8.1 Составляем расчётную схему тихоходного вала редуктора:
8.2 Определяем реакции в подшипниках:
8.2.1 Вертикальная плоскость:
åMA = 0
50*Ft – 108*RBY = 0
RBY= 50*Ft / 108= 854(Н)
åMB = 0
58*Ft – 108*RAY = 0
RAY = 58*Ft / 108 = 990(Н)
åy = 0
RAY + RBY – Ft = 0
990 + 854 – 1844 = 0
где:
Ft = 1844(Н) – окружная сила зацепления
8.2.2 Горизонтальная плоскость:
åМА = 0
44*FМ + 50*Fr – 108*RBX – 0,5*Fa*d = 0
RBX = (44*FМ + 50*Fr – 0,5*Fa*d) / 108 = 645(Н)
åМB = 0
152*FМ - 58*Fr – 108*RАX – 0,5*Fa*d = 0
RАX = (152*FМ - 58*Fr – 0,5*Fa*d) / 108 = 1806(Н)
åy = 0
FМ – RAX + RBX – Fr = 0
1847 – 1806 + 645 – 686 = 0
где:
Fa = 388(Н) – осевая сила зацепления
Fr = 686(Н) – радиальная сила зацепления
FМ = 1847(Н) – радиальная сила муфты
d = 236,9(мм) – делительный диаметр колеса
8.3 Строим эпюру изгибающих моментов:
8.3.1 В вертикальной плоскости:
а) МИВ1 = 0
б) МИВ2 = 0
в) МИВ3 = 0,05*RAY = 0,05*990 = 49,5(Н*м)
г) МИВ4 = 0,108*RAY – 0,058*Ft = 0,108*990 – 0,058*1844 = 0
8.3.1 В горизонтальной плоскости:
а) МИГ1 = 0
б) МИГ2 = 0,044*FМ = 0,044*1847 = 81,3(Н*м)
в) МИГ3сл = 0,094*FМ – 0,05*RAX = 0,094*1847 – 0,05*1806 =83,3(Н*м)
г) МИГ3сп = 0,094*FМ – 0,05*RAX – 0,5*d*Fa = 0,094*1847 – 0,05*1806 –0,5*0,2369*388 = 37,4(Н*м)
в) МИГ4 = 0,152*FМ – 0,108*RAX – 0,5*d*Fa – 0,058*Fr = 0,152*1847 – 0,108*1806 – 0,5*0,2369*388 – 0,058*686 = 0
“МX” [Н*м]
8.4 Строим эпюру крутящих моментов (МК = Т2):
8.5 Определяем суммарные радиальные реакции подшипников, Н:
где:
RAY – реакция в подшипниках в вертикальной плоскости в т. А
RAX – реакция в подшипниках в горизонтальной плоскости в т. А
RBY – реакция в подшипниках в вертикальной плоскости в т. В
RBX – реакция в подшипниках в горизонтальной плоскости в т. В
8.6 Определяем максимальный изгибающий момент для участков вала, Н*м:
где:
МИГ – изгибающий момент в горизонтальной плоскости
МИВ – изгибающий момент в вертикальной плоскости
Принимаем МИMAX = 97(Н*м)
8.7 Для опасного участка сечения вала определяем эквивалентный момент по 3-ей гипотезе прочности, Н*м:
где:
МИMAX – максимальный изгибающий момент
МК – вращающий момент тихоходного вала
8.8 Проверяем вал на прочность:
где:
d – диаметр 2-ого участка вала
МЭКВ – эквивалентный момент
[у-1]И – предел выносливости материала
9. Конструирование зубчатого колеса
9.1 За исходные данные принимаем:
диаметр тихоходного вала под колесо DB = 48(мм)
диаметр вершин зубьев колеса da = 240,9(мм)
диаметр впадин зубьев колеса df = 232,1(мм)
ширина сечения шпонок bш = 14(мм)
ширину венца колеса b = 35(мм)
глубина паза ступицы lСТ = 3,8(мм)
модуль зацепления mn = 2(мм)
9.2 Определяем наружный диаметр ступицы колеса DСТ, мм:
DСТ = 1,6*DB = 1,6*48 = 76,8
где: DB – диаметр тихоходного вала под колесо
9.3 Определяем длину ступицы LСТ, мм:
LСТ = 1,3*DB = 1,2*48 = 58
где:
DB – диаметр тихоходного вала под колесо
9.4 Определяем толщину обода зубчатого венца д1, мм:
д1 = 3*mn = 3*2 = 6
где:
mn – модуль зацепления
9.5 Определяем толщину диска д2, мм:
д2 =3,6*mn = 3,6*2 =7,2
где:
mn – модуль зацепления
9.6 Определяем наружный диаметр канавки зубчатого венца DK, мм:
DK = df – 2*д1 = 232,1 – 2*6 = 220,1
где:
df – диаметр впадины зубьев колеса
д1 – толщина обода зубчатого венца
9.7 Определяем диаметр, определяющий расположение отверстий в диске D1, мм:
D1 = 0,5*(DK + DСТ) = 0,5*(220,1 + 76,8) = 148
где: DK – наружный диаметр канавки зубчатого венца
DСТ – наружный диаметр ступицы колеса
DO = (DK – DСТ) / 3 = (220,1 – 76,8) / 3 = 48
где:
DK – наружный диаметр канавки зубчатого венца
DСТ – наружный диаметр ступицы колеса
9.9 Определяем глубину фаски lф, мм
lф = 0,5*mn = 0,5*2 = 1
где: mn – модуль зацепления
Угол наклона фаски принимаем равным 45˚
10. Подбор шпонок и проверочный расчет шпонок
10.1 Принимаем по ГОСТ 23360 – 78 размер шпонок, пазов и длину шпонок. Материал шпонок СТ45 (нормализованная). Назначаем допускаемое напряжение на смятие при стальной [у]СМ = 100 … 120(Н/мм2):
| Диаметр вала, мм | Сечение шпонки, мм | Фаска, мм | Глубина паза, мм | Длина l, мм | ||
| b | h | вала | ступицы | |||
| 0,4 | 3,3 | |||||
| 0,4 | 5,5 | 3,8 |
Длина шпонки должна быть на 3 … 10 мм меньше длины ступицы детали насаживаемой на вал и принимают длину из ряда стандартных длин.
10.2 Проверяем соединения, осуществляемые с помощью призматических шпонок на смятие рабочих поверхностей и соединительных деталей для шестерни уСМ1 и колеса уСМ2:
где:
Т1 – вращающий момент на быстроходном валу, Н*м
d – диаметр быстроходного вала под подшипник, мм
h – высота сечения шпонки, мм
lр – расчетная длина шпонки, равная lр = l – b = 32 – 8 = 24(мм)
где:
Т2 – вращающий момент на тихоходном валу, Н*м
d – диаметр тихоходного вала под подшипник, мм
h – высота сечения шпонки, мм
lр – расчетная длина шпонки, равная lр = l – b = 50 – 14 = 36(мм)
уСМ при стальных ступицах берется от 100 до 150 Мпа. Меньшие значения допускаемых напряжений принимают при передачах неравномерных или передаточных нагрузках.
Литература
1. Саникович О.И., Марченко Л.Г. Техническая механика. Курсовое проектирование. Часть 1. – Минск: МГВРК, 1998
2. Саникович О.И., Марченко Л.Г. Техническая механика. Курсовое проектирование. Часть 2. – Минск: МГВРК, 1999
3. Боголюбов С.К. Черчение. – М.: Машиностроение, 1989