Второй этап компоновки редуктора

Целью второго этапа компоновки редуктора является конструктивное оформление зубчатых колес, валов, корпуса, подшипниковых узлов и подготовка данных для уточненного расчета валов.

В ходе выполнения данного этапа проводят следующие мероприятия [14].

1. Вычерчивают шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню рекомендуется при малых размерах выполнять заодно целое с валом.

2. Конструируют узел ведущего вала:

а) наносят осевые линии, вычерчивают в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);

б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки- корпуса вычерчивают мазеудерживающие кольца, для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливают на тот же диаметр, что и подшипники (фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников);

в) вычерчивают крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной ~ 1 мм) и болтами; болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует, вырыв на плоскости разъема;
показывают уплотнения в крышках, через которые выходит конец вала (войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой, уплотнения манжетного типа используют как при пластичных, так и при жидких смазках);

г) переход подшипниковой шейки вала к присоединительному концу
выполняют на расстоянии 10 — 15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки (длина присоединительного конца вала определяется длиной ступицы муфты и принимается по стандартному ряду).

3. Аналогично конструируется узел ведомого вала. При этом необходимо учитывать следующие особенности:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматривается утолщение вала с одной стороны и установка распорной втулки — с другой; место перехода вала от большего диаметра к меньшему смещают на 2 — 3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки;

б) проводят осевые линии и вычерчивают подшипники;

в) вычерчивают мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;

г) вычерчивают звездочку цепной передачи, шкив или зубчатое колесо внешней передачи; ступица при этом может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину.

д) от осевого перемещения звездочка, шкив или колесо фиксируется на валу торцовым креплением при помощи шайбы; шайба прижимается к торцу ступицы одним или двумя винтами (следует обязательно предусмотреть зазор между торцом вала и шайбой в 2 — 3 мм для натяга).

На ведущем и ведомом валах применяют обычно шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360 — 78. Вычерчиваются шпонки, при этом их длины принимают на 5 — 10 мм меньше длин ступиц.

Непосредственным измерением уточняют расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и звездочки, шкива или внешнего колеса относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняют реакции опор и вновь проверяют долговечность подшипников.

Проверка прочности шпоночных соединений

Как уже указывалось в большинстве редукторов применяют шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок выбирают по ГОСТ 23360 – 78 в зависимости от диаметра шейки вала. Материал шпонок — сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности проверяют по формуле [13]:

где T – вращающий момент, d – диаметр соответствующей шейки вала, h – высота шпонки, t – глубина шпоночного паза в шейке вала, l – длина шпонки, b – ширина шпонки, z – число шпонок в данном сечении.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σ_см] = 60-100 МПа, при чугунной - [σ_см] = 50 - 70 МПа, для неподвижных соединений или подвижных без нагрузки [σ_см] до 150 МПа, для неподвижных соединений под нагрузкой, выполненных из незакаленной стали - [σ_см] = 30- 50 МПа, для шпонок ходовых валиков [σ_см] = 10 МПа.

Уточненный расчет валов

Уточненный расчет валов выполняют как проверочный, он сводится к расчету коэффициента запаса прочности в опасных сечениях ведущего и ведомого валов. К опасным сечениям относят шейки со шпоночными пазами, места посадки подшипников, шлицы, радиальные отверстия, ступенчатые участки вала (сопряжения шеек разного диаметра).

Расчет начинают с вычерчивания в пояснительной записке рассматриваемого вала с установленными на нем деталями и сборочными единицами с указанием опасных сечений (рис. 13.1).

Условие прочности вала выглядит следующим образом [13, 14]:

,

Где S – расчетный коэффициент запаса прочности;

[S]=1,3 – 1,5 требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности;

[S]=2,5 – 4 требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости;

- коэффициент запаса по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса по касательным напряжениям.

В

Б

А

А

Б

В

Рис. 13.1 Выбор опасных сечений для проверочного расчета вала

А-А шейка меньшего диаметра со шпоночным пазом, Б-Б галтель в сопряжении шеек разных диаметров, В-В место посадки внутреннего кольца подшипника на шейку вала

В этих формулах: σ_-1 и τ_-1 – пределы выносливости для материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения; σ_а , τ_а, σ_m и τ_m – амплитудные и средние значения циклов нормальных и касательных напряжений; k_σ и k_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении (значения коэффициентов принимаются по табл. 13.1); ε_σ и ε_τ – масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений (значения принимаются по табл. 13.2); ψ_σ и ψ_τ – коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей на усталостную прочность (определяются по табл. 13.3).

Для углеродистых сталей σ_-1 = 0,43 σ_В.

Для легированных сталей σ_-1 = 0,35 σ_В + (70-120).

Для всех материалов τ_-1 = (0,5 – 0,58) σ_-1.

Считают [13], что нормальные напряжения, возникающие в поперечном сечении вала от его изгиба, изменяются по симметричному циклу, т.е. σ_m = 0. Тогда σ_а = Т / W.

Поскольку величина момента Т, передаваемая валом, не есть величина постоянная, то при расчетах принимают для касательных напряжений, возникающих при кручении, пульсационный цикл нагружения, тогда: τ_а = τ_m =T /2W_K.

Таблица 13.1 Значения коэффициентов концентрации напряжений при рассматриваемых типах опасных сечений [13]

Концентратор напряжений	kσ	kτ	Момент сопротивления
Предел прочности σВ, Н/мм2	W	WK
< 700	>1000	< 700	>1000
(D/d = 1,25 – 2) r Галтель D d
r /d = 0,02	2,5	3,5	1,8	2,1
r /d = 0,06	1,85	2,0	1,4	1,53
r /d = 0,1	1,6	1,64	1,25	1,35
Посадка подшипника на вал	2,4	3,6	1,8	2,5
Шпоночная канавкаd   b t	1,75	2,0	1,5	1,9	-	-

Таблица 13.2 Значения масштабного фактора ε [13]

Таблица 13.3 Значения коэффициентов ψ_σ и ψ_τ в зависимости от группы сталей [13]