![]() Главная страница Случайная страница КАТЕГОРИИ: АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника |
Расчет муфт
Стандартные и нормализованные муфты на практике подбирают по каталогам в зависимости от диаметра соединяемых валов и расчетного вращающего момента Mв по условию: Mр = К Mв Для приводов от электродвигателя можно принимать: при спокойной нагрузке К=1, 0-1, 5; при переменной нагрузке К=1, 5-2, 0; при ударной и реверсивной нагрузке К =2, 5-3 и более. Радиальная сила от муфты на вал Fм = 23*
таблица 39-Муфты упругие втулочно-пальцевые. (ГОСТ 21424-75)
Примечания: I. Ориентировочное соотношение некоторых размеров муфты: B=0.25D, b=0.5B, D0=D-(1.5…1.6)d0, где d0 — диаметр отверстия под упругую втулку; dст=1.6d(d1) 2. Пример условного обозначения муфты с номинальным Таблица 40-Муфты упругие с торообразной оболочкой (ГОСТ 20884-82)
Примечание 1 Ориентировочные соотношения некоторых размеров муфты B=0.25D δ =0.05D C=0.06B D0=(0.5…0.52)D D2=0.6D, dcт=1.55d(d1). 2. пример условного обозначения муфты с номинальным вращающим моментом Т=250 Н*м, типа 1, диаметром отверстия полумуфт в=40 мм, с полумуфтами исполнения 1, климатического исполнения У, категории размещения. 2. Муфта 250-1-40-1-У2 ГОСТ 20884-82 9. Эскизная компоновка редуктора Эскизная компоновка устанавливает положение колес редукторной пары, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников); определяет расстояние /Б и /т между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты на расстоянии /оп и /м от реакции смежного подшипника.; Эскизная компоновка выполняется в соответствии с требованиями ЕСКД на миллиметровой бумаге формата А2, А1 карандашом в контурных линиях в масштабе 1: 1. Эскизную компоновку редуктора рекомендуется выполнить в такой последовательности: 1. Наметить расположение проекций компоновки в соответствии с кинематической схемой привода. 2. Провести оси проекций и осевые линии валов. В цилиндрическом и червячном редукторах оси валов провести на межосевом расстоянии друг от друга, при этом в цилиндрическом редукторе оси параллельны, а в червячном — скрещиваются под углом 90°. В коническом редукторе оси валов пересекаются под углом 90°. 3. Вычертить редукторную пару в соответствии с геометрическими параметрами, полученными в результате проектного расчета а) для цилиндрического колеса и шестерни—d1, d2, da1, da2, b1, b2 б) для конического колеса и шестерни — Re, del, -de2, δ 1, δ 2; hae=mte, hf2=1, 2 mte в) для червячного колеса и нарезанной части червяка — dw2, daм2, b2, dwl, dal, dfi, b1, 2 δ 4. Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса контур стенок провести с зазором х=8...10 мм; такой же зазор предусмотреть между подшипниками и контуром стенок. Расстояние У между дном корпуса и поверхностью колес или червяка для всех типов редукторов принять y≥ 4x. В конических редукторах следует предусмотреть симметричность корпуса относительно быстроходного вала. 5. Вычертить ступени вала на соответствующих осях, по размерам d и l, полученным в проектном расчете валов. Ступени вычерчивают в последовательности от 3-й к 1-й. Длина 3-й ступени получается конструктивно, как расстояние между противоположными стенками редуктора. 6. На 2-й и 4-й ступенях вычертить контуры подшипников по размерам d, D, B, T в соответствии со схемой их установки. 7. Определить расстояния lб и lт между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов. Подшипники выбираем по посадочному диаметру вала, тип подшипника определяется зубчатым зацеплением(табл.2а). Тип подшипников и их размеры для быстроходного и тихоходного валов, грузоподъемность подшипников заносим в таблицу.
Таблица 2. Размеры предварительно выбранных подшипников.
8. для радиально-упорных подшипников определяем точки действия реакций опор, т.е. расстояние смещения от наружного кольца подшипника:
Рисунок 12. Пример эскизной компоновки цилиндрического одноступенчатого редукора
Таблица 2а. Предварительный выбор подшипников 10. Проверочный расчет подшипников Проверочный расчет предварительно выбранных в разделе 9 подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности Сr, Н. с базовой Сr, Н, или базовой долговечности L10h, с требуемой Lh по условиям:
Базовая динамическая грузоподъемность подшипника Сг представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности, составляющей > 10об/мин оборотов внутреннего кольца. Значения Сг указаны в каталоге для каждого типоразмера подшипника. Требуемая долговечность подшипника Lh предусмотрена ГОСТ 16162—85 и составляет для червячных редукторов Lh =5000…20000 ч; для зубчатых Lh 10000…40000 ч. При определении Lh следует учесть срок службы (ресурс) проектируемого- привода, Порядок определения эквивалентной нагрузки Rэ и расчета динамической грузоподъемности Сrр и долговечности L10h в зависимости от типа подшипника рассмотрен в пп. 1…3 Порядок определения Rэ, Cr0, L10h для радиальных шариковых однорядных подшипников, воспринимающих осевую нагрузку, см. рис. 14, В этом случае оба подшипника вала испытывают от осевой силы в зацеплении редукторной пары fa одинаковое и равное этой силе осевое нагружение ra. Поэтому расчет эквивалентной нагрузки re выполняется только для подшипника с большей радиальной нагрузкой Rr (суммарной реакцией r, см. рис. 14). а) Определить отношение Rά /(VRr)
б)Определить коэффициенты е и У по отношению Ra/Cr0,
в)По результату отношения Rά /(VRr) > e выбрать соответствующую формулу и определить эквивалентную динамическую нагрузку Rэ. Rэ=(X* VRr+ YRa)*KбKт - для радиально-упорных шарико-роликоподшипников, Rэ=X* VRr*KбKт - для радиальных шарико- и роликоподшипников с короткими роликоми. г) Рассчитать базовую долговечность
Таблица 41. Определения коэффициентов е и Y в зависимости от отношения Ra/C0r
Таблица 42. Соотношение сил и результирующей осевой нагрузки.
2. Порядок определения Rэ, Сгр, L10h для радиально-упорных шариковых и роликовых однорядных подшипников (см. рис. 14, в, г). Здесь каждый подшипник вала испытывает свою осевую нагрузку Ra1 Ra2, зависящую от схемы установки подшипников и соотношения осевой силы в зацеплении редукторной пары Fa и осевых составляющих радиальных нагрузок в подшипниках Rsl, Rs2). Поэтому эквивалентная динамическая нагрузка рассчитывается для каждого подшипника (REl RE2) с целью определения наиболее нагруженной опоры. а) Определить коэффициент влияния осевого нагружения е. б) Определить осевые составляющие радиальной нагрузки (см. табл. 42) в) Определить осевые нагрузки подшипников Ra1 Ra2. г) Вычислить отношения Ra1/VRr1 и Ra2/VRr2 д) Выбрать соответствующую формулу и определить эквивалент- е) Сравнив значения RE1 и RE2, определить более нагружен- ж) Рассчитать динамическую грузоподъемность Сг и долговечность L10h, по большему значению эквивалентной нагрузки Rэ. з) Определить пригодность подшипников по условию Сrp
Рисунок 15 Схема сил в зацеплении червячной передачи: а) — направление линии витка Червяка левое; б) — правое;
Рисунок 16 Схема сил в зацеплении косозубой цилиндрической передачи: а) — направление линии зуба колеса - левое, шестерни - правое; б) — колеса - правое, шестерни - левое.
Таблица 43- Радиально-упорные шарикоподшипники.
Таблица 44-Значение коэффициента Кт.
Продолжение таблицы 44
Таблица 45-Значение X и Y для подшипников.
Таблица 46-Радиально-упорные конические и радиальные самоустанавливающиеся роликоподшипники.
11. Расчёт шпоночных соединений. Для закрепления деталей (зубчатые колёса, шкивы, звёздочки, полумуфты) на валах для передачи вращающего момента от вала на данные детали служат шпоночные и шлицевые соединения. Во всех отраслях машиностроения при небольших нагрузках применяют шпоночные соединения, соединительной деталью которых является шпонка. Наиболее распространены соединения призматическими шпонками с закруглёнными торцами. Для установки шпонок на валах и ступице устанавливаемой детали выполняют пазы. Размеры шпонок и пазов стандартизированы в зависимости от диаметра вала по ГОС 23360-78. Длину шпонки конструктивно принимают на 5... 10 мм меньше длины ступицы устанавливаемой детали и округляют до стандартного значения. Расчёт призматических шпонок выполняют по напряжениям смятия:
σ см= Где М - передаваемый вращающий момент; Н*м; d - диаметр вала, мм; h - высота шпонки по ГОСТ, мм; t1 - глубина паза на валу по ГОСТ, мм; l р - рабочая длина шпонки, мм: lP = l – b l - принимается по ГОСТ длина шпонки; b - ширина шпонки по ГОСТ; [σ см]- допускаемое напряжения смятия, Н/мм2; [σ см]=110...190 Н/мм2 - при спокойной нагрузке и стальной ступице; [σ см]= 70... 100 Н/мм2 -при чугунной ступице. Выбор размеров шпонок и шпоночных пазов по таблице 24
|