Проектування передавального механізму стрілочного приводу

 

          ,                         (27)

та колеса

,            (28)

 

де  , – ширина та діаметр ділильного кола шестерні,

 – ширина зубчастого колеса,

 

 – міжосьова відстань пари  зубчастих коліс.

 

Міжосьові відстані дорівнюють

,               (29)

 

               (30)

,

 

.                (31)

У відповідності з рекомендаціями для першого і другого ступеня (несиметричне розташування коліс відносно опор) приймаємо , а для третього ступеня (консольне розташування шестерні) приймаємо .

Визначаємо  за формулою

 

,    (32)

 

де  – передаточне число розглядає мого ступеня.

 

.

 

Для сьомої шестерні задаємось  .

Далі за відомою відносною шириною  визначаємо дійсні значення ширин шестерень та коліс

,                                               (33)

,                                               (34)

,                                              (35)

,                                                    (36)

,                                            (37)

,                                                   (38)

.                                                     (39)

 При остаточному призначенні розмірів приймаємо ширину шестерні на більше ширини колеса.

Остаточно приймаємо:

; 

; 

; 

; 

; 

; 

.

Визначаємо діаметри кола вершин і  западин зубчастого колеса 2 і шестерні 3. При цьому приймаємо рівнозміщену передачу з коефіцієнтом зміщення .

 

 

Діаметр кола вершин визначається за формулою

 

,     (40)

 

де  – коефіцієнт висоти головки зуба.

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

 

Діаметр кола западин

 

 

,    (41)

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 

 

,                      (42)

де  – допустиме дотичне напруження (для редукторних валів );

 

.

 

Отриманий діаметр вала збільшуємо з урахуванням ослаблення шпонковим пазом .

Діаметр вала під підшипник

 

.     (43)

За визначеним діаметром підбираємо радіальний шариковий підшипник легкої серії (№ 200 у котрого ширина ) [7].

Довжина ділянки вала під підшипник

 

      (44)

 

де  – фаска.

.

 

Довжина ділянки вала

 

     (45)

.

 

Приймаємо .

Повна довжина вала

.     (46)

Відстань між серединами колеса 2 і лівої опори вала

 

 

 

 

 

 

_{Рис.1. Конструкція проміжного вала}

 

 

 

.    (47)

Відстань між серединами шестерні 3 і правої опори вала

.    (48)

Відстань між серединами правої і лівої опор

 

.   (49)

Тоді 

 

, 

.

 

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

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7. Перевірочний розрахунок другого проміжного валу

 

Метою перевірочного розрахунку другого  проміжного вала є його перевірка  на статичну міцність з урахуванням  деформацій згинання і кручення.

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

Окружні зусилля 

 

,       (50)

,       (51)

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

 

 

Радіальні зусилля

 

,      (52)

      (53)

.

Окружні та радіальні зусилля переносимо на вісь проміжного вала. При перенесенні  окружних сил з ободів коліс 2,3 на вісь вала відповідно до теореми Пуансо до сил додаються пари, момент яких дорівнює . Ці пари діють у площинах перпендикулярних до осі вала, тобто скручують вал. При цьому окружні зусилля будуть діяти у вертикальній площині, а радіальні – у горизонтальній.

Реакції в опорах визначаємо з рівнянь рівноваги.

У вертикальній площині

 

 

; 

 

звідки

.    (54)

 

  ; 

 

звідки

 

    (55)

У горизонтальній площині

 

; 

 

.    (56)

 

; 

 

    (57)

 

 

Переходимо до побудови епюр згинальних та крутних 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 .

,      (58)

 

     (59)

,

 

      (60)

,

 

 

 

Рис. 3. Схема проміжного вала та зусиль в зачепленні зубчастих коліс

 

 

 

      (61)

.

 

За одержаними результатами будуємо  епюри згинальних моментів в вертикальній і горизонтальній площинах, а також епюру крутного моменту, що дорівнює і діє між перерізами  і .

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

 

            (62)

 

                             

 

Визначаємо еквівалентне напруження

 

.             (63)

Таким чином отримане значення напруження не перевищує допустиме, тому міцність вала забезпечена.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

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

 

В передньому розділі для опор другого  проміжного вала був обраний підшипник  легкої серії № 200 з динамічною вантажопідйомністю .

Визначаємо для обраного підшипника моторесурс у млн. обертів для більш навантаженої правої опори вала

 

,      (64)

 

де   – еквівалентне навантаження,

 – показник ступеня (для  шарикових підшипників  ).

Еквівалентне навантаження для  радіальних підшипників визначається за формулою

 

,   (65)

 

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

 

;        (66)

 ; 

, – 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 ).

 

.

 

 

 

Ресурс підшипника у годинах

 

       (67)

Переходимо до розрахунку шпонкового з’єднання проміжного вала. Переріз шпонки залежить від діаметра обраного вала, обираємо у відповідності з додатком В:  .

Робочу довжину шпонки отримаємо  з умов контактної міцності

 

,

 

звідки

,     (68)

 

де  – допустиме напруження. У відповідності з рекомендаціями приймаємо   .

 

.

 

Приймаємо стандартне значення довжини шпонки .

Шпонковий паз на валу нарізаємо  на відстані від шестерні 2 мм.

 

. 

 

 

 

 

 

Список літератури

 

1. Заблонский К.И. и др. Прикладная механика. – Киев: Вища школа, 1984. – 280 с.

2. Иванов М.Н. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1984. – 336 с.
3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин: Курсовое проектирование. – М.: Высшая школа, 1984. – 336 с.
4. Попов С.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин. – М.: Высшая школа, 1986. – 245 с.
5. Методичний посібник з додержання вимог нормоконтролю (нормативних документів) у студентській навчальній звітності / Текстова частина (пояснювальна записка). – Харків: УкрДАЗТ, 2004. -  38 с.
6. Методичний посібник з додержання вимог нормоконтролю у студентській навчальній звітності / Графічні конструкторські документи. – Харків: УкрДАЗТ, 2006 -  34 с.
7. Методичне забезпечення самостійної роботи студентів в курсовому проектуванні з дисципліни «Технічна механіка»/Укладачі: В.І.Мороз, В.І.Іщенко, О.А.Логвіненко та ін. - Харків: УкрДАЗТ,2007.-30 с