Сделай Сам Свою Работу на 5

ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА





ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Рисунок 1 – Схема привода.

Передаточное отношение цепной передачи iцп = 1,7;

Мощность привода на выходе Nвых = 1,3 кВт;

Число оборотов на выходе nвых = 90 об/мин;

Передаточное отношение редуктора iред = 5.

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
ТГТУ.13.03.01.001.00.00 ПЗ


1. КИНЕМАТИ

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
ТГТУ.13.03.01.001.00.00 ПЗ
ЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА

ПОДБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Определяем общее передаточное отношение привода:

.

Известно, что , тогда требуемая частота вращения вала электродвигателя:

.

Определяем общий КПД привода:

где ηцп – КПД цепной передачи, ηред – КПД зубчатой цилиндрической передачи, ηпк – КПД одной пары подшипников качения, n – число пар подшипников качения;

Известно, что , тогда требуемая мощность электродвигателя:

кВт

Подбираем электродвигатель 4A90L6:

Nдв = 1,5 кВт, ncдв = 1000 об/мин, s = 6,4 %.

Определяем асинхронную частоту вращения двигателя:

.

 

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА

Уточняем общее передаточное отношение привода:

Уточняем передаточное отношение цепной передачи, принимая передаточное отношение редуктора iред = 5, тогда:



;

Определяем частоту вращения каждого вала привода:

Ведущий вал:

об/мин,

.

Ведомый вал:

об/мин,

.

 

СИЛОВОЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА

Для каждого вала привода определяем вращающие моменты:

Вал двигателя:

.

Ведущий вал:

Вед

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
ТГТУ.13.03.01.001.00.00 ПЗ
омый вал:


 

РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками [1, с. 34]:

шестерня: материал – сталь 45,

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
ТГТУ.13.03.01.001.00.00 ПЗ
твердость HB1 = 230, термообработка – улучшение;

колесо: материал – сталь 45, твердость HB2 = 200, термообработка – улучшение.

Определяем допускаемые контактные напряжения [1, с. 33]:

где KHL = 1 – коэффициент долговечности, [SH] = 1,10 – коэффициент безопасности,
σH lim b– предел контактной выносливости при базовом числе циклов [1, с. 34]:

Проверка:

Определяем межосевое расстояние [1, с. 32]:



Ka = 49,5 – коэффициент для прямозубых колес, iред = 5 — передаточное число редуктора;
T2 = 129,5 Н∙м – вращающий момент на ведомом валу редуктора, KHβ = 1,20 – коэффициент, учитывающий положение колес относительно опор, ψba = b/aw = 0,25 — коэффициент ширины зубчатого венца,

ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 = 140 мм;

Нормальный модуль зацепления выбираем по рекомендации:

мм,

тогда по ГОСТ 9563-60 mt = 2 мм

Определяем суммарное число зубьев:

Определяем числа зубьев шестерни и колеса:

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

мм,

мм;

проверка: мм;

диаметры вершин зубьев:

мм,

мм;

ширина колеса и шестерни: b мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

;

Окружная скорость колес:

м/с,

при такой скорости для прямозубых колес следует принять 8-ю степень точности;

Коэффициент нагрузки:

,

где K = 1,20 [1, с. 39], KHα = 1,00 [1, с. 39], KHv = 1,05 [1, табл. 3.6, с. 40],

.

Проверка контактных напряжений [1, ф. (3.6), с. 31]:

МПа,

.

При передаче вращающего момента T по линии зацепления действует сила, перпендикулярная к

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
ТГТУ.13.03.01.001.00.00 ПЗ
эвольвентному профилю зуба – сила давления зуба шестерни на зуб колеса Fn. При расчёте передачи силу нормального давления Fn целесообразно перенести в полюс зацепления П и разложить на составляющие:

окружная Н,

радиальная Н,

где α = 20° — угол зацепления для цилиндрических передач, выполненных без смещения.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба [1, ф. (3.25), с. 46]:



где KF = K KFv – коэффициент нагрузки; K = 1,1 [1, с. 43], KFv = 1,25 [1, с. 43], тогда
KF = 1,1∙1,25 = 1,38; YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от числа зубьев z:

для шестерни YF =3,84

для колеса =112) YF =3,60.

Тогда YF1 = 3,69, YF2 = 3,60 [1, с. 42].

Определяем допускаемые напряжения [1, ф. (3.24), с. 43]:

где σ0Flimb = 1,8HB [1, табл. 3.9, с. 44], для шестерни σ0Flimb = 1,8∙230 = 414 МПа, для колеса σ0Flimb = 1,8∙200 = 360 МПа; [SF] = [SF]´[SF]´´ – коэффициент безопасности, [SF]´ = 1,75
[1, с. 44], [SF]´´ = 1 (для поковок и штамповок), тогда [SF] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни ,

для колеса .

Находим отношения :

для шестерни ,

для колеса .

Дальнейший расчет ведем для колеса, так как для него найденное отношение меньше.

Проверяем прочность зуба колеса [1, ф. (3.25), с. 46]:

.

Условие прочности выполнено.


 

ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Предварительный расчет ва

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
ТГТУ.13.03.01.001.00.00 ПЗ
лов проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям, воспользовавшись формулой для определения диаметра выходного конца вала [1, с. 161]:

Ведущий вал:

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем допускаемое напряжение [τк] = 25 МПа, тогда диаметр выходного конца вала

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда dв1 = 20 мм.

Диаметр вала в сечении посадки подшипников dп1 = 25 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал:

Принимаем допускаемое напряжение [τк] = 20 МПа, тогда диаметр выходного конца вала

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда dв2 = 32 мм.

Диаметр вала в сечении посадки подшипников dп2 = 40 мм.

Диаметр вала в сечении посадки зубчатого колеса dк2 = 50 мм.

Выбираем МУВП по ГОСТ 21424–75 с расточками полумуфт под 30 мм.


 

4. КОНСТРУ

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
ТГТУ.13.03.01.001.00.00 ПЗ
КТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

Шестерню выполняем за одно целое с валом, её размеры:

d1 = 56,00 мм; da1 = 60,00 мм; b = 35 мм.

Колесо кованое:

d2 = 224,00 мм; da2 = 228,00 мм; b = 35 мм.

Диаметр ступицы dст = 1,6∙dк2 = 1,6∙42 = 65 мм;

длина ступицы мм.

Толщина обода тогда принимаем δ0 = 8 мм.

Толщина диска

мм.


5. КОНСТР

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
ТГТУ.13.03.01.001.00.00 ПЗ
УКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Вычисляем основные конструктивные размеры корпуса редуктора [1, с. 241].

Толщина стенки корпуса редуктора принимаем δ = 8 мм;

Толщина стенки крышки редуктора принимаем δ1 = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхний пояс корпуса

нижний пояс крышки корпуса

нижний пояс корпуса

p

принимаем p = 20 мм.

Диаметр фундаментных болтов:

мм,

принимаем болты с резьбой М16;

диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников:

принимаем болты с резьбой М12;

диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой:

принимаем болты с резьбой М8.


 

 








Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту:



©2015 - 2024 stydopedia.ru Все материалы защищены законодательством РФ.