Пример обозначения болта с диаметром резьбы d = 12 мм, с размером под ключ S = 18 мм, длиной 60 мм с крупным шагом резьбы; поле допуска 6g, класс прочности 5.8
⇐ ПредыдущаяСтр 8 из 8 безпокрытия: Болт Ml2 - 6g х 60. 58 (SI8) ГОСТ 7798-70.
Таблица №21 Подшипники шариковые радиальные однорядные
Таблица №22 Рекомендуемые значения вязкости масел при t=50° С
Таблица №23 Масла, применяемые для смазывания зубчатых передач при t = 50°С
Таблица №24 Пластичные смазочные материалы
Рисунок1. График зависимости G=f(аw)
Пример расчетов
Рассчитать и спроектировать одноступенчатый горизонтальный шевронныйцилиндрический редуктор общего назначения Исходные данные: Мощность на выходном валу: P3= 2, 22 кВт Частота вращения выходного вала: n3= 112 об/мин Характер нагрузки: реверсивный Схема 1-7-2-3
III. Вал привода рабочей машины
1. 1. Требуемая мощность на ведущем валу редуктора, Р (кВт).
Рдв. р. = Р3 общ.
1. 2. Коэффициент полезного действия привода [7, с. 25, табл. №1]
hобщ. =hпк × hзп × hпк × hм × hоп = = 0, 99 × 0, 96 × 0, 99 × 0, 98× 0, 97 = 0, 894
где hоп = 0, 97 - кпд открытой передачи (ременной) hзп = 0, 96 – кпд закрытой передачи (редуктора) η м = 0, 98 - кпд муфты η пк = 0, 99 - кпд пары подшипников качения
1. 3. Выбор электродвигателя [7, с. 25, табл. №2]
Электродвигатель выбирают из условия Рдв ³ Рдв. р. , применив для расчёта 4 варианта типа двигателя.
1. 4. Действительное общее передаточное число, для каждого варианта
1. 5. Разбивка передаточного числа. [7, с. 26, табл. №3] Выбираем передаточное число закрытой передачи uзп = 2, 0 - постоянным Передаточное число открытой передачи определяем по формулам:
зп
1. 6. Окончательно принимаем двигатель 4А112MB8Y3с параметрами:
Рдв = 3, 0кВт nдв = 710об/ мин uзп = 2 uоп. = 3, 17
1. 7. Силовые и кинематические параметры привода.
1. 7. 1. Мощность каждой ступени привода, кВт.
1. 7. 2. Частота вращения каждой ступени, об/мин.
n2 = 1 зп
= 2, 0 = 355
n3 = n2 оп
1. 7. 3. Угловая скорость каждой ступени, с-1
1. 7. 4. Вращающий момент Т, Нм
Т2 =Т1 × uзп × hзп × hпк × hм =33, 079× 2× 0, 96× 0, 99× 0, 98= 61, 618Нм Т3 =Т2 × uоп × hоп = 61, 618× 3, 17× 0, 97 =189, 47Нм
1. 8. Сводная таблица силовых и кинематических параметров привода.
2. Выбор материала зубчатой передачи.
2. 1. Материал шестерни:
![]()
2. 3. 1. Допускаемые напряжения s Н для расчёта на контактную выносливость определяются по формуле:
![]() s Нк » 2, 75× 240× 1= 660(Н / мм2 ) где: НВ- твёрдость материала зубчатого колеса по Бринеллю;
k ркш = 6 NБ 107
= 0, 448 Принимаем Кркш=1;
NБ NЦк
61, 344× 107
= 0, 503 Принимаем Кркк=1; Число циклов нагружения NЦ каждого зуба рассчитываемого колеса за весь срок службы передачи определяются по формуле:
где n - частота вращения зубчатого колеса, мин-1 ;
Lh = tГ × tД × tч - расчетная долговечность редуктора, час; Lh = 6∙ 300∙ 16=2880 tГ срок службы редуктора в годах; (6 лет) tД число рабочих дней в году; (300 дней) tч число часов работы редуктора в течение рабочего дня; (16 часов) а число зацеплений зуба за один оборот колеса, обычно, а =1; Базовое число циклов нагружения для сталей NБ =107 циклов.
2. 3. 2. Допускаемое напряжение от изгиба при расчёте зубьев по пределу выносливости:
где - [n]=1, 5- требуемый (допускаемый) коэффициент запаса прочности [7, с. 26, табл. №6]
Кs =1, 5- эффективный коэффициент концентрации напряжений у основания зуба [7, с. 27, табл. №7] s-1 предел выносливости материала при симметрическом цикле нагружения может быть вычислен: для легированных сталей s-1 = 0, 35× sв + (70... 120), Н / мм2
s-1ш = 0, 35× 950+ 70 = 402, 5, 5Н / мм2 s-1к = 0, 35× 750+70 =332, 5Н / мм2
рuш 122, 688× 107
k рu = 9
= 0, 586 NБ NЦ
Принимаем Кркш=1;
61, 344× 107
= 0, 633 Принимаем Кркк=1; Число циклов нагружения Nц определяют по формуле:
2. 4. Сводная таблица данных:
Механические характеристики материалов зубчатой передачи.
3. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.
Проектный расчёт. 3. 1. Главный параметр – межосевое расстояние аW , мм:
yа = 0, 25- коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния [7, с. 27, табл. №8] u = 2 – передаточное число редуктора
s Н = 660 МПа - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом KHb = 1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.
3. 2. Модуль зацепления m, мм;
Принимаю m = 3мм; [7, с. 27, табл. №10]
где, Кm = 5, 8 - вспомогательный коэффициент. d2 = 2аW × u/(u +1)- делительный диаметр колеса, мм; d2 =2∙ 71∙ 2∕ 3=94, 7мм b2 =ya × aW - ширина венца колеса, мм; b2 =0, 25∙ 71=17, 75 Принимаю b2=17мм [7, с. 27, табл. №11]
![]()
3. 3. Угол наклона зубьев bmin для косозубых передач: bmin = arcsin 3, 5m/b2 =38, 14451 3. 4. Суммарное число зубьев шестерни и колеса: для косозубых колёс: ZS = Z1 + Z2 = 2× aw × соsbmin /m = 2× 71× cos38, 14451/3 = 37, 204 Принимаю ZS =38
3. 5. Действительная величина угла наклона зубьев для косозубых передач: b = arccos× ZS × m/2aw = arccos× 38× 3/2× 71= 36, 60005 3. 6. Число зубьев шестерни: Z1 = ZS /(1+u) =12, 66 Принимаю Z1 =13
3. 7. Число зубьев колеса: Z2 = ZS -Z1 =38-13= 25 3. 8. Фактическое передаточное число uф , проверить его отклонение uот заданного u:
3. 9. Фактическое межосевое расстояние: для косозубых передач aw = (Z1 + Z2 )× m/(2cosb) = (13+ 25)× 3/(2× 0, 802) = 71
3. 10. Основные геометрические параметры передачи, мм.
Проверочный расчёт
3. 11. Расчёт зубьев на контактную прочность.
Проверка зубьев на контактную прочность: расчётное контактное напряжение
КHa = 1, 16 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [7, с. 28, табл. №13] v = w2 × d2 /(2× 103), м/с, v =37, 157× 93, 5/2000 =1, 737, м/с и степени точности передачи =9 [7, с. 27, табл. №12] КHv =1, 05- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи [7, с. 28, табл. №14]
3. 12. Расчёт зубьев на выносливость при изгибе. Для косозубых передач
s F =147, 777 - расчётное и допускаемое напряжение от изгиба зуба, МПа; Т2 =61, 618 - расчётный момент на валу колеса, Нм;
YF =3, 7– коэффициент формы зуба колеса [7, с. 28, табл. №15]
3. 13. Основные геометрические параметры зубчатой цилиндрической передачи (сводная таблица).
Проектный расчёт
Проверочный расчёт
4. Проектный расчёт валов.
4. 1. Выбор материала валов. применяю термически обработанную сталь 45 [7, с. 26, табл. №4] 4. 2. Выбор допускаемых напряжений на кручение.
4. 3. Определение геометрических параметров ступеней валов.
Т × 103
Т × 103 1К 0, 2× [ ]
где, Т1 =33, 079Т2 =61, 618- крутящие моменты равные вращающим моментам на валах, Нм;
Длина вала под элемент открытой передачи:
l1 = (1, 0-1, 5)× d1 - под полумуфту;
4. 3. 2. Диаметр вала под подшипник и уплотнение крышки с отверстием: d2 = d1 +2× t, где t значение высоты буртика [7, с. 28, табл. №16] d2ш = 20+ 2× 2 = 24мм Принимаю d2ш=25мм; [7, с. 29, табл. №17] d2к = 23+2× 2 = 27ммПринимаю d2к=30мм; [7, с. 29, табл. №17] Длина вала:
l2 =1, 5× d2 - вал- шестерня цилиндрическая l2ш =1, 5× 25 = 38мм [7, с. 27, табл. №11] l2 =1, 25× d2 - вал колеса l2к =1, 25× 30 = 37, 5мм Принимаю l2k = 38мм [7, с. 27, табл. №11]
4. 3. 3. Диаметр вала под шестерню, колесо:
d3 = d2 +3, 2× r; [7, с. 28, табл. №16] d3ш = 25+3, 2× 1, 6 = 29, 6мм Принимаю d3ш= 30мм; [7, с. 29, табл. №18] d3к = 30+3, 2× 1, 6 = 36, 12ммПринимаю d3к =36мм; [7, с. 29, табл. №18]
4. 3. 4. Решение вопроса о конструкции вала- шестерни [7, с. 29, табл. №19]
Расстояние Х от впадины зуба до шпоночного паза:
Вал-шестерня
5. Конструктивные размеры зубчатой пары. Составление расчетной схемы нагружения валов.
