Компоновочная схема редуктора

⇐ ПредыдущаяСтр 5 из 8Следующая ⇒

Компоновочную схему редуктора (рис. 4.10) следует выполнять на миллиметровой бумаге формата A1 в масштабе 1:1 тонкими линиями, чтобы при необходимости можно было произвести необходимые изменения.

Последовательность вычерчивания компоновочной схемы редуктора:

1) провести оси валов на расстоянии а_w другот друга;

2) изобразить валы в соответствии с найденными размерами (п. 4.3.1, 4.3.2);

3) по полученным ранее размерам b_i и d_i (подразд. 4.5) изобразить зубчатые колеса;

4) отступив от внешних торцов колес на расстояние а, провести линии, очерчивающие внутреннюю стенку корпуса редуктора;

5) зазор между делительным диаметром колеса и внутренней стенкой редуктора принять равным а₁;

6)провестипунктирнуюлинию,соответствующуюнаружнойстенкередуктора,отступивнарасстояние d_к(подразд.4.7)отвнутреннейстенкиредуктора;

Рис. 4.9, лист 1

Рис. 4.9, лист 2

7) отступив на расстояние K₂ от пунктирной, провести линии, описывающие привалочные плоскости для крышек подшипников качения;

8) на расстоянии К₃ от пунктирной провести линии, ограничивающие торцовые размеры фланцев корпуса;

9)изобразитьподшипникикаченияпогабаритнымразмерам(подразд. 4.4);

10) отверстия под подшипники закрыть крышками (см. рис. 4.8).

При выполнении компоновочной схемы, представленной на рис. 4.10, размеры можно принимать из табл. 4.4.

Т а б л и ц а 4.4

Размеры к компоновочной схеме редуктора

Обозначение	Наименование	Примечания
а_w	Межосевое расстояние	131,36
а	Расстояние между торцом колеса и внутренней стенкой редуктора	а = 8 мм
а₁	Расстояние между делительным диаметром колеса и внутренней стенкой редуктора	а₁ = а + m=10,5 (m – модуль)
b₁ b₂	Ширина венца зубчатого колеса	55мм 53мм
d₁ d₂	Диаметры делительных окружностей зубчатых колес	30,92мм 226,8мм
	Длина ступицы колеса	60мм
d_ст	Диаметр ступицы колеса	80мм
D₁, d_п1, B_п1 D₂, d_п2, B_п2	Диаметры наружного и внутреннего колец подшипников, ширина пошипников	62,30,16мм 85,45,19мм
K₂, K₃	Размеры фланцев редуктора	33,28мм
D_ф₁ D_ф₂	Размеры крышек подшипников	95,6мм 118,6мм
= =47,5	Расстояния между центрами подшипников и зубчатого колеса выходного вала
	Расстояние от крышки подшипника до шкива ременной передачи	=13 мм
	Ширина шкива ременной передачи	= B_ш, разд. 3
	Расстояние от крышки подшипника до муфты	= (10 – 15)=13 мм
	Длина полумуфты	Определяется после подбора муфты из стандарта или нормали

Рис. 4.10

Расчет валов на совместное действие изгиба и кручения

Валы редуктора нагружены силами, действующими в зацеплении передачи, и испытывают деформации изгиба и кручения. Для упрощения расчетов принято, что силы сосредоточенные, приложены в серединах венцов зубчатых колес и направлены по нормалям к профилям зубьев в полюсах зацепления. При расчете их раскладывают на составляющие, действующие вдоль координатных осей. Схема редуктора и усилий, действующих в передаче, приведена на рис. 4.11.

Рис. 4.11

Усилия, действующие в передачах:

окружные –

Н;

;

(4.123)

радиальные –

=4740

=5900

(4.124)

осевые –

=4740*(-0,21)= - 995Н;

=5900*(-0,21)= - 1239Н,

(4.125)

где a = 20º – угол профиля делительный;

b- угол наклона линии зуба.

Последовательность расчета рассмотрим на примере выходного вала, подвергающегося действию наибольших сил.

Реакции в опорах вала (подшипниках) от сил, действующих в плоскости XOZ вдоль оси Z (рис. 4.12):

; ; = ;	(4.126)
; ; =	(4.127)

Реакции вопорах отсил,действующих вплоскостиXOYвдоль осей X и Y:

; ; = ;	(4.128)
; ; =	(4.129)

Суммарные реакции:

;

(4.130)

Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскости XOZ:

участок вала АВ –

; Х = 0;

; Х =

₁;

=2950*47,5=140125;

(4.131)

участок вала ВC –

; Х =

₁;

; Х =

₁+

₂;

=5900*95=560500

(4.132)

По найденным значениям изгибающих моментов строятся эпюры.

Рис. 4.12

Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскости XOY:

участок вала АВ –

; Х = 0;

; Х =

₁;

=5302*47,5=251845;

(4.133)

участок вала ВC –

; Х =

₁;

=5302*47,5+

Х =

₁+

₂;

=5302*95 -

= -50

(4.134)

Суммарные изгибающие моменты:

;

(4.135)

Эквивалентный момент по третьей теории прочности

, если

;

, если

. М_экв=

(4.136)

Диаметр вала в опасном сечении

(4.137)

Допускаемое напряжение [s_и] выбирают невысоким, чтобы валы имели достаточную жесткость, обеспечивающую нормальную работу зацепления и подшипников.Валы рекомендуется изготавливать изсталей35,40,45,Ст 5,Ст 6, для которых МПа.

Вычисленные значения диаметра вала d в опасном сечении сравнить с диаметром d_к под колесом, найденным при ориентировочном расчете (п. 4.3.2). Должно выполняться условие: . При невыполнении этого условия следует принять и вновь определить размеры вала (п. 4.3.2).

Условие выполнено: d_к=50>d=45

Расчет подшипников качения

В основу расчета подшипников качения положены два критерия: по остаточной деформации и усталостному выкрашиванию. При частоте вращения кольца n£ 10 об/мин критерием является остаточная деформация, расчет выполняется по статической грузоподъемности C_or; при n> 10 об/мин критерием является усталостное выкрашивание дорожек качения, расчет выполняется по динамической грузоподъемности С_r. Суждение о пригодности подшипника выносится из сопоставления требуемой и базовой грузоподъемностей (С_тр< С_r) или долговечностей (L₁₀_h³ [L₁₀_h]).

Расчет подшипников качения приведен в [1, с. 85; 3, с. 239: 5, с. 372].

Последовательность расчета подшипников качения рассмотрим на примере выходного вала.

Частота вращения вала n₂ = 67 об/мин. Базовая долговечность подшипника [L₁₀_h] = 18200 ч. Диаметр посадочных поверхностей вала d_п = 45 мм. Действующие силы: радиальные – Н и Н;осевая – F_a = 1000 Н.

Учитывая диаметр посадочных поверхностей вала и характер действующей нагрузки, выберем радиально-упорный шариковый подшипник 33209
(подразд. 4.4), для которого статическая грузоподъемность C_or = 25100 Н;
динамическая С_r = 41200 Н.

Схема установки подшипников и действующих сил представлена на
рис. 4.13.