Лабораторная работа 3 В-2. Лабораторная работа 3 Сборка и регулировка редукторов, определение основных параметров
 Скачать 0.76 Mb.
|
|
Лабораторная работа №3 Сборка и регулировка редукторов, определение основных параметров Цель работы: Изучение конструкций редукторов, знакомство с компоновкой узлов и назначением отдельных деталей, получение навыков определения основных параметров зубчатых передач, ознакомление с операциями сборки редуктора и регулировки подшипников. Оборудование и инструменты: Натурные образцы редукторов: цилиндрический, конический, червячный; штангенциркуль; копировальная бумага; линейка; транспортир. Исходные данные: мощность на входном валу редуктора Р вх =4 кВт; частота вращения входного вала редуктора n вх =700 мин -1 Пояснения к работе: Редуктор – это механизм, который состоит из зубчатых, червячных, планетарных, волновых передач, размещённых в закрытом корпусе, то есть выполненный в виде отдельного устройства. Он служит для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочего механизма. Основное назначение редуктора – это понижение угловой скорости и, вследствие этого увеличение крутящего момента ведомого вала по отношению к ведущему. Цилиндрическая зубчатая передача – один из самых надежных и долговечных типов передач, обеспечивающая высокий ресурс использования. Как правило, применяется в редукторах с особо сложным режимом работы. Этот тип передач подразделяется на прямозубные, косозубчатые и шевронные передачи. Эти передачи имеют: высокий коэффициент полезного действия (КПД одной ступени составляет 0,97…0,98), ресурс работы тридцать и более тысяч часов, высокую нагрузочную способность, могут передавать большие мощности (десятки тысяч киловатт) при больших окружных скоростях (до 150 м/с). На рисунке 1 изображена конструкция цилиндрического двухступенчатого редуктора, выполненная по развёрнутой схеме. 1. Конструкция двухступенчатого цилиндрического редуктора Рисунок 1 – Конструкция цилиндрического двухступенчатого редуктора Обозначение позиций: 1– ведущий вал-шестерня; 2 – промежуточный вал-шестерня; 3, 19 – крышки подшипников сквозные; 4, 9, 16, 20, 29 – шайбы упорные; 5, 13, 17, 28 – подшипники роликовые конические радиально-упорные; 6, 22 – штифты установочные; 7 – основание корпуса; 8, 24 – колеса зубчатые; 10, 15, 25, 30 – крышки подшипников глухие; 11, 14, 26 – регулировочные винты; 12 – втулка распорная; 18, 42 –шпонки призматические; 21, 27 – подшипники шариковые радиальные; 23 – винт; 31 – вал выходной; 32 – пробка сливная; 33 – отдушина; 34 – пробка проверки уровня масла; 35 – табличка технических характеристик редуктора; 36 – винт (10 шт.); 37 – сухарь; 38 – винт; 39 – крышка корпуса; 40, 41 – кольца войлочные уплотнительные; 43 – гайка. 2 Краткое описание уплотнительных устройств Уплотнительные устройства применяют для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для их защиты от попадания извне пыли и влаги. В машиностроении применяют следующие виды уплотнений: сальниковые, манжетные, торцевые, щелевые, лабиринтные, центробежные и комбинированные [1]. 2.1 Сальниковые уплотнения На рисунке 2,а изображена схема установки сальникового уплотнения 1 в канавку крышки 2 подшипника. а) б) Рисунок 2 – Схема установки сальникового уплотнения (а) и сальниковое кольцо войлочное (б) Сальниковые кольца (рисунок 2, б) из грубого шерстного технического войлока (СГ), изготовляемого по ГОСТ 6418-81, и полугрубого шерстного (СП) по ГОСТ 6308-71, предназначены для уплотнения валов, работающих при окружной скорости не более 2 м/с. Сальниковые кольца из тонкошерстного технического войлока (СТ) по ГОСТ 288-72 предназначены для уплотнения валов, работающих при окружной скорости не более 5 м/с. При установке сальникового кольца (рисунок 2, б) в канавку крышки 2 подшипника оно приобретает форму равнобочной трапеции в поперечном сечении (рисунок 2, а). Сальниковые