Рассчитать ведомый вал одноступенчатого редуктора привода
|
Таблица 21. Исходные данные
Силы в зацеплении, Н | Делительный диаметр зубчатого колеса; d2, мм | Ширина венца зубчатого колеса; b2, мм | Вращающий момент на валу колеса; M2 , Н·м | ||
Ft | Fr | Fa | |||
Все полученные значения параметров, без указаний, округляем до ближайшего большего стандартного числа по ГОСТ 6636-69 (целого четного или кратного 5).
Проектировочный расчет вала
b |
Для изготовления вала принимаем сталь 45 с [τк] = 20 МПа; [σ-1и]= 65 МПа.
4.1.2. Определяем диаметр выходного конца вала из расчета на кручение:
округляем значение диаметра до ближайшего большего стандартного: 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 53; 56; 60; 63; 67; 71; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110 и т.д. через 5 мм.
Принимаемd В = мм.
Таблица 22. Справочные параметры для конструирования вала
Параметры | Значения, мм | |||||||||
d В | 17-23 | 24-31 | 32-39 | 40-44 | 45-51 | 52-59 | 60-66 | 67-79 | 80-89 | 90-95 |
t | 3,0 | 3.5 | 3,5 | 3,5 | 4,0 | 4,5 | 4,6 | 5,1 | 5,6 | 5,6 |
r | 1,5 | 2,0 | 2,5 | 2,5 | 3,0 | 3,0 | 3,5 | 3,5 | 3,7 | 4,0 |
|
|
4.1.3. Определяем диаметр вала в местах расположения подшипников:
dП = d В + 2·t = + ∙ = + = мм,
где t ― высота заплечика подшипника, выбираем из таблицы 14.
Расчетное значение d П округляем до ближайшего большего числа, делящегося на «5»:
принимаем d П = мм.
4.1.4. Определяем диаметр вала в месте установки зубчатого колеса:
d К = dП + 3·r = + ∙ = + = мм,
где r ― координата фаски подшипника, выбираем по таблице 14.
Округляем значение диаметра до ближайшего большего стандартного:
принимаем d к = мм.
4.1.5. Определяем длину посадочного конца вала под звездочку:
l МТ = 1,5· d В = 1,5∙ = мм.
4.1.6. Определяем длину промежуточного участка тихоходного вала:
l КТ = 1,2· dП = 1,2∙ = мм.
|
Принимаем: dр = М42×3 мм;
l р = l – l 1 = - = мм.
Примечание: Входной и выходной валы редукторов имеют цилиндрические или конические консольные участки для установки полумуфт, шкивов, звездочек, зубчатых колес. Размеры консольных участков стандартизированы: ГОСТ 12080-66 «Концы валов цилиндрические»; ГОСТ12081-72 «Концы валов конические».
|
|
dв = d | l | l1 | dр = d1 | dв = d | l | l1 | dр = d1 |
40 | 110 | 82 | М24×2 | 60 | 140 | 105 | М42×3 |
42 | 63 | ||||||
45 | 110 | 82 | М30×2 | 67 | |||
48 | 71 | 140 | 105 | М48×3 | |||
50 | 110 | 82 | М36×3 | 75 | |||
53 | 80 | 170 | 130 | М56×4 | |||
56 |
4.1.8. Эскизная разработка конструкции вала и оценка его размеров.
Рис.12. Схема конструкции вала | Рис. 13. конструкция тихоходного вала редуктора в сборе |
Рассчитываем l1 , l2 , l3 (мм) с учетом ширины подшипников, длины ступицы колеса и толщины упорных колец (рис.12, рис.13).
Длина ступицы зубчатого колеса Lст = 1,5·dК = 1,5· = мм.
Ширина подшипника (табл.25) В= мм.
,
l 3 > l 2 ,
l 1 = мм, l 2 = мм, l 3 = мм.
|
Составляем расчетные схемы вала в соответствии с принятой конструкцией, заметим, что вал расположен в горизонтальной плоскости.
4.2.1. Определяем силу, действующую на вал со стороны цепной передачи, FА:
|
|
.
4.2.2. Силу давления FА, с которой цепная передача действует на вал, раскладываем на составляющие в вертикальной и горизонтальной плоскостях:
FАу = FА·sinΘ = FА·sin30º = ∙0,5 = Н;
FАx = FА·cosΘ = FА·cos30º = ∙0,866 = Н.
При составлении расчётной схемы рассматриваем работу вала на изгиб под действием сил, действующих в зацеплении в двух плоскостях – вертикальной и горизонтальной. В соответствии с формой вала предположительно опасными являются сечениявала, в которых имеются концентраторы напряжений: посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал; канавка для выхода шлифовального круга; шпоночный паз.
Закрепление вала в подшипниках принимаем как шарнирное опирание, при этом ось шарнира располагаем на оси симметрии подшипника. В горизонтальной плоскости для косозубой передачи присутствует момент, вызываемый осевой силой МFа. Заметим, что это справедливо для горизонтального расположения валов, при другом их расположении расчётные схемы изменятся.
