Материал: Проектування передавального механізму стрілочного приводу

Остаточно приймаємо:

=20 мм; bk4=24 мм; bk6=22 мм; bш1=22 мм; bш3=30 мм; bш5=28 мм; bш7=50 мм.

Визначаються діаметри кола вершин і западин зубчастого колеса 2 і шестерні 3. При цьому приймається рівнозміщена передача з коефіцієнтом зміщення .

Діаметр кола вершин визначається за формулою:

де  - коефіцієнт висоти головки зубця.

При цьому колесо має від’ємне зміщення, а шестерня - додатне.

Діаметр кола западин:

де  - коефіцієнт радіального зазору.

6. Конструювання другого проміжного валу

Метою розділу є розробка конструкції проміжного вала з визначенням його основних розмірів - проектувальний розрахунок вала. Початковими даними для вирішення цієї задачі є ширина зубчатої шестерні 3, колеса 2 і крутний момент .

За умовами на конструювання відповідні ділянки вала з’єднуються з вихідним зубчастим колесом 2 і підшипниками кочення 1. Шестерня 3 виконана за одне ціле з валом. Це відповідає реальній конструкції проміжного вала. Проектувальний розрахунок передбачає визначення діаметру вала, діаметру під підшипник і довжини кожної з позначених ділянок.

Діаметр вала визначається з розрахунку тільки на кручення при знижених допустимих напруженнях

 (6.1)

де  - допустиме дотичне напруження (для редукторних валів );

Отриманий діаметр вала збільшуємо з урахуванням ослаблення шпонковим пазом

Діаметр вала під підшипник

 (6.2)

За визначеним діаметром підбираємо радіальний шариковий підшипник легкої серії з [7, арк 28, дод. Б] (№ 200 у котрого ширина В= 9 мм).

Довжина ділянки вала під підшипник

           (6.3)

де  - фаска.

=9+1=10

Довжина ділянки вала

 (6.4)= 1,3.16=20.8 мм

Приймаємо l1 = 20,5 мм.

Повна довжина вала

 (6.5)

Відстань між серединами колеса 2 і лівої опори вала

 (6.6)

Відстань між серединами шестерні 3 і правої опори вала

 (6.7)

Відстань між серединами правої і лівої опор

+ (6.8)

Тоді

 (6.9)

 (6.10)

Для виготовлення вала використовуємо сталь 40Х, для якої допустиме напруження .

7. Розрахунок на міцність 2-го проміжного валу

Метою перевірочного розрахунку другого проміжного валу є його перевірка на статичну міцність з урахуванням деформацій згинання і кручення. Схема валу з основними розмірами та зусиллями у зачеплені зубчастих коліс зображена на рисунку 7.1.

Розрахунок починаємо з визначення зусиль у зачепленні коліс ,  та , .

Окружні зусилля

 H

H

де ,  - відповідно діаметри ділильних кіл 2-го колеса і 3-ої шестерні.

Радіальні зусилля

= Ft12· tgα = 134,6·tg20˚ = 48,77 H,= Ft43· tgα = 524·tg20˚ = 190,72 H.

Окружні та радіальні зусилля переносимо на вісь проміжного валу. При перенесенні окружних сил з ободів коліс 2,3 на вісь валу відповідно до

теореми Пуансона до сил додаються пари, момент яких дорівнює . Ці пари діють у площинах перпендикулярних до осі валу, тобто скручують вал. При цьому окружні зусилля будуть діяти у вертикальній площині, а радіальні - у горизонтальній (див. рисунок 7,1).

Реакції в опорах визначаємо з рівнянь рівноваги.

У вертикальній площині

;

 (7.1)

 (7.2)

 Н

;

 (7.3)

звідки

 . (7.4)

. Н

У горизонтальній площині

;

 (7.5)

 (7.6)

Н

;

 (7.7)

 (7.8)

 Н

Переходимо до побудови епюр згинальних та крутильних моментів. Особливістю даної схеми є та обставина, що на вал діють тільки зосереджені сили. У цьому випадку моменти на опорах дорівнюють нулю і змінюються за лінійним законом. Тому для побудови епюр згинальних моментів необхідно обчислити згинальні моменти тільки в перерізах  і .

MCвер = RAвер · a1 = 288,62 · 0,025 = 7,21 Hм ,гор = -RAгор · a1 = - 37,99 · 0,025 = - 0,94 Hм ,вер = RBвер·b2 = 369,37 · 0,03 = 11,08 Hм ,гор = - RBгор·b2 = - 103,95 · 0,03 = - 3,11 Hм.

За одержаними результатами будуємо епюри згинальних моментів в вертикальній і горизонтальній площинах, а також епюру крутильного моменту, що дорівнює  і діє між перерізами  і  (рисунок 7,2).

Із побудованих епюр видно, що з точки зору міцності найбільш небезпечним є переріз , де діють максимальні згинальні моменти.

Визначаємо зведений момент у розрахунковому перерізі використовуючи теорію міцності найбільших дотичних напружень

 (7.9)

 Нм

Визначаємо еквівалентне напруження:

 (7.10)

 МПа

Таким чином, отімане значення напруження не перевищуе допустиме, що визначає забезпечення міцності вала.

8. Розрахунок підшипників і шпонкового з’єднання другого проміжного валу

стрілочний привод підшипник вал

За визначеним діаметром dn підбираємо радіальній шариковій підшипник легкої серії із заданою динамічною вантажопідйомністю С. Отже, це підшипник №200 з динамічною вантажопідйомністю С=5900 Н.

Визначаємо для обраного підшипника моторесурс у млн. обертів для більш навантаженої лівої опори валу.

,

де  - еквівалентне навантаження,

 - показник ступеня (для шарикових підшипників ).

Еквівалентне навантаження для радіальних підшипників визначається за формулою

, (8.1)

де ,  - радіальне та осьове навантаження на підшипник, у нашому випадку

 (8.2)

 Н

,  - коефіцієнти радіального та осьового навантаження (при , , ;

 - коефіцієнт обертання (у випадку обертання внутрішнього кільця );

 - коефіцієнт безпеки, величина якого залежить від характеру навантаження (у відповідності з рекомендаціями для машин короткочасної експлуатації з підвищеними вимогами відносно надійності приймаємо );

 - коефіцієнт, що враховує вплив робочої температури на довговічність підшипника (для сталі ШХ15 при  до  ).

=(383,7·1·1+0·0)·1,2·1 = 460,44 Н.

 млн. об.

Ресурс підшипника у годинах

 год.

Переходимо до розрахунку шпонкового з’єднання проміжного валу. Переріз шпонки  залежить від діаметра обраного валу, обираємо у відповідності із стандартом: .

Робочу довжину шпонки отримаємо з умов контактної міцності

, (7.3)

звідки

, (7.4)

де  - допустиме напруження. У відповідності з рекомендаціями приймаємо .

.

Приймаємо стандартне значення довжини шпонки =14.

Шпонковий паз на валу відрізаємо на відстані від шестерні З:

Висновок

Дані розділу передбачають побудування на форматі А2 у відповідному масштабі схеми евольвентного зачеплення з відображенням трьох зубців кожного зубчастого колеса, що знаходиться у зачепленні, та основних елементів геометрії евольвентного зачеплення - теоретичної та активної лінії зачеплення, робочого профілю зубця, початкових дуг зачеплення, кутів перекриття.

Побудування виконується за визначеними параметрами, які були розраховані ЕОМ у такій послідовності.

Відкладається міжосьова відстань аw і з центрів О3 і О4 проводимо дуги кіл: початкових радіусами rw3 і rw4; ділильних радіусами r3 і r4; основних радіусами rв3 і rв4 ; вершини радіусами rа3 і rа4; западин радіусами rf3 і rf4.

Через полюс зачеплення дотично до основних кіл проводиться загальна нормаль NN. Точки її дотику до основних кіл N3 і N4 обмежують теоретичну лінію зачеплення. Кут, що утворюється між лінією зачеплення та перпендикуляром до О3 О4, проведеним через полюс зачеплення, має назву кута зачеплення аw.

Точки В3 і В4 є точками перетину кіл вершин третього та четвертого коліс з лінією зачеплення і мають назву відповідно точки початку зачеплення і точки кінця зачеплення. Ділянка лінії зачеплення В3 В4 має назву активної лінії зачеплення.

На кожному з коліс будується по три зубці. При цьому одна з пар зубців контактує у полюсі зачеплення. Для виконання цієї процедури рекомендується виконати такі процедури.

Ліворуч від полюса зачеплення Р за початковим колом (радіусом rw) відкладається половина розрахункової товщини зубця за початковим колом Sw2/2 (дуга РА).

Через відзначену точку А і центр колеса проводиться вісь симетрії третього при побудуванні зубця. Подальші дії передбачають відкладання ліворуч і праворуч від осі зубця половини розрахункових товщини зубців для відповідних кіл з позначенням на них відповідних точок, що лежать на евольвенті зубця: