Конструирование корпусных деталей

К корпусным деталям относят детали, обеспечивающие взаимное расположение деталей узла и воспринимающие силы, действующие в редукторе.

Корпус редуктора – разъёмный, состоящий из литых чугунных картера и крышки. Для удобства обработки плоскость разъёма, проходящая через оси валов, располагается параллельно плоскости основания корпуса. Для образования соединения плоскость разъёма оформляется фланцами и бобышками.

Крышка корпуса крепится к основанию болтами с наружной шестигранной головкой и гайками. Для облегчения разъединения крышки с корпусом редуктора во фланце крышки предусмотрены два отверстия для отжимных болтов.

В верхней части крышки корпуса расположено закрытое крышкой смотровое отверстие (люк), предназначенное для контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации, а также для заливки масла. К смотровой крышке приварена пробка-отдушина, служащая для сообщения внутренней полости корпуса с внешней средой и предотвращения, таким образом, повышения давления внутри редуктора.

Для слива загрязненного продуктами износа масла в корпусе редуктора предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой. Под пробку установлена уплотняющая прокладка из паронита. Для наблюдения за уровнем масла используется жезловый маслоуказатель.

Для подъема и транспортировки редуктора предусмотрены проушины в крышке корпуса.

Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенных в нем зубчатых колес и подшипников.

Минимальная толщина стенки чугунного литого корпуса редуктора должна быть не меньше 6 мм.

На рисунке 11 показаны корпус и крышка одноступенчатого редуктора в сборе, разъём которых выполнен в плоскости осей валов. Корпусная деталь состоит из стенок, рёбер, бобышек, фланцев и других элементов, соединённых в единое целое.

Масло в корпус редуктора заливают через верхний люк (окно) из расчета (0,2…0,3)литра масла на 1 кВт передаваемой мощностипри средних рабочих скоростях и нагрузках. Глубина погружения колеса в масло должна быть не менее 10 мм.

Рисунок 9 – Корпус и крышка редуктора

Размеры основных элементов литых корпуса и крышки редуктора определены в таблице 3 (см. приложение 2).

Таблица 3 – Размеры элементов корпуса и крышки редуктора

В миллиметрах

Наименование	Размеры
Толщина стенки	крышки
корпуса
Диаметр болтов	стяжных	, принимаем
фундаментных	принимаем
Расстояние между осью подшипника (большего) и осью стяжного болта.	=0,5·62+8=39
Расстояние между осью подшипника (меньшего) и осью стяжного болта	=0,5·52+8=34
Расстояние между стяжными болтами
Фланцы разъёма корпуса	толщина (для корпуса) толщина (для крышки)	=9 =7,8
ширина большая	=3·10=30
ширина меньшая	=3·8=24
Зазор	между зубчатым колесом и стенкой корпуса или крышки	∆=10
Расстояние до оси стяжного болта	=12
Диаметр углубления (зенковки) под торец гайки или винта	, ,

Рисунок 10

При длительной работе из-за нагрева масла и воздуха повышается давление внутри редуктора, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы этого избежать, внутреннюю полость редуктора сообщают с внешней средой путём установки отдушины в смотровой крышке.

При конструировании подшипниковых крышек определяющим является наружный диаметр D подшипника. В зависимости от диаметра D определяются размеры привертных крышек.

Принята схема установки подшипников "враспор". Торцы внутренних колец подшипников быстроходного вала упираются в буртики на валу. Торцы внутренних колец подшипников тихоходного вала с одной стороны упираются в буртик вала, а с другой – в распорную втулку. Торцы наружных колец упираются в торцы привертных подшипниковых крышек, закрепленных в корпусе болтами. Регулирование подшипников осуществляется набором тонких металлических прокладок, устанавливаемых между уплотнительными прокладками под фланцы крышек.

Определим диаметры привёртных крышек подшипников (рисунок 13) D₃, конструктивных диаметров D₂, числа z винтов и диаметры d₄ винтов крепления крышек в таблице 4.

Рисунок 11 – Размеры привертной крышки

Таблица 4 – Размеры крышки

D1п, мм	d4, мм	D2, мм	D3, мм	h0, мм	h1, мм	z	δ2, мм	l, мм

Для предотвращения вытекания смазки из корпуса редуктора по консолям валов и защиты подшипников от загрязнения извне используют различные виды уплотнений (см [3] п. 11.4). На рисунке 11 в качестве уплотнения изображена стандартнаярезиновые армированные манжета, которую подбирают по диаметру вала. Манжеты устанавливаются в сквозные крышки подшипников.

Подобраны две манжеты:

Манжета 1.1-6х52-2 ГОСТ 8752-79

Манжета 1.1-6х62-2 ГОСТ 8752-79

Проверочные расчеты

4.1 Расчёт валов на усталостную прочность

В качестве материала входного и выходного валов выберем нормализованную сталь 45 (ГОСТ 1050-88), у которой предел прочности МПа.

Расчёт валов на выносливость является уточненным и позволяет учесть влияние концентрации напряжений и абсолютных размеров на их прочность. Цель расчёта – определение запасов прочности в наиболее опасных сечениях вала S и в сравнении их с допускаемыми значениями [S]. Должно выполняться условие

S > [ S ].

Расчётное значение запаса усталостной прочности определяется по зависимости

,

где – запас усталостной прочности только по изгибу,

– запас усталостной прочности только по кручению.

Запасы усталостной прочности по изгибу и кручению определяются по зависимостям

;

,

где , – пределы выносливости при изгибе и кручении,

, – амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений,

, – средние нормальные и касательные напряжения,

, – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении,

, – коэффициенты чувствительности материала к асимметрии циклов напряжений при изгибе и кручении,

– фактор качества поверхности,

– масштабные факторы.

Силы в зацеплении.

Нормальные силы взаимодействия колёс направлены по общей нормали к профилям зубьев. Силу F_n можно разложить на составляющие (рисунок 12):

- F_t – окружную силу, направленную по касательной к начальной окружности (совпадающей для колёс без смещения с делительной окружностью); на ведущем колесе F_t1 направлена в сторону, противоположную вращению (противоположную w₁), а на ведомом F_t2 – в сторону вращения колеса (в сторону w₂);

- F_r – радиальную силу, направленную по радиусу к центру колеса;

- F_а – осевую силу, действующую в косозубой передаче и направленную параллельно оси колеса.

Рисунок 12 – Силы в зацеплении косозубой передачи

Направление осевой силы F_а зависит от направления вращения колеса, определяющего направление силы F_t, направления линии зуба, а также от функционального назначения колеса (ведущее или ведомое).

Примем левую линию зубьев для шестерни и правую – для колеса.

Расчёт выходного вала

Выберем расчётную схему выходного вала: подшипники заменим опорами А и B. Относительно опор венец зубчатого колеса расположен симметрично.

На валу установлено косозубое цилиндрическое колесо. Нормальная сила в зацеплении цилиндрической косозубой передачи F_n, приведенная к оси вала, нагружает его в сечении, расположенном на одинаковом расстоянии от опор. Вал под действием внешних сил изгибается силой F_n и скручивается моментом на валу Т₂.

Определим силы, действующие в зацеплении, при угле наклона зубьев β=10°.

Окружная (тангенциальная) сила

.

Радиальная сила

Осевая сила

.

Нормальная сила

Определим реакции в опорах и построим эпюры моментов.

Вертикальная плоскость.

Вертикальные составляющие реакций в опорах R_By и R_Ay определяются из уравнений моментов относительно опор A и B:

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

,

где y₁ = l/2 = 0,044 м.

Горизонтальная плоскость.

Осевая сила F_a2, действующая в горизонтальной плоскости, заменяется сосредоточенным моментом

,

где d₂ = … – диаметр делительной окружности колеса.

Горизонтальные составляющие реакций в опорах R_Вx и R_Аx определяются из уравнений моментов относительно опор А и В:

Условие равновесия вала

R_Bx + R_Ax – F_r2 = 713 – 18 – 695 = 0

выполняется.

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

;

,

где x₁ = x₂ = l/2 = … м.

Суммарные изгибающие моменты

;

.

Крутящий момент

.

Рисунок 13 – К расчету выходного вала

Расчёт на выносливость выполняется для наиболее опасного сечения вала (сечение вала под колесом).

Амплитуда цикла нормальных напряжений, изменяющихся по симметричному циклу,

,

где М_И1 – максимальный изгибающий момент в расчетном сечении, М_И1 = ….Н·м;

– осевой момент сопротивления плоского сечения, d=d_вала= d_к = 37 мм - диаметр вала в опасном сечении I-I;

.

Касательные напряжения при кручении

τ_к1

где – полярный момент сопротивления плоского сечения.

Амплитуда цикла касательных напряжений, изменяющихся по отнулевому циклу:

,

.

Если вал, передающий постоянный вращающий момент, работает на растяжение или сжатие, то нормальные напряжения в нём изменяются по асимметричному циклу.

Средние нормальные напряжения, найденные без учета ослабления вала шпоночным пазом,

.

Средние касательные напряжения численно равны амплитудной составляющей касательных напряжений, т.е. .

Пределы выносливости при изгибе и кручении :

» (0,4…0,5) s_в, , » (1,7…1,8) ;

где – предел прочности материала вала, для стали 45 = 600 МПа.

Коэффициенты чувствительности материала к асимметрии циклов напряжений при изгибе и кручении для среднеуглеродистой стали равны:

; .

Вычислим коэффициенты запаса сопротивления усталости по изгибу и по кручению в опасном сечении (d_вала= d_к = …):

.

k_s = 1,7 и k_t = 1,4 – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, на валу в опасном сечении расположен шпоночная канавка; масштабный фактор выбираем по графику, кривая 2, при диаметре вала d= 37мм =0,78; фактор качества поверхности выбираем по графику, кривая 2, для s_в = 600МПа =0,95; y_s и y_t – коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений, для среднеуглеродистой стали y_s=0,1 и y_t=0,05.

Фактор Концентрации	kσ	kτ
σВ, МПа
≤700		≤700
Шпоночная канавка	1,7	2,0	1,4	1,7
Галтель при r/d=0,06	1,85	2,0	1,4	1,53

Определим коэффициент запаса усталостной прочности и сравним с допускаемой величиной.

Усталостная прочность выходного вала обеспечена.

Расчёт подшипников

Основной причиной выхода из строя подшипников качения является усталостное разрушение (выкрашивание) их рабочих поверхностей, а основным критерием работоспособности подшипника является его паспортная динамическая грузоподъемность С, указанная в каталоге. У правильно подобранного подшипника должно соблюдаться условие:

,

где – расчетная динамическая грузоподъемность подшипника.

Расчетная динамическая грузоподъемность подшипника определяется по зависимости [4]

, (12)

где P – эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник, Н;

L – номинальная долговечность подшипника, млн. оборотов;

p – показатель степени, для шариковых подшипников p = 3.