Автор работы: Пользователь скрыл имя, 11 Июля 2013 в 16:13, контрольная работа
Исходные данные:
входное (ведущее) звено 1 (кривошип АВ) вращается по часовой стрелке с угловой скоростью ω1= 25 рад / с (по условию (ω1 = const); угол мгновенного положения φ = 330º; размеры звеньев: l AB = 0,15 м, l BС = 0,30 м, l СD =0,35 м; центры тяжести S1 и S2 звеньев расположены посередине каждого звена (на чертеже - точки S1 и S2), центр тяжести S3 третьего звена (ползуна) совпадает с точкой С.
Окружная сила определяется по зависимости:
где Т- вращающий момент на зубчатом колесе, Н∙мм; d- делительный диаметр зубчатого колеса, мм.
Радиальная сила определяется по зависимости:
Fr=Ft∙tgα/cosβ=653,5∙tg20/
где α = 20° (угол зацепления), β=8° (угол наклона зубьев).
Осевая сила Fa определяется по зависимости:
Fa = Ft tgβ = 653,5∙tg 8° = 91,8 H.
6. Выполнение предварительного расчета валов
Основным критерием
работоспособности валов
где τкр - напряжение, возникающее при кручении вала, МПа; [ τкр ]- допускаемое напряжение при кручении, МПа; Т - вращающий момент, передаваемый валом, Н мм; Wp- полярный момент сопротивления круглого сечения, мм3.
Полярный момент сопротивления определяется по зависимости:
где d - диаметр вала, мм.
Поскольку в предварительных расчетах изгиб вала не учитывается, то расчет ведут по пониженным допускаемым напряжениям, которые выбирают из интервала
[τкр] = 25...30 МПа. Принимаем к расчету [τкр] = 30 МПа.
Из приведенных зависимостей определяем Диаметры выходных концов валов редуктора:
С учетом полученных значений примем диаметры выходных концов валов, руководствуясь нормальным рядом линейных размеров.
dBX= 17 мм (dBX>dBXрасч).
Диаметр вала под подшипником dn должен делиться на 5. Диаметр вала для упора dyп должен быть больше dn. С учетом этого, принимаем диаметр входного вала под подшипником dn вх = 20 мм, диаметр вала для упора dyп = 25 мм.
Принимаем диаметр выходного конца вала редуктора dвыx= 20 мм
Принимаем диаметр выходного вала под подшипником dnвых =20 мм, диаметр вала под зубчатым колесом d.зуб кол = 25 мм, диаметр вала для упора зубчатого колеса
dyn = 30 мм.
7. Подбор подшипников качения
Валы редуктора устанавливают в подшипники. Различают подшипники скольжения и качения. В редукторах чаще всего используются подшипники качения, которые состоят из наружного и внутреннего колец, тел качения и сепаратора (детали, служащей для удержания тел качения на определенном расстоянии друг от друга). К основным геометрическим параметрам подшипника относятся: диаметры внутреннего d и наружного D колец, а также ширину подшипника В. Каждый подшипник имеет условное обозначение.
В редукторе, скомпонованном из прямозубых зубчатых передач, применяют радиальные шариковые подшипники. В редукторе, скомпонованном из косозубых зубчатых передач, применяют радиально-упорные шариковые подшипники.
В рассматриваемом примере
редуктор скомпонован из косозубых
зубчатых передач. Поэтому для опор
валов применяем радиально-
С учетом определенного ранее диаметра входного вала под подшипником
dn вх = 20 мм dnвых =20 мм принимаем подшипники 6204 (для которых диаметр внутреннего кольца d = 20 мм, наружного кольца D = 47 мм, ширина В = 14 мм.
8. Разработка компоновочного эскиза редуктора
Компоновочный эскиз выполняется на базе имеющихся к настоящему моменту данных: межосевого расстояния aWi диаметров шестерни и колеса, ширины шестерни и зубчатого колеса, диаметров всех частей входного и выходного валов, а также размеров подшипников.
При этом расстояние Δ = 8... 12 мм обеспечивает зазор между торцами колес и внутренним контуром корпуса редуктора.
Длина концов валов:
длина L ~ (1,5... 1,6) ∙ d, где d - диаметр выходного конца вала, мм.
С учетом этого,
принимаем длину выходного
Lвх = 1,5∙ dвх = 1,5∙17= 25,5 мм,
выходного конца выходного вала
Lвых = 1,5∙dвых = 1,5 ∙ 20 = 30 мм