ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Рисунок 1 – Схема привода.

Передаточное отношение цепной передачи i_цп = 1,7;

Мощность привода на выходе N_вых = 1,3 кВт;

Число оборотов на выходе n_вых = 90 об/мин;

Передаточное отношение редуктора i_ред = 5.

1. КИНЕМАТИ

ПОДБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Определяем общее передаточное отношение привода:

.

Известно, что , тогда требуемая частота вращения вала электродвигателя:

.

Определяем общий КПД привода:

где η_цп – КПД цепной передачи, η_ред – КПД зубчатой цилиндрической передачи, η_пк – КПД одной пары подшипников качения, n – число пар подшипников качения;

Известно, что , тогда требуемая мощность электродвигателя:

кВт

Подбираем электродвигатель 4A90L6:

N_дв = 1,5 кВт, n_cдв = 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 i_ред = 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

РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

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

шестерня: материал – сталь 45,

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

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

где K_HL = 1 – коэффициент долговечности, [S_H] = 1,10 – коэффициент безопасности,
σ_{H lim b}– предел контактной выносливости при базовом числе циклов [1, с. 34]:

Проверка:

Определяем межосевое расстояние [1, с. 32]:

K_a = 49,5 – коэффициент для прямозубых колес, i_ред = 5 — передаточное число редуктора;
T₂ = 129,5 Н∙м – вращающий момент на ведомом валу редуктора, K_Hβ = 1,20 – коэффициент, учитывающий положение колес относительно опор, ψ_ba = b/a_w = 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 m_t = 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_Hβ = 1,20 [1, с. 39], K_Hα = 1,00 [1, с. 39], K_Hv = 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

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 K_F = K_Fβ K_Fv – коэффициент нагрузки; K_Fβ = 1,1 [1, с. 43], K_Fv = 1,25 [1, с. 43], тогда
K_F = 1,1∙1,25 = 1,38; Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от числа зубьев z:

для шестерни Y_F =3,84

для колеса =112) Y_F =3,60.

Тогда Y_F1 = 3,69, Y_F2 = 3,60 [1, с. 42].

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

где σ⁰_Flimb = 1,8HB [1, табл. 3.9, с. 44], для шестерни σ⁰_Flimb = 1,8∙230 = 414 МПа, для колеса σ⁰_Flimb = 1,8∙200 = 360 МПа; [S_F] = [S_F]´[S_F]´´ – коэффициент безопасности, [S_F]´ = 1,75
[1, с. 44], [S_F]´´ = 1 (для поковок и штамповок), тогда [S_F] = 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

Ведущий вал:

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

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d_в1 = 20 мм.

Диаметр вала в сечении посадки подшипников d_п1 = 25 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал:

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

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d_в2 = 32 мм.

Диаметр вала в сечении посадки подшипников d_п2 = 40 мм.

Диаметр вала в сечении посадки зубчатого колеса d_к2 = 50 мм.

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

4. КОНСТРУ

Шестерню выполняем за одно целое с валом, её размеры:

d₁ = 56,00 мм; d_a1 = 60,00 мм; b = 35 мм.

Колесо кованое:

d₂ = 224,00 мм; d_a2 = 228,00 мм; b = 35 мм.

Диаметр ступицы d_ст = 1,6∙d_к2 = 1,6∙42 = 65 мм;

длина ступицы мм.

Толщина обода тогда принимаем δ₀ = 8 мм.

Толщина диска

мм.

5. КОНСТР

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: