Проектирование вала (стр. 2 из 3)

7) Число зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂

; принимаем Z₁=29 т.к. Z₁> Z_min=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:

d_a1 =d₁ +2∙m=43,5 +2∙1,5=46,5мм

d_f1 =d₁ -2,5∙m=43,5-2,5∙1.5=39,75мм

Колесо:

d_a2 =d₂ +2∙m=276,5 +2∙1,5=279,5мм

d_f2 =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

d_a1+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 К_Э

К_Э = К_д∙ К_А ∙ К_Н∙ К_рег ∙К_см ∙ К_реж =1 ∙1 ∙1 ∙1,25 ∙1,5 ∙1=1,875

Где К_д =1- коэффициент динамической нагрузки;

К_А=1- коэффициент межосевого расстояния;

К_Н=1 – коэффициент наклона линии центров;

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

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

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

4) Окружная сила, передаваемая цепью:

5) Давление в шарнире (m_p=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 =U_ц.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 Т_мах =2,2Т_ном 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∙d_э =0,75∙48=36 , отсюда следует выбор диаметра вала по стандарту равным 40мм.Для остальных валов принимаем d_IIпр =60мм ; d_IIIпр =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 R_bи F_A

Исходные данные, d_IIпр =60мм - внутренний диаметр подшипника

F_r=R_b=7185H; n_III=154 мин^-1

-потребный ресурс

К_Б=1,2 - коэффициент безопасности

К_т=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

С_r=62880H – динамическая грузоподъемность

С_r=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 :

М_К =T_III =446 Н∙м

2) Определение коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях

Исходные данные: материал вала – сталь 45

- предел текучести

- предел прочности

- допускаемое напряжение