Смекни!
smekni.com

Проектирование вала (стр. 2 из 3)

7) Число зубьев шестерни Z1 и колеса Z2

; принимаем Z1=29 т.к. Z1> Zmin=17

Z2= Z-Z1=212-29=183

8) Фактическое значение передаточного числа:

1

Ошибка передаточного числа

=
< 4%

9) Диаметры делительных окружностей

9) Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев шестерни:

da1 =d1 +2∙m=43,5 +2∙1,5=46,5мм

df1 =d1 -2,5∙m=43,5-2,5∙1.5=39,75мм

Колесо:

da2 =d2 +2∙m=276,5 +2∙1,5=279,5мм

df2 =d2 -2,5∙m=276,5-2,5∙1.5=272,75мм

10) Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки.

Наружный диаметр заготовки шестерни

da1+6 = 46,5+6=52,5 < D=125 мм.

Толщина сечения обода колеса

S=8∙m=8∙1,5=12мм < S=80мм

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

11) Силы, действующие на валы зубчатых колес:

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

ГЛАВА 4: РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

Т3=446 Н∙м – крутящий момент на валу ведущей звездочки;

n3=154 мин-1 – частота вращения ведущей звездочки;

U=2,55 – передаточное число цепной передачи;

1. Выбор цепи

Т.к. пиковые нагрузки действуют редко и непродолжительно, то расчет проведем по номинальному моменту.

Назначим однорядную роликовую цепь типа ПР.

Предварительный шаг цепи:

По стандарту выбираем для проверки две цепи:

ПР-31,75-8850* ; значение А=262мм2

ПР-38,10-12700 ; значение А=394,3мм2

2. Назначение основных параметров:

а) число зубьев звездочки

Найдем рекомендуемое число зубьев Z1 в зависимости от передаточного числа:

Принимаем Z1 =25

б) межосевое расстояние

ПР-31,75 ПР-38,10

а=40Р=40∙31,75=1270мм а=40Р=40∙38,10=1524мм

в) наклон

ψ=18˚ ψ=18˚

г) Примем, что смазывание цепи нерегулярное. Цепь будут смазывать периодически при помощи кисти.

3) Определение давления в шарнире:

Найдем значение коэффициента, учитывающий условия эксплуатации цепи КЭ

КЭ = Кд∙ КА ∙ КН∙ Крег ∙Ксм ∙ Креж =1 ∙1 ∙1 ∙1,25 ∙1,5 ∙1=1,875

Где Кд =1- коэффициент динамической нагрузки;

КА=1- коэффициент межосевого расстояния;

КН=1 – коэффициент наклона линии центров;

Крег=1,25 – коэффициент регулировки натяжения цепи, нерегулируемое натяжение;

Ксм=1,5 – коэффициент смазывания, нерегулярная смазка;

Креж =1 – коэффициент режима, работа в одну смену;

4) Окружная сила, передаваемая цепью:

5) Давление в шарнире (mp=1)

[σ]=30,5 MПа – допускаемое давление в шарнире

Значение давления в шарнире должно находиться в пределах:

0,6 [σ] ≤ σ ≤ 1,05[σ]

0,6[σ]=18,3МПа

1,05[σ]=32,025МПа

Т.к. под это условие подходит только цепь типа ПР-31,75:

0,6 [σ] ≤ 25,3 МПа ≤ 1,05[σ]

Дальнейшие расчеты проводим для цепи ПР-31,75

6) Число зубьев ведомой звездочки

Z2 =Uц.п. ∙Z1 =2,55∙25=63,75

Т.к. предпочтительно нечетное число звеньев, то принимаем

Z2 =63, тогда

;

7) Частота вращения ведомой звездочки:

8) Делительный диаметр ведущей звездочки:

9) Делительный диаметр ведомой звездочки:

10) Потребное число звеньев цепи:

Принимаем W’=125

11) Уточненное межосевое расстояние:

Т.к. цепь не регулируется, и выдержать такую точность межосевого расстояния в устройствах такого типа, как проектируемое невозможно, то принимаем

=1270мм

12) Нагрузка на валы звездочек

13) Характерные размеры цепи и звездочек:

Размеры цепи:

С=19,4мм

D=19 мм

d= 9,52 мм

b=28 мм

S=4 мм

Размеры звездочек:

b1 = 0,93C – 0,15 = 17.89 мм


ГЛАВА 5: РАСЧЕТ ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫХ ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ ПРИВОДА

Допускаемое напряжение на кручение принимаем [τ]=20МПа

При максимальном моменте Тмах =2,2Тном значение диаметров валов будет следующие:

Диаметр быстроходного вала необходимо сравнить с диаметром электродвигателя, при этом должно быть

.При проверке получаем, что d=34<0,75∙dэ =0,75∙48=36 , отсюда следует выбор диаметра вала по стандарту равным 40мм.Для остальных валов принимаем dIIпр =60мм ; dIIIпр =80мм.

ГЛАВА 6: ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВЫХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА

Расчет реакций в подшипниковых опорах проведем для режима номинального момента

1) Реакции в опорах А и В

В плоскости ZY

В плоскости XY

Опора В – более нагруженная

- реакция в опоре В

2) Выбираем подшипник в опоре В по реакции Rbи FA

Исходные данные, dIIпр =60мм - внутренний диаметр подшипника

Fr=Rb=7185H; nIII=154 мин-1

-потребный ресурс

КБ=1,2 - коэффициент безопасности

Кт=1 – температурный коэффициент

V=1 – коэффициент вращения

Выбираем предварительно радиальный однорядный шариковый подшипник средней серии №312 , у которого d=60мм – внутренний диаметр D=110мм – наружный диаметр

Сr=62880H – динамическая грузоподъемность

Сr=48460H – статическая грузоподъемность

Предельная частота вращения 4000 мин-1

Для соотношения

находим: e=0,19

следовательно, Х=1 , У=0 .

Осевая нагрузка не уменьшает ресурс подшипника.

Эквивалентная нагрузка:

Ресурс принятого подшипника

млн. оборотов

Подшипник подходит.

Для вала – шестерни выбираем подшипник радиальный однорядный шариковый средней серии №308

Для приводного вала радиальный двухрядный шариковый подшипник сферический средней серии №1214


ГЛАВА 7: РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА НА ПРОЧНОСТЬ

1) Построение эпюр моментов :

а) Изгибающий момент в точке 1 в плоскости ZY

В точке В в плоскости ZY

б) Изгибающий момент в плоскости XY

Точка 1:

Точка В:

в) Крутящий момент :

МК =TIII =446 Н∙м

2) Определение коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях

Исходные данные: материал вала – сталь 45

- предел текучести

- предел прочности

- допускаемое напряжение