Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 62
Исходные
данные Мощность
на выходном
валу P= 5 кВт Частота
вращения вала
рабочей машины
n= 30 об/мин Срок
службы привода
Lг =
2 лет. Допускаемое
отклонение
скорости =
4 % Продолжительность
смены tс=
8 часов. Количество
смен LС=
2 ВЫБОР
ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ
РАСЧЁТ ПРИВОДА. 1.
Определение
мощности и
частоты вращения
двигателя. Мощность
на валу рабочей
машины Ррм=
5,0 кВт. Определим
общий КПД привода:
=зп*оп*м*2пк*пс
По
табл. 2.2 [1] принимаем
следующие
значения КПД
механических
передач. КПД
закрытой передачи
зп=
0,97 КПД
первой открытой
передачи оп1=
0,965 КПД
второй открытой
передачи оп2=
0,955 КПД
муфты м=
0,98 КПД
подшипников
качения пк=
0,995 КПД
подшипников
скольжения
пс=
0,99 определим
общий КПД привода
=з*оп1*пк2*оп2*пс=,97*0,965*0,9552*0,995*0,99=
0,876 Определим
требуемую
мощность двигателя
Рдв
=Ррм/=
5/0,876=5,708
кВт. Выбираем
по табл. К9 [1] номинальную
мощность двигателя
Рном=
7,5 кВт. Выбираем
электродвигатель
с синхронной
частотой вращения
750, 1000, 1500, 3000 Тип
двигателя 4AM132M6УЗ 4AM132S4УЗ 4AM112M2УЗ Номинальн.
частота Диаметр
вала 2.
Определение
передаточного
числа привода
и его ступеней. Определим
частоту вращения
приводного
вала рабочей
машины
nрм=60*1000
v/(D)=
60*1000
970/(38)=30,0
об/мин. Передаточное
число привода
u=nном/
nрм=
24,33
32,33 48,50 96,67 Принимаем
пределы передаточных
чисел закрытой
передачи uзп:
6,3
60,0 Принимаем
пределы передаточных
чисел первой
открытой передачи
uоп1:
2,0
5,0 Принимаем
пределы передаточных
чисел второй
открытой передачи
uоп2:
2
7,1 Допустимые
пределы привода
ui:
25,2 2130 Исходя
из пределов
передаточных
чисел привода,
выбираем тип
двигателя:
4AM132M6УЗ с
номинальной
частотой вращения
nном=
970 мин-1
и
диаметром вала
dДВ=
38 мм. Передаточное
число привода
u= 32,33 Задаемся
передаточным
числом редуктора
uзп=
8 Задаемся
передаточным
числом первой
открытой передачи
uоп1=
2 Задаемся
передаточным
числом второй
открытой передачи
uоп2=
2 Фактическое
передаточное
число привода
uф
=uзп*uоп1*uоп2=
8*2*2=
32 Определим
максимальное
допускаемое
отклонение
частоты вращения
приводного
вала рабочей
машины nрм=nрм
/100=30*4/100=
1,2 об/мин. Определим
допускаемую
частоту вращения
приводного
вала рабочей
машины с учётом
отклонения
[nрм]=nрм±nрм=
30±1,2=28,8
31,2
(об/мин.) Определить
фактическую
частоту вращения
приводного
вала машины
nф=nном/uф=
970/32=
30,3 об/мин. 3.