Строим эпюры изгибающих моментов в двух взаимно перпендикулярных плоскостях – вертикальной и горизонтальной.
4.2.3. В вертикальной плоскости:
а) определяем опорные реакции:
|
|
∑МБ = 0; F Ау ·l1 + Ft ·l2 – RГу(l2 + l3) = 0;
∑МГ = 0; F Ау (l1 +l2 +l3 ) – RБу (l2 +l3 ) – Ft ·l3 = 0;
отрицательное значения реакции указывает, что направление реакции было первоначально выбрано неправильно; реакцию RБу направить вверх;
|
∑ Y = F Ау – RБу – Ft + R Гу = 0;
∑Y = – (–) –+= 0, реакции найдены правильно.
в) строим эпюру изгибающих моментов для косозубой передачи в вертикальной плоскости M у, для чего определяем их значения в характерных сечениях вала:
в сечении A: M Ау = 0;
в сечении Б: M Бу = F Ау ·l1 ·10–3 = ∙∙10 – 3 = Н∙м ≈ 108 Н∙м;
в сечении В: МВ y = R Г y · l3·10–3 = ∙∙10 – 3 = Н∙м ≈ 203 Н∙м;
в сечении Г: МГу = 0.
Рис.14. Расчётная схема и эпюра изгибающих моментов
в вертикальной плоскости вала косозубой передачи
4.2.4. Определяем изгибающие моменты в опасных сечениях вала и строим эпюру в горизонтальной плоскости. Для косозубойпередачи в горизонтальной плоскости необходимо учитывать момент, создаваемый осевой силой F а, действующей на расстоянии d2/2 от оси вала
а) определяем опорные реакции:
∑МБ = 0; F Ах ·l1 – Fr ·l2 – F а ·d2/2 – RГх∙(l2 + l3) = 0;
|
∑МГ = 0; F Ах ( l 1 + l 2 + l 3 ) – R Бх ( l 2 + l 3 ) + Fr · l 3 – F а · d 2 /2 = 0;
б) проверяем правильность определения реакций
∑Х = FАх − RБх + Fr + RГх = –++ (–) = 0, реакции найдены правильно;
в) строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости для косозубой передачи, для чего определяем их значения в характерных сечениях вала:
в сечении А: МА = 0;
в сечении Б: МБх = FАх · l 1 ∙10–3 = ∙∙10–3 = ≈ Н·м;
в сечении В слева: МВл = F Ах ( l 1 + l 2 ) ∙ 10–3 − R Бх ∙ l 2 ∙ 10–3 =
=∙(+) ∙10–3 − ∙10∙–3 = = – = ≈ Н·м;
в сечении В справа: МВп = RГх ∙ l 3 ∙ 10–3 = − ∙∙10–3= –≈ – Н·м;
в сечении Г: МГ = 0.
г) проверка в сечении В: МВл (слева) − МВп (справа) = MF а;
– (−) = Н·м = МFа; моменты определены верно.
Рис.15. Расчётная схема и эпюра изгибающих моментов вала
косозубой передачи в горизонтальной плоскости
|
М Вкр = МБкр = МАкр = М2 = Н·м.
Далее строим эпюру крутящих моментов
Рис.16. Расчётная схема и эпюра крутящего момента вала
4.2.6. Определяем эквивалентный изгибающий момент в точке Б:
4.2.7. Определяем диаметр посадочного места под подшипник, d Бподш, из упрощенного проверочного расчета вала на усталость:
4.2.8. Сравниваем расчетный диаметр посадочного места под подшипник
с принятым из конструктивных рекомендаций d Бподш ≤ dп. При несоответствии неравенства прочность вала в указанном сечении не обеспечивается;
мм < мм, – условие выполняется.
4.2.9. Определяем эквивалентный изгибающий момент в точке В:
|
из упрощенного проверочного расчета вала на усталость:
Сравниваем расчетный диаметр посадочного места под зубчатое колесо с принятым из конструктивных рекомендаций d Вкол ≤ d к:
мм < мм, – условие выполняется.
Составляем сводную таблицу параметров тихоходного вала:
Таблица 23. Параметры ведомого вала зубчатой передачи
Параметры | Значения |
Диаметр выходного конца вала, мм | d В = мм |
Диаметр посадочного места под подшипник, мм | dп = мм |
Диаметр посадочного места под зубчатое колесо, мм | d к = мм |
Нагрузки, действующие на подшипник, Н | Fa = Н; RБх = Н; RБу = Н; RГх = Н; RГу = Н. |
КП.26.02.05.ТМ-31.21.ПЗ
5. Подбор подшипников для вала передачи
Лист
Изм.
Лист
№ докум
Подпись
Дата
Дата добавления: 2019-01-14; просмотров: 273; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!