![]() Главная страница Случайная страница КАТЕГОРИИ: АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника |
Расчет валов редуктора.
7.1. Изображение основных элементов редуктора в диметрии. Рис. Силы, действующие на валы. 7.2. Исходные данные. Таблица. Данные для расчета валов.
7.3. Вал шестерни. 7.3.1. Определение сил реакций в опорах, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
Рисунок Силы действующие на вал шестерни
Расчетная схема нагружения вала шестерни.
а) Горизонтальная плоскость. –Fвг·а + Fг·в – Fа· Rвх= - Fвг (а+в+с) + Rах (в+с) – Fа Rах=
Проверка – Rах + Rвх + Fвг+Fг = 0 – 1330, 76 + 3, 79 + 461+ 866 = 0 1330, 79 – 1330, 76 = 0 0 = 0 Эпюры изгибающих моментов в характерных точках. Ми1= 0 Ми2 = Fвг Ми3=Fвг·(а+в) – Rах·в = 461 Ми3 (справа) = Rвх · с = 3, 79 · 0, 056 = 0, 21 Н·м Скачок: 16, 42 + 0, 21 = 16, 63 Н· м Fа · б) Вертикальная плоскость – Fвв· а – Ft · в + Rву· (в+с) = 0 Rву= – Fвв· (а+в+с) – Rау· (в+с) + Ft· c = 0 Rау= Проверка Fвв +Rву + Rау – Ft = 0 658 +1553, 2 +72, 7 – 2284 = 0 2283, 9 – 2284 = 0 Эпюры Ми в характерных точках Ми1 = 0 Ми2=Fвв · а = 658 Ми3=Fвв· (а+в) + Rау · в = 658 Ми3 (справа) =Rву · с = 1553 · 0, 056 = 86, 98 Н·м Ми4 = 0 Суммарный изгибающий момент МиΣ = МиΣ 2 = МиΣ 3 = МиΣ 4 = 0 Момент эквивалентный в характерных точках Мэкв = Мэкв 1 = Мэкв 2 = Мэкв 3 = Мэкв 4 = Мэквmax =105, 3 Н·м 7.3.2. Требуемый диаметр вала в наиболее нагруженном сочетании dв = dвш = 7.4. Вал колеса 7.4.1. Определение сил реакций в опорах, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Расчетная схема нагружения колеса
а) Горизонтальная плоскость
Rвх=
Rах= Проверка. Ми1 = 0; Ми2 = – Rах· d = – 131, 4 Ми2(справа) = Rвх · е = 997, 4 Ми3 = 0 Скачок: 58, 85 + 7, 36 = 66, 21Н м; Fа · б) Вертикальная плоскость
Проверка: – Rау – Rву + Ft = 0; Эпюры Ми в характерных точках Ми1 = 0; Ми2= – Rау· d = – 1142 Ми3 = 0; Суммарный изгибающий момент МиΣ = МиΣ 1 = 0; МиΣ 2 = Момент эквивалентный в характерных точках Мэкв = Мэкв 2 =
7.4.2. Требуемый диаметр вала в наиболее нагруженном сечении dвк = 7.5. Определение размеров ступеней валов редуктора.
Рис. Эскизы валов.
lст(кол) = (1, 2÷ 1, 5)dв = (1, 2÷ 1, 5) ·48 = 57, 6 ÷ 72 = 72 мм dст = (1, 6÷ 1, 8) ·48 = 76, 8 ÷ 86, 4 = 78 мм; С = (0, 2÷ 0, 3) вк = 6, 6 ÷ 9, 9 Вал зубчатого колеса одноступенчатого редуктора имеет три ступени: 1) выходной конец диаметром d1; 2) участок вала под подшипниками – d2; 3) участок вала под зубчатым колесом – d3. Диаметр выходного конца вала рассчитывают по формуле d1= Т –крутящий момент передаваемый валом
d1ш = Диаметры выходных концов валов и участков под зубчатыми колесами выбирают из разряда Rа 40; [Чернавский, С.А., с. 161-162]: 10; 10, 5; 11; 11, 5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130 и далее через 10 мм 33 числа. d1ш = 22 мм; d1к = 36 мм Диаметр участков под подшипниками d2 = d1 + 2t, где t – высота буртика Таблица. Значение высоты буртика t и фаски подшипника r, мм
d2ш = d1ш + 2t = 22 + 2 · 2 = 26 мм d2к = d1к + 2t = 36 + 2 · 2, 5 = 41 мм d2 округляют до целого числа, оканчивающегося на 0 или 5 d1ш = 25 мм; d1к = 40 мм Диаметры участков под зубчатыми колесами d3 = d2 + 3, 2r d3ш = d2ш + 3, 2·2 = 25 + 6, 4 = 31, 4 мм d3к = d2к + 3, 2· 2, 5 = 40 + 8 = 48 мм
|