Предварительный расчет валов

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 К_а = 43,0 – для косозубых и шевронных передач;

К_а= 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 m_n, мм, определяем по формуле

(0,01÷ 0,02) · = (0,01÷ 0,02) · ______= ______÷ ______ мм (3.4)

Принимаем по ГОСТ 9563-60 по таблице ПА5 m_n = ______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 d_a1и d_a2, мм,

мм; (3.11)

 

мм. (3.12)

 

Диаметры впадин зубьев d_f1 и d_f2, 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 σ_Н, 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 Z_v.

= _______________ = _______

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 d_в1, мм, определяем по формуле

d_в1 = _______мм. (4.1)

Из конструктивных соображений

d_в1 > 0,75 · d_дв = 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 d_в1 = _____ мм.

Вычисляем диаметр вала под подшипники d_n1, мм, в интервале

d_n1 = d_в1 + (3 ÷ 8). (4.2)

d_n1 = _____ + 3 ÷ _____ + 8 = _____ ÷ _____ мм.

Уточняем значение d_n1 по таблице ПБ2.

Принимаем d_n1 = _____ 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

d_в2 = = __________мм. (4.3)

Выбираем ближайшее большее значение из стандартного ряда по таблице ПА13.

Принимаем d_в2 = _____ мм.

Диаметр под подшипники d_n2, мм, вычисляем по формуле

d_n2 = d_в2 + (3 ÷ 8). (4.4)

d_n2 = _____ + 3 ÷ _____ + 8 = _____ ÷ _____ мм.

Уточняем значение d_n2 по таблице ПБ2.

Принимаем d_n2 = _____ мм.

Диаметр под колесом d_к2, мм, определяем по формуле

d_к2 = d_п2 + 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;

d_f1 = __________ мм;

b ₁ = __________ мм.

Колесо кованое. Его размеры выписывают из раздела 3:

d ₂ = __________ мм;

d _а2 = _________ мм;

d_f2 = _________ мм;

b ₂ = _________ мм.

Диаметр ступицы d_ст, мм,

d_ст = 1,6· d_к2 = 1,6· ______ = ______ мм. (5.1)

Длина ступицы l_ст, мм,

l_ст = (1,2÷1,5) · d_к2 = (1,2÷1,5) · ______ = ______ мм. (5.2)

Принимаем l_ст = _______ мм.

Толщина обода δ₀, мм,

δ₀ = (2,5 ÷ 4) m_n = 2,5·m_n ÷ 4·m_n = ____ ÷ ____ 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 = d_f2 - 2 · δ₀ = ______ -_______= _______ мм. (5.5)

Диаметр центровой окружности D_отв, мм,

D_отв = 0,5 (D₀ + d_ст) = 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·а_ω + 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

d_б1 = (0,03 ÷ 0,036) а_ω + 12 = (0,03 ÷ 0,036) ______ +12 =

= ______ ÷ _______ мм; (5.11)

Принимаем болты с резьбой М _____ по таблице ПБ1.

Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу редуктора

d_б2 = (0,7 ÷ 0,75) d_б1 = (0,7·d_б1 ÷ 0,75·d_б1) = ____ ÷___ мм(5.12)

Принимаем болты с резьбой М _____ по таблица ПБ1.

Диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом

d_б3 = (0,5 ÷ 0,6) d_б1 = 0,5·d_б1 ÷ 0,6·d_б1 = _____ ÷ ______ мм. (5.13)

Принимаем болты с резьбой М _____ по таблица ПБ1.

 

123Следующая ⇒

Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: