Предварительный расчет валов
Стр 1 из 3Следующая ⇒ Подбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет 2.1 Подбор электродвигателя
Коэффициент полезного действия редуктора определяем по формуле , (2.1) где = _______ - КПД зубчатой передачи; = ________ - КПД открытой передачи (для данного привода открытая передача является _________); = ________ - КПД подшипника; n = ________ – число пар подшипников. Тогда = __________________________ = __________ Значение КПД для различных передач и подшипников качения приведены в таблице ПА2. Требуемая мощность , кВт, (2.2) где - мощность на выходном валу привода, кВт. Из исходных данных = _________ кВт. По формуле (2.2) вычисляем требуемую мощность электродвигателя. = = _________ кВт. По требуемой мощности = ________ кВт по таблице ПА1 выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый обдуваемый 4А_________У3, с синхронной частотой вращения = _____ об/мин и параметрами = ______ кВт и скольжением S = ____ %.
Номинальная частота вращения = ________ - _________ = _________ об/мин. Для выбранного электродвигателя определяем , мм, по таблице ПА1. = _________ мм. Определяем значения передаточных чисел = __________ = ________ (2.3) Передаточное число редуктора определяем из стандартного ряда по таблице ПА3. = ________ Вычисляем передаточное число открытой передачи = _________ = _________ (2.4)
2.2 Кинематический расчет привода Определение частот вращения каждого вала привода n, об/мин. = _______ об/мин – частота вращения ведущего вала ______________. = __________ = ________ об/мин – частота вращения _________ вала редуктора. = _________ = _________ об/мин – частота вращения ведомого вала ________________.
Определение угловых скоростей каждого вала привода, рад/с. = _____ рад/с – угловая скорость ведущего вала ________________________________.
= _____ рад/с – угловая скорость ____________ вала редуктора. = _____ рад/с – угловая скорость ведомого вала ______________.
2.3 Силовой расчет привода
Определение вращающих моментов на каждом валу привода Т, Н·м. = __________ Н·м – вращающий момент на ведущем валу__________________. = ___________________________ = _______Н·м – вращающий момент на _______________ валу редуктора. = _________________________ = _______Н·м – вращающий момент на ведомом валу _____________________.
Расчет зубчатой передачи 3.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками. Принимаем для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 200. Допускаемые контактные напряжения , МПа, определяем по формуле , (3.1) где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов; - коэффициент долговечности; - коэффициент безопасности, = 1,1. Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) . (3.2) При числе циклов больше базового, при длительной эксплуатации редуктора, принимают = 1. Принимаем допускаемые напряжения для шестерни = 482 МПа. Принимаем допускаемые напряжения для колеса = 428 МПа.
Расчетное допускаемое контактное напряжение = 0,45(482+428) = 410 МПа.
3.2. Исходные данные для расчета зубчатой передачи
Исходные данные принимаются в соответствии с расчетами. Вращающий момент на валу шестерни = _____________Н·м = ______________ Н·мм. Вращающий момент на валу колеса = _____________Н·м = ______________ Н·мм. Угловая скорость на валу шестерни = ___________ рад/с.
3.3. Межосевое расстояние
Межосевое расстояние , мм, определяемиз условий контактной выносливости , (3.3.) где Ка = 43,0 – для косозубых и шевронных передач;
Ка= 49,5 – для прямозубых передач; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимаем предварительно = 1,05; - коэффициент ширины венца; = 0,25 ÷ 0,4 для косозубых колес; = 0,125 ÷ 0,25 для прямозубых колес; = 0,5÷ 1,0 для шевронных колес. = _________ мм. Ближайшее значение межосевого расстояния принимаем по ГОСТ 2185-66 по таблице ПА4 = __________ мм.
3.4 Расчет основных геометрических параметров шестерни и колеса
Модуль зацепления зубчатой передачи mn, мм, определяем по формуле (0,01÷ 0,02) · = (0,01÷ 0,02) · ______= ______÷ ______ мм (3.4) Принимаем по ГОСТ 9563-60 по таблице ПА5 mn = ______мм. Определяем предварительно угол наклона зубьев β, º,: - для прямозубой передачи передачи β = 0 ; - для косозубой передачи передачи β = 8 15 ; - для шевронной передачи β = 25 40 . Принимаем β = _______º. 3.5. Определяем числа зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни Z1 (3.5) Принимаем = _________. Число зубьев колеса Z2 Z2 = Z1· u = _______________ = ________. (3.6) Принимаем = __________. Уточненное значение угла наклона зубьев β, º, . (3.7) β = arccos ________ = ________º.
3.6. Основные размеры шестерни и колеса
Делительные диаметры d1 и d2, мм, мм; (3.8) мм. (3.9) Проверка мм. (3.10) Диаметры вершин зубьев da1и da2, мм, мм; (3.11)
мм. (3.12)
Диаметры впадин зубьев df1 и df2, мм, мм; (3.13) мм. (3.14) Ширина колеса b2, мм, мм. (3.15)
Ширина шестерни b1, мм, мм. (3.16) Коэффициент ширины шестерни по диаметру . (3.17)
3.7 Окружная скорость колес и степень точности передачи
м/с. (3.18) При такой скорости передачи по таблице ПА6 принимаем ________степень точности передачи.
3.8 Коэффициент нагрузки
Коэффициент распределения нагрузки определяем по формуле , (3.19) где –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, принимаем по таблице ПА7; – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимаем по таблице ПА8; - динамический коэффициент, принимаем по таблице ПА9. После подстановки получаем .
3.9 Проверка контактных напряжений
Фактические контактные напряжения σН, МПа, определяем по формуле , (3.20)
где В = 310 для прямозубых передач;
В = 270 для косозубых передач. = __________МПа. % (3.21)
_______МПа < < 410МПа Прочность по контактным напряжениям обеспечена.
3.10 Силы, действующие в зацеплении Окружная сила , H, Н. (3.22)
Радиальная сила , Н Н, (3.23)
где α = 20 - нормальный угол зацепления, принимаем tg α = 0,364. Осевая сила , Н, для косозубых передач ________Н (3.24) Для прямозубых и шевронных передач = 0.
3.11 Проверка зубьев на выносливость
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба , (3.25)
где - коэффициент нагрузки , (3.26) где - коэффициент концентрации нагрузки, принимаем по таблице ПА10; - коэффициент динамичности, принимаем по таблице ПА11; – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Zv. = _______________ = _______ Для шестерни . (3.27)
Для колеса . (3.28)
Находим по таблице ПА12 = ________ и = ________. Для прямозубых колес = 1. Для косозубых и шевронных . (3.29)
Для прямозубых колес =1. Для косозубых и шевронных =0,75. После подстановки получаем напряжения изгиба = МПа Допускаемые напряжения на выносливость при изгибе [σ]F, МПа, определяем по формуле , (3.30) где - предел выносливости при отнулевом числе циклов, МПа; [S]F - коэффициент безопасности. Для стали 45, термообработка улучшенной при твердости – НВ ≤ 350 = 1,8НВ. (3.31) Коэффициент безопасности [S]F определяем по формуле , (3.32) где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, принимаем = 1,75; – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, для поковок и штамповок выбираем = 1,0.
Для шестерни 236 МПа.
Для колеса 206 МПа.
=__________ МПа < = 206 МПа. Условие прочности на изгиб выполняется.
Предварительный расчет валов 4.1 Крутящие моменты
Крутящие моменты Т в поперечных сечениях валов: - ведущего Т1 = ___________ Н·мм; - ведомого Т2 = ___________ Н·мм.
4.2 Ведущий вал
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Принимаем допускаемые напряжения [ τ ]к = 25 МПа.
Диаметр выходного вала dв1, мм, определяем по формуле dв1 = _______мм. (4.1) Из конструктивных соображений dв1 > 0,75 · dдв = 0,75 _____ = _____ мм. Из стандартного ряда по таблице ПА13 выбираем ближайшее большее значение диаметра для выходного конца ведущего вала редуктора таким образом, чтобы оба условия выполнялись. Принимаем dв1 = _____ мм. Вычисляем диаметр вала под подшипники dn1, мм, в интервале dn1 = dв1 + (3 ÷ 8). (4.2) dn1 = _____ + 3 ÷ _____ + 8 = _____ ÷ _____ мм. Уточняем значение dn1 по таблице ПБ2. Принимаем dn1 = _____ мм. Шестерню выполняем за одно целое с валом. Эскиз ведущего вала представлен в соответствии с рисунком 4.1.
Рисунок 4.1 - Эскиз ведущего вала
4.3 Ведомый вал
Принимаем [ τ ]к = 20 МПа. Диаметр выходного конца ведомого вала рассчитывается по формуле dв2 = = __________мм. (4.3) Выбираем ближайшее большее значение из стандартного ряда по таблице ПА13. Принимаем dв2 = _____ мм. Диаметр под подшипники dn2, мм, вычисляем по формуле dn2 = dв2 + (3 ÷ 8). (4.4) dn2 = _____ + 3 ÷ _____ + 8 = _____ ÷ _____ мм. Уточняем значение dn2 по таблице ПБ2. Принимаем dn2 = _____ мм. Диаметр под колесом dк2, мм, определяем по формуле dк2 = dп2 + 5 мм = _______ мм. (4.5) Эскиз ведомого вала представлен в соответствии с рисунком 4.2. Рисунок 4.2 – Эскиз ведомого колеса
Конструктивные размеры 5.1 Конструктивные размеры шестерни
Шестерню выполняем за одно целое с валом в соответствии с рисунком 4.1. Ее размеры выписывают из раздела 3: d 1 = __________ мм; d а1 = _________ мм; df1 = __________ мм; b 1 = __________ мм. Колесо кованое. Его размеры выписывают из раздела 3: d 2 = __________ мм; d а2 = _________ мм; df2 = _________ мм; b 2 = _________ мм. Диаметр ступицы dст, мм, dст = 1,6· dк2 = 1,6· ______ = ______ мм. (5.1) Длина ступицы lст, мм, lст = (1,2÷1,5) · dк2 = (1,2÷1,5) · ______ = ______ мм. (5.2) Принимаем lст = _______ мм. Толщина обода δ0, мм, δ0 = (2,5 ÷ 4) mn = 2,5·mn ÷ 4·mn = ____ ÷ ____ мм. (5.3) Принимаем δ0 = _____ мм. Толщина диска С, мм, С = 0,3· b 2 = 0,3 · ____ = ______ мм. (5.4) Диаметр обода колеса, мм, D0 = df2 - 2 · δ0 = ______ -_______= _______ мм. (5.5) Диаметр центровой окружности Dотв, мм, Dотв = 0,5 (D0 + dст) = 0,5 (_______ + ______) = _______ мм (5.6) Диаметр отверстий d отв = _______ мм. (5.7) Эскиз зубчатого колеса представлен в соответствии с рисунком 5.1.
Рисунок 5.1- Эскиз зубчатого колеса
5.2 Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса δ, мм, δ = 0,025·аω + 1 = 0,025· _____ + 1 = ______ мм. (5.8) Принимаем δ = _____ мм. Толщина стенок крышки δ1, мм, δ1 = δ. Принимаем δ1 = _____ мм. Толщина фланцев корпуса и крышки: - верхний пояс корпуса и крышки b = b1 =1,5 · δ = 1,5 ____= _____ мм; (5.9) - нижний пояс корпуса, мм, p = 2,35 · δ = 2,35· ____ = _____ мм. (5.10) Принимаем р= ______ мм.
Определяем диаметры болтов. Диаметр фундаментных болтов dб1 = (0,03 ÷ 0,036) аω + 12 = (0,03 ÷ 0,036) ______ +12 = = ______ ÷ _______ мм; (5.11) Принимаем болты с резьбой М _____ по таблице ПБ1. Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу редуктора dб2 = (0,7 ÷ 0,75) dб1 = (0,7·dб1 ÷ 0,75·dб1) = ____ ÷___ мм(5.12) Принимаем болты с резьбой М _____ по таблица ПБ1. Диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом dб3 = (0,5 ÷ 0,6) dб1 = 0,5·dб1 ÷ 0,6·dб1 = _____ ÷ ______ мм. (5.13) Принимаем болты с резьбой М _____ по таблица ПБ1.
Воспользуйтесь поиском по сайту: ©2015 - 2024 megalektsii.ru Все авторские права принадлежат авторам лекционных материалов. Обратная связь с нами...
|