ДЛЯ ПЕЧАТИ!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!. Введение Краткое описание работы привода

• Название: Введение Краткое описание работы привода
• Дата: 14.10.2022
• Размер: 2.25 Mb.
• Имя файла: ДЛЯ ПЕЧАТИ!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!.doc
• Тип: Документы; #734141
• страница: 5 из 6

6.2.Выбор конструкций корпусных деталей

Корпус редуктора предназначен для размещения в нем деталей передачи,

восприятия усилий, возникающих при работе, а также для предохранения деталей передачи от повреждений и загрязнений.

Редукторы общего назначения для удобства сборки и разборки конструируют разъемными. Плоскость разъема проходит, как правило, через оси валов параллельно плоскости основания. В этом случае каждый вал редуктора со всеми расположенными на нем деталями представляет собой самостоятельную сборочную единицу, которую собирают и контролируют заранее независимо от других валов и затем монтируют в корпусе.

Габариты и форма редуктора определяются числом и размерами зубчатых колес, заключенных в корпус, положением плоскости разъема и расположением валов.

В нижней части основания корпуса предусматривают маслосливное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой, и отверстие для установки маслоуказателя.

Для подъема и транспортировки редуктора предусматривают крючья, проушины или рым-болты.

Размеры элементов корпуса определяются по [с.124, 1]
Толщина стенок одноступенчатого цилиндрического редуктора определяется по формуле:
_(6.1)

где – толщина стенок основания редуктора, мм;

– толщина стенок крышки редуктора, мм;

– межосевое расстояние, мм;


Глубина корпуса редуктора определяется по формуле:

_{ } мм (6.2)

Размеры сопряжений выбираются в зависимости от толщины стенок:

- расстояние от стенки, мм –

- расстояние от фланца, мм –

- радиус закругления, мм –

- высота просвета, мм –

Диаметры болтов:

- фундаментных:

_{ } мм (6.3)

-соединяющих крышку корпуса с основанием редуктора:

- у подшипников

_{ } (6.4)

-прочих

_{ } (6.5)
- Размеры элементов фланцев определяются в зависимости от диаметра болтов по таблице 6.1:
Таблица 6.1- Размеры элементов фланцев.

Элементы фланцев	Диаметр болта
	М8	М10	М12	М16	М20	М24
Ширина фланца К, мм	24	28	33	39	48	54
Расстояние от оси болта до стенки С, мм	13	15	18	21	25	27
Диаметр отверстия d0, мм	9	11	13	17	22	26
Диаметр планировки D0, мм	17	20	26	32	38	45
Радиус закругления R, мм	3	3	4	5	5	8

- Размеры элементов подшипниковых гнезд:

Диаметр расточки D принимают равным наружному диаметру подшипника;

Длина гнезда подшипника:

_{ } (6.8)
Количество болтов для крепления крышки подшипника:



Диаметр болтов:



Глубина завинчивания:





Глубина нарезания резьбы:



_{ }

Глубина сверления:



6.3.Эскизная компоновка
Эскизная компоновка устанавливает положение зубчатых колес редуктора, элементов открытых передач и муфты относительно опор (подшипников) с целью определения сил, действующих на опоры, и изгибающих моментов, действующих на валы и, в конечном итоге, выполнения проверочных расчеши валов, подшипников и шпоночных соединений, а также сборочного чертежа редуктора.

Выполнению компоновки должна предшествовать проработка конструкций типовых редукторов с учетом параметров зубчатых колес и их расположения в пространстве, конструкции подшипниковых узлов (способа регулирования радиального зазора, вида уплотнения, способа смазки, типа крышек подшипников), а также элементов корпуса. На рис.8.2 [1] приводятся схемы соответственно соосного двухступенчатого редукторов.

1. Зазор между наиболее выступающими элементами передач и стенками корпуса либо другими неподвижными деталями редуктора.

мм

2. Расстояние между торцами подшипника и внутренней стенкой корпуса при наличии мазеудерживающего кольца (5–10 мм)

5 мм

3. Ширина подшипника Т приведена при выборе подшипников.

4. Толщина фланца крышки подшипника принимается стандартной.

5. Высота головки болта мм.

6. – длина гнезда под подшипник (смотри основные элементы корпуса).


7. Проверочные расчёты
7.1. Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
Для определения реакций в опорах вначале необходимо построить схему нагружения валов редуктора:



Рисунок 7.1- Схема нагружения валов редуктора



Рисунок 7.2 –Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведомого вала редуктора

По правилам сопротивления материалов, рассматривая вал как балку, лежащую на шарнирно-подвижных опорах и нагруженную сосредоточенными силами, определяют реакции в опорах в вертикальной плоскости и строят эпюры изгибающих моментов
F_м=250 (7.1)

F_м=250 =3292 H

F_t2=1590 H

F_r2=609 H

F_a2=486 H

М= F_a2∙d_w2/2 (7.2)

М=486∙218,7/2=52974 Н∙мм

∑М_а=0:

F_m·90+R_b^z·104-F_t2·50=0

R_b^z= (3292·90+ 1590·50)/ 104=3613 H

∑М_b=0:

F_t2·54+ R_a^z∙104-F_m·(90+50+54)=0

R_a^z =(-1590·54+ 3292·194)/ 104= 5315 H

01<90 (мм)

М₁=- F_m· Z₁

При Z₁=0 M₁=0,

При Z₁=90 M₁=-3292∙90=-296280 H мм

02<54(мм)

М₂= R_b^z ∙ Z₂

При Z₂=54, M₂=3613∙54=-195102 H ·м

при Z₂=0, M₂=0

Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих моментов для горизонтальной плоскости

∑М_a=0

R_b^x·104-F_r2·50-M=0

R_b^x = (F_r2·54+M)/ 104

R_b^x = (609·54+52974)/ 104=802,1 H

∑М_b=0

R_a^x∙104+ F_r2∙54-M=0

R_a^z =(M - F_r1∙0,049)/0,098

R_a^z =(52974-609∙54)/104=193 H

01<5 (мм)

M₁= R_a^x∙Z₁

При Z₁=0 M₁=0,

При Z₁=50 M₁=193,2∙50 =9660 H ·мм

02<54 (мм)

M₂= -R_b^x Z₂

При Z₂=0 M₂=0,

при Z₂=54 M₂= -802,1∙54=-43313 H ·мм
7.2.Проверочный расчёт подшипников на долговечность
По динамической грузоподъёмности для предотвращения усталостного выкрашивания тел и дорожек качения.Расчёт выполняется при n>=1.Расчёт по динамической грузоподъёмности С является расчётом на долговечность ,

так как базируется на эмпирически полученном выражении , связывающем эквивалентную динамическую нагрузку Р, действующую на подшипник, и срок его службы L_h :

С=Р∙ (7.3)
где α- коэффициент, зависящий от формы качения;

Расчёт выполняют для предварительно выбранных подшипников:

а)определяют эквивалентные динамические нагрузки,действующие на подшипники опор;

б)определяют отношение С/Р=γ в зависимости от принятой долговечности и частоты вращения вала n для каждого из подшипников :
R_А =5318,5 H

R_В =3694 H
Для однорядных радиально-упорных роликовых подшипников определение эквивалентной динамической нагрузки производят по формуле:

Р=(Х∙V∙R+Y·F_x)∙К_б∙К_Т при F_x/ V∙R>e, (7.5)

где R-радиальная нагрузка, действующая на подшипник, кН; F_х - осевая нагрузка, кН;V-коэффициент вращения(V=1) [1, с141];К_б-коэффициент безопасности [1, с141] К_б=1,1; К_Т - температурный коэффициент [1, с141] К_Т=1; Х- коэффициент радиальной нагрузки;Y- коэффициент осевого нагружения.

Последовательность определения коэффициентов е,X,Y:

а)по таблице 11.1 [1]находим статическую грузоподъёмность выбранного подшипника:

б) по таблице 3 [1] приложение 1 находят коэффициент е для подшипников



в)вычисляют осевые составляющие реакций опор от действия ради- альных сил ,которые зависят от угла контакта β:

S₁=0,83∙ ∙R_А; (7.6)

S₂=0,83∙ ∙R_В; (7.7)

S₁=0,83∙e∙R_А=0,83∙0,310·5318,5=1612,4Н;

S₂=0,83∙e∙R_В=0,83∙0,310·3694=950,4Н;

г)определяют расчётные осевые нагрузки F_x1 и F_x2 на подшипники в соответствии с условиями их нагружения



Рисунок 7.3 – Схема нагружения опор ведомого вала

S₂-S₁- F_a2

950,4 – 1612,4 – 486 = -1148,2 <0

-F_a2+ S₁- S₂

-486 + 1612,4– 950,4=176>0

F_x2= S₂

F_x2=950,4 Н

F_x2= -F_a2+ S₂

F_x1=-486 + 950,4=464,4 Н

F_x1/(R_А∙V)=464,4/5318,5=0,102 < e

Принимаем X=1; Y=0;

F_x2/(R_В∙V)=1033,2/1368,2=0,755 > e

По приложению 1 таблицы 3 [1] принимаем X=0,4 ; Y=1,937;

P=(0,4∙1∙3694+1,937∙1033,2)∙1∙1=2516,3 H

По таблице 11,3 [1] определяем γ=С/Р в зависимости от принятой долговечности и частоты вращения вала

γ=3,42

=Р γ

=2516,3∙3,42=86кН

7.3 Проверочный расчёт шпонок

Зубчатые колёса ,шкивы, звёздочки и другие детали крепятся на валах с помощью шпоночных и шлицевых соединений ,предназначенных для передачи крутящих моментов.

Сечение шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала



Рисунок 7.2 – Шпоночное соединение

Таблица 7.1 – Размеры шпонок

Диаметр вала (мм)	Сечение шпонки		Глубина паза
	b (мм)	h(мм)	t1(мм)	t2(мм)
22	8	7	4	3,3
42	12	8	5	3,3
55	16	10	6	4,3

После определения размеров шпонки производят проверочный расчёт соединения по напряжениям смятия:

σ_см=2T/d∙l∙(h-t₁)<=[ σ_см] , (7.9)

где Т- крутящий момент на валу таблица 2.1 ; d- диаметр вала в месте посадки шпонки, мм; l - длина шпонки, мм; (h-t₁)- снимаемая высота шпонки, мм; [ σ_см]- допускаемое напряжение смятия, Н/мм²([ σ_см] =180 МПа).

Быстроходный вал:

l=22 мм,

σ_см =2·36,46/0,022∙0,022∙(0,007-0,004)=87,6 МПа<[ σ_см],

Тихоходный вал:

l =54 мм,

σ_см =2·108,88/0,042∙0,054∙(0,008-0,0055)=82,3 МПа<[ σ_см],

l=46 мм,

σ_см =2·108,88/0,052∙0,046∙(0,01-0,006)=43,2 МПа<[ σ_см],