5. 1. Шестерни конструируют в двух исполнениях: отдельно от вала (насадная шестерня) и как одно целое с валом (вал-шестерня). Зубчатые колёса состоят из обода, несущего зубья; ступицы, насаживаемой на вал, и диска, соединяющего обод со ступицей.
5. 1. 1. Определение размеров зубчатых металлических колёс
5. 2. В корпусе редуктора размещаются детали зубчатых передач. При его конструировании должны быть обеспечены прочность и жёсткость, исключающие перекосы валов. Для повышения жёсткости служат рёбра, располагаемые у приливов, под подшипники. Корпус выполняют разъемным, состоящим из основания (его иногда называют картером) и крышки. Полость разъема проходит через оси валов. Материал корпуса чугун СЧ10 5. 2. 1. Основные элементы корпуса из чугуна
5. 3. Предварительно выбираем подшипники [7, с. 30, табл. №21] 5. 3. Данные подшипников.
5. 4. Определение расстояния между точками приложения реакций опор подшипников L (мм) L = lст + 2А+ В=67мм Принимаю L =84мм lст- длина ступицы колеса А – зазор между боковой поверхностью ступицы колеса и стенкой корпуса редуктора В – ширина подшипника ведомого вала
5. 5. Предварительная компоновка горизонтального редуктора
Схема нагружения валов цилиндрического одноступенчатого редуктора.
5. 6. 1. Окружное усилие Ft, возникающее в зубчатой передаче:
где d2 = 93, 5мм - диаметр делительной окружности колеса,
для косозубых передач:
b - угол наклона зубьев в косозубых передачах;
6. Проверка долговечности подшипников.
Подбор подшипников производится по расчётам отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Шестерня
6. 1. 1. Вычерчиваем расчётную схему вала в соответствии с выполненной схемой нагружения валов.
6. 1. 3. Определяем реакции в опорах подшипников в горизонтальной плоскости RAX ; RBX . ì -F1 × L/2-RBx × L =0 î RAx × L+F1 × L/2=0
6. 1. 4. Строим эпюру изгибающего момента в горизонтальной плоскости МГ . M1 = -RAx × 0 = 0Нм
M3 = -RBx × L/ 2 =11. 627Нм 6. 1. 5. Определяем реакции в опорах подшипников в вертикальной плоскости RAY ; RBY .
6. 1. 6. Строим эпюру изгибающего момента в вертикальной плоскости MB .
M1 = -RAy × 0 = 0Нм M2 = -RAy × L/2 = -24, 692Нм M4 = -RBy × 0 = 0Нм M3 = -RBy × L/2 = -24, 692Нм
Мu2 = Mr2 + MB2 =
(11, 627)2 +(-24, 692)2 = 27, 293Hм
Мu4 = 0.
Мn 2 = Мu22 +МК 2 =
27, 2932 +33, 0792 = 40, 195Нм
Мn 4 = 0
Колесо
6. 2. 1. Вычерчиваем расчётную схему вала в соответствии с выполненной схемой нагружения валов.
6. 2. 3. Определяем реакции в опорах подшипников в горизонтальной плоскости RСX ; RDX .
6. 2. 4. Строим эпюру изгибающего момента в горизонтальной плоскости МГ .
M1 = RCx × 0 = 0Нм M2 = RCx × L/2 = -11, 627Нм M4 = RDx × 0 = 0Нм M3 = RDx × L/2 = -11, 627Нм
6. 2. 5. Определяем реакции в опорах подшипников в вертикальной плоскости RCY ; RDY .
![]()
6. 2. 6. Строим эпюру изгибающего момента в вертикальной плоскости MB . M1 = RCy × 0 = 0Нм M2 = RCy × L/2 = 24, 692Нм M4 = RDy × 0 = 0Нм M3 = RDy × L/2 = 24, 692Нм
Мu2 = Mr 2 + MB2 =
(-11, 627)2 +(24, 692)2 = 27, 293Hм
Мu4 = 0. 6. 2. 9. Определяем крутящий момент на валу и строим эпюру MK =Т2 =61, 618Нм; 6. 2. 10. Определяем эквивалентный момент и стоим эпюру
Мn 2 = Мu22 +МК 2 =
27, 2932 +61, 6182 = 66, 371Нм
Мn 4 = 0
6. 3. Окончательный выбор подшипников.
Для подбора типоразмера подшипника требуемый коэффициент работоспособности подшипника, определяем по формуле: СТР = 0, 2× Q(w× h)0, 3 , СТРш = 0, 2× Q(w× h)0, 3 = 0, 2× 830, 472× (74, 313× 5000)0. 3 = 7, 787кН СТР = 0, 2× Q(w × h)0, 3 = 0, 2× 830, 472× (37, 157× 5000)0. 3 = 6, 325кН где Q – расчётная нагрузка, воспринимаемая подши
Воспользуйтесь поиском по сайту: ![]() ©2015 - 2024 megalektsii.ru Все авторские права принадлежат авторам лекционных материалов. Обратная связь с нами...
|