2 = 0.91;

Требуемая мощность электродвигателя

Требуемая частота вращения вала электродвигателя вычислим, подставляя в формулу для n_э.тр средние значения передаточных чисел из рекомендуемого диапазона для присутствующих передач.

тихоходная ступень во всех редукторах ( U _т )

быстроходная ступень в редукторах по развернутой схеме ( U _б )

быстроходная ступень в соосном редукторе ( U _б )

где U_цил — передаточное число передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора;

По табл. 24.9 [1, стр. 417] выбираем электродвигатель АИР160S8: P = 7.5 кВт; n = 727 мин -1 .

Отношение максимального вращающего момента к номинальному T_max/T = 2.4.

1.2 Уточнение передаточных чисел привода

После выбора n определяют общее передаточное число привода [1, стр. 8]

Полученное расчетом общее передаточное число распределяют между редуктором и другими передачами, между отдельными ступенями редуктора.

Если в схеме привода отсутствует ременная или цепная передача, то передаточное число редуктора [1, стр. 8]

1.3 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

После определения передаточных чисел ступеней редуктора (коробки передач) вычисляют частоты вращения и вращающие моменты на валах передачи.

Если в заданной схеме отсутствует цепная передача на выходе, то частота вращения вала колеса цилиндрической передачи

Частота вращения вала шестерни цилиндрической передачи

Момент на валу колеса цилиндрической передачи при отсутствии цепной передачи

где η_оп — КПД опор приводного вала; η_м — КПД муфты.

Вращающий момент на валу шестерни цилиндрической передачи

где η_цил — КПД цилиндрической передачи; U_цил — передаточное число цилиндрической передачи.

Сводная таблица с данными необходимыми для расчета редуктора:

Примечание: расчетные данные могут иметь погрешность до 3% из-за округлений в расчетах.

2. Расчет цилиндрической передачи

2.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес

В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и материалы для их изготовления. Для силовых передач чаще всего применяют стали. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая в свою очередь зависит от марки стали и варианта термической обработки (табл. 1). [1, стр.11]

Предельные размеры заготовки, мм

На практике в основном применяют следующие варианты термической обработки (т.о.):
I — т.о. колеса — улучшение, твердость 235. 262 HB; т.о. шестерни — улучшение, твердость 269. 302 HB. Марки стали одинаковы для колеса и шестерни: 45, 40Х, 35 ХМ и др. Зубья колес из улучшаемых сталей хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению, но имеют ограниченную нагрузочную способность. Применяют в слабо- и средненагруженных передачах.
II — т.о. колеса — улучшение, твердость 269. 302 HB; т.о. шестерни — улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки стали (см. табл. 1) 45. 50 HRC_э, 48. 53 HRC_э. Твердость сердцевины зуба соотвествует термообработке улучшение. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х, 40ХН, 35ХМ и др.
III — т.о. колеса и шестерни одинаковая — улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки сатили: 45. 50 HRC_э, 48. 53 HRC_э. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х, 40ХН, 35ХМ и др.
IV — т.о. колеса — улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки стали (табл.1) 45. 50 HRC_э, 48. 53 HRC_э; т.о. шестерни — улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности 56. 63 HRC_э. Материал шестерни — стали марок 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХН3А и др.
V — т.о. колеса и шестерни одинаковая — улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности 56. 63 HRC_э. Цементация (поверхностное насыщение углеродом) с последующей закалкой наряду с большой твердостью поверхностных слоев обеспечивает и высокую прочность зубьев на изгиб. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХН3А, 25 ХГМ и др. [1, стр.11-12]

Материал — Сталь 40Х. Назначаем термическую обработку шестерни — улучшение и закалка ТВЧ.

Предельные размеры заготовки: D_пр = 125 мм, S_пр = 80 мм.

Твердость зубьев: в сердцевине до 302 HB, на поверхности до 50 HRC_э.

Предельное напряжение σ_T = 750 МПа.

Материал — Сталь 40Х. Назначаем термическую обработку шестерни — улучшение.

Предельные размеры заготовки: D_пр = 200 мм, S_пр = 125 мм.

Твердость зубьев: в сердцевине до 262 HB, на поверхности до 262 HB.

Предельное напряжение σ_T = 640 МПа.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения [σ]_H1 для шестерни и [σ]_H2 для колеса определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на контактную прочность долговечности (ресурса), шероховатости сопрягаемых поверхностей зубьев и окружной скорости:

Видео:Прочность и жесткость валов. (Зубчатый редуктор). Часть 3: Расчетные схемы валов.Скачать

Предел контактной выносливости [σ]_Hlim вычисляют по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки зубчатого колеса и средней твердости (HB_ср или HRC_{э ср}) на поверхности зубьев (табл. 2). [1, стр. 12]

Способ термической или химико-термической обработки

Средняя твердость на поверхности

Углеродистая и легированная

Для выбранной марки стали и ТО шестерни

[σ]_{Hlim 1} = 17∙HRC_{э ср} + 200 = 17∙48 + 200 = 1016 МПа.

Для выбранной марки стали и ТО колеса

[σ]_{Hlim 2} = 2∙HB_ср + 70 = 2∙246 + 70 = 562 МПа.

Минимальные значения коэффициента запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшенных, объемно закаленных) S_H = 1,1; для зубчатых колес с поверхностным упрочнением S_H = 1,2.

Для выбранной ТО шестерни (улучшение и закалка ТВЧ) принимаем S_{H 1} = 1.2.

Для выбранной ТО колеса (улучшение) принимаем S_{H 2} = 1.1.