уплотнения не рекомендуется применять: а) в ответственных конструкциях и в условиях повышенной загрязненности окружающей среды; б) при избыточном давлении с одной из сторон кольца; в) при температуре выше 90°С. Сальниковые кольца 40, 41устанавливают на концы входного 1 и выходного 31 валов (рисунок 1) соответственно, а при работе в среде, вызывающей повышенный износ валов, рекомендуется их устанавливать на защитные втулки 3 (рисунок 2,а). Твердость шейки вала или втулки под сальником рекомендуется не менее 47HRC. Размеры сальникового войлочного кольца определяют по диаметру вала или втулки d в (рисунок 2 а). 2.2 Манжетные уплотнения Манжетные уплотнения валов относят к контактным радиального воздействия и являются самым распространенным в редукторостроении. Они осуществляется при помощи резиновой самоподжимающейся манжеты (рисунок 3 а, б, в). Рисунок 3 – Разновидности манжет, предназначенных для уплотнения валов редукторов Манжета состоит из корпуса 1, изготовленного из маслобензостойкой резины, каркаса 2 в виде стального кольца Г – образного сечения, и браслетной пружины 3. Каркас 2 придаёт манжете жёсткость и обеспечивает её плотную посадку в корпусную деталь без дополнительного крепления. Браслетная пружина стягивает уплотняющую часть манжеты, что приводит к образованию рабочей кромки шириной b = 0,4…0,6 мм (рисунок 3, г), плотно охватывающей вал. На рисунке 3,д показана браслетная пружина и способ соединения её концов при сборке. При работе в запылённых условиях используют манжеты с дополнительной рабочей кромкой 4 (рисунок 3, в), называемой «пыльником». Манжету подбирают по диаметру вала в том месте, где она устанавливается. 3 Кинематическая схема двухступенчатого илиндрического редуктора Кинематическая схема двухступенчатого цилиндрического редуктора изображена на рисунке 4. Рисунок 4 – Кинематическая схема двухступенчатого цилиндрического редуктора 4. Связь между мощностными, силовыми и кинематическими параметрами редуктора на выходном и входном валах 4.1 Мощности: P вых =P вх η ред , где P вых , P вх – мощности на выходном и входном валах редуктора соответственно, η ред – КПД редуктора η ред =η 1 ·η 2 , где η 1 , η 2 – КПД первой и второй ступеней редуктора с учётом подшипников качения соответственно (для зубчатых цилиндрических передач принимают η 1 = η 2 = 0,96…0,98) η ред =0,97·0,97=0,9409 P вых =4·0,9409= 3,7636 кВт. 4.2 Частоты вращения: n вых = n вх /u общ где n вых , n вх – частоты вращения выходного и входного валов соответственно, мин, –1 , u общ – общее передаточное число редуктора u общ = |i общ | = u 1 ·u 2 , где u 1 , u 2 – передаточные числа первой и второй ступеней редуктора соответственно; | i общ | – модуль общего передаточного отношения редуктора; |i общ | = |i 1 |·|i 2 | , где |i 1 |, |i 2 | – модули передаточных отношений первой и второй ступеней редуктора соответственно: u 1 = |i 1 |, u 2 = |i 2 | ; u 1 = z 2 /z 1 , u 2 = z 2_2 /z 1_2 , где z 1 , z 2 – числа зубьев шестерни и зубчатого колеса первой ступени редуктора; z 1_2 , z 2_2 – второй. Вычисляем u 1 = 82/14=5,857; u 2 = 87/13=6,6923; u общ = 5,857·6,6923=39,2; n вых = 700/39,2=17,86 мин -1 4.3 Вращающие моменты: Т вых =Т вх ·u общ · η ред , где Т вых , Т вх – вращающие моменты на выходном и входном валах редуктора соответственно Т вх = P вх ·10 3 /ω вх , Нм; ω вх = π· n вх / 30, с –1 (P вх , кВт ; n вх , мин –1 ; ω вх , с –1 ). Вычисляем ω вх = π·700 / 30=73,3 с -1 ; Т вх = 4·10 3 /73,3=54,57 Нм; Т вых =54,57·39,2·0,9409= 2012,72 Нм. 5. Схема определения межосевых расстояний ступеней редуктора и соответствующие вычисления Схема измерений геометрических размеров для вычисления межосевых расстояний 1 и 2 ступеней редуктора показана на рисунке 5. Рисунок 5 – Схема измерений для вычисления межосевого расстояния Межосевое расстояние: a w = l – (D 1 + D 2 )/2, где l – расстояние между крайними точками двух подшипников; D 1 , D 2 – наружные диаметры подшипников. Выполнение вычислений: 1. Проводим измерения и вычисляем межосевые расстояния a wl и a w2 первой и второй ступеней редуктора. Подсчитываем числа зубьев шестерни Z 1 и колеса Z 2 каждой ступени. 1 ступень: D 1 =62 мм; D 2 =80 мм; l=171 мм, Z 1 = 14; Z 2 = 82; 2 ступень: D 1 =80 мм; D 2 =120 мм; l =260 мм; Z 1_2 =13; Z 2_2 =87; 2. Вычисляем торцевой модуль m t =2a w /(Z 1 +Z 2 ) для зубчатых колёс быстроходной и тихоходной ступени, мм 1 ступень: 2 ступень: З. Выполняем отпечаток площадок вершин зубьев зубчатых колес первой (быстроходной) и второй тихоходной ступеней редуктора и вычисляем тангенс угла их наклона. На рисунке 6 обозначены отпечатки вершин зубьев зубчатых колёс первой и второй ступеней редуктора. Рисунок 6 – Отпечатки вершин зубьев зубчатых колёс первой и второй ступеней tg β а1 = tg 20 = 0,364 tg β а2 = tg 20 = 0,364 4. Измеряем штангенциркулем диаметры вершин зубьев зубчатых колёс d a2 и шестерен d al первой и второй ступеней. Вычисляем примерное значение тангенса угла зубьев зубчатых колёс tg β' = (d /d a ) · tgβа: 1 ступень: d a2 =17З,1 мм, через параметры колеса d 2 = 2,083·82 = 170,806 мм. tgβ' 1 =(170,806/173,1)·0,364 =0,359; β' 1 = arctg0,359= 19,75 о 2 ступень: d a2 = 281,2 мм; через параметры колеса tg β' 2 = (d 2 /d a2 )· tg β а2 ; d 2 = m t2 ·Z 2 = 3,2·87 = 278,4; tgβ' 2 =(278,4/281,2)·0,364 =0,36038; β' 2 = arctg0,36038= 19,82 о 5. Вычисляем примерное значение нормального модуля зацепления и приводим его к ближайшему стандартному (из таблицы 1) Таблица 1 – Стандартные значения нормальных модулей цилиндрических зубчатых колёс Ряд Модуль m, мм 1-й 1,0 1,25 1,5 2,0 2,5 3 4 5 6 2-й 1,125 1,375 1,75 2,25 2,75 3,5 4,5 5,5 7 1 ступень: m' n1 =2,083·cos(19,75) = 1,96 мм, принимаем стандартное значение нормального модуля для зубчатых колёс первой ступени m n1 = 2 мм. 2 ступень: m' n2 = 3,2·cos(19,82)= 3,01 мм, принимаем m n2 =3 мм. 6. Вычисляем точное значение угла наклона зубьев зубчатых колес первой и второй ступеней редуктора β=arccos(m n / m t ). 1 ступень: β 1 =arccos(m n 1 / m t1 )=arccos(2/2,083)=16,2 о ; 2 ступень: β 2 =arccos(m n 2 / m t2 )=arccos(3/3,2)=20,4 о 7. Вычисляем коэффициенты смещений X 1 и X 2 , используя следующие формулы: 1 ступень: Коэффициент смещения шестерни х 1 =(z min1 –z 1 )/z min1 , где z min1 =17cos 3 β 1 =17·0,96 3 =15,05 – минимальное число зубьев шестерни. х 1 = (15,05 – 14)/15,05=0,07. Принимаем коэффициент смещения зубчатого колеса х 2 = – х 1 = – 0,07 и коэффициент уравнительного смещения y= 0 (высотное смещение при нарезании шестерни и зубчатого колеса). 2 ступень: х 1 = (z' min1 –z 1_2 )/z' min1 z' min1 =17cos 3 β 2 =17·0,937 3 =14, х 1 = (14 – 13)/14 =0,07 Принимаем коэффициент смещения зубчатого колеса х 2 = – х 1 = – 0,07 и коэффициент уравнительного смещения y= 0 (высотное смещение при нарезании шестерни и зубчатого колеса). 8. Вычисляем геометрические параметры зубчатых колёс первой и второй ступеней. 1 ступень: Делительные диаметры Диаметры вершин зубьев Диаметры впадин зубчатых колёс Делительное межосевое расстояние Разница между действительным значением а w1 = 100 мм и расчётным а w1 = 99,984 мм связана с принятой точностью округления торцового модуля m t1 = 2,083 мм. Расчётное значение m t1 = 2,0833333…, тогда а w1 = 99,999 мм. Высота зуба Высота головки зуба Высота ножки зуба Передаточное число: U 1 = Z 2 / Z 1 = 82 / 14 = 5,857. 2 ступень: Делительные диаметры , 6 мм Диаметры вершин зубьев d а1 =d 1 +2m n2 (h a *+х 1 –y)=41,6 + 2·3(1+0,07 – 0)=48,02 мм; d а2 =d 2 +2m n2 (h a *+x 2 – y)=278,4 + 2·3(1–0,07 – 0)= 283,98 мм. Диаметры впадин зубчатых колёс d f1 =d 1 – 2m n2 (h a *+c* – х 1 )=41,6 – 2·3(1+0,25–0,07)=34,52 мм; d f2 =d 2 – 2m n2 (h a *+c*– х 2 )=278,4– 2·3(1+0,25 + 0,07)=270,48 мм. Делительное межосевое расстояние а w = ( Z 1 + Z 2 ) m t2 / 2 = (13 +87)·3,2 / 2 = 160 мм. Высота зуба h=m n2 (2h а *+c*)= 3·(2·1+0,25)=6,75 мм. Высота головки зуба Высота ножки зуба Передаточное число: U 2 = Z 2 / Z 1 = 87 / 13 = 6,692. Передаточное число редуктора: U ред = U 1 · U 2 = 5,576·6,692 = 39, 2. Коэффициенты ширины зуба колеса: 1. Относительно межосевого расстояния: 1 ступень: ψ b а1 = b 2 /а w1 = 25/100 = 0,25; 2 ступень: ψ b а2 = b 2 /а w2 = 40/160 = 0,25. 