чення 20 МПа і розраховуємо діаметр вихідного кінця швидкохідного валу по формулою:
В
де [П„] кр - знижене значення допустимого напруги на кручення, МПа;
d 1 = 10 * [32,09/0,2 * 20] 1/3 = 20 (мм);
Обчислюємо діаметр вихідного кінця тихохідного вала:
d 2 ≥ 10 * [Т 2 /(0,2 * [П„] кр )] 1/3
d 2 = 10 * [127,77/0,2 * 20] 1/3 = 31 (мм);
3.2 Розрахунок основних розмірів корпусу редуктора
Визначаємо товщину стінки проектованого редуктора за формулою:
Оґ = 2 * [0,1 * 127,77] 1/4 = 3,78 (мм);
Відстань від торця підшипника кочення до внутрішньої стінки корпусу редуктора - 3 +7 мм (Беремо значення 7 мм). p> Ширина підшипника кочення розраховується як половина діаметра вала під підшипник.
Визначаємо відстань від поверхні вершин зубів зубчастого колеса до внутрішньої стінки корпусу:
О” = 2 * Оґ; (3.3.) p> О” = 2 * 7 = 14 (мм)
Відстань між підшипниками 1 визначається з ескізної компонування. br/>
3.3 Ескізна компоновка
Метою ескізної компонування є визначення місць розташування ступенів передач, відстаней між опорами валів, тобто визначення геометричних параметрів, необхідних для подальшого розрахунку вала на статичну міцність.
Компоновочне ескіз виконується на базі значенні: a w , d 1 , d 2 , d а1 , d а2 , d f 1 , d f 2 , b 1 , b 2 , а також діаметра вала під підшипник.
Викреслювання виробляється спрощено, без зайвих конструктивних подробиць. Побудова починається з осьових ліній валів, віддалених на відстані a w . Потім прочерчиваются контури шестерні і колеса по відомим діаметрам і шириною; прочерчиваются внутрішній корпус редуктора і габаритні розміри підшипників.
Відстань між торцями коліс і внутрішнім контуром корпусу - це конструктивний розмір. Беремо значення 7 мм. p> Підшипники розташовуються на відстані 3 Г· 5 мм від внутрішнього контуру корпусу редуктора (для установки регулювальних коліс).
3.4 Уточнений розрахунок найбільш навантаженого валу по небезпечному перетину
3.4.1 Розрахунок вала на статичну міцність
Розрахунок виконується на спільну дію згину і кручення в наступному порядку:
1.Составленіе розрахункової схеми.
Вали розглядаються як балки на шарнірних опорах, розташованих по осі симетрії підшипника.
При розрахунку валів дуже важливо правильно визначити напрямки сил, що діють в зачепленні кожної пари зубчастих коліс окремо. Від цього залежать правильність визначення величини і напрямку реакції опор і зміна згинальних моментів по довжині розраховується валу.
Для визначення напрямку окружного зусилля F t , чинного на зуби шестірні або колеса циліндричної передачі, слід пам'ятати, що на зуби ведучого зубчастого колеса зусилля діють проти напрямку обертання, а на зуби веденого колеса - у напрямку обертання.
Радіальна сила F г завжди спрямована до осі зубчастого колеса.
Шестерня - праве напрямок зуба, Колесо - лівий напрям зуба.
В
2.Определеніе реакцій в опорах і згинальних моментів у координатних площинах і побудова епюр цих моментів.
Визначення реакцій в опорах і згинальних моментів, побудова епюр цих моментів проводиться окремо для вертикальної і горизонтальної площини.
3.Определение сумарних згинальних моментів
Сумарні згинальні моменти визначаються в характерних перетинах вала за формулою:
M іОЈ = (М 2 Г + М 2 В ) 1/2 (3.4.) br/>
Де М г і М в - згинальні моменти відповідно в горизонтальній і вертикальної площинах;
М г = R а г * а (3.5.)
Де R а г - реакція опори А в горизонтальній площині, Н;
а - відстань від опори А до центру колеса, мм;
М в = R а в * b;
Де R а в - реакція опори А у вертикальній площині, Н;
b - відстань від опори В до центру колеса, мм;
а = b = 0,06235 (мм);
R а г = (F t * а)/2 * а; (3.6.)
R а г = 1320,3/2 = 660,15 (Н);
R а в = (F г * а)/2 * (3.7.)
R а в = 554,7/2 = 277,35 (Н);
М г = 505 * 0,06235 = 41,1 (Н О‡ м);
М в = 277,35 * 0,06235 ...
