стот обертання валів
Частоти обертання валів і зубчастих коліс визначаються частотою обертання електродвигуна і передавальними числами зубчастих передач. Для швидкохідного валу маємо:
Б=nе ном=n1Б=727 хв - 1;
Частота обертання проміжного вала пов'язана з частотою обертання швидкохідного валу співвідношенням
П=NБ/UБ=n2Б=n1Т,
де UБ - передавальне число швидкохідної передачі, UБ=5,12; П=727/5,12=141,9 хв - 1;
Частота обертання тихохідного валу дорівнює
Т=Nп/Uт=n2Т,
де UT - передавальне число тихохідної передачі, UT=3,95; Т=141,9/3,95=35,9 хв - 1.
.2 Розрахунок окружних швидкостей
Окружна швидкість швидкохідної щаблі визначається
Б=p? dW1Б? n1Б/(60? 103), Б=3,14? 42,5? 727/(60? 103)=1,62 м/с;
Для тихохідної ступені окружна швидкість запишеться
Т=p? dW1Т? Nп/(60? 103), Т=3,14? 64,62? 141,9/(60? 103)=0,48 м/с.
.3 Розрахунок моментів на колесах зубчастих передач і валах
Моменти на колесах однієї передачі пов'язані між собою через ККД зубчастого зачеплення hзац=0,98; моменти на колесах сполучених передач пов'язані через ККД пари підшипників hп=0,99. Момент на другому колесі тихохідної передачі:
,
Т1Т=Т2Т/(Uт? hзац),
Т1Т=1521,21/(3,95? 0,98)=392,976 Н · м.
Т2Б=Т1Т/hп,
Т2Б=392,976/0,99=396,945 Н · м.
Т1б=Т2Б/(UБ? hзац),
Т1б=396,945/(5,12? 0,98)=79,11 Н · м,
Твх=Т1б/hп,
Твх=79,11/0,99=79,91 Н · м.
.4 Визначення зусиль в зачепленні зубчастих передач
На кожне з зубчастих коліс редуктора діють три складових зусилля в зачепленні: окружна сила Ft, радіальна сила Fr і осьова сила Fa, які відповідно визначаються за формулами:
для шестерні швидкохідної передачі
Б=2? Т1б? 103/dW1Б, Б=2? 79,11? 103/42,483=3724,3 Н; Б=Ft1Б? tg aW,
де aW - початковий кут профілю або кут зачеплення, по ГОСТ 13755-81 aW=20 °; Б=3724,3? tg 20 °=1355,5 Н;
для колеса швидкохідної передачі
Б=2? Т2Б? 103/dW2Б, Б=2? 396,945? 103/217,51=3649,9 Н; Б=Ft2Б? tg aW, Б=3649,9? tg 20 °=1328,5 Н;
для шестерні тихохідної передачі
Т=2? Т1Т? 103/dW1Т, Т=2? 392,976? 103/64,64=12158,9 Н; Т=Ft1Т? tg aW/cos? 1,
де?- Кут нахилу зубів тихохідної передачі,? =12,839 °;
Т=12158,9? tg 20 °/cos 12,839 °=4538,9 Н; Т=Ft1Т? tg b1; Т=12158,9? tg 12,839 °=2771,1 Н;
для колеса тихохідної передачі=2? Т2Т? 103/dW2Т, Т=2? 1521,21? 103/255,35=11914,7 Н; Т=Ft2Т? tg aW/cos? 1, Т=11914, 7? tg 20 °/cos 12,839 °=4447,8 Н; Т=Ft2Т? tg b1; Т=11914,7? tg 12,839 °=2715,5 Н;
Згинальний момент при зміні осьової сили на вісь валу:
Тізг=Fa1Т? dW1Т/2;
Тізг=2771,1? 64,64/2=89,56 Н? м.
4. Розробка ескізного проекту редуктора
.1 Визначення діаметрів валів і його длінових розмірів
Діаметри валів призначаються виходячи з переданого ними моменту, а також фасок і радіусів заокруглень. Для швидкохідного валу визначаються три діаметри - мінімальний діаметр вала на вході d, яке необхідно узгодити з діаметром вала електродвигуна; діаметр цапфи вала для установки підшипника dП і діаметр буртика для упору кільця підшипника dБП.
,
мм
Після узгодження цього діаметра з діаметром вала електродвигуна IM2081 густо нормальних лінійних розмірів (ГОСТ 6636-69), встановлюємо d=40мм.
Малюнок 4.1. Виконання електродвигуна IM2081
Малюнок 4.2. Ескізи валів
де t - висота заплічників, t=2,3 мм.
.
Після узгодження цього розміру з низкою діаметрів внутрішнього кільця підшипників, призначаємо dП=45мм.
,
де r - координата фаски підшипника, r=2мм (для 209 підшипника).
.
Після узгодження цього діаметра з низкою нормальних лінійних розмірів призначаємо dБП=52мм
Для проміжного вала необхідно також розрахувати діаметри dП і dБП, а також Dк - діаметр шийки валу на місці установки зубчастого колеса і dБК - діаметр наполегливої ??буртика для зубчастого колеса.
,
.
Узгодивши цей діаметр з низкою нормальних лінійних розмірів, встановлюємо DК=50 мм.
,
.
Після узгодження цього розміру з низкою діаметрів внутрішнього кільця підшипників, призначаємо dП=45мм.
,
.
Уточнюємо, тому нерівність Dк? dБП не виконується, приймаємо К=52мм;
,
де f - розмір фаски колеса, f=2 мм.
.
Розрахунок діаметрів тихохідного валу аналогічний розрахунку діаметрів швидкохідного валу; для зручності осьового фіксування зубчастого ко...
