Детали машин и основы конструктруирования

9)1)Схемы  сборки одноступенчатых редукторов.

    В  конструкции с осевой сборкой  зубчатые колеса редуктора монтируют с одной стороны в стенки корпуса, а с другой – в отъемной крышке, зафиксированной на корпусе контрольными штифтами. Конструкция обеспечивает удобную механическую обработку корпуса, здесь удобен и монтаж. Для проверки зацепления колес и для осмотра внутренней полости редуктора предусматривают смотровой люк.

    В  конструкции с радиальной сборкой  корпус состоит из двух частей  с разъемом в плоскости осей  зубчатых колес, части корпуса  фиксируются одна относительно другой контрольными штифтами. Как и другие системы радиальной сборки, эта конструкция характеризуется сложностью механической обработки. Посадочные отверстия под подшипники валов обрабатывают в сборе при половинах корпуса, соединенных по предварительно обработанным поверхностям стыка, или раздельно в обеих половинах, с последующей чистовой обработкой поверхностей стыка.

    Уплотнение  стыка связано с некоторыми  затруднениями. Упругие прокладки  применять нельзя, чтоб не нарушить  цилиндричность посадочных гнезд  под подшипники; необходима притирка  поверхностей стыка и применение  герметизирующих составов. Особенно  трудно добиться уплотнения одновременно  по плоскому стыку и по наружным  цилиндрическим поверхностям подшипников.  Во избежание разборки стыка  при эксплуатации в корпусе необходимо предусмотреть смотровой люк.

    В конструкции со смешанной радиально-осевой сборкой корпус снабжен крышкой с плоскостью разъема, расположенной выше гнезд под подшипники валов. Сборку ведут в следующем порядке: заводят в корпус зубчатые колеса, продевают валы через ступицы колес, монтируют подшипники.

9)2)Способы  монтажа редуктора.

    В  технике принимаются следующие  способы монтажа редуктора:

• Крепление на лапах.
• Фланцевое крепление.
• На валу машины с моментным рычагом.

    Выходной  вал: сплошной со шпонкой; полый  со шпоночным пазом, без паза, но со стяжной муфтой на  концевой части.

9)3)Тенденции в развитии корпусных деталей редукторов.

    На  рис показана традиционная конструкция  редуктора:

• Имеется разъем, выполненный в плоскости расположения осей валов;
• Все приливы под подшипниковые гнезда выполнены снаружи;
• Очертания крышки выполнено радиусами, размеры которых определены размерами корпуса и зубчатых колес редуктора;
• Наличие ребер жесткости; болтовых соединений для скрепления крынки с корпусом.

    В  настоящее время конструкция  корпуса редуктора во многом определяется габаритными и монтажными требованиями. Для редукторов малых средних размеров используют иные конструктивно-технологические решения. Основные отличия между традиционной и современной конструкцией состоят в следующем:

• Форма корпуса максимально приближена к параллелепипеду, никаких выступающих частей, кроме концов валов, все приливы внутри корпуса. Данное решение расширяет количество монтажных позиций редуктора в системе машинного агрегата.
• Отказ от разъема в плоскости осей валов зубчатой передачи. Данное решение повышает герметичность корпуса, снижает количество корпусных деталей, требующих тщательной взаимной пригонки, повышает жесткость корпуса, снижает количество крепежных деталей.
• Отказ от различных маслозащитных колец, сальников, канавок для стекания масла.
• Максимальная экономия металла: минимальная по условиям технологии, жесткости толщина стенок; приливы для каждого винта отдельно; минимальные зазоры между деталями и корпусом; недопущение завышения размеров крепежных деталей; отказ от ребер жесткости.

    Конструкция  редуктора Ижевского машиностроительного  завода данным требованиям отвечает  лишь в некоторой степени.

10)Шпоночные  соединения с призматическими  шпонками.

10)1)Назначение  шпонок и характеристика соединения.

    С  помощью шпонки соединяемая деталь  фиксируется на валу в окружном  направлении. Это позволяет передать  вращающий момент от вала к соединяемой детали и наоборот. В осевом направлении ступица шпонкой не фиксируется. Это осуществляют иными конструктивными решениями: буртиком вала, гайкой, упором в торец, установочным винтом или другими способами. Исключение осевого перемещения шпонки при эксплуатации достигается ее установкой в глухой паз, получаемый фрезерованием пальцевой фрезой. При установки шпонки в открытый паз, например получаемый дисковой фрезой, возникает необходимость осевой фиксации шпонки, например винтом.

