Расчет муфт

Стандартные и нормализованные муфты на практике подбирают по каталогам в зависимости от диаметра соединяемых валов и расчетного вращающего момента M_в по условию:

M_р = К M_в Mн, где К – это коэффициент перегрузки, учитывающий режим работы и ответственность конструкции; M_в – наибольший длительно-действующий вращающий момент; M_н номинальный вращающий момент, указанный в каталоге.

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

F_м = 23* ², где М_в – вращающий момент на валу, передаваемый муфтой. Направление силы F_м в худшем случае совпадает с направлением силы F_t в зацеплении колес.

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
вращающим моментом 250 Н-м; одна из полумуфт диаметром d= 32 мм типа 1 исполнения 1, другая— диаметром
d=40 мм, типа 2 исполнения 2, климатического исполнения У, категории размещения 3: Муфта упругая втулочно-пальцевая
250-32-1.1-40--11.2-У i ГОСТ 21424—75

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.
и наибольшими размерами колес.

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, d_a2, b₁, b₂

б) для конического колеса и шестерни — R_e, d_el, -d_e2, δ ₁, δ ₂; h_ae=m_te, h_f2=1, 2 m_te

в) для червячного колеса и нарезанной части червяка — d_w2, d_aм2, b₂, d_wl, d_al, d_fi, 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 l_б и l_т 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:

для радиально-упорных однорядных шарико и ролико подшипников с цилиндрическими роликами.

– для конических однорядных роликоподшипников

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:

или

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,
а также рекомендуемые значения требуемой долговечности подшипников различных машин. Эквивалентная динамическая нагрузка Rэ учитывает харак­тер и направление действующих на подшипник нагрузок, условия работы и зависит от типа подшипника. В общем случае формулы для определения эквивалентной динамической нагрузки Rэ и величины, входящие в эти формулы, для однорядных радиальных шарикоподшипников и одно- и двух­рядных радиально-упорных шарико- и роликоподшипников даны в табл. 42.

Порядок определения эквивалентной нагрузки Rэ и расчета динамической грузоподъемности Сrр и долговечности L_10h в зависимости от типа подшипника рассмотрен в пп. 1…3

Порядок определения Rэ, Cr₀, L_10h 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)*K_бK_т - для радиально-упорных шарико-роликоподшипников,

Rэ=X* VRr*K_бK_т - для радиальных шарико- и роликоподшипников с короткими роликоми.

г) Рассчитать базовую долговечность в млн. оборотов и в часах и сравнить с допускаемой долговечностью.

Таблица 41. Определения коэффициентов е и Y в зависимости от отношения Ra/C0r

Таблица 42. Соотношение сил и результирующей осевой нагрузки.

2. Порядок определения R_э, С_гр, L_10h для радиально-упорных шариковых и роликовых однорядных подшипников (см. рис. 14, в, г).

Здесь каждый подшипник вала испытывает свою осевую нагрузку R_a1 R_a2, зависящую от схемы установки подшипников и соотношения осевой силы в зацеплении редукторной пары Fa и осевых составляющих радиальных нагрузок в подшипниках R_sl, R_s2). Поэтому эквивалентная динамическая нагрузка рассчитывается для каждого подшип­ника (R_El R_E2) 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 R_a1/VR_r1 и R_a2/VR_r2

д) Выбрать соответствующую формулу и определить эквивалент-
ные динамические нагрузки R_E1 и R_E2.

е) Сравнив значения R_E1 и R_E2, определить более нагружен-
ный подшипник.

ж) Рассчитать динамическую грузоподъемность С_г и долговечность L_10h, по большему значению эквивалентной нагрузки Rэ.

з) Определить пригодность подшипников по условию С_rp C_r

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.