РАСЧЁТНО-ГРАФИЧЕСКАЯ РАБОТА. прикмех. 1. задание и исходные данные для расчёта кинематический расчет привода
 Скачать 1.11 Mb.
|
|
Содержание 1. ЗАДАНИЕ И ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЁТА......................................3 2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА........................................................5 2.1 Определение КПД привода и выбор электродвигателя.................................5 2.2 Определение общего передаточного отношения, его ступеней и частот вращения валов........................................................................................................6 2.2.1 Определение чисел зубьев колес редуктора............................................8 2.2.2 Определение частот вращения валов.......................................................9 2.2.3 Определение погрешности частоты вращения рабочего вала...............9 машины.................................................................................................................9 2.2.4 Определение мощностей и крутящих моментов на валах привода машины.................................................................................................................9 3. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ.................................10 3.1 Выбор материалов зубчатых колес, способов термической обработки и определение допускаемых напряжений..............................................................10 3.2 Определение допускаемых контактных напряжений..................................10 3.3 Определение допускаемых напряжений изгибной выносливости.............10 3.4 Расчет параметров цилиндрической зубчатой передачи.............................10 3.4.1 Определение межосевого расстояния быстроходной зубчатой передачи (между валами 1 и 2) и модуля зубчатого зацепления..................10 3.4.1.1 Расчет модуля зацепления быстроходной зубчатой передачи......11 3.4.2 Геометрические параметры быстроходной зубчатой передачи..........11 3.4.3 Определение межосевого расстояния тихоходной зубчатой передачи (между валами 2 и 3) и модуля зубчатого зацепления......................................12 3.4.3.1 Геометрические параметры тихоходной зубчатой передачи........13 3.5 Конструктивные размеры зубчатого колеса.................................................13 4. КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ РЕДУКТОРА..................................................15 4.1 Предварительный расчет диаметров вала.....................................................15 1 2 1. ЗАДАНИЕ И ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЁТА Задание на проектирование включает в себя схему привода (рис. 1), исходные данные для его расчета. В состав привода обычно входят передача гибкой связью, закрытые зубчатые передачи, а в ряде случаев и открытые зубчатые передачи. В качестве примера расчета предлагается привод машины, состоящий из: – электродвигателя; – клиноременной передачи; – двухступенчатого редуктора, состоящего из быстроходной косозубой передачи (зубчатые пары z 1 , z 2 и z′ 1 , z′ 2 ) и тихоходной прямозубой передачи (зубчатая пара z 3 , z 4 ). Пример задания на РГР: – расчетная мощность на приводном валу рабочей машины N расч рм = 4,8 кВт; – частота вращения вала рабочей машины n РМ = 38 мин –1 (0,6334 с –1 ); – синхронная частота вращения вала электродвигателя n дв синхр =1500 мин –1 ; – долговечность работы привода (ресурс) h = 8 000 ч; – характер работы машины – нереверсивный, характер нагружения привода – легкие точки (перегрузка до 1,25 от номинальной), К σ = 1,3; – погрешность частоты вращения вала рабочей машины Δ n ≤ 5 %; – опоры валов – подшипники качения. 3 4 2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА 2.1 Определение КПД привода и выбор электродвигателя. Общий КПД привода определяется с учетом потерь во всех элементах привода. При определении значений КПД элементов привода могут быть использованы данные, приведенные в табл. 1. Для схемы, представленной на рис. 1, общий КПД привода будет равен η общ = η р.п ·η 2 зп ·η 3 п ·η м =0,95*(0,99) 4 *0,97*0,99 = 0,88 (2.1) N эд =N P1M /η общ 4,5/0,88=5,1 где η цеп =0 ,95 – КПД клиноременной передачи; η зп =0 , 99 – КПД закрытой зубчатой передачи (две ступени); η подш =0 ,97 – КПД подшипников качения (3 пары); η муфты =0 , 99 – КПД соединительной муфты. Таблица 1 Элемент привода Рекомендуемые значения КПД Закрытый, работающий при постоянной смазке Открытый Передачи: – зубчатая цилиндрическая 0,97...0,99 0,95...0,97 – зубчатая коническая 0,95...0,98 0,94...0,96 – червячная однозаходная 0,70...0,75 0,55...0,65 – червячная двухзаходная 0,75...0,82 0,95...0,75 – плоскоременная – 0,95...0,97 – клиноременная – 0,97...0,98 – цепная – 0,94...0,97 Пара подшипников качения 0,99 – Соединительная муфта – 0,99 При отсутствии в исходных данных расчетная мощность (мощность сил сопротивления – N с ) может быть определена из выражения: N расч рм =N c =F c V =M c ω =2 M c πn рм , где F c – окружное усилие на рабочем органе исполнительного механизма (сила сопротивления), Н; V – окружная скорость на рабочем органе исполнительного механизма, м/c; ω – угловая скорость вала исполнительного механизма, рад/с; M c – момент сопротивления на рабочем органе исполнительного механизма, Нм; nРМ – частота вращения вала исполнительного механизма (рабочей машины), с–1. Расчетная потребная мощность 5 электродвигателя будет равна N дв потр = N расч рм η общ = 4,5 0 , 88 =5,114 кВт. Выбор номинальной мощности, а затем и марки электродвигателя, выполняется по формуле N дв ном ≥N дв потр Это соотношение применимо для асинхронных электродвигателей трехфазного переменного тока, работающих при достаточно постоянном моменте сопротивления. В приводах машин наибольшее применение получили подобные асинхронные электродвигатели общего и специального назначений. Кинематический и прочностной расчеты привода выполняются при известной марке двигателя, его мощности N дв ном и частоте вращения его ротора n дв ном Для частоты вращения n дв синхр =3000 мин –1 по прил. 1 выбираем двигатель типа 4AМ100L2, с учётом коэффициента проскальзывания S %, имеющий мощность N дв ном = 5,5 кВт и частоту вращения n дв ном = 2900 мин –1 Номинальная частота вращения ротора двигателя n дв ном меньше n дв синхр вследствие проскальзывания ротора двигателя относительно вращающегося магнитного поля, создаваемого статорной обмоткой. Эта разница выражается величиной проскальзывания S, вследствие чего: n дв ном =n дв синхр (1− S 100 )=3000(1−3,4/100)=2898 (2.2) где n дв синхр – синхронная частота вращения ротора электродвигателя, мин –1 ; S – относительное проскальзывание, %. 