Главная Французский Финансы деньги кредит Финансовый менеджмент финансовая математика Финансовое право Философия Маркетинг реклама и торговля Кулинария и продукты питания Краеведение и этнография Коммуникации связь цифровые приборы и радиоэлектроника История и исторические личности Иностранные языки и языкознание Охрана окружающей среды экология Общениеэтика семья брак Нотариат Не Российское законодательство Биология и химия Этика эстетика Основы права Неопределено Немецкий Мировая экономика МЭО Цифровые устройства Хозяйственное право Самоучитель по GPRS Карта сайта	Рефераты. Проектирование привода пресс-автомата с плавающим ползуном Схема подшипника качения показана на Рисунке 14. Таблица 5. Значение эксплуатационных и конструктивных параметров цилиндрического одноступенчатого мотор-редуктора МЦ-100 [3]
Обозначение	Единица измерения	Наименование параметра	Значение параметра
H1	мм	высота редуктора	426
B1	мм	ширина редуктора	305
L	мм	длина редуктора	675
aw	мм	межосевое расстояние	100
m	мм	нормальный модуль зубчатого зацепления	1,5
tk	мм	ширина венца зубчатого колеса	25
z1	-	число зубьев шестерни	28
z2	-	число зубьев колеса	100
iф	-	фактическое передаточное число редуктора	3,57
β	град.	угол наклона линии зуба	16˚15΄37˝
dТ	мм	посадочный диаметр хвостовой части тихоходного вала	40
dБ	мм	посадочный диаметр хвостовой части быстроходного вала	-
-	-	номер подшипника на тихоходном валу редуктора	7308
-	-	материал и термообработка колеса и шестерни редуктора	Ст. 40Х, поверхностная закалка
-	-	материал и термообработка тихоходного вала редуктора	Ст. 40Х, улучшение

Таблица 6. Характеристики подшипника качения № 7308

Обозначение

Единица

измерения

Наименование параметра

Значение

параметра

D

мм

наружный диаметр подшипника

90

d

мм

внутренний диаметр подшипника

40

T

мм

габаритная ширина подшипника

25,25

c

мм

ширина наружного кольца подшипника

20

C

кН

динамическая грузоподъёмность

66

X

-

коэффициент радиальной нагрузки

0,4

Y

-

коэффициент осевой нагрузки

2,16

e

-

величина, характеризующая критическое отношение радиальной и осевой нагрузок

0,28

α

град.

Угол между осями подшипника и телом качения

12˚

Характеристики подшипника качения № 7308 взяты из справочника [4].

                                                 

Рисунок 14. Схема конического подшипника качения.

Формула для определения диаметра делительной окружности колеса d1 имеет вид:

d1=z2 ,  (15)

где m – нормальный модуль зубчатого зацепления;

β – угол наклона линии зуба;

z2 – число зубьев колеса;

d1=1,5·100/cos16˚15΄37˝=150/0,96=156,25 (мм);

Окружную силу определим по формуле:

Ft=2·М∑max/d1,   (16)

где М∑max – максимальный момент на тихоходном валу;

dк=d1 – диаметр начальной окружности;

Ft=2·216/156,25·10-3=432/156,25·10-3=2764,8 Н .

Осевую составляющую Fa определим по формуле:

Fa=Ft·tgβ ,   (17)

Fa=2764,8·tg16˚15΄37˝=805,87 Н.

Радиальную силу определим по формуле:

Fr=(Ft·tgαw)/cosβ ,  (18)

где αw – угол зацепления косозубой передачи в нормальном сечении (αw≈20˚);

Fr==1048,032 Н .

РАСЧЁТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ

Расчёт состоит из нескольких этапов:

1. формирование расчётной схемы вала;

2. расчёт вала на статическую прочность;

3. проектировочный расчёт шпоночного или шлицевого соединения;

4. расчёт вала на выносливость.

Валы в редукторах выполняют ступенчатыми, т.к. это обеспечивает удобный монтаж, надёжную фиксацию подшипников и зубчатых колёс.

Расчёт проводится для тихоходного вала, как наиболее нагруженного.

Формирование расчётной схемы вала

Будем считать, что сила, действующая со стороны ролика, на беговую дорожку внутреннего кольца подшипника, приложена в геометрическом центре конического ролика.

Будем полагать, что геометрический центр ролика определяется в осевом направлении размером С/2 и лежит на окружности диаметром dср===65 (мм).

В качестве прототипа был взят чертёж тихоходного вала мотор-редуктора МЦ-80 (Лист 38) из каталога [3].

Формирование расчётной схемы тихоходного вала показано на Рисунке 16.

При установке радиально-упорных конических подшипников враспор наблюдается смещение опор на расчётной схеме внутрь относительно тел качения на величину 1.

Определим S – смещение опоры относительно середины наружного кольца подшипника:

S===·tg12˚=6,91 (мм).

Определим  L=2T+tk+a+b , - расстояние между внешними торцами подшипников,

где T – габаритная ширина подшипника;

tk – ширина венца зубчатого колеса;

a – ширина упорного буртика;

b – размер ступенчатой части колеса.

Формирование расчётной схемы вала.

Размеры a и b получены масштабированием сборочного чертежа мотор-редуктора  МЦ-80 – [3] и исходя из рекомендаций по выбору данных размеров.

a=6 ,      b=8

Тогда получим:

L=2·25,25+25+6+8=89,5 (мм).

Определим расчётную длину вала lрас по формуле:

lрас=L-2·(+1)=89,5-2·()=67,5 (мм);

где с – ширина наружного кольца подшипника.

Найдём длину lk2, которая определяет положение срединной плоскости колеса:

lk2=(Т+tk/2)-(+1)=(25,25+25/2)-()=26,75  (мм).

Зная lk2 , определим размер lk1:

lk1=lрас-lk2=67,5-26,75=40,75  (мм).

Расчёт вала на статическую прочность

Заменим шарнирные опоры силами реакции, а силы, действующие в зубчатом зацеплении, приведём к оси вала:

Ma=Fa·dw/2=Ft·tgβ·dw/2=(2·М∑max/dw)·tgβ·dw/2=М∑max·tgβ=216·0,292=62,96(Н·м);

Mt=Ft·dw/2=(2·М∑max/dw)·dw/2=М∑max=216 (Н·м);

Разложим реакции опор Ra и Rc на составляющие по осям, и найдём их.

1. Составляющие по оси X:

∑Mcy=-xa·lрас+Ft·lk2=0;

  xa=( Ft·lk2)/lрас=(2764,8·26,75·10-3)/67,5·10-3=1095,68 Н;

∑May= xc·lрас-Ft·lk1=0;

  xc=( Ft·lk1)/lрас=(2764,8·40,75·10-3)/67,5·10-3=1669,12 Н;

2. Составляющие по оси Y:

∑Mcx=-ya·lрас+Ma+Fr·lk2=0;

  ya=(Ma+Fr·lk2)/lрас=(62,96+1048,032·26,75·10-3)/67,5·10-3=1348,07 Н;

∑Max=yc·lрас+Ma-Fr·lk1=0;

  yc=(-Ma+Fr·lk1)/lрас=(-62,96+1048,032·40,75·10-3)/67,5·10-3=-300,04 Н;

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8