9 Первый этап эскизной компоновки редуктора

Компоновку обычно выполняют в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняется в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии – оси валов на расстоянии a = 140 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.

Предварительно намечаем подшипники легкой серии, габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников:

d_п1= 55 мм, D_п1=100 мм;

d_п2 =75 мм, D_п2=130 мм.

Обозначение	Размеры				Грузоподъёмность
	d	D	B	r	C	C0
211	55	100	21	2,5	43,6	25
215	75	130	25	2,5	66,3	41

10 Составление расчетных схем валов, определение реакций в опорах и построение эпюр

После выполнения эскизной компоновки редуктора необходимо провести проверочные расчеты валов и подшипников.

В данном курсовом проекте проверочный расчет выполняется только для тихоходного вала, как более нагруженного. Расчет вала проводится на совместное действие изгиба и кручения. Для начала необходимо определить внутренние силовые факторы в сечениях вала. Составляем расчетную схему вала. К тихоходному валу прикладываем силы от зубчатой цилиндрической прямозубой передачи и цепной передачи. Необходимо правильно расположить силы в плоскостях в соответствии с кинематической схемой привода. Размеры участков тихоходного вала а = 93 мм, в=88,5мм были получены после эскизной компоновки редуктора.

На участке вала от точки С до конца выходного участка (рисунок 11, а) действует также и крутящий момент Т_III =1070140 Н•мм, эпюра которого показана на рисунке

Рассмотрим вертикальную плоскость XoY (рисунок11,г). Окружную силу в зацеплении зубчатых колес Fr перенесем на ось вала.

От действия радиальной силы F_r2 и окружной силы F_t1, возникают реакции в опорах

∑M_A = 0 (10.1)

(10.2)

Y_B=- F_r2∙a/2a=342∙71/2∙71=1086,8H

∑M_B = 0 (10.3)

∑M_B = F_r2∙a-Y_a∙2a=0 (10.4)

Y_А= -F_r2∙a/2a=342∙71/2∙71=1086,8H

Знак минус говорит о том, что реакция направлена в противоположную сторону.

∑Y = -Y_А+F_r2 –Y_b = 0 (10.5)

0=0

Тождество выполняется, значит, реакции в опорах определены правильно.

Определим изгибающие моменты в сечениях вала.

В точке C изгибающий момент равен

Y_А ∙a=-101072,4 H∙мм. (10.6)

По рассчитанным значениям строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости (рисунок 11,д).

Рассмотрим горизонтальную плоскость XoZ (рисунок 11, е). Окружную силу в зацеплении зубчатых колес F_t2 перенесем на ось вала.

От действия окружной силы F_t2 и радиальной силы F_r3, возникают реакции в опорах.

∑M_A = 0 (10.8)

(10.9)

Z_В= -6124,5 Н. (10.10)

∑M_B = 0 (10.11)

∑M_B = F_t2∙a-Z_A∙2a+F_n∙b=0

Z_A= -1974 Н. (10.12)

Знак минус говорит о том, что реакция направлена в противоположную сторону.

∑Z = Z_A + Z_B - F_n -F_t2 = 0 (10.13)

0=0

Видим, что тождество выполняется. Значит, реакции в опорах определены правильно.

Определим изгибающие моменты в сечениях вала.

В точке C изгибающий момент равен

Z_A∙a=-183582,2 H∙мм. (10.14)

В точке B изгибающий момент равен

F_n∙b=H∙мм

По рассчитанным значениям строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рисунок 11, ж)

Далее необходимо построить суммарную эпюру изгибающих моментов , ·мм, (рисунок 11,з) по зависимости

. (10.15)

В точке С суммарный изгибающий момент равен

209566 Н•мм .

В точке В суммарный изгибающий момент равен

188213 Н•мм .

Опасное сечение в точке С.

Рисунок 11 – Расчетная схема ведущего вала

и эпюры внутренних силовых факторов