Разработка индивидуального электромеханического привода (мощность выходного вала привода - 1520 Вт, частота вращения выходного вала - 22 об/мин), страница 4

u₅₆ - передаточное число (u₅₆= 5,8);

a₃ =239,8мм.

Принимаем а₃ = 250 мм.

Определяем модуль колес Z₅ и Z₆

m₃=мм.

По СТ СЭВ 310-76 принимаем    m₃ =4 мм.

Делительные диаметры колес Z₅ и Z₆

 d_Z5 = 72 мм; d_Z6=416 мм.

Диаметр вершин зубьев колес Z₅ и Z₆  

d_a5= 80 мм; d_a6=424 мм.,

Диаметр впадин колес Z₅и Z₆

d_f5= 62 мм; d_f6 =406 мм.

Ширина зубчатых венцов колес Z₅ и Z₆

 b_ω3=ψ_ba∙a₃=100 мм.

2.2 Расчет валов

2.2.1 Выбор материалов и термообработки

На выходном вал/ редуктора, вращающемся в подшипниках качения, на шпонках насажены зубчатые колеса Z₂и Z₃. Трущихся поверхностей, на валу нет. Наиболее подходящим материалом для изготовления вала является сталь 45. Термообработка улучшение, твердость не менее НВ 200. Механические характеристики этой стали: σ_b=560 МПа, σ_T=280 МПа, τ_T=180 МПа, σ_-1=250 МПа, τ_-1= 150 МПа,ψ_σ=0, ψ_τ=0.

2.2.2 Проектировочный расчет вала

Предварительный диаметр вала

d

где    T - крутящийся момент (см. п. 1 );

[τ_k] - допускаемое напряжение на кручение ( для валов из стали 45 [τ_k] = =20... 25 МПа).

d_ІІ мм.

По ГОСТ 6636-69 d_ІІ=19 мм.

Из конструкционных соображений примем диаметр конца выходного вала d_k= 20 мм, диаметр под подшипники d_n = 25 мм, диаметр под колесо d_z= 30 мм, диаметр под упор d_x= 36 мм.

2.2.3 Проверочный расчет на статическую прочность вала

Рисунок 2.1 – Силы, действующие в прямозубой передаче

Окружная сила (рис. 2.1)

T_t1=, где        Т₁ и Т₂ - крутящие моменты на ведущем и ведомых валах (см. п. 1);

d_Z1и d_Z2 - делительные диаметры шестерни и колеса (см. п. .2.1.3).

T_t1== 420 Н.

.Радиальная сила (рис. 2.1)

T_r1= T_t1∙tgα, где     α - угол зацепления в нормальном сечении (α= 20°).

T_r1=420∙tg20°=152,9 H.

Расстояние между опорами вала

» L_CT1+2∙x+W.

где         L_CT1 - длинна ступицы шестерни (L_CT1 =30 мм);

W- ширина стенки корпуса в месте посадки подшипника (W= 50); х -расстояние от торца зубчатого колеса до стенки, корпуса;

х = 8...15мм.

»30+2∙8+50=106,мм.

Раскладываем силы в двух взаимно перпендикулярных плоскостях zoy и zox (вертикальной и горизонтальной) и определяем реакцию в опорах.

Реакцию в опорах в вертикальной плоскости

∑M_A=0;  B_в==120 Н.

∑M_B=0;  A_в==120 Н.

Реакцию в опорах в горизонтальной плоскости

∑M_A=0;  A_г==76,45 Н.

∑M_B=0;  A_г==76,45 Н.

Суммарная реакция опор

А = В = = 223 Н.

Проверка:

∑Y=0; A_в+В_в-420 = 0;

∑Y=0; A_г+В_г-152,9 = 0.

Строим эпюры изгибающих моментов М_x  и М_y в плоскостях zoy и zox и эпюр крутящего момента Т (см. рис. 2.2).

Рисунок 2.2 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов

Находим наибольшее значение суммарного изгибающего момента

М_И =,

Где М_х1 и М_у1- изгибающие моменты вертикальной и горизонтальной плоскостях.

Из рис. 2.2 М_х1=4,052 Н∙м;       М_у1=11,13 Н ∙ м .

М_И= Н∙м.

Определяем эквивалентный момент

М_экв===27,9 Н∙м

Определяем диаметр вала в рассчитываемом сечении

d_сеч=

где         [σ_И] - допускаемое напряжение при изгибе ([σ_И] - 60 МПа).

d_сеч=мм.

Конструкционные соображения подтвердились правильностью расчетов приведенных выше.

2.2.4 Расчет других валов

Предварительный диаметр входного вала привода

d_І≥;

d_І≥мм.

По ГОСТ 6636-69 d_І =12 мм.

Из конструкционных соображений примем диаметр конца выходного вала d_k=15 мм, диаметр под подшипники d_n=20 мм, диаметр под колесо d₁=25 мм, диаметр под упор d_x=30мм.

Предварительный диаметр ІІІ  вала привода

d_ІІІ≥;

d_ІІІ≥=33,2мм.

По ГОСТ 6636-69 d_ІІІ =34 мм.

Из конструкционных соображений примем диаметр конца выходного вала d_k=36 мм, диаметр под подшипники d_n=41 мм, диаметр под колесо d₃=45 мм, диаметр под упор d_x=50мм.

Предварительный диаметр входного вала привода

d_ІV≥;

d_ІV≥=58,3мм.

По ГОСТ 6636-69 d_ІV =60 мм.

Из конструкционных соображений примем диаметр конца выходного вала d_k=60 мм, диаметр под подшипники d_n=65 мм, диаметр под колесо d₄=70 мм, диаметр под упор d_x=75мм.