2.2 Определение общего передаточного отношения, его ступеней и частот вращения валов Простейший зубчатый механизм состоит из двух подвижно соединенных между собой зубчатых колес. Меньшее колесо принято называть шестерней, а большее – зубчатым колесом. Общее передаточное отношение привода машины определим из U общ = n дв ном n РМ =2895/90=32,2 (2.3) где n дв ном – фактическая (номинальная) частота вращения ротора двигателя, мин –1 ; n РМ – частота вращения вала рабочей машины, мин –1 Разбивка общего передаточного числа привода между его ступенями, а также выбор материала и ширины зубчатого венца колес существенно влияют на габариты и массу зубчатых передач. Для определения оптимальной массы и габаритов зубчатых передач расчет ведется методом последовательного 6 приближения при варьировании вышеуказанных данных. Подобный расчет является весьма трудоемким и обычно выполняется с использованием средств вычислительной техники. Под передаточным числом зубчатой передачи понимают отношение чисел зубьев колеса к числу зубьев шестерни, т. е. U 1 −2 = z 2 z 1 (2.4) Таблица 2: Рекомендуемые значения передаточных чисел U для механических передач Тип передачи Значения передаточных чисел Рекомендуемые Предельн ые Зубчатые цилиндрические: – тихоходная ступень во всех редукторах U т – быстроходная ступень в редукторах с развернутой схемой U б 2,5 ÷ 5 6,3 3,15 ÷ 5 7,1 – быстроходная ступень в соосном редукторе U б – планетарная редукторная 4 ÷ 6,3 2,8 ÷ 8 9 16 – открытая передача Зубчатая коническая 2,5 ÷ 5 1 ÷ 3 6,3 4 Червячная: – с однозаходным червяком – с двухзаходным червяком 28 ÷ 50 14 ÷ 20 80 80 Плоскоременная Клиноременная Цепная 2 ÷ 3 3 ÷ 4 1,5 ÷ 5 5 6 10 Стандартные значения передаточных чисел редукторов (U ред ): 1,0; 1,12; 1,25; 1,4; 1,6; 1,8; 2,0; 2,24; 2,5; 2,8; 3,15; 3,55; 4,0; 4,5; 5,0; 5,6; 6,3; 7,1; 8,0; 9,0; 10,0; 11,2; 12,5; 14,0; 16,0; 18,0; 20,0; 22,4; 25,0; 28,0; 31,5; 40,0; 50,0; 56,0; 63,0; 71,0; 80,0; 90,0; 100,0. В рассматриваемом случае общее передаточное число привода машины определяется произведением частных передаточных чисел: U общ =U рп U ред (2.5) Так как редуктор имеет две ступени – быстроходную и тихоходную, то сомножители выражения (2.5) можем переписать в виде: 7 – передаточное число редуктора U ред =U бп U тп ; – общее передаточное число привода U общ =U рп U ред =U рп U бп U тп , где U рп – передаточное число ременной передачи; U бп – передаточное число быстроходной передачи; U тп – передаточное число тихоходной передачи. В соответствии с данными табл. 3 предварительно примем передаточное число цепной передачи U рп = 3. В этом случае передаточное число редуктора будет равно U ред = U общ U рп = 32 , 2 2= 16,1 (2.6) U РП =2 Далее определим передаточное число тихоходной ступени редуктора из выражения U тп =0 , 88 √ U ред =0 , 88 √ 16,1 =3,53 (2.7) Затем принимаем это передаточное число из стандартного ряда U тп =3 ,55 Теперь пересчитываем U бп = U ред U тп = 16,1 3,55= 4,54 (2.8) Окончательно (с учесом стандартных значений) принимаем U бп =4,5 Тогда U ред =U бп U тп =4,5⋅3,55=15,98 Уточняем передаточное число ременной передачи U цп = U общ U ред = 32,2 16= 2 (2.9) Для уточнения передаточных чисел привода определим числа зубьев колес ступеней редуктора и диаметры шкивов ременной передачи. 2.2.1 Определение чисел зубьев колес редуктора Минимальное число зубьев малого колеса (шестерни) при отсутствии подрезания ее зубьев для некорригированного зацепления z min =17 С некоторым запасом число зубьев шестерни быстроходной передачи примем z 1 =z 1 ' =20 Число зубьев шестерни тихоходной передачи примем z 3 =20 . Тогда числа зубьев зубчатых колес определим из: z 2 =z 2 ' =z 1 U бп =20⋅4,5=90 ; z 4 =z 3 U тп =72 При уточнении числа зубьев колеса необходимо варьировать числом зубьев шестерни, обычно в пределах от 17 до 24, чтобы получить целое число зубьев колеса. Если этого не удалось добиться подбором зубьев шестерни, то необходимо число зубьев колеса получить близким к целому числу, округлить до целого числа, а затем уточнить передаточное число. 8 2.2.2 Определение частот вращения валов n ном =2898 n 1 = n дв ном U рп = 2898 2 =1449 мин –1 ; (2.10) n 2 = n 1 U бп = 1449 4,5= 322 мин –1 ; (2.11) n 3 = n 2 U тп = 322 3,55= 90,75 мин –1 = n РМ . (2.12) 2.2.3 Определение погрешности частоты вращения рабочего вала машины Δn РМ = n 3 −n РМ n РМ 100 % = (90,75−90 ) 90⋅ 100 ≈0 , 83 % , (2.13) что меньше допустимых 5 %. 2.2.4 Определение мощностей и крутящих моментов на валах привода машины N 1 =N дв потр η цеп η зп 2 η подш =5 ,114⋅0 , 95⋅0 ,99 2 ⋅0,99=4,7 кВт; N 2 =N 1 η зп η подш =4 ,7⋅0 , 95⋅0 , 99=4 , 42 кВт; N 3 =N 2 η подш =4 , 42⋅0, 99=4,38 кВт; N РМ =N 3 η муфты =4,38⋅0 , 99=4 , 34 кВт. T кр1 =9550 N 1 n 1 =9550 4 , 7 1449= 30,95 Нм; T кр2 =9550 N 2 n 2 =9550 4,42 322= 131,1 Нм; T кр3 =9550 N 3 n 3 =9550 4,38 90,75= 461 Нм. T крРМ =9550 N РМ n 3 =9550 4 , 34 90,75= 456,8 Нм. 9 3. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 3.1 Выбор материалов зубчатых колес, способов термической обработки и определение допускаемых напряжений Основным материалом зубчатых колес служат термически обрабатываемые стали, так как в сравнении с другими материалами они в наибольшей степени обеспечивают высокую контактную и изгибную прочности зубьев. Очевидно, что из двух зацепляющихся элементов зубчатой передачи, зуб шестерни подвержен большему числу циклов нагружений в сравнении с колесом. Поэтому для создания равнопрочности шестерня выполняется из материала с более высокими прочностными (механическими) характеристиками. Выбираем для шестерни сталь 40ХН, а для колеса – 40Х. Изделия подвергаем закалке при нагреве ТВЧ по всему контуру для обеспечения поверхностной твердости зубьев до HRC 50...55. 3.2 Определение допускаемых контактных напряжений Допускаемые контактные напряжения определяем по зависимости [ σ ] k = σ HO K HL S H = 1050 ⋅1 1,2 =875 МПа, (3.1) где σ HO = 17HRC + 200 =17·50 + 200 = 1050 МПа (1050 Н/мм 2 ) – контактная выносливость; K HL = 1 – коэффициент долговечности; S H = 1,2 – коэффициент безопасности. 