2.Относительно делительного диаметра шестерни: 1 ступень: ψ bd 1 =b 2 /d 1 = 25/29,161 = 0,857, принимаем ψ bd 1 = 0,86. 2 ступень: ψ bd 2 = b 2 /d 1 = 40/41,6 = 0,96. 6 Описание регулировки подшипников Для нормальной работы подшипников необходимо, чтобы вращение колец было легкое, свободное. Требуется создать зазоры, обеспечивающие свободное, без защемления шариков или роликов вращение подшипников. Под радиальным зазором z (рисунок 7) понимают величину перемещения в крайние положение в радиальном направлении одного кольца относительно другого. Этот зазор предназначен для предотвращения появления нежелательного натяга между кольцами и телами качения вследствие изменений размеров колец при установке подшипника и его нагрева при эксплуатации. Необходимо иметь в виду, что образовавшийся таким образом натяг может привести к заклиниванию подшипника. Рисунок 7 – Схема конического подшипника с обозначением зазоров Смещение s (рисунок 7) в крайние положения вдоль оси подшипника одного кольца относительно другого называется осевым зазором или осевым люфтом. При монтаже радиально – упорных подшипников необходимо регулировать осевой зазор. При малом регулировочном осевом зазоре может произойти заклинивание подшипника, а при большом зазоре – появиться биение вала и снизиться точность вращения. Сближение ∆ ролика и рабочей поверхности отверстия наружного кольца – это расстояние по нормали к образующим конических поверхностей ролика и дорожки качения наружного кольца. Из схемы, показанной на рисунке 7, видно, что сближение ∆ ролика и рабочей поверхности отверстия наружного кольца радиально – упорного подшипника составляет: ∆=S·sinα, где S – осевой зазор в подшипнике, зависящий от расстояния l между опорами вала и величины разности ∆t между стационарной температурой подшипникового узла t 1 и температурой помещения t 2 ; α – угол контакта. Радиальные и осевые зазоры в радиально–упорных подшипниках связаны между собой. При изменении зазора в одном направлении изменяется зазор и в другом (рисунок 7). Как правило, в радиально–упорных подшипниках зазоры регулируют при сборке осевым смещением колец подшипника. При действии значительных рабочих осевых нагрузок и повышенных требованиях к осевой погрешности установки валов (червячные и конические редукторы) в подшипниковых узлах применяют радиально-упорные подшипники, к точности регулирования осевого зазора которых предъявляют довольно высокие требования (таблица 2). Таблица 2 – Рекомендуемые осевой зазор S (осевой люфт) (рисунок 7) радиально–упорных подшипников и расстояние l между опорами вала в конструктивной схеме "враспор" Внутренний диаметр подшипника d, мм Шариковые подшипники (угол контакта α=12) Роликовые подшипники (угол конусности α=10÷16) S, мкм l, мм, менее S, мкм l, мм, менее До 30 Св.30 до 50 Св.50 до 80 Св.80 до 120 30-50 40-70 50-100 60-150 8d 7d 6d 5d 40-70 50-100 80-150 120-200 14d 12d 11d 10d Примечание: Разность температур вала и корпуса не более 20 6.1 Регулировка радиально – упорных роликовых конических и шариковых подшипников при помощи винта Установку необходимого осевого зазора S (таблица 2) можно выполнить при помощи регулировочного винта 1 (далее винт, рисунок 8). Рисунок 8 – Изменение зазора в подшипнике с помощью регулировочного винта В этом случае подшипниковый узел имеет следующую конструкцию: 1 – винт, 2 – закладная крышка подшипника, 3 – нажимная шайба. Последовательность регулирования осевого зазора при помощи винта: 1. Закручивают винт 1 до полного исчезновения осевого зазора S, о чём свидетельствует отсутствие осевого смещения вала. 2. Выкручивают винт 1 и перемещают вал в осевом направлении слева направо до момента возникновения рекомендуемого осевого зазора (контроль ведётся по индикатору часового типа, см. пункт 6.2). 3. После окончания регулирования винт 1 стопорят специальной деталью, называемой сухарём 37 (рисунок 1). Точность регулирования повышается за счёт уменьшения шага резьбы винта 1, поэтому используют винты с мелким шагом. 6.2 Регулировка радиально – упорных роликовых конических подшипников двухступенчатого цилиндрического редуктора при помощи винта На рисунке 9 показана принципиальная схема регулирования при помощи винта радиально – упорных роликовых подшипников входного (первого) вала (рисунок 6) двухступенчатого цилиндрического редуктора. Рисунок 9 – Принципиальная схема регулирования радиально – упорных роликовых конических подшипников Последовательность регулирования осевого зазора при помощи винта: 1. Редуктор 1 устанавливают и закрепляют на гладкой и ровной поверхности, например, металлическом столе. 2. Закручивают винт 1 (рисунок 8) до полного исчезновения осевого зазора S, о чём свидетельствует отсутствие осевого смещения вала. 3.Устанавливают на стол стойку3 с индикатором часового типа 2, как показано на рисунке 9. 4. Ножка индикатора 2 подводится торцу вала и вместе со стойкой 3 перемещается в осевом направлении вала так, чтобы стрелка индикатора сделала 2 – 3 оборота. 5. В этом положении закрепляют стойку на столе при помощи магнитного зажима и выставляют стрелку индикатора на нуль. 6. Выкручивают винт 1 (рисунок 8) и перемещают вал в осевом направлении слева направо до момента возникновения рекомендуемого осевого зазора (таблица 2), который контролируется по отклонению стрелки индикатора 2 (рисунок 9). 7. После окончания регулирования винт 1 стопорят специальной деталью, называемой сухарём 37 (рисунок 1). Регулировку радиально – упорных роликовых подшипников промежуточного (второго) и выходного (третьего) (рисунок 4) проводят аналогичным образом. 7 Сводная таблица измерений и вычислений Сводная таблица измерений и вычислений представлена в таблице 3. Таблица 3 – Результаты измерений и вычислений № Наименование величин 1 ступень 2 ступень 1 Межосевое расстояние a w , мм 100 160 2 Число зубьев - шестерни z 1 - колеса z 2 14 82 13 87 3 Измеренные диаметры вершин зубьев колеса d a2 , мм 173,1 281,2 4 Угол наклона площадок вершин βа, град. 20 20 5 Примерное значение угла наклона зубьев β', град. 19,75 19,82 6 Примерное значение нормального модуля m' n , мм 1,96 3,01 7 Точное значение нормального модуля зацепления m n , мм. 2 3 8 Точное значение угла наклона зубьев β, град. 16,2 20,4 9 Коэффициенты смещений - шестерни x 1 - колеса x 2 0,07 -0,07 0,07 -0,07 10 Геометрические параметры зубчатых колес: Делительные диаметры -шестерни d 1 - колеса d 2 Диаметры вершин зубьев -шестерни d a1 - колеса d a2 Диаметры впадин зубчатых колес -шестерни d f1 - колеса d f2 Высота зуба -h - головки зуба h a , мм. Коэффициент ширины зуба колеса - относительно межосевого расстояния ,ψ ва - относительно длительного диаметра шестерни,ψ вd 29,161 170,806 33,161 174,806 24,161 165,806 4,5 2 0,25 0,86 41,6 278,4 48,02 283,98 34,52 270,48 6,75 3 0,25 0,96 11 Передаточное число: - ступеней - редуктора 5,857 39,2 6,692 39,2 12 Ширина зубчатого венца колеса, b 2 25 40 Выводы: 1. При выполнении лабораторной работы изучены конструкции редукторов, компоновка их узлов и назначение отдельных деталей. 2. Получены навыки определения основных геометрических параметров цилиндрических зубчатых колёс передач редуктора. 3. Освоена методика практического определения точных значений нормального модуля и угла наклона зубьев. 4. Рассмотрены операции разборки и сборки цилиндрического редуктора и регулировки осевого зазора в конических подшипниках качения. |