Определение передаточного числа и распределение его между типами и ступенями передачи
Расчёт и конструирование редуктора
Проверочный расчёт зубьев колёс на контактную прочность
Расчёт зубьев на прочность при изгибе
Определение геометрических и кинематических параметров быстроходной ступени редуктора (колёса косозубые)
Расчёт зубьев на прочность при изгибе
Ориентировочный расчет и конструирование валов
≥ 60 > 55;
Компоновочная схема редуктора
> 3,48
Выбор и расчет муфт
Навигация
Компоновочная схема редуктора
Проектирование механического привода с цилиндрическим соосным редуктором
58630
знаков
7
таблиц
21
изображение
4.8. Компоновочная схема редуктора
Компоновочную схему редуктора выполнять на миллиметровой бумаге формата AI в масштабе 1:1 тонкими линиями (приложение 1), чтобы при необходимости можно было произвести необходимые изменения.
При выполнении компоновочной схемы размеры принимать из таблицы 4.5
Таблица 4.5
Размеры к компоновочной схеме редуктора
| Обозначения | Наименование | Примечание |
| аωб=аωТ | Межосевое расстояние быстроходной и тихоходной ступеней | 196 мм |
| а | Расстояние между торцом колеса и внутренней стенкой редуктора | 8 мм |
| а1 | Расстояние между делительным диаметром колеса и стенкой редуктора | а1=а+т=11,5 мм |
| вi | Ширина венца шестерни | b1=82 мм b3=78 мм |
| di | Диаметры делительных окружностей зубчатых колес | d1=105,2; d2=286,8; d3=112; d4=280; |
| l1, l2, l3 | Расстояние между центрами подшип-ников и зубчатых колес промежуточ-ного вала | l1 = 59,5 мм, l2 = 148 мм, l3 = 59,5 мм. |
| Di, dn, Bni; | Диаметры наружного и внутреннего колец подшипников, ширина подшипников | Раздел 4.5 |
| К2, К3 | Размеры фланцев редуктора | К2=36 мм; К3=28 мм; |
| Dф, б4 | Размеры крышки подшипника | Раздел 4.7 |
| е | Расстояние между торцами подшипников в промежуточной опоре | е = 8 |
| L4 | Расстояние от крышки подшипника до шкива ременной передачи | L4= 10 мм |
| L5 | Ширина шкива ременной передачи | 45 мм. |
| L6 | Расстояние от крышки подшипника до муфты | L6=10мм |
4.9 Расчёт валов на совместное действие изгиба и кручения
Валы редуктора нагружены силами, действующими в зацеплениях передач, и испытывают деформации изгиба и кручения. Для упрощения расчётов принять, что силы являются сосредоточенными, приложены в серединах венцов зубчатых колёс и направлены по нормалям к профилям зубьев в полюсах зацепления. При расчёте их раскладывают на составляющие, действующие вдоль координатных осей. Схема редуктора и усилий, действующих в передачах, приведена на рис. 4.11.
Рис. 4.11
Усилие действующие в передачах:
Окружные:
Ft1 = 
; (4.163)
Ft1 = 
= 1,57 кН;
Ft2 = 
; (4.164)
Ft2 = 
= 1,46 кН;
Ft3 = 
; (4.165)
Ft3 = 
= 8,77 кН;
Ft4 = 
; (4.166)
Ft4 = 
= 3,51 кН;
Радиальные:
Fr1 = Ft1 . 
; (4.167)
Fr1 = 1,57 . 
= 0,59 кН;
Fr2 = Ft2 . 
; (4.168)
Fr2 = 1,46 . = 0,55 кН;
Fr3 = Ft3 . tgα; (4.169)
Fr3 = 8,77 . 0,36= 3,19 кН;
Fr4 = Ft4 . tgα; (4.170)
Fr4 = 3,51 . 0,36 = 1,28 кН;
Осевые:
Fa1 = Ft1 . tgβ; (4.171)
Fa1 = 1,57 . tg15.22 = 0,43 кН;
Fa2 = Ft2 . tgβ; (4.172)
Fa2 = 1.46 . tg15.22 = 0,40 кН;
Fa3 = 0;
Fa4 = 0;
где: α = 20 0, β – угол наклона линии зуба.
Последовательность расчета рассмотрим на примере промежуточного вала, подвергающегося действию наибольшего числа сил.
Реакции в опорах вала (подшипниках) от сил, действующих в плоскости XOZ вдоль оси Z (рис. 4.12):
Σ Ma = 0; Ft2 . l1 – Ft3 .(l1 + l2) + R∆V . (l1 + l2 + l3) = 0; (4.173)
R∆V = 
; (4.174)
R∆V = 
= 6,49 кН;
Σ M∆ = 0; Ft3 . l3 – Ft2 .(l2 + l3) + RAV . (l1 + l2 + l3) = 0; (4.175)
RAV =
; (4.176)
RAV = 
= 1,1 кН;
Реакции в опорах вала от сил, действующих в плоскости XOY вдоль осей X и Y:
Σ MА= 0; Fr2 . l1– Fa2 . 
+ Fr3. (l1 + l2) - R∆H. (l1 + l2 + l3) = 0; (4.177)
R∆H = 
; (4.178)
R∆H = 
= 2,39 кН;
Σ M ∆ = 0;
- Fr3 . l3– Fr2. (l2 + l3) – Fa2 . + RAH. (l1 + l2 + l3) = 0; (4.179)
RАH = 
; (4.180)
RAH = 
= 1,35 кН;
Суммарные реакции:
RA = 
; (4.181)
RA = 
= 1,75 кН;
R∆ = 
; (4.182)
R∆ = 
= 6,91 кН;
Изгибающие моменты и эпюры, обусловленные силами, действующими в плоскостях XOZ;
участок вала АВ:
МИ = RAV. X; (4.183)
x = 0; MAV = RAV. 0 = 0 Н . мм;
x = l1; MBV = RAV. l1; (4.184)
MBV = 1,1 . 59,5 = 65,65 Н . мм;
участок вала ВС:
МИ =RAVX – Ft2. (x – l1); (4.185)
x = l1; MBV = RAV . l1 – Ft2.(l1 – l1) = RAV. l1; (4.186)
MBV = 1,1 . 59,5 = 65,65 Н . мм;
x = l1 + l2; MCV = RAV. (l1 + l2) – Ft2. l2; (4.187)
MCV = 1,1 . (59,5 + 148) – 1,46 . 148 = 12,57 Н . мм;
участок вала CD:
MИ = RAV . X – Ft2. (x – l1) + Ft3. (x – l1 – l2); (4.188)
x = l1 + l2; MCV = RAV. (l1 + l2) – Ft2. l2; (4.189)
MCV = 1,1 . (59,5 + 148) –1,46. 148 = 12,57 Н . мм;
x = l1 + l2 + l3;
M∆V = RAV . (l1 + l2 + l3) – Ft2. (l2 + l3) + Ft3. l3; (4.190)
M∆V = 1,1. (59,5 + 148 + 59,5) – 1,46 . (148 + 59,5) + 8,77 .59,5 = 512,9 Н.мм;
Изгибающие моменты и эпюры, обусловлены силами, действующими в плоскости XOY:
участок вала АВ:
МИ =RAH. X; x = 0; MAH = RAH. 0 = 0 Н . мм;
x = l1; M’BH = RAH. l1; (4.191)
MBH = 1,35 . 59,5 = 80,53 Н . мм;
участок вала ВС:
МИ =RAHX – Fr2(x – l1) – Fa2 . ; (4.192)
x = l1; M”BH = RAH . l1 – 0 – Fa2 . ;(4.193)
M”BH = 1,35 . 59,5 – 0 – 0,4 . 
= 23,48 Н . мм;
x = l1 + l2; MCH = RAH. (l1 + l2) – Fr2. l2 – Fa2 . ; (4.194)
MCH = 1,35 . (59,5 + 148) – 0,55 . 148 – 0,4 . = 142,16 Н . мм
участок вала CD:
MИ = RAH . X – Fr2. (x – l1) – Fa2 . - Fr3. (x – l1 – l2); (4.195)
x = l1 + l2; MCH = RAH. (l1 + l2) – Fr2. l2 – Fa2 . ; (4.196)
MCH = 1,35 . (59,5 + 148) – 0,55 . 148 – 0,4 . = 142,16 Н . мм;
x = l1 + l2 + l3;
M∆H = RAH . (l1 + l2 + l3) – Fr2. (l2 + l3) – Fa2 . - Fr3. l3; (4.197)
M∆H = 1,35 . (59,5 + 148 + 59,5) – 0,55 . (148 + 59,5) – 0,4 .
- 3,19 . 59,5 = 0 Н . мм;
По найденным значениям изгибающих моментов строятся эпюры (см. рис. 4.12)
Рис. 4.12
Суммарные изгибающие моменты:
MB = 
; (4.198)
MB = 
= 103,9 Н . мм;
MC = 
; (4.199)
MC = 
= 142,78 Н . мм;
Эквивалентный момент по третьей теории прочности:
MC > MB: следовательно – MЭКВ = 
; (4.200)
MЭКВ = 
= 253,63 Н . мм;
Диаметр вала в опасном сечении:
d = 
; (4.201)
d = 
= 3,48 мм;
Допускаемое напряжение [σИ] выбирают невысоким, чтобы валы имели достаточную жесткость, обеспечивающую нормальную работу зацепления и подшипников. Валы рекомендуется изготавливать из сталей 35, 40, 45, Ст 5, Ст 6, для которых [σИ] = (50 – 60) МПа.
Вычисленное значение диаметра вала d в опасном сечении сравнить с диаметром dK под колесом, найденным при ориентировочном расчете (п. 4.4.2.). Должно выполняться условие: dK≥ d. При невыполнении этого условия следует принять dK= d и вновь определить размеры вала (п. 4.4.2.).
условие:
dK≥ d,
где: dK= 35 мм,
Похожие работы
... вращения и угловых скоростей валов привода. n=1450 мин-1; c-1, Вал II: мин-1; c-1, Вал III: мин-1; c-1, Вал IV: мин-1; c-1. Определение вращающих моментов на валах привода. Н∙м; Вал II: Н∙м; Вал III: Н∙м; Вал IV: Н∙м. 2 ВЫБОР МАТЕРИАЛА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ Выбираю материалы со средними механическими ...
дрические, конические, коническо-цилиндрические), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенностями кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью). Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы. Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным ...
... . , диаметр под подшипник принимаем . , где . , диаметр буртика под подшипник принимаем: 6. Эскизная компоновка редуктора. 6.1 исходные данные: , , . 6.2 Построение схемы эскизной компоновки редуктора, и расчет всех размеров. , принимаем: . . 7.Выбор подшипников качения. 7.1 Исходные данные: Быстроходный вал: , , . Промежуточный ...
... a2= m(z1+z2)/2= 0,3(24+49)/2= 10,95 a3= m(z1+z2)/2= 0,3(24+54)/2= 11,7 a4= m(z1+z2)/2= 0,3(24+55)/2= 11,85 a5= m(z1+z2)/2= 0,3(24+68)/2= 13,8 Определим ширину венца: b= (3…15)m= 10·0,3= 3 Определим высоту зуба: h= 2,5m= 2,5·0,3= 0,75 5. Разработка конструкций редуктора Разработка конструкции состоит в расчете и выборе его элементов: зубчатые колеса, валы, подшипники и корпуса. ...
0 комментариев