125284 (690420), страница 2
Текст из файла (страница 2)
[σ]и к
yк < [σ]и ш yш
1215.5 < 18240
Расчет модуля на изгиб выполняется для колеса при заданных материалах и полученных чисел зубьев и крутящих моментов:
yк = 0.143
мм
4.3.3 Выбор модуля
По рассчитанным модулям зубчатых колёс, подбираем ближайшее большее стандартное значение.
Ближайшее стандартное значение для прямозубых цилиндрических колёс:
m = 1 мм.
4.4 Расчёт размеров зубчатых колёс
Диаметры окружностей рассчитываются по следующим формулам:
Диаметр делительной окружности цилиндрического прямозубого колеса:
d = m . z (13)
Высота выступов цилиндрического прямозубого колеса :
ha= m . ha* (14)
ha*=1
Диаметр выступов цилиндрического прямозубого колеса:
da = d + 2ha (15)
Высота впадин цилиндрического прямозубого колеса:
hf=(ha*+C*)m (16)
C*= 0,35
Диаметр впадин цилиндрического прямозубого колеса:
df = m.z - 2.hf (17)
Ширина зуба цилиндрического прямозубого колеса:
b = m . Ψ (18)
Получаем следующие значения размеров зубчатых колёс.
ha=1 .1= 1 мм
hf=1.35.0.8= 1.08 мм
d5 =d3 = d1 = 0.8 . 17 = 13.6 мм
da5=da3=da1 = 13.6 + 0.8 = 14.4 мм
df5=df3=df1 = 13.6 – 2 . 1.08 = 11.44 мм
b5=b3= b1= 5 . 0.8 + 1= 5 мм
d2 = 0.8 . 34 = 27.2 мм
da2 = 27.2 +2 . 0.8= 28.8 мм
df2 = 27.2 – 2 . 1.08 = 25.04 мм
b2 = 4мм
d4 = 0.8 . 51 = 40.8 мм
da4 = 40.8+2 . 0.8= 42.4 мм
df4 = 40.8 – 2 . 1.08= 38.64 мм
b4 = 4 мм
d6 = 0.8 . 102 = 81.6 мм
da6 = 81.6 +2 . 0.8= 83.2 мм
df6 = 81.6 -2 . 1.08 = 79.44 мм
b6 =4 мм
5 Расчёт валов
Расчёт валов производят при наличии следующих исходных данных: размеров зубчатых колёс, усилий в зацеплениях и схемы расположения зубчатых колёс на валах в осевом направлении.
5.1 Определение усилий
Усилия в зацеплениях представляются в виде трёх составляющих: окружной P, радиальной T и осевой (аксиальной) Q. Окружное усилие P направлено по касательной к делительной окружности по направлению движения для ведомого колеса и против движения для ведущего колеса; радиальное усилие T направлено к центру колеса, осевое Q - вдоль оси.
Усилия в зубчатых передачах вычисляются по формулам:
Цилиндрическая прямозубая передача.
Окружное усилие.
(19)
Радиальное усилие.
(20)
где α - угол зацепления, для эвольвентных зубчатых колёс α = 200.
Используя формулы (22) и (23), получаем следующие значения.
Окружное и радиальное усилия, действующие на шестерню 5.
Н
Н
Окружное и радиальное усилия, действующие на колесо 4.
Н
Н
Окружное и радиальное усилия, действующие на колесо 6.
Н
Н
5.2 Компоновочная схема
Компоновочная схема редуктора, с усилиями в зацеплениях колёс, представлена на рис. 4.
Она представляет собой эскизный упрощённый вариант конструкции.
Рисунок 4 - Компоновочная схема редуктора
5.3 Расчет длины вала
Зная размеры зубчатых колес, составляется эскизная компоновка механизма (рис. 5) и определяются необходимые размеры валов. Расстояние l1 между серединами левого и правого подшипника определяется по формуле
где Bn - ширина подшипника , мм.
С – зазор между стенкой корпуса и колеса, мм.
K – ширина ступицы, мм.
b – ширина зуба , мм.
Рисунок 5 - Эскизная компоновка механизма
5.4 Расчёт диаметра предпоследнего вала
5.4.1 Расчётные схемы. Построение эпюр
Расчётная схема предпоследнего вала представлена на рис. 6.
Рисунок 6 - Усилия в зацеплениях колёс предпоследнего вала
Рассмотрим плоский изгиб в плоскости YOZ (рис. 7).
Где 
- длина вала, a1= 7 мм , a2= 7.5 мм , a3=22.5 мм ,
Рисунок 7 - Усилия, действующие в плоскости YOZ
Для этого определим реакции в опорах из условий равновесия:
RB = 0.9 Н
RА = -0.08 Н
Проверка:
-0,08 + 0.9 – 1.11 + 0.37 = 0
Изгибающие моменты на участках zi даны в таблице 1.
Таблица 1 - Изгибающие моменты в плоскости YOZ.
| 0 ≤ x1 ≤ a1 | a1 ≤ x2 ≤ a1+a2 | 0 ≤ x3 ≤ a3 |
| M1 = RA . x1 x1 = 0 , M1 = 0 x1 = a1 , M1 = -0.08 . 7 = -0.56 Н.мм | M2 = RA . x2 + T4 . (x2 - a1) x2 = a1 , M2 = -0.56 Н.мм x2 = a1+a2 , M2 = -2.36+8.325 = 5.96 Н.мм | M3 = RB . x3 x3 = 0 , M3 = 0 x3 = a3 , M3 = 0.9 . 7.5 = 6 Н.мм |
Эпюра МХ представлена на рис.
