Ссср в качестве учебного пособия для учащихся машиностроительных специальностей техникумов москва машиностроение 1988 2 ббк 34. 41 К
 Скачать 5.95 Mb.
|
|
§ 11.1. МУФТЫ ДЛЯ ПОСТОЯННОГО СОЕДИНЕНИЯ ВАЛОВ Если соосность соединяемых валов в процессе монтажа и эксплуатации строго выдерживается, то допустимо устанавливать жесткие муфты фланцевые табл. 11.1) и втулочные табл. 11.2). Типоразмер муфты выбирают по диамегру вала и по величине расчетного вращающего момента Муфты фланцевые (по ГОСТ 20761—80, с сокращениями) Размеры, мм Т, Нм d D l, не более L, не более Исполнение 1 2 1 2 16 16; 18 80 40 28 84 60 31,5 16; 18 20; 22 90 40 50 28 36 84 104 60 76 63 20; 22; 25; 28 100 50 60 36 42 104 124 76 83 125 25; 28; (30); 32; (35); 36 112 60 80 42 58 124 170 83 120 250 32; (35); 36; 40; 45 140 80 110 58 82 170 230 120 170 (11.1) 233 Продолжение табл. 11.1 Т, Нм d D l, не более L, не более Исполнение 1 2 1 2 400 (35); 36; 40; 45; 50 150 80 110 58 82 170 230 120 170 630 45; 50; 55; 60 170 110 140 82 105 230 290 170 220 1000 50; 55; 60; (63); 70 180 110 140 82 105 230 290 170 220 1600 50 60; (63); 65; 70; (75); 80 190 110 140 82 105 230 290 170 220 2500 70; (75); 80; (85); 90; (95); 100 224 140 170 210 105 130 165 290 350 430 220 270 340 Примечания 1. Значения Т указан для муфт из стали 40 и Л для муфт из чугуна СЧ 20 значения Т снижать в 2 раза. 2. Окружная скорость для стальных муфт (на наружном диаметре) до 70 мс, для чугунных – до 35 мс. 3. Исполнение 1 – для муфт, устанавливаемых на длинных концах валов исполнение 2 – для муфт н коротких концах валов. 4. В скобках привелены нерекомендуемые значения. 5. Пример условного обозначения муфты с Т = 400 Нм, с полумуфтами диаметрами отверстийй 40 и 45 мм, исполнений 1 и 2, материал – сталь 40: Муфта фланцевая 400-40-11-45-21 ГОСТ 20761-80 где k — коэффициент, учитывающий условия эксплуатации значения его приведены в табл. 11.3; допускаемые значения Т указаны в табл. 11.1 — 11.9. Хотя нет необходимости проверять стандартные муфты на прочность, однако для учебных проектов рекомендуется выполнение проверочных расчетов, например, для втулочных муфт со штифтовыми соединениями — проверка штифтов на срез, со шпоночными и шлицевыми соединениями — проверка этих соединений по формулам главы VIII; при расчете болтовых соединений фланцевых муфт следует учитывать, что половина общего числа болтов устанавливается в отверстия без зазора, поэтому достаточно проверить только их на срез по условию прочности где - окружная сила, приходящаяся на один болт D 0 – диаметр окружности расположения болтов z 1 — число болтов, поставленных без зазора. В некоторых учебниках рассматривается вариант установки всех болтов с зазором и приводятся формулы для расчета болтов с затяжкой, препятствующей проворачиванию полумуфт. Практически такой случай исключен, и расчет болтов на затяжку ненужен. Муфты втулочные (по ГОСТ 24246-80, с сокращениями) Размеры, мм 236 237 11.3. Значения коэффициента k, учитывающего условия эксплуатации привода Нагрузка Типы машин k Постоянная, с кратковременными перегрузками до 120% номинальной Переменная с колебаниями в пределах до 150% номинальной Со значительными колебаниями до 200% номинальной Ударная, достигающая 300% номинальной Конвейеры ленточные, станки токарные, шлифовальные, фрезерные Конвейеры цепные, пластинчатые, винтовые станки деревообделочные центробежные насосы Конвейеры скребковые и ковшовые элеваторы станки металлообрабатывающие с возвратно-поступательным движением реверсивные приводы Поршневые насосы и компрессоры прессы и молоты дробилки, шаровые мельницы 1,15 – 1,20 1,30 – 1,50 1,7 – 2,0 2,5 – 3,0 Рис. 11.1. Кулачково-дисковая муфта Размеры болтов и число их в стандарте не указаны. Можно руководствоваться такими соотношениями диаметр стержня болта б 0,08d с округлением до ближайшего большего значения по ГОСТу число болтов z = 4 при Т 10 Нм и z = 6 при Т > 10 3 Нм. Если в процессе эксплуатации привода возможно некоторое смещение валов, то их соединяют компенсирующими муфтами. К их числу относят кулач- ково-дисковые муфты (рис. 11.1); они допускают радиальное смещение валов порядка 0,03d и угловое до 30'. Наружный диаметр муфты D порядка (4-5)d. Выбирают муфту по ГОСТ 20720-81. Однако для курсовых проектов муфты этого типа рекомендовать не следует, так как они имеют большую массу, частоту вращения их приходится ограничивать из-за возможного дисбаланса при наружном диаметре до 300 мм — до 250 об/мин, св. 300 мм — до 100 об/мин. Компенсирующие муфты другого типа — цепные — представлены в табл. 11.4. Допускаемое угловое смещение до 1 o , радиальное — порядка 0,01d. В приводах, испытывающих ударные нагрузки, следует устанавливать упругие муфты втулочно- пальцевые (МУВП), технические данные их приведены в табл. 11.5; муфты упругие со звездочкой табл. 11.6), муфты с торообразной оболочкой табл. 11.7 ирис) и др. 238 239 11.4. Муфты цепные однорядные (по ГОСТ 20742-81, с сокращениями) Размеры, мм 240 241 242 11.5. Муфты упругие втулочно-пальцевые (по ГОСТ 21424-75, с сокращениями) Размеры, мм 243 244 11.6. Муфты упругие со звездочкой (по ГОСТ 14084-76, с сокращениями) Размеры, мм 245 11.7. Муфты упругие с торообразной оболочкой (по ГОСТ 20884-82, с сокращениями) Размеры, мм 246 § 11.2. ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫЕ МУФТЫ Для предохранения приводных устройств от повреждений при возникновении случайных перегрузок, превышающих расчетную нагрузку, применяют муфты, автоматически размыкающие приводную линию. Из большого количества конструкций предохранительных муфт, описанных в работе [15], ниже рассмотрены наиболее распространенные их типы сравнительно простой конструкции. Для аварийного одноразового выключения привода при непредусмотренном резком повышении нагрузки применяют муфты с разрушающимися элементами включение привода возможно лишь после замены разрушенного элемента, что затрудняет эксплуатацию. Поэтому такие муфты устанавливают в тех передачах, для которых аварийные ситуации маловероятны. Простейшая муфта данного типа — со срезным штифтом (рис. 11.3); материал штифта - сталь 45, закаленная до твердости HRC 38-43; втулки из стали Х, HRC 48-53; расстояние R от оси вала до оси штифта порядка (вала. Диаметр штифта определяют из условия среза его силой F max , возникающей при аварийной нагрузке F max = T max / R; площадь поперечного сечения штифта вместе среза (с учетом ослабления ее риской, если она предусмотрена) где T max принимают на 5-10% выше расчетного Т р = k Т ном (значения k см. табл. 11.3); предел прочности на срез для указанной стали в ср = 400 МПа. Полученный по расчету диаметр штифта округляют по ГОСТ 3128 — 70 и уточняют размер R так, чтобы было выполнено условие ноне ср ! Наружный диаметр втулки d вт (3 5) ш ; длина втулок в каждой полу- муфте l d вт + 3 мм. (11.3) (11.4) 248 В передачах, испытающих переменные нагрузки, следует устанавливать предохранительные муфты многократного действия при критической нагрузке они должны срабатывать, а при снижении передаваемого момента до расчетной величины – автоматически включать передачу. К числу таких муфт относят муфты предохранительные кулачковые табл. 11.8) и шариковые табл. 11.9). При значительных колебаниях нагрузки и 11.8. Муфты предохранительные кулачковые по ГОСТ 15620-77, с сокращениями) Размеры, мм Т, Нм d d 1 D L l l 1 Частота вращения, об/с Исполнение 1 2 и 3 16 25 40 63 100 16* 16; 18** 20; 22 20; 22; 25 25; 28 48 56 56 65 80 56 71 71 85 100 80 85 105 110 140 40 40 50 50 60 28 28 36 36 42 18 21 24 28 32 17 13 13 10 8 160 28 80 125 160 60 42 36 8 32 80 58 36 250 38 90 140 180 80 58 42 7 40 90 140 180 110 82 42 400 38 105 180 190 80 58 48 5 40; 42 110 82 48 45 110 82 48 * ) Для исполнения 3 d = 15 мм ** ) Для исполения 3 d = 15 мм и d = 17 мм Примечания. 1 Стандартом установлно три исполнения 1 – с гладким отверстием и шпоночным пазом 2 – с прямобочными шлицами 3 – с эвольвентными шлицами. 2. Условное обозначение муфты с номинальным моментом Т = 250 Нм, d = 40 мм, исполнения 1: Муфта предохранительная кулачковая 250-40-1 ГОСТ 15620-77 249 11.9. Муфты предохранительные шариковые по ГОСТ 15621-77, с сокращениями) Размеры, мм Т, Нм d d 1 D L l l 1 Частота вращения, об/с Исполнение Исполнение 1 2 3 1 2 и 3 16 16 50 56 90 40 28 18 17 25 16;18 - 17 65 71 100 40 28 21 13 40 20; 22 65 71 120 50 36 24 13 63 22 70 80 120 50 42 28 10 25 60 100 25 и 28 85 95 150 60 42 32 8 160 28 85 100 190 60 42 36 8 32 80 58 250 38 100 125 220 80 110 58 82 42 7 40 400 38 100 155 260 80 110 58 82 48 5 40; 45 42 48 45 Примечания. 1 Стандартом установлно три исполнения 1 – с гладким отверстием и шпоночным пазом 2 – с прямобочными шлицами 3 – с эвольвентными шлицами. 2. Условное обозначение муфты с номинальным моментом Т = 250 Нм, d = мм, исполнения 1: Муфта предохранительная шариковая 250-40-1 ГОСТ 15621-77 частых срабатываниях в муфтах возникают большие динамические нагрузки, поэтому область их применения ограничена до частот вращения порядка 300 — 400 об/мин. Более удобны в эксплуатации муфты предохранительные фрикционные дисковые (табл. 11.10). Момент срабатывания таких муфт под действием критической нагрузки регулируют пружинами, создающими осевую силу F a ; предельное значение ее определяют из условия, чтобы давление на диски не превышало допускаемой величины [p]: где [p] = 0,25 МПа для несмазываемых муфт с асбестовыми обкладками на дисках для смазываемых муфт со стальными дисками р = 0,8 МПа тоже, с бронзовыми дисками р = 0,5 МПа и D 2 - наружный и внутренний диаметры кольцевой поверхности трения дисков. Предельный момент Т пр начала срабатывания муфты определяют из условия равенства его моменту от сил трения на дисках (11.5) 250 где f — коэффициент трения для смазываемых бронзовых и стальных дисков со смазкой f = 0,08; для дисков с асбестовой обкладкой f = 0,3; R - приведенный радиус кольца трения, Предельный момент Т пр принимают на 5-10% выше расчетного р kТ ном , где k — коэффициент по табл. 11.3. 11.10. Муфты предохранительные фрикционные по ГОСТ 15622-77, с сокращениями) Размеры, мм Т, Нм d d 1 D L l l 1 Частота вращения, об/с Исполнение Исполнение 1 2 3 1 2 и 3 16 16 16 15 38 50 83 40 28 18 250 25 16; 18 18 15; 17 45 95 90 40 28 21 150 40 18 - 17 45 130 95 40 28 24 150 20; 22 50 36 24 100 63 100 20; 22 55 150 120 50 36 28 100 25 60 42 25; 28 65 165 125 60 42 32 30 - 30 80 58 160 28 70 180 150 60 42 36 80 32 80 58 250 36 38 38 70 185 160 80 58 42 60 40 - 40 110 82 400 38 90 205 180 80 58 48 40 42;45;48 42; 48 42; 45 110 82 630 45;50;55 48;54 45; 50;55 95 220 240 110 82 56 40 1000 50; 55 54 50; 55 120 260 270 110 82 67 35 60; 63 60 60 140 105 1600 63; 65; 70; 75 65; 72 60; 65; 70; 75 140 290 285 140 105 75 35 2500 70; 75 72 70; 75 150 315 330 140 105 90 80; 85; 90 82; 92 80; 85; 90 170 130 4000 80; 85; 90 82; 92 80; 85;90 160 370 355 170 130 120 35 100 102 100 210 165 Примечания. 1 Стандартом установлно три исполнения 1 – с гладким отверстием и шпоночным пазом 2 – с прямобочными шлицами 3 – с эвольвентными шлицами. 2. Условное обозначение муфты с номинальным моментом Т = 400 Нм, d = 45 мм, исполнения 1: Муфта предохранительная фрикционная 400-45-1 ГОСТ 15622-77 (11.6) 251 Искомое число пар трения Полученный результат округляют до четного числа и находят число ведущих дисков z 1 =0,5z и ведомых z 2 = z 1 + 1. Пример. Рассчитать предохранительную фрикционную дисковую муфту для соединения валов диаметром d = 40 мм, передаваемый номинальный момент Т н = 200 Нм, частота вращения п = 600 об/мин. Решение. По табл. 11.10 находим наружный диаметр муфты D = 185 мм, Т н = 200 Нм. Принимаем коэффициент запаса сцепления = 1,25; расчетный момент Т р = Т н = 1,25 • 200 = 250 Нм. Диски стальные, ведущие — с асбестовыми обкладками коэффициент трения f = 0,3; [p] 0,25 МПа. Диаметры кольца трения наружный D 1 = (3,5 4)d = (3,5 4) 40 = 140 160 мм принимаем D 1 = 150 мм внутренний D 2 = 2,5d = 2,5 • 40 = 100 мм. Приведенный радиус кольца трения Допускаемая осевая сила Число пар трения Округляем до четного числа z = 6. Число дисков ведущих z 1 = z/2= 3; ведомых z 2 = z 1 + 1 = 4. Уточняем условие F a [F a ] выполнено. (11.7) 252 ГЛАВА XII ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА И ПРОЕКТИРОВАНИЯ ПРИВОДОВ § 12.1. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА С ОДНОСТУПЕНЧАТЫМ ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ КОСОЗУБЫМ РЕДУКТОРОМ И ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косо- зубый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру (рис. 12.1). Полезная сила, передаваемая лентой конвейера, л = = 8,55 кН; скорость ленты л = 1,3 мс диаметр приводного барабана б = 400 мм. Редуктор нере- версивный, предназначен для длительной эксплуатации работа односменная валы установлены на подшипниках качения. Формулы для расчета зубчатых колес см. гл. III, цепной передачи - гл. VII, валов — гл. VIII, подшипников – гл. IX. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет (рис. 12.2) По табл. 1.1 примем КПД пары цилиндрических зубчатых колес 1 = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников клчеиия, 2 = 0,99; КПД открытой цепной передачи 3 = 0,92; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, 4 = 0,99. 253 Обший КПД привода = 1 2 2 3 4 = 0,98 0,99 2 0,92 0,99 = 0,875 Мощность навалу барабана б = л л = 8,55 1,3 = 11,1 кВт. Требуемая мощность электродвигателя Угловая скорость барабана Частота вращения барабана В табл. П (см. приложение) по требуемой мощности Р тр = 12,7 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи (см. §1.3, гл. I, возможные значения частных передаточных отношений для цилиндрического зубчатого редуктора р = 3 6 и для цепной передачи п = 3 6, общ = р п = 9 36), выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения об/мин А 160 МУЗ, с параметрами Р дв = 15,0 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения п дв = 1000 — 26 = 974 об/мин, а угловая скорость дв Проверим общее передаточное отношение 254 что можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36 большее значение принимать не рекомендуют. Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять для редуктора по ГОСТ 2185-66 и р = 5; для цепной передачи Частоты вращения и угловые скорости иалов редуктора и приводного барабана Вал В Вал С Вал А Вращающие моменты Навалу шестерни навалу колеса II. Расчет зубчатых колес редуктора Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. III, табл. 3.3); для шестерни сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка -улучшение, но твердость на 30 единиц ниже — НВ 200. Допускаемые контактные напряжения формула (3.9)] где Н lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов По табл. 3.2 гл. для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) Н lim b = 2 НВ + 70 К — коэффициент долговечности при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К = 1; коэффициент безопасности S H = 1,10. Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10) гл. 255 Н = 0,45 (Н + Н для шестерни 482 МПа для колеса 428 МПа. Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение Н = 0,45 (482 + 428) = 410 МПа. Требуемое условие Н 1,23 Н выполнено. Коэффициент КН, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор (см. рис. 12.2), примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1, как в случае несимместричного расположения колес, значение КН = 1,25. Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосе- вому расстоянию Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (3.7) гл. III где для косозубых колес Ка 43, а передаточное число нашего редуктора и = и р = 5. Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 a w = 200 мм. Нормальный модуль зацепления принимаем последующей рекомендации т п = (0,01 0,02) a w = (0,01 0,02) 200 = 2 4 мм принимаем по ГОСТ 9563 — 60* т п = 2,5 мм. Примем предварительно угол наклона зубьев = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса см. формулу (3.16) : Принимаем z 1 = 26; тогда z 2 = и = 26 5 = 130. Уточненное значение утла наклона зубьев 256 Основные размеры шестерни и колеса Диаметры делительные Проверка диаметры вершин зубьев ширина колеса b 2 = ba a w = 0,4 200 = 80 мм ширина шестерни b 1 = b 2 + 5 мм = 85 мм. Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру Окружная скорость колеси степень точности передачи При тaкой скорости для косозубых колес следует принять ю степень точности. Коэффициент нагрузки Значения К Н даны в табл. 3.5; при bd = 1,275, твердости НВ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи КН. По табл. 3.4 гл. III при v = 3,38 мс и й степени точности КН 1,08. По табл. 3.6 для косозубых колес при v 5 мс имеем КН v = 1,0. Таким образом, КН 1,155 х 1,08 х 1,0 = 1,245. Проверка контактных напряжений по формуле (3.6): 257 Силы, действующие в зацеплении формулы (8.3) игл окружная радиальная осевая F a = F t tg = 3750 tg 12°50' = 830 H. Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3.25): Здесь коэффициент нагрузки К = К F К Fv . По табл. 3.7. при bd = 1,275, твердости НВ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K F = 1,33. По табл. 3.8 К = 1,3. Таким образом, коэффициент K F = 1,33 1,3 = 1,73; Y F — коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев см. гл. III, пояснения к формуле (3.25)]: у шестерни у колеса Допускаемое напряжение по формуле (3.24) По табл. 3.9. для стали 45 улучшенной при твердости НВ 350 0 F lim b = 1,8 НВ. Для шестерни 0 F lim b = 1,8 200 = 360 МПа. S F = S F S F - коэффициент безопасности см. пояснения к формуле (3.24) , где S F = 1,75 (по табл. 3.9), S F = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, S F = 1,75. Долпускаемые напряжения для шестерни для колеса Находим отношения для шестерни для колеса 258 Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для котоорого найденное отношение меньше. Определяем коэффициенты и см. гл. , пояснения к формуле (3.25) : для средних значений коэффициента торцового перекрытия = 1,5 и й степени точности K F = 0,92. Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25): Условие прочности выполнено. III. Предварительный расчет валов редуктора Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Ведущий вал диаметр выходного конца при допускаемом напряжения к = 25 МПа по формуле. (8.16) гл. VIII Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя (см. рис. 12.1), то необходимо согласовать диаметры ротора d дв и вала в. Иногда принимают в = d дв . Некоторые муфты, например УВП (см. гл. XI), могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного электродвигателя (см. табл. П) диаметр вала может быть 42 или 48 мм.Примем d дв = 42 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424 — 75 срасточка- ми полумуфт под d дв = 42 мм ив мм (рис. 12.3). Примем под подшипниками п = 40 мм. Шестерню выполним заодно целое с валом (см. рис. 10.6). Иногда вал электродвигателя не соединяется непосредственно сведущим валом редуктора, а между ними имеется ременная или цепная передача (рис. 12.4). 259 Ведомый вал (рис. 12.5). Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем к = 20 МПа. Диаметр выходного конца вала Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда см. гл. VIII, пояснения к формуле (8.16)]: в = 55 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем в = 60 мм, под зубчатым колесом в = 65 мм. Диаметры остальных участков валов назначают исходя нз конструктивных соображений при компоновке редуктора. IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса Шестерню выполняем заодно целое с валом (см. риса ее размеры определены выше d 1 = 66,66 мм в = 71,66 мм b 1 = 85 мм. Колесо кованое (см. гл. X, риса и табл. 10.1): d 2 = 333,34 мм а = 338,34 мм b 2 = 80 мм Диаметр ступицы ст = l,6 к = 1,6 65 = 100 мм длина ступицы ст = = (1,2 1,5) к = (1,2 1,5) 65 = 78 98 мм, принимаем ст = 80 мм. Толщина бода о = (2,5 4) т п = (2,5 4) 2,5 = 6,25 10 мм, принимаем о = 10 мм. Толщина диска С = 0,3 b 2 = 0,3 80 = 24 мм. V. Конструктивные размеры корпуса редуктора см. рис. 10.18 и табл. 10.2 и 10.3) Толщина стенок корпуса и крышки = а + 1 = 0,025 200 + 1 =6 мм, принимаем = 8 мм 1 = а + 1 = 0,02 200 + 1=5 мм, принимаем 1 = 8 мм. 260 Толщина фланцев поясов корпуса к крышки верхнего пояса корпуса и пояса крышки b = 1,5 = 1,5 8 = 12 мм b 1 = 1,5 1 = 1,5 8 = 12 мм нижнего пояса корпуса р = 2,35 = 2,35 8 = 19 мм принимаем р = 20 мм. Диаметр болтов фундаментных d 1 = (а + 12 = (0,03 0,36) 200 + 12 = 18 19,2 мм принимаем болты с резьбой М крепящих крышку к корпусу у подшипников d 2 = (0,7 0,75) d 1 = (0,7 0,75) 20 = 14 15 мм принимаем болты с резьбой М соединяющий крышку с корпусом d 3 = (0,5 0,6) d 1 = (0,5 0,6) 20 = 10 12 мм принимаем болты с резьбой M12. VI. Расчет цепной передачи Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (см. гл. VII. табл. 7.15). Вращающий момент на ведущей звездочке Т = Т = 625 10 3 Н мм Передаточное число было принято ранее и ц = 3,14 Число зубьев ведущей звездочки см. с. 148] z 3 = 31 - 2 и ц = 31 – 2 3,14 25; ведомой звездочки z 4 = z 3 и ц = 25 3,14 – 78,3. Принимаем z 3 = 25 и z 4 = 78. Тогда фактическое Отклонение Расчетный коэффициент нагрузки см. гл. VII, формулу (7.38) и пояснения к ней К э = k д k а k н k р k см k п = 1 1 1 1 1,25 1 1 = 1,25, 261 где д = 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру а = 1 учитывает влияние межосевого расстояния а = 1 при а ц (30 60)t ; н = 1 – учитывает влияние угла наклона линии центров (несли этот угол не превышает о в данном примере = о, см. рис. 12.1); р учитывает способ регулирования натяжения цепи р = 1,25 при периодическом регилировании натяжения цепи см = 1 при непрерывной смазке п учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе п = 1. Для определения шага цепи по формуле (7.38) гл. VII надо знать допускаемое давление р в шарнирах цепи. В табл. 7.18 допускаемое давление р задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета по формуле (7.38) величиной р следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения Среднее значение допускаемого давления при п 200 об/мин р = 23 МПа. Шаг однорядной цепи (т = 1) Подбираем по табл. 7.15. цепь ПР, 75-88, 50 по ГОСТ 13568-75, имеющую мм разрушающую нагрузку Q 88,5 кН; массу q = 3,8 кг/м; А оп = 262 мм 2 Скорость цепи Окружная сила Давление в шарнире проверяем по формуле (7.39) Уточняем по табл. 7.18 допускаемое давление р = 22 [1 + 0,01 (z 3 - 17)] = = 22 [1 + 0,0,1 (25 - 17)] = 23,76 МПа. Условие р < р выполнено. В этой формуле МПа — табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18 при п = 200 об/мин и t = 31,75 мм. Определяем число звеньев цепи по формуле (7.36) где ; z = z 3 + z 4 = 25 +78 = 103. 262 Тогда Округляем до четного числа L t = 152. Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле (7.37) Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния нате. на 1562 0,004 6 мм. Определяем диаметры делительных окружностей звездочек см. формулу (7.34)] Определяем диаметры наружных окружностей звездочек см. формулу (7.35)] где d 1 = 19,05 MM — диаметр ролика цепи (см. табл. 7.15); Силы, действующие на цепь окружная ц = 4950 Н — определена выше от центробежных сил F v = qv 2 = 3,8 • 2,56 2 25 Н, где q — = 3,8 кг/м по табл. 7.15; от провисания F f = 9,81 k f ц = 9,81 • 1,5 3,8 1,562 = 88 Н, где k f = 1,5 при угле наклона передачи 45°. Расчетная нагрузка на валы F B = ц + 2F f = 4950 + 2 • 88 = 5126 Н. Проверяем коэффициент запаса прочности цепи по формуле (7.40)] 263 Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s] 9,4 (см. табл. 7.19); следовательно, условие s > [s] выполнено. Размеры ведущей звездочки ступица звездочки ст 1,6 55 = 88 мм ст = (1,2 1,6) 55 = 66 88 мм принимаем ст = 85 мм толщина диска звездочки 0,93В вн = 0,93 • 19,05 18 мм, где В вн — расстояние между пластинками внутреннего звена (см. табл. 7.15). Аналогично определяют размеры ведомой звездочки. VII. Первый этап компоновки редуктора рис. 12.6) Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колеси звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников. Компоновочный чертеж выполняем водной проекции — разрез по осям валок при снятой крышке редуктора желательный масштаб 1 : 1, чертить тонкими линиями. Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию затем две вертикальные линии — оси валов на расстоянии a w = 200 мм. Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников шестерня выполнена заодно целое с валом длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А = 1,2 ; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = ; в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = ; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни. Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии габариты подшипников выбираем по диаметру вала вместе посадки подшипников п = 40 мм и п = 60 мм (см. рис. 12.3 и 12.5). По табл. ПЗ имеем Условное обозначение подшипника d D B Грузоподъемность, кН Размеры, мм С С 308 312 40 60 90 130 23 31 41,0 81,9 22,4 48,0 Примечание. Наружный диаметр подшипника D = 90 мм оказался больше даиемтра окружности вершин зубьев d a1 = 71,66 мм. 264 Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливают мазеудерживающие кольца (см. гл. IX, рис. 9.47). Их ширина определяет размеру мм. Измерением находим расстояния на ведущем валу l 1 = 78 мм и на ведомом мм. Примем окончательно l 1 = l 2 = 82 мм. Глубина гнезда подшипника г В для подшипника 312 В = 31 мм г = 1,5 31 = 46,5 мм примем г = 46 мм. Толщину фланца крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d o отверстия в этом фланце = 14 мм (рис. 12.7). Высоту головки болта примем б = 0,7 12 = 8,4 мм. Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага t. Таким образом, l = t + 5 = 31,75 + 5 = 36,75 мм. Измерением устанавливаем расстояние l 3 = 81 мм, определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно l 3 = 82 мм. 265 VIII. Проверка долговечности подшипника см. § 9.7) Ведущий вал (рис. 12.8). Из предыдущих расчетов имеем F t = 3750 Н, F r = 1400 Ни а = 830 Низ первого этапа компоновки l 1 = 82 мм. Реакции опор в плоскости х в плоскости у Подбираем подшипники поболее нагруженной опоре 1. Намечаем радиальные шариковые подшипники 308 (см. приложение, табл. ПЗ): d мм D = 90 мм В = 23 мм С = 41,0 кН и С = 22,4 кН. Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3) в которой радиальная нагрузка Р 2060 Н осевая нагрузка Р = F a = 830 Н V = 1 (вращается внутреннее кольцо коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров К б = 1 (см. табл. 9.19); К Т = 1 (см. табл. 9.20). Проверка R y1 + R 2 – F r = 868 + 532 – 1400 = = 0 Cуммарные реакции 266 Отношение этой величине (по табл. 9.18. соответствуете. Отношение Хи. Расчетная долговечность, млн. об формула (Расчетная долговечность, ч что больше установленных ГОСТ 16162 — 85 (см. также с 307). Ведомый вал (рис. 12.9) несет такие же нагрузки, как и ведущий : Нагрузка навал от цепной передачи в = 5126 Н. Составляющие этой нагрузки Из первого этапа компоновки l 2 = 82 мм и l 3 = 82 мм. Реакции опор в плоскости xz Проверка R x3 + R x4 – (F t + F вх ) = 75 + 7275 – (3750 + 3600) = 0; в плоскости yz 267 Проверка у + F ву – (F r + у) = 1675 + 3600 – (1400 + 3875) = 0. Суммарные реакции Выбираем подшипники поболее нагруженной опоре 4. Шариковые радиальные подшипники 312 средней серии (см. табл. ПЗ): d = 60 мм D = 130 мм В = 31 мм С = 81,9 кН и С = 48,0 кН. Отношение этой величине (по табл. 9.18) соответствуете (получаем, интерполируя. Отношение следовательно, X = 1, Y = 0. Поэтому Р э = P r4 VK б K Т = 8200 1 1,2 1 = 9840 Н. Примем К б = 1,2, учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения) Расчетная долговечность, млн. об Расчетная долговечность, ч 268 здесь п = 194 об/мин -частота вращения ведомого вала. Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36 000 ч (таков ресурс самого редуктора, ноне должен быть менее 10 000 ч минимально допустимая долговечность подшипника. В нашем случае подшипники ведущего вала 308 имеют ресурс L h 60 10 3 ч, а подшипники ведомого вала 312 имеют ресурс L h 50 10 3 ч. IX. Второй этап компоновки редуктора рис. 12.10) Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей. Рис. 12.10. Второй этап компоновки редуктора Примерный порядок выполнения следующий. Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее (см. п. IV). Шестерню выполняем заодно целое с валом. Конструируем узел ведущего вала а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающне кольца (см. рис. 9.39). Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1—2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, 269 что и подшипники ( 40 мм. Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников в) вычерчиваем крышки подшипников (см. рис. 9.31—9.33) с уплотнительными прокладками (толщиной 1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема. Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, таки при жидких смазочных материалах (см. §9.5); г) переход вала 40 к присоединительному концу 32 мм выполняют на расстоянии 10—15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала заголовки болтов крепления крышки. Длина присоединительного конца вала 32 мм определяется длиной ступицы муфты. Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание наследующие особенности а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки — с другой место перехода вала от 65 мм к 60 мм смещаем на 2 — 3 мм внутрь распорной втулки стем, чтобы гарантировать прижатие мазеудержива- ющего кольца к торцу втулки (а не к заплечику вала. б) отложив от середины редуктора расстояние l 2 , проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники в) вычерчиваем мазеудержнвающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами г) откладываем расстояние l 3 и вычерчиваем звездочку цепной передачи ступица звездочки может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступил за пределы редуктора на большую длину. Переход от 60 мм к 55 мм смещаем на 2 — 3 мм внутрь подшипника стем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника а не к валу. Это кольцо — между внутренним кольцом подшипника и ступицей звездочки — не допускает касания ступипы и сепаратора подшипника дот осевого перемещения звездочка фиксируется па валу торцовым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним иди двумя винтами. Следует обязательно предусмотреть зазор между торцом вала и шайбой в 2 — 3 мм для натяга. На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5 — 10 мм меньше длин ступиц. Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колеси звездочки относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняем реакции опор * Если нет особых указаний, то можно располагать оси подшипников ведущего и ведомого валов на одной прямой линии. 270 и вновь проверяем долговечность подшипников. X. Проверка прочности шпоночных соединений Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23360— 78 (см. табл. 8.9). Материал шпонок — сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности по формуле (8.22) Допускаемые напряжения смятия пристальной ступице см = 100 120 МПа, при чугунной см = 50 70 МПа. Ведущий вал мм ; b х h = 10 х 8 мм ; t 1 = 5 мм ; длина шпонки l = 70 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм, см. табл. 11.5); момент на ведущем валу Т = 125 10 3 Н мм; материал полумуфт МУВП — чугун марки СЧ 20). Ведомый вал. Из двух шпонок — под зубчатым колесом и под звездочкой - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки. Проверяем шпонку под звездочкой d = 55 мм b x h = 16 х 10 мм t l = 6 мм длина шпонки l = 80 мм (при длине ступицы звездочки 85 мм момент Т = 625 10 3 Н мм; обычно звездочки изготовляют из термообработаниых углеродистых или леги- ровачных сталей. Условие см < см выполнено. XI. Уточненный расчет валов Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему). Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s [s]. Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов. Ведущий вал (см. рис. 12.8). Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом, те. сталь 45, термическая обработка — улучшение. 271 По табл. 3.3 при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае d a1 = 71,66 мм) среднее значение в = 780 МПа. Предел выносливости при симметричном цикле изгиба Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений Сечение А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Коэффициент запаса прочности где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла При d = 32 мм b = 10 мм t 1 = 5 мм по табл. 8.5. Принимаем k = 1,68 (см. табл. 8.5), 0,76 (см. табл. 8.8) и 0,1. ГОСТ 16162—78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть при 25 10 3 Н мм < Т Б < 250 10 3 Н мм. Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм (муфта УВП для валов диаметром 32 мм, получим изгибающий момент в сечении А – А от консольной нагрузки = 35,4 10 3 Н мм. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям 272 здесь опущены промежуточные выкладки (аналогичные выкладки см. ниже в расчете ведомого вала нас. Результирующий коэффициент запаса прочности получился близким к коэффициенту запаса s = 7,85. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Надо сказать и о том, что фактическое расхождение будет еще меньше, так как посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полу- муфты, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений. Такой большой коэффициент запаса прочности (7,85 или 7,1) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя. По той же причине проверять прочность в сечениях Б — Б и В — В нет необходимости. Ведомый вал (см. рис. 12.9). Материал вала — сталь 45 нормализованная в = 570 МПа (см. табл. 3.3). Пределы выносливости -1 = 0,43 570 = 246 МПа и -1 = 0,58 246 = 142 МПа. Сечение А — А. Диаметр вала в этом сечении 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см. табл. 8.5): k =1,59 и k = 1,49; масштабные факторы = 0,775; = 0,67 (см. табл. 8.8); коэффициенты и 0,1. Крутящий момент Т 625 • 10 3 Н • мм. Изгибающий момент в горизонтальной плоскости (см. рис. 12.9) изгибающий момент в вертикальной плоскости суммарный изгибающий момент в сечении А — А Момент сопротивления кручению (d = 65 мм b = 18 мм t 1 = 7 мм) 273 Момент сопротивления изгибу (см. табл. 8.5.) Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений Амплитуда нормальных напряжений изгиба Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям Коэффициенты запаса прочности по касательным напряжениям Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А А Сечение К - К. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7.); принимаем и = 0,1. Изгибающий момент Осевой момент сопротивления Амплитуда нормальных напряжений 274 Полярный момент сопротивления Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К – К Сечение Л – Л. Концентрация напряжений обусловлена переходом от 60 мм к 55 мм при и коэффициенты концентрации напряжений k =1,65 и k = 1,19 (см. табл. 8.2). Масштабные факторы см. табл. 8.8) = 0,8; = 0,69. Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К – К. Осевой момент сопротивления сечения Амплитуда нормальных напряжений Полярный момент сопротивления Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений Коэффициенты запаса прочности 275 Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л – Л. Сечение Б – Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см. табл. 8.5): k =1,59 и k = 1,49; = 0,8; = 0,69. Изгибающий момент (положим х = 60 мм) Момент сопротивления сечения нетто при b = 16 мм и t 1 = 6 мм Амплитуда нормальных напряжений изгиба Момент сопротивления кручению сечения нетто Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений Коэффициенты запаса прочности Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б – Б. Сведем результаты проверки в таблицу 276 Сечен не А -А К- КЛ -Л Б- Б Коэффициент запаса s 7,2 3,2 3,9 4,45 Во всех сечениях s > [s]. XII. Вычерчивание редуктора Редуктор вычерчивают в двух проекциях (рис. 12.11) на листе формата Ах мм) в масштабе 1 :1 с основной надписью и спецификацией. XIII. Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13. Посадка зубчатого колеса навал Н / р6по ГОСТ 25347-82. Посадка звездочки цепной передачи навал редуктора Н / р. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7. Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 10.13. 277 Поз. Обозначение Наименование Кол. Примечание Документация Пояснительная записка Сборочный чертеж 1 1 1 2 3 4 5 6 7 9 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 Детали Вал-шестерня ведущий Кольцо уплотнительнсе Крышка подшипника сквозная Прокладка регулировочная ; комплект Кольцо мазеудержнвающее Крышка подшипника глухая Кольцо уплотнительное Шайба торцовая Планка стопорная Корпус редуктора Крышка корпуса Крышка смотрового окна Прокладка Крышка подшипника тлучая Маслоуказатель жезловый Прокладка Пробка Звездочка ведущая Крышка подшипника сквозная Кольцо распорное Кольцо мазеулерживаюшее Втулка распорная Колесо зубчатое цилиндрическое Вал ведомый Прокладка регулировочная ; комплект 1 1 1 2 2 1 1 1 1 ! 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 2 1 1 1 2 Сталь 45 Войлок СЧ 15 Сталь 10 Сталь Ст.З СЧ 15 Войлок Сталь СтЗ Сталь Ст СЧ 15 СЧ 15 СЧ 15 Картон технический СЧ 15 Сталь т Резина маслостойкая Сталь Ст Сталь Х СЧ 15 Сталь Ст Сталь Ст Сталь Ст Сталь 45 Сталь 45 Сталь 10 101 102 103 104 Стандартные изделия Болт М10х30.5Х ГОСТ 7798-70* Шайба пружинная 10 ГОСТ 6402-70* Болт М6х20.58 ГОСТ 7798-70* Болт М х 100.58 ГОСТ 7 79 8- 70* 8 8 4 4 278 105 106 107 108 109 110 111 112 113 114 115 116 117 118 119 120 121 Гайка М ГОСТ 5915-70* Шайба пружинная 16 ГОСТ 6402-70* Болт М х 11.58 ГОСТ 7798-70* Гайка М ГОСТ 5915-70* Шайба пружинная 16 ГОСТ 6420-70* Болт М х 30.58 ГОСТ 7798-70* Гайка М ГОСТ 5915-70* Шайба пружинная 12 ГОСТ 6402-70* Болт М х 32.58 ГОСТ 7798-70* Болт М х 30.58 ГОСТ 7798-70* Шайба пружинная 12 ГОСТ 6402-70* Шпонках х 80 ГОСТ 23360-78 Шпонках х 70 ГОСТ 23360-78 Подшипник 312 ГОСТ 8338-75 Подшипник 308 ГОСТ 8338-75 Штифт 10 х 35 ГОСТ 3129-70 Прочие изделия Пресс-масленка М х 1 ГОСТ 20905-75 4 4 4 4 4 4 4 4 1 12 12 1 1 2 2 2 4 Обозначение документа по ГОСТ 2.201-80 Изм. Лист № докум. Подп. Дата Разраб. Редуктор косозубый одноступенчатый Лит. Лист Масштаб Пров. Индекс предприятия учебного заведения) Н. контр. Утв. XIV. Выбор сорта масла Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета дм масла на 1 кВт передаваемой мощности V = 0,25 12,7 3,2 дм 3 По табл. 10.8 устанавливаем вязкость масла. Приконтактных напряжениях Н = 392 МПа и скорости v = 3,38 мс рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 10 -6 мс. По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*). Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 (см. табл. 9.14), периодически пополняем его шприцем через пресс- масленки. XV. Сборка редуктора Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 о С; в ведомый вал закладывают шпонку 18 х 11 хи напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала затем надевают распорную втулку, мазе- удерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться отру- кии закрепляют крышки винтами. Далее наконец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением винт торцового крепления стопорят специальной планкой. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жез- ловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями. |