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

Текст из файла (страница 3)

d – диаметр начальной окружности колеса

Принимаем d равным диаметру делительной окружности, т. к. x = 0

M_кр – крутящий момент на валу

, где

α = 20

Табл. 6.2. Значения реакций, действующих на валы, и расстояния между точками их приложения

№ вала Параметр	I	II	III	IV	V
Mкр	18	80	350	1560	3500
dшестерни	13,6
dколеса	—	64	64	64	32
pш	2.65	11.77	51,47	229.4	0
rш	0.96	4.28	18.73	83.45	0
pк	0	2.5	10.94	48.75	218.75
rк	0	0.91	3.98	17.74	79.62
a	8,4	8,4	18,2	18,2	0
b	37,8	19,6	9,8	19,6	37.8
c	0	18,2	18,2	8,4	8.4

Находим неизвестные силы реакции x₁, x₂, y₁, y₂, используя уравнения моментов и сил:

Плоскость ZY:

Для валов I, III, V: ,

Для валов II, IV: ,

Рис. 6.1. Схема редуктора и нагрузок на валы

Плоскость ZX:

Для валов I, III, V: ,

Для валов II, IV: ,

Радиальная нагрузка на опору рассчитывается по формуле:

Табл. 6.3. Значения реакций в опорах и радиальная нагрузка на опоры

№ вала Параметр	I	II	III	IV	V
x1	2.17	-2.59	26.88	-12.16	39.77
y1	-0.79	-0.94	-9.78	-4.58	14.48
x2	0.48	-6.68	13.67	-168.49	-258.52
y2	-0.18	-2.43	-4.96	-61.40	65.14
	2.31	2.76	28.60	13.00	1837.81
	0.51	7.11	31.70	179.33	2057.28

Далее, строим эпюры моментов.

Эпюры нагрузок в плоскости ZY (рис. 6.2):

Табл. 6.4. Моменты в сечениях валов в плоскости ZY

№ вала Сечение	I	II	III	IV	V
2		-44.23	-90.27	-515.76	547.18
1	6.63	7.90	178	83.36

Эпюры нагрузок в плоскости ZX (см. рис. 6.2):

Табл. 6.5. Моменты в сечениях валов в плоскости ZX

№ вала Сечение	I	II	III	IV	V
2		121.58	-248.79	1415.32	2171.57
1	18.23	-21.76	489.22	-221.31	­

Рис. 6.2. Эпюры изгибающих моментов, действующих на валы

Рассчитываем диаметры валов, исходя из эпюр нагрузок

, где

– изгибающий момент

Табл. 6.6. Расчет диаметра вала

№ вала	I	II	III	IV	V
Наиболее опасное сечение	1	2	1	2	2
Мкр, МПа	18	80	350	1560	3500
, МПа2	376	16738	271020	2269139	5015122
Mпр, МПа	25	147	602	2024	3768
dmin, мм	0.95	1.71	2.73	4.1	5.04

Учитывая стандартный ряд диаметров валов, получаем:

Табл. 6.7. Требуемые диаметры валов

№ вала	I (входной)	II	III	IV	V (выходной)
d, мм	3,0	3,0	3,0	5,0	6,0

6.2 Расчет опор

Поскольку в разрабатываемом редукторе присутствует только радиальная нагрузка на валы, то выбираем радиальные шарикоподшипники.

Расчет будем вести по динамической грузоподъемности, т.к. частота вращения валов больше 1 об/мин, используя следующую формулу:

, где

P – эквивалентная динамическая нагрузка:

, где

F_a – осевая нагрузка на валы

F_a =0

F_r – радиальная нагрузка на валы

V – коэффициент вращения

V =1, т. к. вращается внутреннее кольцо

X – коэффициент радиальной нагрузки

X = 1

Y – коэффициент осевой нагрузки

Y = 0

K_б – коэффициент безопасности

K_б = 1, считаем, что работа спокойная, без толчков

K_т – температурный коэффициент

K_т = 1,05, т.к. рабочая температура не превышает 125 С

Табл. 6.8. Расчет динамической грузоподъемности

№вала Параметр	I	II	III	IV	V
n	3300	708	152	32	14
	2.31	2.76	28.60	13.00	1837.81
	2,43	2,90	30,03	13,65	1929,70
	11,24	8,03	49,80	13,47	1445,13
	0.51	7.11	31.70	179.33	2057.28
	0,54	7,47	33,29	188,30	2160,14
	2,50	20,68	55,21	185,82	1617,70
d, мм	3,0	3,0	3,0	5,0	6,0

Исходя из этих данных, назначаем подшипники:

Табл. 6.9. Выбранные подшипники

№ вала	I	II	III	IV	V
Подшипник	1000093	1000093	2000093	1000095	1000096

Табл. 6.10. Параметры подшипников

Подшипник Параметр	1000093	2000083	1000095	1000096
Диаметр внутреннего кольца, d, мм	3	3	5	6
Диаметр наружного кольца, D, мм	8	7	13	15
Ширина подшипника, B, мм	3	2,5	4	5
r, мм	0,2	0,3	0,4	0,4
z	6	7	8	8
Dw, мм	1,588	1,300	2,000	2,381

7. Точностной расчет разрабатываемой кинематики

Назначим для рассчитываемого ЭМП 6-ю степень точности и вид сопряжения — G.

, где

K_s – коэффициент фазовой компенсации, выбирается из таблиц [1].

Характеристики

Список файлов домашнего задания