Файл: 1. 1 Кинематический расчет привода.docx

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_С = 62F_t + 124D_X – 254F_м = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

D_X = (254·1908 – 62·1834)/124 = 2991 H
Реакция опоры С в плоскости XOZ

C_X = D_X + F_t– F_м = 2991+1834 – 1908 = 2917 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 =2917·62 =180,9 Н·м

M_X2 =1908·130 =248,0 Н·м

Проверка

С_Х – F_t – D_X + F_м = 2917 – 1834 – 2991 +1908 = 0

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_С = 62F_r+ F_ad₂/2 – 124D_Y = 0

Отсюда находим реакцию опоры C и D в плоскости XOZ

D_Y = (62·676 +292·267,34/2)/124 = 653 H

C_Y = F_r – D_Y = 676 – 653 = 23 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 = 23·62 = 1,4 Н·м

M_X2 = 653·62 = 40,5 Н·м

Проверка

С_Y – F_t + D_Y = 23 – 676 + 653 = 0
Суммарные реакции опор:

C = (2917² + 23²)^0,5 =2917 H

D = (2991² + 653²)^0,5 = 3061 H

Сравниваем расчетный диаметр посадочного места под зубчатое колесо (см. п. 2.8) с принятым из конструктивных рекомендаций (см. п. 1.4) dpB ≤ dK.

Рассчитанные параметры вала зубчатой передачи заносят в контрольную таблицу 3.2
Таблица 3.2 - Параметры ведомого вала зубчатой передачи

Параметры	Значения
Диаметр выходного конца вала, мм	dB=45
Диаметр посадочного места под подшипник, мм	????П=55
Диаметр посадочного места под зубчатое колесо, мм	dK=64
Нагрузки, действующие на подшипник, кН	????????2=1834; ????Бх=2917; ????Гх=23; ????Бу=2991; ????Гу=653

Расчет быстроходного вала

Материал быстроходного вала – сталь 45,

термообработка – улучшение: σ_в = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [τ]_к = 10÷30 МПа

Диаметр быстроходного вала



где М₂ – передаваемый момент;

d₁ = (16·1182,0·10³/π30)^1/3 = 29,8 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 30 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)30 = 3045 мм,

принимаем l₁

---

= 45 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 30+22,3 = 34,6 мм,

где t = 2,3 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 35 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂  1,5d₂ =1,535 = 50 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 35 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

4.Определение конструктивные размеров шестерни и колеса

Шестерня изготовлена вместе с валом – вал – шестерня.

Колесо выполнено штампованным. Штамповочные уклоны и радиусы соответственно 7 и 5 мм.

Диаметр вала под колесом принимаем d_к=56 мм.

Основные размеры зубчатого колеса

Длина ступицы

l_cm≈(l,2...1,5)d₀=(l,2...1,5)56 = 67...84 мм.

Принимаем 1_ст=80 мм.

Диаметр ступицы

d_cm≈1,5d₀=1,5∙56 = 84 мм.

Толщина торца зубчатого венца

S=2,2т+0,05b₂=2,2∙2+0,05∙58=7,3 мм.

Фаска на торце зубчатого венца

f≈0,5т≈0,5∙2≈1 мм.

Толщина диска

С=0,25b₂=0,25∙58=14,5 мм.

5. Подбор подшипников для вала передачи

5. Подбор подшипников для вала передачи

Подбираем подшипники качения для ведомого вала цилиндрической косозубой передачи

---

Требуемая долговечность подшипников [L_10h]=1210³ часов, надежность работы - 90%. Условия применения подшипников - обычные. Данные для расчета берем в таблице 1.4, 4.3 и заносим в таблицу 5.1

Таблица 5.1 Исходные данные

Нагрузки, действующие на подшипники; Н					Диаметр вала под подшипник; ????П ,мм	Частота вращения ведомого вала; п2, об/мин
????Бх	????Бу	????Гх	????Гу	Fa
2917	23	2991	653	292	55	110
Нагрузки, действующие на подшипники; Н					Диаметр вала под подшипник; ????П ,мм	Частота вращения ведущего вала; п1, об/мин
????Бх	????Бу	????Гх	????Гу	Fa
2917	23	2991	653	292	35	441

Выбор типа подшипников

По условиям компоновки и работы подшипниковых узлов и с учетом небольшой величины осевой нагрузки назначаем подбор для обеих опор шариковый радиальный однорядный подшипник (см. таблицу 5.2 МУ)

Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №207 для быстроходного вала и №211 для тихоходного вала.




Рисунок 5.1
Таблица 5.2 - Размеры выбранных подшиников

Условное обозначение подшипника	d мм	D мм	B мм	С кН	С0 кН
№207	35	72	17	25,5	13,7
№211	55	100	21	43,6	25,0

---

По таблице 5.2 МУ в соответствии с посадочным диаметром на вал, где d = ????_П, выбираем подшипник и выписываем всего характеристики. В соответствии с условиями работы и типом подшипника принимаем коэффициенты для расчета: V=1; ????_Б=1,3 ; К_т=1; Х= 1; Y=0;????₁=1; ????₂₃=0,7.

Все полученные значения параметров, без указаний, округляют до ближайшего большего стандартного числа по ГОСТ 6636-69 (целого четного или кратного 5)

Определяем суммарные реакции опор вала, R_i, Н (см. задача IV, рисунок 4.2 МУ):

????_Б= ; ????_Г=

Далее расчет ведем по наиболее нагруженной опоре, Ri_max, Н.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник, P_r, Н:

????_????=(????????????????_????????????+????????_????)∙????_Б∙????_Т

Определяем скорректированную расчетную долговечность подшипника, ????_10????ℎ, час;

????_10????ℎ=????₁∙????₂₃∙

Оцениваем пригодность выбранного подшипника по соотношению ????_10????ℎ≥[????_10ℎ]; и делаем вывод¹.

Быстроходный вал

Отношение F_a/C_o = 292/13,710³ = 0,021  е = 0,21 [1c. 143]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник А.

Отношение F_a/А =292/1788 = 0,20 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

Эквивалентная нагрузка

P = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т

где Х – коэффициент радиальной нагрузки;

V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

F_r – радиальная нагрузка;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

K_б =1,5– коэффициент безопасности;

К_Т = 1 – температурный коэффициент.

Р = (0,0·1·1788 + 0)1,5·1 = 2682 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573ωL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 – для шариковых подшипников

С_тр = 2575(573·48,7·16500/10⁶)^1/3 =20710 Н < C = 25,5 кН

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(25,510³ /2682)³/60465 = 30806 часов,

больше ресурса работы привода, равного 16500 часов.

Тихоходный вал

---

Отношение F_a/C_o = 1128/19,810³ = 0,015  е = 0,19 [1c. 143]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник С.

Отношение F_a/С =1128/3061= 0,10 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

Эквивалентная нагрузка

Р = (1,0·1·3061+ 0)1,5·1 = 4592 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573ωL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 – для шариковых подшипников

С_тр = 4020(573·9,74·16500·10⁶)^1/3 = 20734 Н < C = 35,1 кН

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(35,110³ /4592)³/6093 = 80035 часов,

больше ресурса работы привода, равного 16500 часов.

---