Рисунок 8 - Эпюра МХ
Рассмотрим плоский изгиб в плоскости XOZ (рис. 9).
Рисунок 9 - Усилия, действующие в плоскости XOZ
Определим реакции в опорах из условий равновесия:
RB = 1.07 Н
RА = 0.59 Н
Проверка
0.59+1.07-0.37-1.11 = 0
Изгибающие моменты на участках zi даны в таблице 2.
Таблица 2 - Изгибающие моменты в плоскости XOZ.
| 0 ≤ x1 ≤ a1 | a1 ≤ x2 ≤ a1+a2 | 0 ≤ x3 ≤ a3 |
| M1 = RA . x1 x1 = 0 , M1 = 0 x1 = a1 , M1 = 0.59 . 7= 4.13 Н.мм | M2 = RA . x2 - P4 . (x2 - a1) x2 = a1 , M2 = 4.13 Н.мм x2 = a1+a2 , M2 = 0.59 . 29.5-0.37 . 22.5 = 9 Н.мм | M3 = RB . x3 x3 = 0 , M3 = 0 x3 = a3 , M3 = 1.07 . 7.5 = 9 Н.мм |
Эпюра МY представлена на рис. 10.
Рисунок 10 - Эпюра МY
5.4.2 Расчёт диаметра вала
Диаметр вала определяется из рассмотрения условий прочности.
Наибольшие изгибающие моменты Мхмах = 6 Н.мм , Мумах = 9 Н.мм.
Условие прочности для вала представляется в виде:
(22)
где Мпр - приведённый момент, определяемый по формуле:
(23)
МХ, МY, - изгибающие моменты в опасном сечении в двух перпендикулярных плоскостях;
[σ-1]и - предел выносливости при симметричном цикле (для Ст45 [σ-1]и = 8000 Н/см2).
Таким образом:
Н. см
мм
Округляем полученное значение до ближайшего большего значения по ГОСТ 6366-90.
d = 1.6 мм.
5.5 Расчёт диаметра выходного вала
5.5.1 Расчётные схемы. Построение эпюр
Расчётная схема выходного вала представлена на рис. 11.
Рисунок 11 - Усилия в зацеплении колеса выходного вала
Рассмотрим плоский изгиб в плоскости YOZ (рис. 12).
Где 
- длина вала, 
, 
.
Рисунок 12 - Усилие, действующее в плоскости YOZ
Определим реакции в опорах из условий равновесия:
Н
Н
Проверка
-0.8+1.05-0.24=0
Изгибающие моменты на участках zi даны в таблице 3.
Таблица 3 - Изгибающие моменты в плоскости YOZ
| 0 ≤ X1 ≤ a1 | 0 ≤ X2 ≤ a2 |
| M1 = RA . x1 x1 = 0 , M1 = 0 x1 = a1 , M1 = 25.5 . (-0.24) = -6 Н.мм | M2 = RB . x2 x2 = 0 , M3 = 0 x2 = a2 , M2 = 7.5 . (0.8)= -6 Н.мм |
Эпюра МХ показана на рис. 13.
Рисунок 13 - Эпюра МХ
Рассмотрим плоский изгиб в плоскости XOZ (рис. 14)
Рисунок 14 Усилие, действующее в плоскости XOZ.
Определим реакции в опорах из условий равновесия:
Н
Н
Проверка
-1.05+0.72+0.3=0
Изгибающие моменты на участках zi даны в таблице 4.
Таблица 4 - Изгибающие моменты в плоскости XOZ
| 0 ≤ X1 ≤ a1 | 0 ≤ X2 ≤ a2 |
| M1 = RA . x1 x1 = 0 , M1 = 0 x1 = a1 , M1 = 0.3 . 5.5 = 6 Н.мм | M2 = RB . x2 x2 = 0 , M3 = 0 x2 = a2 , M2 = 7.5 . 0.72 = 6 Н.мм |
Эпюра МY показана на рис. 15.
Рисунок 15 - Эпюра МY
5.5.2 Расчёт диаметра выходного вала
Наибольшие изгибающие моменты Мхмах = 6 Н.мм , Мумах = 0 Н.мм.
Таким образом, используя формулы (22) и (23), получаем
Н. см
мм
Округляем полученное значение до ближайшего большего значения по ГОСТ 6366-90.
d = 3 мм.
6 Расчёт и выбор подшипника
6.1 Выбор подшипника
Выбор типа подшипника зависит от отношения осевой силы FA радиальной Fr. В разрабатываемом редукторе присутствуют только прямозубые зубчатые колеса следовательно выбираются радиальные шарикоподшипники , так как
На основе полученного значения диаметра выходного вала (d = 3 мм), выбираем подшипник радиальный 1 000 092, параметры которого приведены в таблице 5 и таблице 6.
Таблица 5 - Параметры шарикоподшипника радиального однорядного 1 000 094 ГОСТ 8338-57
| Размеры, мм | Шарики | |||
| d | D | B | Dw, мм | Z |
| 3 | 8 | 3 | 1.59 | 6 |
Таблица 6 - Ориентировочные расчётные параметры
| Грузоподьёмность, Н | |
| Динамическая (С) | Статическая (С0) |
| 440 | 200 |
Размеры подшипника обозначены на рис. 16.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
