Разработка индивидуального привода (мощность выходного вала привода - 1800 Вт), страница 3

m=2∙63/(50+20)=1,8. Берем m=2,                       α=70мм

d_z3=40мм                                                               d_z4=100мм в) пара прямозубых цилиндрических колес 5-6:

α=495(3+1)=84мм.

m=2∙84/(63+21)=2.

г) цепная передача:

Мощность на валу ведущей звездочки: N_IV=2,056 кВт

Передаточное число: U=3,4. предельные частоты вращения ведущей звезды: n_IV=200 мин ^-1.

По табл. 4.5. ч.1[1] принимаем число зубьев меньшей звезды Z₁=23, тогда число зубьев большей Z₂=3,4∙23 = 78. определим коэффициент, учитывающий условия эксплуатации (4.12.ч.1[1]): К_д=1; К_a=1; К_н=1; К_рег=1,25; К_с=1,5; К_рем=1,5; К_э= К_д∙ К_a∙ К_н∙ К_рег∙Кс∙ К_рем=1∙1∙1∙1,25∙1,5∙1,5=2,8

Ориентировочное среднее допускаемое значение давления в шарнирах определим по табл. 4.6.ч.1[1] в зависимости от частоты вращения меньшей звездочки:

[р]=

Ориентировочное значение шага цепи (4.13.ч.1[1])

t³2,82 ,где m-число рядов цепи (m=1).

t=2,82=21 мм

Выберем цепь типа ПР-25,4-5670 – однородную с шагом 25,4мм (табл. 4.1 ч.1[1])

Оптимальное межосевое расстояние по условию долговечности принимаем:

a=20t=20∙25,4=508 мм.

Параметры звездочек рассчитываем из табл. 4.7.ч.1[1].

ведущая :                                                       ведомая :

d=180мм   (делительный)                             d=608 мм

D_e=197мм (внешний диаметр)                     D_e=643мм

Расстояние между нижними точками звездочек, которые находятся на одной горизонтальной прямой:

=460мм.

Расчет валов:

Для выходного вала составим расчетные схемы в соответствии с нагрузками, действующими в коническом зубчатом зацеплении. При этом вычертим схему нагружения вала. Определим силы в коническом зацеплении(6.7.ч.1[1]). При заданном моменте  T_IV- окружная сила:

F_t  Н, тогда осевая сила на колесе:

F_a= F_t∙tga_ω∙cosd₁=5574∙tg20°∙cos26,6°=1814 Н.

Радиальная сила:

F₂= F_t∙tga_ω∙sind₁=5574∙tg20°∙sin26,6°=908 Н.

Построение схемы нагружения вала:

а) Вертикальная плоскость:

реакции опор.

å_Ма=0; -F_t∙70+В_в∙200=0;

В_в=70∙ Н.

å_Мв=0;               -А_в∙200+ F_t∙130=0;     

А_в= Н.

Произведем проверку:

А_в+ В_в- F_t=0;   3623+1951-5574=0

0=0

(выполняется)

                                                          Уравнение для моментов по

х₁: y=А_в∙х₁=М_х1=3,623х₁

для моментов по х₂:

М_х2=А_в(70+х₂)-F_tх₂=253,6-1,951∙х₂

Горизонтальная плоскость:

Реакции опор:

åМ_А=0; М_а=F_а∙107=1,814∙107=194 кН∙мм

F₂∙70-B₂∙200+M_a=0;

В₂= кН

åМ_В=0; А₂∙200-F₂∙130+M_а=0;

А₂= кН

Полученный знак „-” говорит о том, что на самом деле направлен в обратную сторону, чем указанную на схеме.

Проверка:  А₂+ В₂-F₂=0;

1,288-0,380-0,908=0; 0=0;

Уравнения для моментов по х₁:

М_х1=А₂∙х₁=-0,38х₁;

Уравнения по х₂:

М_х2=А₂(70+х₂)+М_а-F₂∙х₂=167,4-1,288∙х₂;

Результирующий эпюр изгибающих моментов:

М₄=,где М_х1 и М_х2 – изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Эпюр крутящих моментов:

Т_VI=596 кН∙мм

Эпюр эквивалентных моментов:  

М_э= ;

Рис.  1                                           

Проектный расчет валов а) Выходной вал. d_IV=, где Т – крутящий момент,

[t_к ] – допускаемое напряжение на кручение ( стр. 53 ч.2[1]).

Принимаем [t_к ] = 20МПа;

d_IV=мм.

По ГОСТ 6636 – 69 принимаем диаметр под муфту выходного вала, равный 52мм. Соответственно диаметры под подшипники принимаем равные 60мм.

Определим суммарные реакции опор:

А===3543 Н

В= ==2338 Н

Диаметр вала по наибольшему эквивалентному моменту:

М_экв=669 кН∙мм (3.25 ч.2[1]). [s_н]=50МПа.

d==мм

Уточняем диаметр выходного вала: d_IV=52мм.

б) вал I. Рассчитываем аналогично п. (а):

d_I==мм.  Остальные параметры принимаем по табл. 3.4.ч.2[1].

d_nn=20 мм в) вал II.  d_II==мм

d_nn=25 мм    (диаметр под подшипник).

г)  вал III.  d_III==мм

d_nn=25 мм    д) вал IV.  d_IV=мм

d_nn=40 мм

Примем по ГОСТ 6636-69     .  d_IV=30мм.

е) вал V.  d_V=мм. Примем d_V=45мм, d_nn=45 мм.

Остальные параметры вала находятся по табл. 3.4 ч.2.[1] в зависимости от крутящих моментов.

2.2 Подбор подшипников

Для проектируемого редуктора выбираем роликовые конические однорядные подшипники (по ГОСТ 333-71). Произведем их расчет:

Допустимая осевая нагрузка: F_a=KF₂´, где  F₂´ - неиспользованная допустимая радиальная нагрузка:

F₂´=F_t∙tga_ω=5574∙tg20°=2029 Н  (стр.93  ч.2[1]).

Выбираем K=0,7 при угле a=12° (рис.5.8 ч.2[1]).

F_a=0,7∙2029=1420 Н.

Выбор размеров подшипников.

Необходимо определить, как распределяются нагрузки по подшипникам. Для этого находим приближенное отношение А/F₂ =3643/ /908=4,012.

Определим динамическую эквивалентную нагрузку по уравнению  5.15. ч.2[1] : Р_m=(VX_m∙F₂+Y_m∙F_a)∙K_d∙K_T;