Коэффициент долговечности Z_N учитывает влияние ресурса

(1)

Число N_HG циклов, соответсвующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев [1, стр. 13]:

Твердость в единицах HRC переводят в единицы HB:

Переведенная средняя твердость поверхности зубьев для выбранного материала шестерни равна 451 HB.

N_{HG 1} = 30∙451 2,4 = 70405590.

N_{HG 2} = 30∙246 2,4 = 16464600.

Ресурс N_k передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин -1 , и времени работы L_h, час:

где n_з — число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот (численно равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым). [1, стр. 13]

В общем случае суммарное время L_h (в ч) работы передачи вычисляют по формуле

где L — число лет работы; K_год — коэффициент годового использования передачи; K_сут — коэффициент суточного использования передачи.

Число зацеплений n_з и для колеса и для шестерни в данном случае равно 1.

L_h = 8 ∙ 365 ∙ 0.85 ∙ 24 ∙ 0.67 = 39910.56, ч.

N_{k ш} = 60 ∙ 727.35 ∙ 1 ∙ 39910.56 = 1741736748.96.

Т.к. N_{k ш} > N_HG, то принимаем N_{k ш} = N_HG = 70405590. [1, стр. 13]

N_{k кол} = 60 ∙ 195 ∙ 1 ∙ 39910.56 = 466953552.

Т.к. N_{k кол} > N_HG, то принимаем N_{k кол} = N_HG = 16464600. [1, стр. 13]

Коэффициент Z_R, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, принимают для зубчатого колеса пары с более грубой поверхностью в зависимости от параметра Ra шероховатости (Z_R = 1 — 0,9). Большие значения соответствуют шлифованным и полированным поверхностям (Ra = 0,63 . 1,25 мкм).

Принимаем Z_R как для шестерни так и для колеса равным 0,9.

Коэффициент Z_V учитывает влияние окружной скорости V ( Z_V = 1. 1,15). Меньшие значения соответствуют твердым передачам, работающим при малых окружных скоростях (V до 5 м/с).

Принимаем Z_V как для шестерни так и для колеса равным 1,05 — как удовлетворяющее в большинстве случаев.

Допскаемое напряжение [σ]_H для цилиндрических и конических передач с прямыми зубьями равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни [σ]_H1 и колеса [σ]_H2. [1, стр. 14]

Принимаем минимальное допускаемое напряжение

2.3 Определение напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни [σ]_F1 и колеса [σ]_F2 определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответсвующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на сопротивление усталости при изгибе долговечности (ресурса), шероховатости поверхности выкружки (переходной поверхности между смежными зубьями) и реверса (двустороннего приложения) нагрузки:

Читайте также: Редуктор газовый испытания журнал

Предел прочности [σ]_Flim при отнулевом цикле напряжений вычисляют по эмпирическим формулам (табл. 3).

Способ термической или химико-термической обработки

Закалка ТВЧ по контуру зубьев

20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 25ХГМ, 12ХН3А

Цементация с автоматическим регулированием процесса

Принимаем для выбранной марки стали и ТО (Сталь 40Х, улучшение и закалка ТВЧ) шестерни

Для колеса (Сталь 40Х, улучшение)

[σ]_{Flim 2} = 1,75 HB_ср = 1,75 ∙ 246 = 431 МПа.

Минимальное значение коэффициента запаса прочности: для цементованных и нитроцементованных зубчатых колес — S_F = 1,55; для остальных — S_F = 1,7.

Принимаем для шестерни (улучшение и закалка ТВЧ) S_{F 1} = 1.7.

Для колеса (улучшение) S_{F 2} = 1.7.

Коэффициент долговечности Y_N учитывает влияние ресурса:

(2)

где Y_Nmax = 4 и q = 6 — для улучшенных зубчатых колес; Y_Nmax = 2,5 и q = 9 для закаленных и поверхностно упрочненных зубьев. Число циклов, соответсвующее перелому кривой усталости, N_FG = 4 ∙ 10 6 . [1, стр.15]

Для выбранной ТО шестерни (улучшение и закалка ТВЧ) принимаем Y_{Nmax 1} = 2.5 и q₁ = 9.

Для выбранной ТО колеса (улучшение) принимаем Y_{Nmax 2} = 4 и q₂ = 6.

Назначенный ресурс N_k вычисляют так же, как и при расчетах по контактным напряжениям.

В соотеветствии с кривой усталости напряжения σ_F не могут иметь значений меньших σ_Flim. Поэтому при N_k > Nsub>FG принимают N_k = N_FG.

Для длительно работающих быстроходных передач N_k ≥ N_FG и, следовательно Y_N = 1, что и учитывает первый знак неравенства в (2). Второй знак неравенства ограничивает допускаемые напряжения по условию предотвращения пластической деформации или хрупкого разрушения зуба.[1, стр.15]

N_{k ш} = 60 ∙ 727.35 ∙ 1 ∙ 39910.56 = 1741736748.96

N_{k кол} = 60 ∙ 195 ∙ 1 ∙ 39910.56 = 466953552

Т.к. N_{k кол} > N_FG, то принимаем N_{k кол} = N_FG = 4000000.

Коэффициент Y_R, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, принимают: Y_R = 1 при шлифовании и зубофрезеровании с параметром шероъоватости R_Z ≤ 40 мкм; Y_R = 1,05. 1,2 при полировании (большие значения при улучшении и после закалки ТВЧ).

Коэффициент Y_A учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При одностороннем приложении нагрузки Y_A = 1. При реверсивном нагружении и одинаковых нагрузке и числе циклов нагружения в прямом и обратном направлении (например, зубья сателлита в планетарной передаче): Y_A = 0,65 — для нормализованных и улучшенных сталей; Y_A = 0,75 — для закаленных и цементованных; Y_A = 0,9 — для азотированных.

