ПЗ (1225407), страница 9

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 9)

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса

(3.11)

Определим число зубьев шестерни

(3.12)

Определим число зубьев колеса

(3.13)

Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение Δu от заданного u.

(3.14)

(3.11)

Таблица 3.8 – Фактические основные геометрические параметры шестерни

Определим фактическое межосевое расстояние

мм

Определим фактические основные геометрические параметры шестерни и колеса и занесем их в таблицу 3.8.

3.6 Определение сил в зацеплении закрытой передачи

Валы испытывают два вида деформации − изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закры­той передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.

В схеме сил зацепления цилинд­рической передачи за точку приложения сил принимают точку зацеп­ления в средней плоскости колеса.

В проектируемых приводах конструируются зуб­чатые цилиндрические и конические передачи с прямыми зубьями, а также ременные и цепные передачи, определяющие консольную нагрузку на выходные концы валов. Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтами, соединяющи­ми двигатель с редуктором или редуктор с рабочей маши­ной

Значения консольных сил определим по таблице 3.9.

Таблица 3.9 − Определение консольных сил в зацеплении

Таблица 3.10 − Значения консольных сил в зацеплении

Схема сил в зацеплении зубчатых прямозубых передач такая же, как и для косозубых передач (исключая силу F_a2, в цилиндрическом прямозубом зацеплении). Угол зацепления принят α=20^°.

Силовая схема нагружения валов имеет целью определить направление сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны открытых передан и муфт, реакций в подшип­никах, а также направление вращающих моментов и угловых скоростей валов.

Рисунок 3.4 − Силовая схема нагружения валов

3.7 Определение размеров ступеней валов виброблока

Основными критериями работоспособности валов виброблока являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию - совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие в сравнении с напряжениями от изгиба, то их обычно не учитывают.

3.7.1 Определение геометрических параметров ступеней валов

Вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров, установленных на вал деталей.

Вал вибровозбудителя представляет собой ступенчатое цилинд­рическое тело, на который посажены зубчатое колесо и дебаланс, а также подшипники качения.

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину l. Определенные параметры занесем в таблицу 3.11.

Определим размеры вала-шестерни.

1-я ступень вала под полумуфту

, (3.12)

где − крутящий момент на соответствующем валу, Н·м; –допускаемые напряжения при кручении =10...20 Н/мм².

мм

Диаметр расчетного сечения

Из ряда Ra 40 принимаем ближайшее значение =42 мм.

Тогда длина выходного конца вала под полумуфту

(3.13)

Из ряда Ra 40 принимаем 63 мм.

2-я ступень вала под подшипник

(3.14)

где t - высота буртика, мм, выбирается по таблице 3.11.

Таблица 3.11 – Значения высоты буртика, фаски ступицы, фаски подшипника

Тогда для =42, t = 2,8

Округляем до ближайшего значения внутреннего кольца подшипника.

Предварительно выбираем .

Длина вала под подшипник определяется графически

3-я ступень вала под шестерню

(3.9)

где r – фаска ступицы, мм (таблица 3.3)

Из ряда Ra 40 принимаем =60 мм.

Длина вала под колесо определяется графически на эскизной компоновке.

4-я ступень - под подшипник.

Определим размеры вала колеса.

1-я ступень вала под подшипник

Округляем до ближайшего значения внутреннего кольца подшипника.

Предварительно выбираем .

Длина вала под подшипник определяется графически.

3-я ступень вала под колесо

Из ряда Ra 40 принимаем =63 мм.

82 мм.

4-я ступень - разделительный бурт определяется графически на эскизной компоновке.

;

.

5-я ступень под дебаланс определяется графически на эскизной компоновке

Диаметр вала под дебаланс

.

Длина вала под дебаланс

.

Конструктивная схема дебалансного вибратора представлена на рисунке 3.5.

Для цилиндрической прямозубой передачи применяют подшипники легкой или средней серии для быстроходного вала и легкой серии для тихоходного вала.

1 − зубчатая передача; 2 − дебалансы

Рисунок 3.5 − Конструктивная схема вибратора

3.8 Проверочный расчет подшипников

Проверочный расчет предварительно выбранных в задаче 7 подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности , Н с базовой , Н или базовой долговечности L_10h, ч (L₁₀ млн. оборотов), с требуемой L_h ч, по условиям:

или .

Базовая динамическая грузоподъемность подшипника , пред­ставляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности, составляющей 10⁶ оборотов внутреннего кольца. Значения указаны в каталоге / / для каждого типоразмера подшипника. Параметры предварительно выбранных подшипников представлены в таблице 3.12.

Таблица 3.12 − Параметры подшипников шариковых радиальных однорядных

Требуемая долговечность подшипника предусмотрена ГОСТ 16162−85 и составляет для зубчатых 10000 ч. Расчетная динамическая грузоподъемность , Н, и базовая долговечность L_l0h, ч. определяются но формулам:

(3.10)

Характеристики

Список файлов ВКР