3.3 Определение допускаемых напряжений изгибной выносливости [ σ ] F = σ FO K FL S F = 420 ⋅1 1 , 75 =240 МПа, (3.2) где σ FO = 420 МПа (420 Н/мм 2 ) – напряжение изгибной выносливости; K FL = 1 – коэффициент безопасности; S F =1 ,75 – коэффициент долговечности. \ 3.4 Расчет параметров цилиндрической зубчатой передачи При расчете параметров зубчатой пары определяются: – межосевое расстояние; – модуль зубчатого зацепления; – геометрические размеры зубчатых колес. 3.4.1 Определение межосевого расстояния быстроходной зубчатой передачи (между валами 1 и 2) и модуля зубчатого зацепления Межосевое расстояние быстроходной косозубой зубчатой передачи определяется из условия контактной прочности зубьев по формуле: a w1 =K a (U бп +1 ) 3 √ K H T кр2 2U бп 2 ψ ba [σ ] k 2 = 430⋅(4,5+1)⋅ 3 √ 1,3 ⋅131 ,1 2 ⋅4,5 2 ⋅0, 2⋅875 2 =72 ,4 мм(3.3) 10 так как у нас нестандартный редуктор, то пока принимаем данное значение a w1 Здесь K a = 430 – числовой коэффициент для косозубых передач; K H = 1,3 – коэффициент нагрузки (задается или определяется расчетным путем); T кр2 = 131,1 2 Нм – крутящий момент на валу колеса; ψ ba – коэффициент относительной ширины зубчатого венца колеса (на данном этапе расчетов предварительно принимается в пределах 0,2 ÷ 0,4). 3.4.1.1 Расчет модуля зацепления быстроходной зубчатой передачи Исходя из полученного межосевого расстояния a w1 определим нормальный модуль быстроходной передачи: m n 1 = 2 a w 1 cos β z 1 +z 2 = 2 ⋅72,4⋅0 , 966 20 +90 =1 , 28 мм, (3.4) где β = 15 0 – угол наклона зубьев косозубой передачи. На основании (3.4) примем значение модуля m n1 = 1,375 мм (табл. 4). Проверим величину выбранного модуля из условий изгибной прочности зуба m n 1 = 3 √ 2T кр2 ⋅10 3 K F Y F cos β 2 z 2 ψ bm [ σ ] F = 3 √ 2 ⋅131, 1⋅10 3 ⋅1,3⋅3,6⋅0 , 966 2 ⋅90⋅12 ,5⋅240 =1 ,30 мм, (3.5) где Y F =3,6 – коэффициент прочности зуба; – коэффициент нагрузки при расчете изгибной прочности зуба. Здесь значение b 2 =a w 1 ⋅0 , 25=72,4⋅0 , 25=18 ,1 мм примем с некоторым запасом, т. е. b 2 = 20 мм. ψ bm = b 2 m n 1 = 20 1,375= 14,55 – коэффициент ширины зубчатого колеса по модулю. ψ ba = b 2 a w1 =0 ,28 – коэффициент относительной ширины зубчатого венца колеса 3.4.2 Геометрические параметры быстроходной зубчатой передачи Исходя из принятого стандартного модуля определяем параметры зубчатых колес z 1 и z 2 Диаметры делительных окружностей шестерни z 1 и колеса z 2 определим из выражений: d 1 = m n1 z 1 cos β= 1,375 ⋅20 0 , 966= 28 ,5 мм, (3.6) d 2 = m n1 z 2 cos β= 1,375 ⋅90 0 ,966= 128 , 1 мм. (3.7) Диаметры вершин (выступов) зубьев шестерни z 1 и колеса z 2 : 11 d a 1 =d 1 +2 m n1 =28 ,5+2⋅1,375=31,25 мм, (3.8) d a 2 =d 2 +2 m n1 =128 , 1+2⋅1,375=169 , 63 мм. (3.9) Диаметры впадин зубьев шестерни z 1 и колеса z 2 : d f 1 =d 1 −2,5 m n1 =28 ,5−2,5⋅1,375=25 ,1 мм, (3.10) d f 2 =d 2 −2,5 m n1 =128 , 1−2,5⋅1,375=124 , 66 мм. (3.11) Межосевое расстояние уточняем по рассчитанным диаметрам делительных окружностей: a w1 = ( d 1 +d 2 ) 2 = 28 ,5 +128 , 1 2 =78 ,3 мм. (3.12) Ширину зубчатого венца колеса с z 2 определим из: b 2 =ψ ba a w 1 =0, 28⋅78 ,3=21 ,9 мм. (3.13) Окончательно