ТОП 10:

Первый этап компоновки редуктора



4.1. Предварительный расчет валов

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей. Проектный расчет ставит своей целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее длину и диаметр.

Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.

Предварительный расчет валов проводится по заниженным значениям допускаемых касательных напряжений.

 

Геометрические размеры ступеней валов определяем согласно [ист. 4 стр. 110…133].

А. Быстроходный вал:

1-ая ступень (под шкив клиноременной передачи):

τк = 10…15 Н/ мм2 – [ист. 4 стр. 110]

Согласно ряда стандартных значений – таблица 13.15 [ист. 4 стр. 326] по Ra 40 принимаем d1 = 38 мм.

Принимаем l1 = 60 мм.

2-ая ступень (под уплотнение):

Принимаем d2 = 42 мм.

Принимаем l2 = 24 мм.

3-ая ступень (под резьбу):

d3 = 45 мм по таблице 10.11 [ист. 4 стр. 191].

Принимаем

4-ая ступень (под подшипники):

5-я ступень (под шестерню):

Принимаем d5 = 56 мм.

l5 =6 мм определяется графически на эскизной компоновке.

Предварительно выбираем подшипники по таблице К28 [ист. 4 стр. 434…435], роликовые конические средней серии типа 7210.

l4 = 100 мм определяется графически на эскизной компоновке.

Б. Тихоходный вал:

1-ая ступень (под полумуфту):

где

τк =20… 25 Н/ мм2 – [ист. 4 стр. 110]

Согласно ряда стандартных значений – таблица 13.15 [ист. 4 стр. 326] по Ra 40 принимаем d1 = 48 мм.

Принимаем

2-ая ступень (под уплотнение крышки с отверстием и подшипник):

Принимаем d2 = 55 мм.

Принимаем l2 = 80 мм.

3-я ступень (под колесо):

Принимаем d3 = 63 мм.

l3 определяется графически на эскизной компоновке.

4-ая ступень (под подшипник):

Предварительно выбираем подшипники по таблице К29 [ист. 4 стр. 436…438], роликовые конические средней серии типа 7211.

 

 

Расчет нагрузок валов

Редукторные валы испытывают два вида деформаций – изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом (червячном) зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.

В проектируемых приводах конструируются цилиндрические косозубые редукторы с углом наклона зуба β = 8…160 , конические редукторы с круговым зубом - β = 350 , червячные редукторы с углом профиля в осевом сечении червяка 2α = 400. Угол зацепления принят α = 200.

Значение сил в зацеплении определяем согласно требованиям таблицы 6.1 [ист. 4 стр. 100].

1. Определяем окружную силу в зацеплении:

2. Определяем радиальную силу в зацеплении:

, где

Коэффициент радиальной силы:

3. Определяем осевую силу в зацеплении:

, где

Коэффициент осевой силы:

4. Составляем схему сил в зацеплении

Схему сил в зацеплении зубчатой передачи составляем согласно рекомендациям рисунка 6.2 [ист. 4 стр. 102].

Выбираем схему 2.

Направление линии зуба колеса – правое, шестерни – левое. Вращение быстроходного вала против часовой стрелки. Схему смотреть справа.

 

 

 

Рис. 5.1. Схема сил в зацеплении зубчатой передачи

 

В проектируемых приводах конструируются открытые зубчатые цилиндрические и конические передачи с прямыми зубьями, а также ременные и цепные передачи, определяющие консольную нагрузку на концы валов. Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтами, соединяющими двигатель с редуктором или редуктор с рабочей машиной.

Значение консольных сил определяем согласно требованиям таблицы 6.2 [ист. 4 стр. 100…101].

5. Определяем усилие муфты:

6. Давление на вал со стороны ременной передачи было определено при проверочном расчете передачи:

Строим в изометрии силовую схему нагружения валов редуктора с целью определения направления сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны открытых передач и полумуфты, реакций в подшипниках, а также направление крутящих моментов и угловых скоростей.

 

 

Рис. 5.2. Силовая схема нагружения валов редуктора.

5.1. Силовой расчет быстроходного вала

 

Исходные данные:

l1 = 33,2 мм; l2 = 89,5 мм; l3 = LОП= 85,3 мм;

Ft1 = 4600 Н; Fr1 = 1182 Н; Fa1 = 3616 Н; Fоп = 2189 Н;

 

 

Рис.5.3. Расчетная схема быстроходного вала.

 

1. Плоскость XOZ

а) Определяем опорные реакции.

Составляем уравнение равновесия относительно опоры А (точка 2).

отсюда

Составляем уравнение равновесия относительно опоры В (точка 3).

отсюда

Проверка:

Значит, расчет реакций в горизонтальной плоскости произведен, верно.

б) По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOZ

 

2. Плоскость XOY

а) Определяем опорные реакции.

Составляем уравнение равновесия относительно опоры А (точка 2).

отсюда

Составляем уравнение равновесия относительно опоры В (точка 3).

отсюда

Проверка:

Значит, расчет реакций в вертикальной плоскости произведен, верно.

б) По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOY

3. Строим эпюру крутящих моментов:

 

Рис. 5.4. Эпюры моментов, действующих на быстроходный вал.

 

4. Определяем суммарные радиальные реакции в подшипниках:

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

6. Рассчитываем составляющие реакций подшипников. Расчет проводим согласно требованиям таблицы 9.1 [ист. 4 стр. 141…142] и таблицы 9.6 [ист. 4 стр. 148].

Цифрой 2 обозначен подшипник воспринимающей осевую нагрузку в зацеплении. Наклон контактных линий в радиально-упорных подшипниках приводит к тому, что суммарные реакции в опорах подшипников, приложенные к телам качения, вызывают появление в них радиальных нагрузок Rr1 и Rr2, и их осевых составляющих RS1 и RS2, которые стремятся раздвинуть кольца подшипников в осевом направлении. Этому препятствуют буртики вала и корпуса редуктора с соответствующими реакциями Ra1 и Ra2, величина которых зависит от осевой силы в зацеплении Fa и осевых составляющих в опорах подшипников RS1 и RS2.

Находим RS1 и RS2 по формуле:

Где е = 0,42 – коэффициент влияния осевого нагружения таблица К29 [ист. 4 стр. 436…438].

Принимаем:

Находим Ra2:

Вычерчиваем схему нагружения подшипников.

 

 

Рис. 5.5. Схема нагружения подшипников быстроходного вала.

 

 

5.2. Силовой расчет тихоходного вала

 

Исходные данные:

l1 = 74,8 мм; l2 = 133,8 мм; l3 = 113,2 мм;

Ft2 = 4600 Н; Fr2 = 3616 Н; Fa2 = 1182 Н; Fм = 2932 Н;

 

Рис. 5.6. Расчетная схема тихоходного вала.

 

1. Плоскость XOZ:

а) Определяем опорные реакции.

Составляем уравнение равновесия относительно опоры D (точка 1).

отсюда

Составляем уравнение равновесия относительно опоры C (точка 3).

отсюда

Проверка:

Значит, расчет реакций в вертикальной плоскости произведен, верно.

б) По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOZ.

 

2. Плоскость XOY:

а) Определяем опорные реакции.

Составляем уравнение равновесия относительно опоры D (точка 1).

отсюда

Составляем уравнение равновесия относительно опоры C (точка 3).

отсюда

Проверка:

Значит, расчет реакций в горизонтальной плоскости произведен, верно.

б) По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOY

В точке 2 происходит скачок, на величину момента, создаваемого осевой силой:

3. Строим эпюру крутящих моментов:

 

 

Рис. 5.7. Эпюры моментов, действующих на тихоходный вал.

 

4. Определяем суммарные радиальные реакции в подшипниках:

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

6. Рассчитываем составляющие реакций подшипников. Расчет проводим согласно требованиям таблицы 9.1 [ист. 4 стр. 141…142] и таблицы 9.6 [ист. 4 стр. 148].

Находим RS1 и RS2 по формуле:

Где е = 0,42 – коэффициент влияния осевого нагружения таблица К29 [ист. 4 стр. 437…438].

 

Принимаем

Находим Ra2:

Вычерчиваем схему нагружения подшипников.

 

Рис. 5.8. Схема нагружения подшипников тихоходного вала.







Последнее изменение этой страницы: 2016-04-26; Нарушение авторского права страницы

infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 75.101.220.230 (0.015 с.)