Определение
силовых и
кинематических
параметров
привода. Мощность
двигателя Рдв
= 5,708 кВт. Мощность
на быстроходном
валу Рб=Рдв*оп1*пс=
5,708*0,965*0,99=
5,453 кВт. Мощность
на тихоходном
валу Рт=Pб*зп*пк=
5,453*0,97*0,955=5,263
кВт. Мощность
на валу рабочей
машины Ррм=Рт*оп2*пк=
5,263 *0,955*0,995
= 5,00 кВт. Частота
вращения вала
электродвигателя
nном=
970,00 об/мин. Частота
вращения
быстроходного
вала nб=nном/uоп1=
970/2=485,00
об/мин. Частота
вращения тихоходного
вала nт=nб/uзп=
485/8=60,63
об/мин. Частота
вращения вала
рабочей машины
nрм=nт/uоп2=
60,63/2=
30,315 об/мин. Угловая
скорость вала
электродвигателя
ном=*nном/30=*970/30=
101,58 рад/с. Угловая
скорость
быстроходного
вала б=ном/uоп1=101,58/2=
50,79 рад/с. Угловая
скорость тихоходного
вала т=п/uт=50,79/8=
6,35 рад/с. Угловая
скорость вала
рабочей машины
рм=т/uор2=
3,18 рад/с. Вращающий
момент на валу
электродвигателя
Тдв=Рдв/ном=
7500/101,58
=56,19 Н*м. Вращающий
момент на
быстроходном
валу Тб=Рб/б=
5,453/50,79=
107,36 Н*м. Вращающий
момент на тихоходном
валу Тт=Pт/т=
5,263/6,35=
828,82 Н*м. Вращающий
момент на валу
рабочей машины
Трм=Pрм/рм=
5000/3,18
= 1572,33 Н*м. ПРОЕКТНЫЙ
РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ
ПЕРЕДАЧИ. 1.
Выбор
материала Выбор
материала для
червяка.
Для
червяка выбираем
материал по
табл. 3.2 [1] сталь
40Х
Термообработка
- улучшение
Интервал
твёрдости 260
- 280 НВ Средняя
твёрдость: 270
НВ
Предел
прочности при
растяжении
В=
900 Н/мм2
Предел
прочности при
растяжении
Т=
750 Н/мм2
Для
червяка при
скорость скольжения
Vs=
4,3*2*uзп*3Т2/103
=
4,3*6,35*8*3828,82/103
=
2,052 м/с
по
табл.. 3.5 [1] принимаем
бронзу БрА10Ж4Н4
Предел
прочности при
растяжении
В=
650 Н/мм2
Предел
прочности при
растяжении
Т=
460 Н/мм2
Срок
службы привода:
Lh=365*Lг*tc*Lc
и из полученного
результата
вычитаем 25% на
простои. Lh=
10000
Число
циклов перемены
напряжений
за наработку
N=573**Lh=
2,91E+08
Число
циклов перемены
напряжений
соответствующие
пределу выносливости
рассчитываем
по табл. 3.3. [1] NH0=
6,80E+07
Определяем
коэффициент
долговечности
КHL=6NH0/N=66,80E+07/2,91E+08
= 0,32
Коэффициент,
учитывающий
износ материала
СV=
0,95
Определяем
коэффициент
долговечности
КFL=9106/N=
9106/2,91E+08
=
0,54,
По
табл. 3.5 [1] принимаем
2-ю группу материалов. Для
материала
червячного
колеса по табл.,
3.6 определяем:
Допускаемые
контактные
напряжения–
Значение
[]H
уменьшаем на
15% так как червяк
расположен
вне масляной
ванны.
при
2 Допускаемые
изгибные напряжения
–
при
2 2.
Проектный
расчет передачи.
Вращающий
момент на червяке
Т1=
107,36 Н*м
Вращающий
момент на колесе
Т2=
828,82 Н*м
Передаточное
число передачи
u= 8,00
При
6< uзп<14
выбираем число
витков червяка
z1=
4
определяем
число зубьев
червячного
колеса z2=z1*uзп=
4*8=32
Определяем
коэффициент
диаметра червяка
q=(0,212...0,25) z2=
6,784 8 мм. Принимаем
коэффициент
диаметра червяка
по ГОСТ 19672-74 q= 8,0
Определяем
межосевое
расстояние
аw=(z2/q+1)*3/(z2[]2H/q))2Т2*103*K=
=(32/8+1)*3/(32[]2H/8))2
Т2*103*K=
198,9 мм.
Принимаем
межосевое
расстояние
по ГОСТ 2185-66 аw=
200 мм.
Определяем
модуль зацепления
m=(1,5...1,7)*a/z2=(1,5...1,7)*
200/32 =10,00 мм.
Принимаем
модуль зацепления
по ГОСТ 9563-60 m= 10 мм.
Определяем
коэффициент
смещения инструмента
=(aw/m)-0,5*(q+z2)=
(200/10)-0,5*(8+32)=
0,000
Определяем
фактическое
межосевое
расстояние
аw=0,5*m*(q+z2+2)=
0,5*10*(8+32+2*0)
=200 мм.