Так как в проектируемой передаче планируется реверсивный ход, то с учетом ТО принимаем

для шестерни (улучшение и закалка ТВЧ) Y_{A 1} = 0.75 ;

для колеса (улучшение) Y_{A 2} = 0.65 .

Предварительное значение межосевого растояния a_w‘, мм:

где знак «+» (в скобках) относят к внешнему зацеплению, знак «-» — к внутреннему; T₁ — вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующих), Н∙м; u — передаточное число.

Коэффициент K в зависимости от поверхностной твердости H₁ и H₂ зубьев шестерни и колеса соответсвенно имеет следующие значения [1, стр. 17]:

Поверхностная твердость и шестерни до 480 HB и колеса до 262 HB, поэтому коэффициент K принимаем равным 8.

Окружную скорость ν, м/с, вычисляют по формуле:

Степень точности зубчатой передачи назначают по табл. 4:

Степень точности по ГОСТ 1643-81

Видео:9.1 Расчет валов приводаСкачать

Допустимая окружная скорость υ , м /с, колес

6 (передачи повышенной точности)

7 (передачи нормальной точности)

8 (передачи пониженной точности)

9 (передачи низкой точности)

При окружно скорости 1.74 м/с (что меньше 4 м/с) выбираем степень точности 9.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:

где K_a = 450 — для прямозубых колес; K_a = 410 — для косозубых и шевронных, МПа; [σ]_H — в МПа.

ψ_ba — коэффициент ширины принимают из ряда стандартных чисел: 0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63 в зависимости от положения колес относительно опор:

при симметричном расположении 0,315-0,5;

при консольном расположении одного или обоих колес 0,25-0,4;

Для шевронных передач ψ_ba = 0,4 — 0,63; для коробок передач ψ_ba = 0,1 — 0,2; для передач внутреннего зацепления ψ_ba = 0,2 (u+1)/(u-1). Меньшие значения ψ_ba — для передач с твердостью зубьев H ≥ 45HRC.

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность

Коэффициент K_Hν учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев шестерни и колеса. Значения K_Hν принимают по табл. 5 в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности, окружной скоросто и твердости рабочих поверхностей.

Степень точности по ГОСТ 1643-81

Твердость на поверхности зубьев колеса

Примечание. В числителе приведены значения для прямозубых, в знаменателе — для косозубых хубчатых колёс.

Для степени точности 9, максимальной окружной скорости 1.74 м/с, твердости HB≤350 принимаем K_Hν = 1.06.

Коэффициент K_Hβ учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Зубья зубчатых колес могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становится более равномерным. Поэтому рассматривают коэффициенты неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы K_Hβ 0 и после приработки K_Hβ.

Значение коэффициента K_Hβ 0 принимают по таблице 6 в зависимости от коэффициента ψ_bd = b₂/d₁, схемы передачии твердости зубьев. Так как ширина колеса и диаметр шестерни еще не определены, значение коэффициента ψ_bd вычисляют ориентировочно:

ψ_bd = 0,5ψ_ba (u 1);

Коэффициент K_Hβ определяют по формуле:

где K_Hw — коэффициент, учитывающий приработку зубьев, его значения находят в зависимости от окружной скорости для зубчатого колеса с меньшей твердостью (табл. 7).

Коэффицент K_Hα определяют по формуле:

где K_Hw — коэффициент, учитывающий приработку зубьев, его значения находят в зависимости от окружной скорости для зубчатого колеса с меньшей твердостью (табл. 7).

Твердость на поверхности зубьев колеса

Значения K_Hβ o для схемы передачи по рис. 1 [1, рис. 2.4, стр. 19]

Твердость на поверхности зубьев

Начальное значение коэффициента K 0 _Hα распределения нагрузки между зубьямив связи с погрешностями изготовления (погрешностями шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности (n_ст = 5, 6, 7, 8, 9) по нормам плавности:

K 0 _Hα = 1 + 0,06(n_ст — 5), при условии 1 ≤ K 0 _Hα ≤ 1,25;

K 0 _Hα = 1 + A(n_ст — 5), при условии 1 ≤ K 0 _Hα ≤ 1,6,

где A = 0,15 — для зубчатых колес с твердостью H₁ и H₂ > 350 HB и A = 0,25 при H₁ и H₂ ≤ 350 HB или H₁ > 350 HB и H₂ ≤ 350 HB.

Принимаем коэффициент K_Hw по табл. 7 равным (ближайшее значение твердости по таблице 250 HB или 23 HRC к твердости колеса 262 HB) 0.28.

Принимаем коэффициент K_Hβ 0 по табл. 6 (схема 6) равным 1.03.

K_Hβ = 1 + (1.03 — 1) 0.28 = 1.0084;

Уточнённое значение межосевого расстояния:

Вычисленное значение межосевого расстояния округляют до ближайшего числа, кратного пяти, или по ряду размеров Ra 40 [1, табл. 24.1]. При крупносерийном производстве редукторов a_w округляют до ближайшего стандартного значения: 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 260; 280; 300; 320; 340; 360; 380; 400 мм. [1, стр. 20]

2.4.2 Предварительные основные размеры колеса

d₂ = 2a_wu/(u 1);

d₂ = 2 ∙ 150 ∙ 3.73 / (3.73 + 1) = 236.58 мм;

Принимаем выбранное из стандартного ряда Ra 40 значение ширины:

Максимально допустимый модуль m_max, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания [1, стр. 20]

m_max ≈ 2a_w/[17(u 1)];

m_max ≈ 2 ∙ 150 / [17(3.73 + 1)] = 3.73 мм.

Минимальное значение модуля m_min, мм, определяют из условия прочности [1, стр. 20]:

где K_m = 3,4 ∙ 10 3 для прямозубых и K_m = 2,8 ∙ 10 3 для косозубых передач; вместо [σ]_F подставляют меньшее из значений [σ]_F2 и [σ]_F1.

Степень точности по ГОСТ 1643-81

Твердость на поверхности зубьев колеса

Примечание. В числителе приведены значения для прямозубых, в знаменателе — для косозубых зубчатых колес.

Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба

Коэффициент K_Fν учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Значения K_Fν принимают по табл. 8 [1, табл. 2.9, стр. 20] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей.

Для степени точности 9, максимальной окружной 1.74 м/с, твердости HB≤350 принимаем K_Fν=1.12.

K_Fβ — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле

K_Fα — коэффициент, учитывающий влияние погрешности изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями, определяют так же как при расчетах на контактную прочность: K_Fα = K_Fα 0 .

В связи с менее благоприятным влиянием приработки на изгибную прочность, чем на контактную, и более тяжелыми последствиями из-за неточности при определении напряжений изгиба приработку зубьев при вычислении коэффициентов K_Fβ и K_Fα не учитывают. [1, стр. 21]

Из полученного диапазона (m_min. m_max) модулей принимают меньшее значение m, согласуя его со стандартным (ряд 1 следует предпочитать ряду 2) [1, стр. 21]:

Принимаем из стандартного ряда m = 1.75 мм.

Полученное значение z_s округляют в меньшую сторону до целого числа и определяют действительное значение угла β наклона зуба:

β = arccos[169 ∙ 1.75/(2∙150)] = 9.66 o .

Справочно: для косозубых колес β = 8. 20 o , для шевронных — β = 25. 40 o .

2.4.5 Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни [1, стр. 21]

z₁ = z_s / (u 1) ≥ z_1min;

Значение z₁ округляют в ближайшую сторону до целого числа. [1, стр. 21]

Число зубьев колеса внешнего зацепления z₂ = z_s — z₁.

2.4.6 Фактическое передаточное число

Фактические значения передаточных чисел не должны отличаться от номинальных более чем на: 3% — для одноступенчатых, 4% — для двухступенчатых и 5% — для многоступенчатых редукторов.[1, стр. 22]

Отклонение от номинального передаточного числа

Видео:3. Узлы зубчатых редукторов, опоры валов, расчетные схемы валов, корпуса, конструкции редукторовСкачать

Делительные диаметры d [1, стр. 22]:

колеса внешнего зацепления. d₂ = 2a_w — d₁;

колеса внутреннего зацепления. d₂ = 2a_w + d₁;

d₁ = 36 ∙ 1.75 / cos9.66 o = 63.91 мм;

d₂ = 2 ∙ 150 — 63.91 = 236.09 мм.

Диаметры d_a и d_f окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления [1, стр. 22]:

где x₁ и x₂ — коэффициенты смещения у шестерни и колеса; y = -(a_w — a)/m — коэффициент воспринимаемого смещения; a — делительное межосевое расстояние: a = 0,5m(z₂ z₁).

a = 0.5 ∙ 1.75 ∙ (133+36) = 147.88 мм;

d_a1 = 63.91 + 2 ∙ [1-(-1.21)] ∙ 1.75 = 71.65 мм;

d_f1 = 63.91 — 2 ∙ 1,25 ∙ 1.75 = 59.54 мм;

d_a2 = 236.09 + 2 ∙ [1-(-1.21)] ∙ 1.75 = 243.83 мм;

d_f2 = 236.09 — 2 ∙ 1,25 ∙ 1.75 = 231.72 мм;

Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, чтобы размеры D_заг, C_заг, S_заг заготовок колес не превышали предельно допустимых значений D_пр, S_пр (табл. 1 [1, табл. 2.1, стр. 11]) [1, стр. 22]:

Читайте также: Тример чем смазывать редуктор

Значения D_заг, C_заг, S_заг (мм) вычисляются по формулам: для цилиндрической шестерни (рис. 3, а) D_заг = d_a + 6 мм; для колеса с выточками (рис. 3, в) C_заг = 0,5b₂ и S_заг =8m; для колеса без выточек (рис. 2) S_заг = b₂ + 4 мм.

D_заг1 = 71.65 + 6 мм = 77.65 мм;

D_заг2 = 243.83 + 6 мм = 249.83 мм;

2.4.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения [1, стр. 23]

где Z_σ = 9600 для прямозубых и Z_σ = 8400 для косозубых передач, МПа 1/2 .

Если расчетное напряжение σ_H меньше допустимого [σ_H] в пределах 15-20% или σ_H больше [σ_H] в пределах 5%, то ранее принятые параметры передачи принимают за окончательные. В противном случае необходим пересчет. [1, стр. 23]

Ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

F_t = 2∙10 3 ∙86.34/63.91 = 2701.92 Н;

(для стандартного угла α=20 o tgα=0,364);

F_r = 2701.92 ∙ 0.364/cos9.66 o = 997.63 Н;

F_a = 2701.92 ∙ tg9.66 o = 459.7 Н.

3. Эскизное проектирование

После определения межосевых расстояний, размеров колес и червяков приступают к разработке конструкции редуктора или коробки передач. Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют положение деталей передач, расстояния между ними, ориентировочные диаметры ступенчатых валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки. [1, стр. 42]

3.1 Проектные расчеты валов

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [1, стр. 42]:

для быстроходного (входного) вала

для тихоходного (выходного)

В приведенных формулах T_Б, T_Т — номинальные моменты, Н∙м. Большие значенияБольшие значения d и d_k принимают для валов на роликоподшипниках, для валов шевронных передач и промежуточных валов соосных передач при твердости колеса выше 55 HRC_э.

Вычисленные значения диаметров откругляют в ближайшую сторону до стандартных (см. табл. 24.1[1]).

Диаметры валов быстроходного и тихоходного валов согласуют с диаметрами валов по табл. 24.27 [1] и с диаметрами отверстий устанавливаемых на них деталей (шкива, звездочки, полумуфты).

Принимаем диаметры и длины концов согласно таблице 24.28 [1]

Высоту t_цил(t_кон) заплечника, координату r фаски подшипника и размер f (мм) фаски колеса принимают в зависимости от диаметра d [1, стр. 42].

Принимаем посадочные места под подшипники согласно ГОСТ 8338-75 на подшипники шариковые радиальные однорядные (табл. 24.10 [1]):

Диаметры безконтактных поверхностей:

Принимаем диаметр тихоходного вала для установки зубчатого колеса:

3.2 Расстояния между деталями передач

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор «а» (мм) [1, стр.45]:

,

где L — расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм.

Вычисленное значение a округляют в большую сторону до целого числа. В дальнейшем по a будем понимать также расстояние между внутренней поверхностью стенки корпуса и торцом ступицы колеса. [1, стр. 45]

Расстояние b₀ между дном корпуса и поверхностью колес или червяка для всех типов редукторов и коробок передач принимают [1, стр. 45]:

3.3 Выбор типов подшипников

Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники. Первоначально назначают подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника окажется недостаточной, то принимают подшипники средней серии. При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колес применяют подшипики конические роликовые. [1, стр.47]

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники легкой серии.

Обычно используют подшипники класса точности 0. Подшипники более высокой точности применяют для опор валов, требующих повышенной точности вращения или работающих при особо высоких чатотах вращения. [1, стр. 47]

3.4 Схемы установки подшипников

Схема установки подшипников «враспор» конструктивно наиболее проста. Ее широко применяют при относительно коротких валах. При установке в опорах радиальных шариковых подшипников отношение l/d ≈ 8. 10. [1, стр. 49]

Валы в одноступенчатых цилиндрических редукторах считаются относительно короткими, поэтому назначаем схему установки подшипников «враспор».

3.5 Составление компоновочной схемы

Компоновочные схемы изделия составляют для того, чтобы оценить соразмерность узлов и деталей привода. Ранее выполненный эскизный проект редуктора (коробки передач) и выбранный электродвигатель, если их рассматривать отдельно, не дают ясного представления о том, что же в конечном итоге получилось. Нужно их упрощенно изобразить вместе с приводным валом, на одном листе, соединенными друг с другом непосредственно, с применением муфт или ременной (цепной) передачи. Компоновочные схемы выполняются в масштабе уменьшения. Они служат прообразом чертежа общего вида привода. [1, стр. 52]

4. Конструирование забчатых колес

По результатам разработки эскизного проекта были вычерчены контуры зубчатых колес и червяков. Следующим шагом является конструктивная обработка их формы. [1, стр. 62]

Форма зубчатого колеса может быть плоской (рис.8, а, б) или с выступающей ступицей (рис.8, в). Значительно реже (в одноступенчатых редукторах) колеса делают со ступицей, выступающей в обе стороны.[1, стр. 62]

На рис. 8 показаны простейшие формы колес, изготовляемых в единичном и мелкосерийном производстве. Чтобы уменьшить объем точной обработки резанием, на дисках колес выполняют выточки (рис. 8, б, в). При диаметре d_a b₂). Принятую длину ступицы согласуют с расчетной (см. расчет соединения шлицевого, с натягом или шпоночного, выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал) и с диаметром посадочного отверстия d [1, стр. 63]:

Так как зубчатое колесо выполнено совместно с валом, то рассчитывать ступицу нет необходимости.

На торцах зубчатого венца (зубьях и углах обода) выполняют фаски f = (0,5. 0,6)m, которые округляют до стандартного значения (см. ниже). [1, стр. 63]

На прямозубых зубчатых колесах при твердости рабочих поверхностей менее 350 HB — под углом α_ф = 45 o (рис. 8, а, б), а при более высокой твердости α_ф = 15. 20 o (рис. 8, в). [1, стр. 63]

f = 0,5 ∙ m = 0,5 ∙ 1.75 = 0.88 мм;

округленная до стандартного значения

Стандартные значения фасок:

Так как d_a2 > 80 , то выточки выполним выточки на торце колеса глубиной 2 мм.

l_ст = 1,2d = 1.2 ∙ 36.5 = 43.8 мм.

Видео:расчет валов редуктораСкачать

Ширину S торцов зубчатого венца принимают [1, стр. 63]:

где m — модуль зацепления, мм.

S = 2.2 ∙ 1.75 + 0.05 ∙ 48 = 6.3 мм.

f = 0,5 ∙ m = 0,5 ∙ 1.75 = 0.88 мм;

округленная до стандартного значения

5. Подбор шпоночных соединений

5.1 Подбор шпоноки для соединения зубчатого колеса и вала

При установке колес на валах необходимо обеспечить надежное базирование колеса по валу, передачу вращающего момента от колеса к валу или от вала к колесу. [1, стр. 77]

Для передачи вращающего момента чаще всего применяют призамтические и сегментные шпонки. [1, стр. 77]

Призматические шпонки имеют прямоугольное сечение; концы скругленные (рис. 9, а) или плоские (рис. 9, б). Стандарт для каждого диаметра вала определнные размеры поперечного сечения шпонки. Поэтому при проектных расчетах размеры b и h берут из табл. 9 [1, табл. 24.29] и определяют расчетную длину l_р шпонки. Длину l = l_р + b шпонки со скругленными или l = l_р с плоскими торцами выбирают из стандартного ряда (табл. 9). Длину ступицы назначают на 8. 10 мм больше длины шпонки.

Назначаем в качестве соединения призматическую шпонку со скругленными концами.

Табл. 9 [1, табл. 24.29, стр. 432] Шпонки призматические (из ГОСТ 23360-78)

Примечания. 1. Длину l (мм) призматической шпонки выбирают из ряда: 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90, 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 250, 280.

При диаметре вала 36.5 мм и длине ступицы 48 выбираем шпонку со следующими параметрами:

Длину шпонки назначим примерно на 8. 10 мм меньше длины ступицы, согласно стандартному ряду длин для шпонок:

При передаче момента шпоночным соединением посадки можно принимать по следующим рекомендациям (посадки с большим натягом — для колес реверсивных передач) [1, стр. 77]:

для колес цилиндрических прямозубых. H7/p6 (H7/r6);

для колес цилиндрических косозубых и червячных. H7/r6 (H7/s6);

для колес конических. H7/s6 (H7/t6);

для коробок передач. H7/k6 (H7/m6).

Назначаем посадку шпоночного соединения H7/s6.

Посадки шпонок регламентированы ГОСТ 23360-78 для призматических шпонок. Рекомендуют принимать поле допуска для ширины шпоночного паза вала для призматической шпонки P9, а ширины шпоночного паза отверстия P9.

5.2 Подбор шпонок входного и выходного хвостовиков

При диаметре хвостовика 18 мм и длине хвостовика 28 выбираем шпонку со следующими параметрами:

Длину шпонки назначим примерно на 8. 10 мм меньше длины хвостовика, согласно стандартному ряду длин для шпонок:

При диаметре хвостовика 20 мм и длине хвостовика 50 выбираем шпонку со следующими параметрами:

Длину шпонки назначим примерно на 8. 10 мм меньше длины хвостовика, согласно стандартному ряду длин для шпонок:

6. Подбор подшипников качения на заданный ресурс

Расчет подшипников проводится по рекомендациям Дунаева П.Ф., Леликова О.П. [1, стр. 105-112].

6.1 Подшипники быстроходного вала

Исходные данные для расчета: частота вращения вала n = 727.35 мин -1 ; требуемый ресурс при вероятности безотказной работы 90%: L’_10ah = 39910.56 ч.; диаметр посадочных поверхностей вала d = 25 мм; максимальные длительно действующие силы: F_r1max = F_r/2 = 498.82 Н, F_r2max = F_r/2 = 498.82 Н, F_Amax = 459.7 Н; режим нагружения — III — средний нормальный; ожидаемая температура работы t_раб = 50 o C.

Для типового режима нагружения III коэффициент эквивалентности K_E = 0.56. Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники легкой серии 205. Схема установки подшипников — враспор.

Для выбранной схемы установки подшипников следует:

Дальнейший расчет производим для более нагруженной опоры 1.

1. Для принятых подшипников из табл. 24.10 [1] находим:

2. Отношение iF_a/C_0r = 1∙257.43/6950 = 0.037.

Из табл. 7.1 [1, стр.104] выписываем, применяя линейную интерполяцию значений (т.к. значение iF_a/C_0r является промежуточным) X = 0.56, Y = 1.9, e = 0.23.

3. Отношение F_a/(VF_r) = 257.43/(1∙279.34) = 0.922, что больше e = 0.23 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем X = 0.56, Y = 1.9.

4. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

Принимаем K_б [1, табл. 7.4 стр 107]; K_т = 1 (t_раб o ).

P_r = (1 ∙ 0.56 ∙ 279.34 + 1.9 ∙ 257.43) ∙ 1.4 ∙ 1 =

5. Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a₁ = 1 (вероятность безотказной работы 90%, табл. 7.5 [1]), a₂₃ = 0.7 (обычные условия применения, см. стр. 108 [1]), k = 3 (шариковый подшипник):

= 1 ∙ 0.7 ∙ (14000/903.77) 3 ∙(10 6 /60∙727.35) = 59623 ч.

6. Так как расчетный ресурс больше требуемого: L_10ah > L’_10ah (59623 > 39910.56), то предварительно назначенный подшипник 205 пригоден. При требуемом ресурсе 90%.

Читайте также: Подбор электродвигателя для редукторов

6.2 Подшипники тихоходного вала

Исходные данные для расчета: частота вращения вала n = 195 мин -1 ; требуемый ресурс при вероятности безотказной работы 90%: L’_10ah = 39910.56 ч.; диаметр посадочных поверхностей вала d = 30 мм; максимальные длительно действующие силы: F_r1max = F_r/2 = 498.82 Н, F_r2max = F_r/2 = 498.82 Н, F_Amax = 459.7 Н; режим нагружения — III — средний нормальный; ожидаемая температура работы t_раб = 50 o C.

Для типового режима нагружения III коэффициент эквивалентности K_E = 0.56. Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники легкой серии 206. Схема установки подшипников — враспор.

Для выбранной схемы установки подшипников следует:

Дальнейший расчет производим для более нагруженной опоры 1.

1. Для принятых подшипников из табл. 24.10 [1] находим:

2. Отношение iF_a/C_0r = 1∙257.43/10000 = 0.026.

Из табл. 7.1 [1, стр.104] выписываем, применяя линейную интерполяцию значений (т.к. значение iF_a/C_0r является промежуточным) X = 0.56, Y = 2.03, e = 0.22.

3. Отношение F_a/(VF_r) = 257.43/(1∙279.34) = 0.922, что больше e = 0.22 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем X = 0.56, Y = 2.03.

4. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

Принимаем K_б [1, табл. 7.4 стр 107]; K_т = 1 (t_раб o ).

P_r = (1 ∙ 0.56 ∙ 279.34 + 2.03 ∙ 257.43) ∙ 1.4 ∙ 1 =

5. Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a₁ = 1 (вероятность безотказной работы 90%, табл. 7.5 [1]), a₂₃ = 0.7 (обычные условия применения, см. стр. 108 [1]), k = 3 (шариковый подшипник):

= 1 ∙ 0.7 ∙ (19500/950.62) 3 ∙(10 6 /60∙195) = 516411 ч.

6. Так как расчетный ресурс больше требуемого: L_10ah > L’_10ah (516411 > 39910.56), то предварительно назначенный подшипник 206 пригоден. При требуемом ресурсе 90%.

7. Конструирование корпусных деталей

При конструировании литой корпусной детали стенки следует по возможности выполнять одинаковой толщины. Толщину стенок литых деталей стремятся уменьшить до величины, определяемой условиями хорошего заполнения формы жидким металлом. Поэтому чем больше размеры корпуса, тем толще должны быть его стенки. Основной материал корпусов — серый чугун не ниже марки СЧ15.[1, стр. 257]

Назначаем материалом корпуса чугун марки СЧ15.

Для редукторов толщину δ стенки, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса, вычисляют по формуле [1, стр. 257]

где T — вращающий момент на выходном (тихоходном валу), Н∙м.

где — суммарный изгибающий момент, Н∙м; M_кmax = T_max = K_пT — крутящий момент, Н∙м; F_max = K_пF — осевая сила, Н; W и W_к — моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм 3 ; A — площадь поперечного сечения, мм 2 . [1, стр. 166]

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям (пределы текучести σ_т и τ_т материала см. табл. 10.2[1]) [1, стр. 166]:

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений [1, стр. 166]

Статическую прочность считают обеспеченной, если S_т ≥ [S_т], где [S_т] = 1,3. 2 — минимально допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести (назначают в зависимости от ответсвенности конструкции и последствий разружения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля). [1, стр. 166]

Видео:расчет валов редктораСкачать

Моменты сопротивления W при изгибе, W_к при кручении и площадь A вычисляют по нетто-сечению для вала с одним шпоночным пазом [1, стр. 166]:

При расчетах принимают, что насаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины. [1, стр. 164]

Расчет на статическую прочность. Расчет на прочность производится с помощью программных средств сайта http://sopromat.org

Длины участков для всех схем вала:

L1 = 34 мм; L2 = 34 мм; L3 = 36.5 мм; L4 = 14 мм.

Действующие номинальные нагрузки:

F_t = 2701.92 Н (тяговая нагрузка в зацеплении);

F_r = 997.63 Н (радиальная нагрузка в зацеплении);

F_a = 459.7 Н (осевая нагрузка в зацеплении);

Расчетная схема вала для построения эпюры M_x (на схеме P_y(b)=F_r):

Расчетная схема вала для построения эпюры M_y (на схеме P_y(b)=F_t):

Расчетная схема вала для построения эпюры N:

Расчетная схема вала для построения эпюры M_кр:

Очевидно, что опасным является место зубчатого зацепления, в котором действуют все виды внутренних факторов. Рассмотрим его:

Расчетный диаметр в сечении вала-шестерни: d = 29.5 мм.

Частные коэффициенты запаса:

Полученный коэффициент запаса не дает сомнения в прочности вала. Принимаем ранее расчитанные параметры окончательными.

Расчет на статическую прочность. Расчет на прочность производится с помощью программных средств сайта http://sopromat.org

Длины участков для всех схем вала:

L1 = 34 мм; L2 = 34 мм; L3 = 49 мм; L4 = 25 мм.

Действующие номинальные нагрузки:

F_t = 2701.92 Н (тяговая нагрузка в зацеплении);

F_r = 997.63 Н (радиальная нагрузка в зацеплении);

F_a = 459.7 Н (осевая нагрузка в зацеплении);

Расчетная схема вала для построения эпюры M_x (на схеме P_y(b)=F_r):

Расчетная схема вала для построения эпюры M_y (на схеме P_y(b)=F_t):

Расчетная схема вала для построения эпюры N:

Расчетная схема вала для построения эпюры M_кр:

Очевидно, что опасным является место зубчатого зацепления, в котором действуют все виды внутренних факторов. Рассмотрим его:

Диаметр в сечении: d = 36.5 мм.

Размеры шпоночного соединения (см. рис. 12): b = 10 мм; h = 8 мм.

Частные коэффициенты запаса:

Полученный коэффициент запаса не дает сомнения в прочности вала. Принимаем ранее расчитанные параметры окончательными.

10. Выбор манжетных уплотнений

Назначим манжеты по ГОСТ 8752-79. Выбор манжеты осуществляется таким образом, чтобы согласовывались диаметр отверстия манжеты и диаметр вала d, наружный диаметр D₁, ширина манжеты h₁ с соотеветсвующими размерами.

В данном проектном расчете при подборе манжет будем учитывать только равенство диаметра вала и отверстия манжеты.

Назначаем тип манжет 1. Наружный диаметр D₁ соответствует ряду 1 ГОСТа.

Размеры манжеты из ГОСТ 8752-79:

Размеры манжеты из ГОСТ 8752-79:

11. Выбор смазочных материалов и системы смазывания

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижение интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей. [1, стр. 172]

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колоса при вращении увдекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. [1, стр. 172]

Картерное смазывание применют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/c. При более высоких скоростях масло сбрасывает с зубьев центробежная сила и зацепление работает при недостаточном смазывании. Кроме того, заметно возрастают потери мощности на перемешивание масла, повышается его температура. [1, стр. 172]

Окружная скорость проектируемого зацепления (см. пункт «Расчет межосевого расстояния»):

Картерная система смазывания подходит для проектируемой передачи.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин.

Преимущественное применение имеют масла. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимость от контактного напряжения о окружной скорости колес (табл. 10).

Контактные напряжения σ _H , МПа

Рекомендуемая кинематическая вязкость, мм 2 / c при окружно скорости м/ c

Для зубчатых передач при 40 о C

Для червячных передач при 100 о C

Для предельного контактного напряжения 482.81 МПа и окружной скорости 1.74 м/с выбираем рекомендованное значение кинематической вязкости масла 34 мм 2 /c.

По табл. 11 выбирают марку масла для смазывания зубчатых и червячных передач. [1, стр. 172]

Кинематическая вязкость, мм 2 / c

Для зубчатых передач при 40 о C

Для червячных передач при 100 о C

Для рекомендуемой вязкости 34 мм 2 /c выбираем масло индустриальное И-Г-А-32.

Уровень полгружения должен быть таким, чтобы в масло был погружен венец зубчатого колеса.

13. Порядок сборки привода, выполнение необходимых регулировочных работ

Сборка редуктора осуществляется в следующей последовательности: насаживаем на валы зубчатые колёса и шестерни, затем одеваются стопорные кольца, упорные втулки для подшипников и сами подшипники. После этого собранные валы устанавливаются в корпус редуктора и заливается масло. Смазка подшипниковых узлов осуществляется с помощью солидола непосредственно заправленного в подшипники. Затем на корпус редуктора устанавливается крышка. Центрирование крышки осуществляется с помощью центрирующих штифтов. Затем крышка привинчивается к корпусу редуктора, стык покрывается герметиком. Следующий этап сборки – регулировка зубчатого зацепления и натяга в подшипниках. Регулировка зубчатого зацепления осуществляется с помощью регулировочных втулок, которые устанавливаются в отверстия под подшипники, затем устанавливают крышки подшипников и завинчивают болты, но не зажимая их. Проворачивая входной вал редуктора, в смотровом окне наблюдаем, как происходит зацепление зубчатых колёс. Для этого на шестернях, по середине, делаем засечку мелом, проворачиваем вал, и смотрим на отпечаток мела на зубчатом колесе. Если отпечаток находятся приблизительно по середине зубчатого колеса, то колёса установлены правильно, если нет, то снимаются крышки подшипников, вынимаются регулировочные втулки, подтачиваются, устанавливаются вновь и процедура регулировки зубчатого зацепления повторяется опять. Регулировка подшипников проводится с помощью набора прокладок, установленных под крышкой. Под крышки подшипников устанавливается набор прокладок и смотрится плавность хода валов. При необходимости прокладки добавляются или убираются. Регулировка в стакане. Регулировка зацепления осуществляется с помощью регулировочной гайки. Регулировка натяга в подшипниках осуществляется с помощью стопорной гайки.

Список используемой литературы

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. — 6-е изд., исп. — М.: Высш. шк., 2000. — 447 с., ил.

2. Анурьев В. И. Справочник конструктора – машиностроителя. В 3-х томах. Т.1. — 6е изд., перераб и доп. — М.: Машиностроение, 1982. — 736с.:ил.

Чертежи

Сгенерированные чертежи в формате DXF (оптимизировано для КОМПАС V9, в других версиях будут проблемы со спец. символами, или с размерами) для расчитанного редуктора:

Эскизый проект в масштабе 1 к 1 (скачать)

Крышка подшипника с отверстием (скачать)

Крышка подшипника с отверстием (скачать)

Для правильного отображения всех символов при открытии этих вайлов в КОМПАСе необходимо в закладке «Символы» использовать файл:

r_simbols_COMPAS9.acs (для КОМПАС-3D V9) (скачать)

Что нужно доработать?

Чертежи необходимо немного доработать вручную.

Это займет не более нескольких минут при наличии средств: КОМПАС 3D, MsWord (или другой редактор).

• Свежие записи
  • Чем отличается двухтактный мотор от четырехтактного
  • Сколько масла заливать в редуктор мотоблока
  • Какие моторы бывают у стиральных машин
  • Какие валы отсутствуют в двухвальной кпп
  • Как снять стопорную шайбу с вала

  Видео:6.2 Кинематический расчет приводаСкачать

  
  • Правообладателям
  • Политика конфиденциальности

  Механика © 2023
  Информация, опубликованная на сайте, носит исключительно ознакомительный характер

  
  

  источники:

  https://evakuatorinfo.ru/shema-rascheta-vala-reduktora

  🎦 Видео

  Кинематический и силовой расчёт привода (общая методика расчёта). Ч.1Скачать

  

  Расчетная схема ведомого валаСкачать

  

  9.4. Расчет валов и осейСкачать

  

  Прочность и жесткость валов. Часть 7. Расчет на жесткость выходного вала (цилиндрическая передача).Скачать

  

  Прочность и жесткость валов. Часть 9. Расчет на жесткость промежуточного вала (КЦ-редуктор)Скачать

  

  Прочность и жесткость валов. Часть 5: Расчет на жесткость входного вала (коническая передача).Скачать

  

  Прочность и жесткость валов. Часть 6: Эпюры моментов выходного вала (цилиндрическая передача).Скачать

  

  Как рассчитать передаточное число (отношение) зубчатого редуктораСкачать

  

  Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора проект с чертежом, спецификацией и 3d моделямиСкачать

  

  Редуктор. Устройство. Конструкция. Виды и типы редукторовСкачать

  

  Расчет вала на прочность и жесткость. Эпюра крутящих моментовСкачать

  

  Передаточное число шестерен. Паразитные шестерниСкачать

  

  Принцип работы редуктора. Виды редукторов. Курсовая.Скачать