    Недостаток  – трудность обеспечения взаимозаменяемости  шпонок; ослабление валов пазами  и концентрацией напряжений формой  паза. Особенно резко это проявляется  на полых валах с отношением диаметра отверстия к диаметру вала:

Применение  силовых шпонок на таких валах  почти исключается.

    Данные  шпонки создают ненапряженный  тип соединения: после сборки  в деталях не возникает монтажных напряжений от шпонки.

10)2)Указания  к расчету шпоночных соединений.

    Под  действием вращающего момента  в теле шпонки возникают напряжения смятия на боковых гранях шпонки. Принятая схема распределения нагрузки является условной. В связи с неизбежным перекосом шпонок, давление распределяется по высоте рабочей части грани резко неравномерно, в результате чего изгибающий момент, стремящийся вывернуть шпонку из паза вала, невелик. Кроме того, на рабочих гранях шпонки возникают силы трения, препятствующие выворачиванию шпонки из паза вала. Поэтому в шпонках стандартного сечения напряжения изгиба малы; не является обязательной и проверка прочности шпонки на срез. Последняя учтена при стандартизации размера шпонок.

    Основным  расчетом для шпоночного соединения  является расчет по напряжениям  смятия в зоне контакта:

 

  где  - результирующая сила, действующая на боковую грань шпонки:

 

    - площадь смятия боковой грани; - расчетный крутящий момент; расчетное значение плеча результирующей силы, действующей на шпонку. Ввиду условности расчета допустимо определять площадь смятия:

 

- длина рабочей поверхности  шпонки.

 В этом случае для неподвижных  шпоночных соединений рекомендуют  назначать допускаемы напряжения  на смятие из расчета:

= 0,8, при статической нагрузке;

=0,55, при пульсирующей нагрузке;

=0,4, при знакопеременной нагрузке.

подвижных соединений допускаемые  напряжения будут иными.

Значение  принимается для наименее прочного материала деталей соединения: шпонки, вала, ступицы. Для ступицы из чугуна марки С418-36, =130 МПа. Шпонки обычно изготавливаются из чистотянутой стали 45 с =350 МПа. Допускается применять другую сталь с временным сопротивлением разрыву 590…700 МПа.

    Часто  площадь смятия определяют как  площадь поверхности выступающей  части шпонки:

 

    При  учете в соединении «вал-ступица»  натяга расчетный крутящий момент:

 

  где. Т – вращающий момент  на валу; – момент, передаваемый за счет сил сцепления от посадки с гарантированным натягом.

11)Расчет  подшипников качения на долговечность.

11)1)Расчет  на долговечность

Расчет исключает  усталостное выкрашивание поверхностных слоев колец и тел качения.

Рис 8. К расчету подшипников качения на долговечность:

Последовательность  расчета:1) Вычисляются силы, действующие  на вал. Силы в зацеплении:

Окружная: = Н

Радиальная: Н

где - угол профиля исходного контура - угол наклона линии зуба.

Осевая: Н

 

 

 

2)Вычисляют  радиальные реакции опор в  плоскости YOX и ZOX. Левую опору обозначим символом А, правую опору- символом В.

Вертикаль:

Ƹ

Ƹ

Горизонт:

Ƹ

Ƹ

   Радиальные реакции в плоскостях YOX и ZOX обозначаем  соответственно через с указанием индекса опоры: Находят суммарные радиальные реакции для каждой опоры:

 

 

 Вычисляют осевые силы, нагружающие  подшипники. Предполагается устройство  подшипниковых узлов установкой  подшипников «враспор»: левая  опора А воспринимает внешнюю осевую силу и является шарнирно неподвижной опорой; опора В – плавающая; в опорах установлены радиальные однорядные подшипники качения. На этом основании осевые силы на подшипник будут:

т.е. осевая нагрузка на подшипник А равна внешней осевой силе.

4)Вычисляют  эквивалентную динамическую нагрузку  для постоянного режима нагружения.