для
червяка:
Делительный
диаметр d1=q*m=
8*10=80
мм.
Начальный
диаметр
dw1=m*(q+2)=10*(8+2*0)=
80 мм.
Диаметр
вершин витков
dа1=d1+2m=80+2*10
= 100 мм.
Диаметр
впадин витков
df1=d1-2,4*m=80-2,4*10=
56 мм.
Делительный
угол подъёма
линии витков
=arctn(z1/q)=
arctn(4/8)=
26,56505 °
При
0
Коэффициент
C= 0,00
длина
нарезной части
червяка
b1=(10+5,5*+z1)+C=(10+5,5*+4)+0
= 140,00 мм.
для
червячного
колеса:
Делительный
диаметр d2=mz2=
10*32=
320 мм.
Диаметр
вершин зубьев
dа2=d2+2m(1+)=
320+2*10(1+0)=
340 мм.
Диаметр
впадин зубьев
df2=d2-2m(1,2-)=
320-2*10(1,2-0)=296
мм.
Наибольший
диаметр колеса
dam2
da2+6m/(z1+2)=
340+6*10/(4+2)=350
мм.
Ширина
венца при z1=4,
b2=0,315*aw=0,315*200=
63 мм.
Принимаем
b2=
63 мм.
Радиусы
закругления
зубьев:
Радиус
закругления
вершин зубьев
Ra=0,5d1-m=0,5*80-10
= 30 мм.
Радиус
закругления
впадин зубьев
Rf=0,5d1+1,2*m=0,5*80+1,2*10=
52 мм.
Условный
угол обхвата
червяка венцом
колеса 2:
Sin=b2/(da1-0,5*m)
=63/(100-0,5*10)=
0,6632
Тогда
2=
83,09 °
4.
Проверочный
расчет.
4.1.
Угол трения
определяем
в зависимости
от фактической
скорости скольжения
Vs=uф*2*d1/(2cos(*
103)
=32*6,35*38
/(2cos(*
103)=
2,272 м/с ,
где
uф
- фактическое
передаточное
число привода, 2
–
угловая скорость
тихоходного
вала, d1
–
делительный
диаметр для
червяка, –
делительный
угол подъема
линии витков
червяка. Принимаем
по табл.4.9. [1] угол
трения =
2,5 °
Определяем
КПД червячной
передачи
h=tg(g)/tg(g-j)= 0,90
окружная
скорость колеса
V2=2*d2/(2*103)
=,*320/(2*103)
= 1,016 м/с
4.2.
Проверяем
контактные
напряжения
зубьев
Окружная
сила на колесе
Ft2=2*Т2*103/d2=2*828,82*103/320=
5180,125 H, где
Т2 –
вращающий
момент на червячном
колесе, d2
–
делительный
диаметр для
червячного
колеса. При
V2<3м/с принимаем
коэффициент
нагрузки К= 1
Тогда
контактные
напряжения
зубьев H=340*Ft2*K/(d1*d2)
=340*5180,125*1/(80*320)
= 152,943
Н/мм2,
отклонение
от
допускаемой
составляет
9,44 %.
Условие
H<[]H
выполняется
4.3.
Проверяем
напряжения
изгиба зубьев.
Эквивалентное
число зубьев
колеса zv2=z2/cos3=320/cos3=
44,721
Выбираем
по табл. 4.10. [1] коэффициент
формы зуба YF2=
1,55
Тогда
напряжения
изгиба зубьев
F=
8,921 Н/мм2
Условие
F<[F]
выполняется
4.4
Силы в зацеплении
передачи.
Окружная:
Ft1=2T1*1000/d1=2*107,36*1000/80=
2684,000 H
Ft2=2T2*1000/d2=2*828,82*1000/320=
5180,125 H
Радиальная:
Fr1=Fr2=Ft2*tg=
5180,125 *
tg
=1885,411
H
Осевая:
Fa1=Ft2=
5180,125 H
Fa2=Ft1=
2684,000 H
1.
Выбор материала
Принимаем
для обоих валов
сталь 40Х
Термообработка
- улучшение
Механические
характеристики
материала
принимаем по
табл. 3.2. [1]:
Твёрдость
заготовки- 270
НВ.
Предел
на растяжение
B=
900 Н/мм2
Предел
текучести Т=
750 Н/мм2
2.
Выбор допускаемых
напряжений
на кручение.
Так
как расчёт
валов выполняем
как при чистом
кручении , т.е.
не учитываем
напряжений
изгиба, то
допускаемые
напряжения
на кручение
принимаем
заниженными:
Для
быстроходного
вала [k]=
10 Н/мм2
Для
тихоходного
вала [k]=
20 Н/мм2
3.
Определения
геометрических
параметров
ступеней валов.
Быстроходный
вал :
диаметр
консольного
участка вала
d1=3Т1*103/(0,2*[]к)
=3107,36*103/(0,2*10)=
37,72 мм, где []к
- допускаемое
напряжение
на кручение
для быстроходного
вала. Принимаем
d1=
38 мм.
длина
консольного
участка вала
l1=1,2*d1=1,2*37,72
= 45,60 мм.
Принимаем
по ряду Ra40 l1=
45 мм.
Принимаем
высоту буртика
t= 2,5 мм.
диаметр
под уплотнение
крышки и подшипник
d2=d1+2t=38+2*2,5
= 43,00 мм.
Принимаем
по ряду Ra40 d2=
45 мм.
Длина
вала под уплотнение
крышки и подшипник
l2=1,5d2=
1,5*43=67,5
мм.
Принимаем
по ряду Ra40 l2=
67 мм.
Принимаем
координаты
фаски подшипника
r= 3 мм.
диаметр
под червяк
d3=d2+3,2r=
45+3,2*3=
54,60 мм.
Принимаем
по ряду Ra40 d3=
56 мм.
длина вала
под червяк
принимается
графически
l3=
280
мм.
диаметр
под подшипник
d4=d2=
45 мм.
длина вала
под подшипник
l4=
25 мм.
Тихоходный
вал:
диаметр
консольного
участка вала
d1=3Т1*103/(0,2*[]к)
=3107,36*103/(0,2*20)=
59,17 мм, где
[]к
- допускаемое
напряжение
на кручение
для
тихоходного
вала. Принимаем
по ряду Ra40 d1=
60 мм.
длина
консольного
участка вала
l1=1,2*d1=1,2*60=
72,00 мм.
Принимаем
по ряду Ra40 l1=
71 мм.
Принимаем
высоту буртика
t= 3 мм.
диаметр
под уплотнение
крышки и подшипник
d2=d1+2t=60+2*3
= 65,17 мм.
Принимаем
по ряду Ra40 d2=
65 мм.
длина вала
под уплотнение
крышки и подшипник
l2=1,25d2=1,25*65,17=
81,25 мм.
Принимаем
по ряду Ra40 l2=
80 мм.
Принимаем
координаты
фаски подшипника
r= 3,5 мм.
диаметр
под червячное
колесо d3=d2+3,2r=65+3,2*3=76,20
мм.
Принимаем
по ряду Ra40 d3=
75 мм.
длина вала
под червячное
колесо принимается
графически
l3=
120 мм.
диаметр
под подшипник
d4=d2=
65 мм.
длина
вала под подшипник
l4=
18 мм.
РАСЧЕТ
ПЛОСКОРЕМЕННОЙ
ПЕРЕДАЧИ. 1.
Проектный
расчет. Задаемся
расчетным
диаметром
ведущего шкива
d1=6
3
Т1=
6 3
107,36=229,811
мм.
Принимаем
из стандартного
ряда расчетный
диаметр ведущего
шкива d1=
224 мм.
Принимаем
коэффициент
скольжения
=
0,01
Передаточное
число передачи
u= 2,00
Определяем
диаметр ведомого
шкива d2=ud1(1-)=2*229,811
(1-0,01)=
443,52 мм.
По
ГОСТу из табл.
К40 [1] принимаем
диаметр ведомого
шкива d2=
450,00 мм.
Определяем
фактическое
передаточное
число uф=d2/(d1(1-))=
450/(224(1-0,01))=1,98
Проверяем
отклонение
u
от заданного
u: u=|uф-u|
/u *100%=
|1,98-2|
/2
*100%
=1,00 % <3%
Определяем
ориентировочное
межосевое
расстояние
а=2(d1+d2)
=2(230+443)=
1350,00 мм.