принимаем b 2 =22 мм. Ширину зубчатого венца шестерни с z 1 определим из: b 1 =b 2 +(5 . ...10 )=22+5=27 мм. (3.14) 3.4.3 Определение межосевого расстояния тихоходной зубчатой передачи (между валами 2 и 3) и модуля зубчатого зацепления Межосевое расстояние тихоходной прямозубой зубчатой передачи определяется из условия контактной прочности зубьев по формуле: a w2 =K a (U тп +1) 3 √ K H T кр3 U тп 2 ψ ba [ σ ] k 2 = 495⋅(3 ,53+1 )⋅ 3 √ 1,3 ⋅461 3 , 53 2 ⋅0 ,28⋅875 2 =136 ,25 (3.15) где K a = 495 – числовой коэффициент для прямозубых передач; K H = 1,3 – коэффициент нагрузки; Т кр3 = 461 Нм – крутящий момент на валу тихоходной передачи; ψ ba =0,28 – коэффициент ширины зубчатого колеса по межосевому расстоянию. Исходя из полученного межосевого расстояния определим модуль тихоходной передачи из: m n 2 = 2 a w2 z 3 +z 4 = 2 ⋅136 , 25 20 +72 =2 ,97 мм. (3,16) Проверим величину выбранного модуля из условий изгибной прочности зуба m n 2 = 3 √ 2T кр3 ⋅10 3 K F Y F z 4 ψ bm [ σ ] F = 3 √ 2 ⋅461⋅10 3 ⋅1,3⋅3,6 72 ⋅14,55⋅240 =2,58 мм, (3.17) где K F =1,3 – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении; Y F = 3,6 – коэффициент прочности зуба b 4 =a w2 ⋅0 , 25=136 ,25⋅0 ,25=30 ,1 мм. Примем предварительное значение b 4 = 30 мм; Окончательно принимаем стандартное значение модуля m n 2 =2,75 мм. 12 3.4.3.1 Геометрические параметры тихоходной зубчатой передачи Исходя из принятого стандартного модуля, определяем параметры зубчатых колес z 3 и z 4 Диаметры делительных окружностей шестерни z 3 и колеса z 4 определим из выражений: d 3 =m n 2 z 3 =2,75⋅20=55 мм; (3.18) d 4 =m n2 z 4 =2,75⋅72=198 мм. (3.19) Диаметры вершин (выступов) зубьев шестерни z 3 и колеса z 4 : d a 3 =d 3 +2 m n 2 =55+2⋅2,75=110,0 мм, (3.20) d a 4 =d 4 +2 m n 1 =198+2⋅2,75=203,5 мм. (3.21) Диаметры впадин зубьев шестерни z 3 и колеса z 4 : d f 3 =d 3 −2,5 m n 2 =55−2,5⋅2,75=48,13 мм, (3.22) d f 4 =d 4 −2,5 m n 2 =198−2,5⋅2,75=191,13 мм. (3.23) Межосевое расстояние уточняем по рассчитанным диаметрам делительных окружностей: a w2 = (d 3 +d 4 ) 2 = 55 +198 2 =126 ,5 мм. (3.24) Ширину зубчатого венца колеса с z 4 определим из: b 4 =ψ ba a w 1 =0 ,28⋅78 ,3=21 ,9 мм. (3.25) Окончательно принимаем b 4 =22 мм. Ширину зубчатого венца шестерни с z 3 определим из: b 3 =b 4 +(5 .. . .10)=22+5=27 мм. (3.26) 3.5 Конструктивные размеры зубчатого колеса Обычно зубчатые колеса состоят из ступицы, обода и диска, соединяющего обод со ступицей. Колесо в зависимости от его диаметра, выбранного материала и степени точности может быть изготовлено штамповкой, литьем или механической обработкой. Основные размеры и соотношения элементов колеса приведены на рис. 1 и в табл. 3. 13 Рисунок 1: Зубчатое колесо с облегченной ступицей Таблица 3 Параметры колеса Расчетные формулы Диаметр ступицы стального колеса Диаметр ступицы чугунного колеса Толщина обода цилиндрического колеса Толщина обода конического колеса d ст ≈1,6 d в d ст ≈1,8 d в δ 0 =(2,5 .. .. 4 )m n (не менее 8 мм ) δ 0 =(3 .. . .4)m n (не менее 8 мм) Толщина диска цилиндрического колеса: – колеса кованые или литые – колеса штампованные. Толщина диска конического колеса C =0,3 d в C =(0,2. .. . 0,3)d в С д = (δ 0 +δ ст ) 2 Диаметр окружностей центров отверстий Диаметр отверстий в диске колеса Фаска зубчатого венца Внутренний диаметр обода D отв = ( D 0 +d ст ) 2 d отв = ( D 0 −d ст ) 4 n =0,5 m n D 0 =d f −2 δ 0 Здесь приняты следующие обозначения: d в – диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса; m n – модуль нормальный; b – ширина венца колеса; D 0 – внутренний диаметр обода. Колеса могут насаживаться на валы, а при диаметрах впадин, близких к диаметрам валов ( d f d в =1,1.... 1,3 ), выполняется как одно целое с валом. Такая деталь носит название вал-шестерня. 14 4. КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ РЕДУКТОРА 4.1 Предварительный расчет диаметров вала Расчеты валов редуктора рассмотрим на примере промежуточного вала 2 (рис. 3) . На этом валу расположены зубчатые колеса z 2 , z 2 ' и z 3 Диаметр вала под подшипники определяется по крутящему (или эквивалентному) моменту T кр (при его наличии) и допускаемому касательному напряжению для материала вала [τ]: [ τ ]= T кр W р = T кр 0,2d 3 , W p = πd 3 16≈ 0,2 d 3 полярный момент сопротивления поперечного сечения вала; d – диаметр вала. Допускаемое касательное напряжение [τ] кр при скручивании вала найдем как долю от допускаемого нормального напряжения при изгибе, т. е. [τ] = 80 — допускаемое касательное напряжения, МПа. Определяем диаметр вала d в2 : d в 2 = 3 √ Т кр2 0,2 [τ ] = 3 √ 131,1 ⋅10 3 0,2 ⋅80 =20,2 (4,1) Принимаем диаметр вала в районе d в2 =25мм и по данному диаметру выбираем подшипники качения, однородные, радиальные средней серии типа 305. B п =17мм Определяем длину вала L между опорами и плечи приложения силы a и b. a = B П 2+ 5 +10+ b 2 2= 17 2+ 5 +10+ 22 2= 37 мм. (4.2) Конструктивно принимаем а = 38 мм. b = b 2 2+ 5 + b 3 2= 22 2+ 5 + 27 2= 29 ,5 мм. (4.3) Конструктивно принимаем b = 30 мм. Общую длину вала определим из: L =a+b+b+a=38+30+30+38=136 мм. 4.2 Уточненный расчет диаметров вала При уточненном расчете валов следует учесть крутящий и изгибающий моменты. Для составления расчетной схемы необходимо определить силы, действующие в зацеплениях, их величины, точки приложения и расстояния, на которых они приложены (плечи сил). Определим действующие в зацеплениях силы и направления их действия на примере промежуточного вала, на котором установлены два косозубых цилиндрических колеса и одна прямозубая цилиндрическая шестерня. 15 Уточненный расчёт диаметров валов: Величины этих сил определим по формулам: окружная F τ 2 = 2 T кр2 2 d 2 = T кр2 d 2 = 131, 1 ⋅10 3 128 ,1= 1023 ,4 Н; (4.4) радиальная F r 2 =F τ 2 tg α cos β =1023,4⋅ 0 ,364 0 , 966 =385 ,7 Н; (4.5) осевая F a2 =F τ 2 tg β =1023 ,4⋅0 ,268=274 ,3 Н; (4.6) окружная F τ 3 = 2 T кр2 d 3 = 2 ⋅131 ,1⋅10 3 55= 4767 ,28 Н; (4.7) радиальная F r3 =F τ 3 tgα =4767 ,28⋅0, 364=1735 ,3 . (4.8) Здесь α =20 0 – стандартный угол зацепления в эвольвентных зубчатых передачах; β = 15 0 – угол наклона (подъема) зуба косозубой передачи; F t 2 , F r 2 , F a 2 – силы, действующие в зацеплении косозубых зубчатых колес; F t3 , F r 3 – силы, действующие в зацеплении прямозубых зубчатых колес. 16 17 Источники: 1. https://nasoselprom.ru/electrodvigateli-4a-4am 18 |