Для неподвижной  опоры:

где коэффициенты Х радиальной и Y осевой нагрузок находят в следующем порядке

- колечко вращения=1;

;

Опора А (плавающая:

 

х=1 и у=0

       

       Опора В:  

х=,у=

1); - статическая грузоподъемность ПТ вала. По этой величине определяю вспомогательный е=0,518 (=

 

5)

 

P=(1

Расчет ресурса  в часах.

6)Находят   расчетный ресурс подшипника  по формуле:

36000 ч.

Подшипник выбран, верно.

7)Проверяют пригодность подшипника: если расчетное значение ресурса больше требуемого, равного 36000 часов, то условие пригодности соблюдается. В противном случае можно принять другой тип подшипника и др.

12) Проверочные расчеты валов.

-Методические  указания устанавливают методы  расчета на статическую прочность  валов и расчет валов на  усталостную прочность.

12)1)Исходные  данные для расчета.

1)Наименование  вала - Быстроходный

2)Момент крутящий (Нм) :

-Максимальный кратковременный:

-Номинальный  длительный:

-Относительный  кратковременный момент: ?=2,8

3)Расчетный  срок службы вала неограниченный;

4)Механические  характеристики материала: 

-Марка стали  40XH

-Способ термической обработки: улучшение

-Твердость  сердцевины: 

-Предел прочности,  МПа: 

-Предел текучести  при изгибе, МПа: 

-Предел текучести  при кручении, МПА: 

-Предел выносливости  при изгибе, МПа: 

-Предел выносливости  при кручении, МПа:

-Коэффициент  чувствительности к асимметрии  цикла:

нормальных  напряжений:

касательный напряжений:

5)Минимально  допускаемые коэффициенты запаса  прочности:

-По пределу  текучести, (

По пределу  выносливости: (S)=2

 

12)2)Расчет вала на статическую прочность.

    Данный  расчет следует производить по  максимальному кратковременно действующему  моменту с учетом внешних сил и моментов.

    Последовательность  расчета:

1)Определение изгибающих моментов и построение эпюр:

нарисовать  с тетради

• Определяем значения изгибающих моментов в характерных сечениях вала:

Плоскость YOX слева: Н.м.

Справа: -11885,4+205521=193635,4Н.м.

Колесо:

Плоскость ZOX справа:

Слева:

Результирующий  изгибающий момент в сечении Ƹ :Суммарный:

 

 

Построение эпюры крутящих моментов: В шпоночном соединении на концевой части вала за центр приложения крутящего  момента принимают середину линии  контакта шпонки с сопрягаемой деталью. В зубчатом зацеплении за центр приложения крутящего момента принимают  середину ширины зубчатого венца  шестерни. Передача крутящего момента  происходит вдоль вала от середины ступицы полумуфты до середины венца  шестерни.

4)Напряжения  в расчетных сечениях: Нормальное  напряжение без учета  от силы :

 

Касательное напряжение:

определяются  раздельно для каждого намеченного  к расчету сечения. Коэффициент  пропорциональности? учитывает то обстоятельство, что значения моментов определены для  случая длительно действующей нагрузки.

    Моменты  сопротивления сечений:

• для вала, ослабленного одной призматической шпонкой:

 

 

 

 

Вывод: прочность  обеспечена.

12)2)Расчет  вала усталостную прочность.

    Кратковременные  пиковые нагрузки, число циклов  нагружения от которых невелико, не влияют на сопротивление  усталости вала и в расчете не учитываются.

Последовательность  расчета:

1)Назначают  опасные сечения: 

 

 

2)Рассчитывают  амплитуды и средние значения  напряжений цикла: 

• напряжения в расчетном сечении:

 

• напряжения  кручения:

 

3)Усталостные  характеристики вала: Эффективный  коэффициент концентрации напряжений

 

 

 и 

        4)Факторы  снизающие выносливость детали.

 а) Масштабный фактор: Т.к. определены для действительного размера вала.

б) Шероховатость  поверхности: для

 

в) Упрочняющие технологии: Т.к. упрочняющие технологии отсутствуют

г) Концентрация напряжений: Т.к. сечение три, два  концентрата напряжения Гантель  и посадка с натягом более  прочной учитывают посадку с натягом.

                              

общий фактор влияния

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Порядок черчения сборочного чертежа редуктора:

Первый  этап чертежа эскизной компоновки: