2.6 Усилия в передачах

Усилия действующие в передачах показаны на рисунке 2.4.

Если смотреть с вершины конусов О, то вал II имеет левое вращение, вал

III – правое, вал IV – левое.

Допустим наклон круговых зубъев z_1Б – левый, z_2Б – правый, т.е. наклоны

совпадают с направлениями вращений. Тогда формулы сил конической передачи будут иметь вид [3, c.21]:

F_t1 = F_t2 = 2000 T₁/ d_m1

F_r1 = F_a2= F_t ( tg_ncos₁ – sinsin₁) / cos ;

F_a1 = F_r2-= F_t ( tg_nsin₁ + sincos₁) / cos. .

Формулы сил цилиндрической передачи [3, c.21]:

F_t = 2000 T₁/ d₁; F_r = F_ttg_t ; F_a = F_ttg,

где _t = arctg(tg20⁰/cos).

Консольная сила на входном конце вала II от ременной передачи F_Р =

818 Н (таблица 1.14).

Примечание –

I– вал электродвигателя в соответствии с

рисунком 1.2 (здесь не показан).

Рисунок 2.4 – Усилия в передачах

Примечание – Здесь по компоновке привода (частный случай) в соответствии с рисунком 1.4 сила F_Р направлена вертикально вниз. В общем случае она прикладывается к валу в виде проекций в горизонтальной F_РX и ветикальной F_РУ плоскостях [5, c.6 и 15].

Результаты расчета сил представлены в таблице 2.5.

Таблица 2.5 – Усилия в передачах

Параметр	Ступень редуктора		Примечание
	коническая с кру-говыми зубьями	цилиндрическая косозубая
Вращение z1 z2	левое правое	правое левое	с вершины конуса Ок
Наклон зубьев z1 z2	левый правый	левый правый
Момент Т1, Нм	63,1	241,8	с.22
Диаметры, мм	dm1 = 53,53	d1 = 76,61	c.21
Углы, град   1	m = 35  n = 20  1 = 14,0362 	 = 11,7776  t = 20,3965  –	c.21
Окончание таблицы 2.5
Силы Н : Ft1 = Ft2	2358 Fr1 = Fa2 = 616 Fa1 = Fr2 =1855	6312 Fr1 = Fr2 = 2347 Fa1 = Fa2 = 1316
Примечания 1 Так как силы Fr1и Fa1 получились положительными, то наклон z1Б и z2Б выбран правильно. 2 Для взаимокомпенсации осевых сил Fa на валу III шестерня z1T должна иметь левый наклон зубьев.

2.7 Проверочный расчет валов на изгиб и кручение

Предварительно для опор всех валов были приняты конические ролико –

подшипники повышенной грузоподъемности легкой узкой серии по ГОСТ 27365–87 (таблица 2.6) [7, c.422]

Таблица 2.6 – Параметры опор валов

Параметры	В а л ы							Примечание
	входной	промежуточный			выходной
1 Диаметр цапфы вала dП, мм	35	35			55		с.22
2 Подшипник	7207А					7211А
3 Габаритные размеры DT, мм	72 18,25					10022,75
4 Параметр e	0,37					0,41
5 Установка	"врастяжку"		"враспор"
6 Расстояние a=T/2+e(dП+D)/6	16			21				округлено

На рисунке 2.5 приведены расчетные схемы валов, усилия F в передачах и консольные нагрузки, реакции R в опорах, эпюры изгибающих моментов M_x

в горизонтальной и M_y вертикальной плоскостях и крутящих моментов Т.

Примечание – При расчете валов условно принято плоскость X располагать по

направлению окружных сил F_t в зацеплениях, плоскость Y перпендикулярно X , т.е.

Y – в плоскости расположения валов (рисунок 2.4) редуктора.

Обозначено : I – опора, воспринимающая только радиальную силу F_r, II – опора,

воспринимающая F_r и осевую силу F_a. Длины участков вала l_i приняты с чертежа

редуктора.

Консольная сила от зубчатой муфты F_М на выходном конце тихоходного вала (рисунок 2.5) [11, c.348]: F_M = (0,15...0,2 ) F_tM ,

где F_tM = 2000 T_раб / (mz) – окружная сила муфты;

m = 2,5 мм – модуль зубьев; z = 38 – число зубьев. ( m и z – по паспорту муфты);

F_tM = 20001392 / (2,538) = 29305 Н; F_M = 0,1829305 = 5275 Н.

Условно сила F_M прикладывается в плоскости X так, чтобы увеличились прогибы вала от окружной силы F_t.

Результаты расчета валов представлены в таблице 2.7.