Определяем
расчетную длину
ремня l=2a+(d2+d1)/2+(d2-d1)2/(4a)
=
2*1350+(450+230)/2+(450-230)2/(4*1350)
= 3768,18 мм.
Базовая
длина ремня
l= 4000,00 мм.
Уточняем
значение межосевое
расстояние
по стандартной
длине
а={2l-(d2+d1)+[2l-(d2+d1)]2-8(d2-d1)2}/8={2l-(450+230)+[2*3768-(450+230)]2-8(450-230)2}/8=
1461,93 мм. 170,00
Определяем
угол обхвата
ремнем ведущего
шкива 1=180°-57°*(d2-d1)/a=
171,19 ° >150°
Определяем
скорость ремня
v=d1n1/(60*103)
= *230*485/(60*103)
= 11,67 м/с. <35 м/с.
Определяем
частоту пробегов
ремня U=v/l= 12/3768= 2,918 c-1
< 15 c-1
Определяем
допускаемую
мощность,
передаваемую
ремнем.
Поправочные
коэффициенты:
коэффициент
длительности
работы Cp=
0,90
коэффициент
угла обхвата
C=
0,97
коэффициент
влияния отношения
расчетной
длинны к базовой
Cl=
1,00
коэффициент
угла наклона
линии центров
шкивов к горизонту
C=
1,00
коэффициент
влияния диаметра
меньшего шкива
Cd=
1,20
коэффициент
влияния натяжения
от центробежной
силы Cv=
1,00
Допускаемая
приведенная
мощность выбираем
по табл. 5.5. [1] [P0]=
2,579 КВт.
Тогда
[Pп]=[P0]CpCClCCdCv=2,579
* 0,9*0,97*1*1*1,2*1
= 2,70 КВт.
Определим
окружную силу,
передаваемую
ремнем Ft=Рном/v=7,5/11,67
= 642,67 H.
По
табл. 5.1. [1] интерполируя,
принимаем
толщину ремня
=
5,55 мм.
Определим
ширину ремня
b= Ft/=642,67/4=
116 мм.
По
стандартному
ряду принимаем
b= 100 мм.
По
стандартному
ряду принимаем
ширину шкива
B= 112 мм.
Определим
площадь поперечного
сечения ремня
А=b=100*4=
555 мм2.
По
табл. 5.1. [1] интерполируя
принимаем
предварительное
напряжение
=
2 H/мм2.
Определим
силу предварительного
натяжения ремня
F0=A0=555*2=
1110 Н.
Определяем
силы натяжения
ветвей :
F1=F0+Ft/2=1110+643/2=
1431,34 H.
Определим
силу давления
ремня на вал
Fоп=2F0sin(1/2)
=2*1110*sin(20/2)=
2213,44 Н, где
1
– угол обхвата
ремнем ведущего
шкива. 2.
Проверочный
расчет. Проверяем
прочность
ремня по максимальным
напряжениям
в сечении ведущей
ветви:
Находим
напряжение
растяжения:
s1=F0/A+Ft/2A=
1110/555+643
/2*555=
2,58 Н/мм2.
Находим
напряжение
изгиба:и=Еи/d1=90*4/320=
2,23 Н/мм2,
где
модуль продольной
упругости Еи=
90,00 Н/мм2.
Находим
напряжение
от центробежных
сил:v=v2*10-6=*11,672*10-6=
0,15 Н/мм2, где
плотность
материала
ремня=
1100,00 кг/м3.
Допускаемое
напряжение
растяжения:[]р=
8,00 Н/мм2, Прочность
одного ремня
по максимальным
напряжениям
max=1+и+v=5,58++0,15=4,96
Н/мм2.
<[]р
, где
1
–
напряжение
растяжения. ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ
ПЕРЕДАЧИ. 1.
Выбор материала. 1.1. Для
шестерни.
Выбираем
материал сталь
45
Термообработка:
нормализация
Твёрдость:
170 217 HB Принимаем
твёрдость 193,5
HB
В=
600 Н/мм2.
Т=
340 Н/мм2.
1.2. Для
колеса.
Выбираем
материал сталь
45
Термообработка:
нормализация
Твёрдость:
170 217 НВ Принимаем
твёрдость 193,5
НВ
В=
600 Н/мм2.
Т=
340 Н/мм2.
2. Срок
службы привода. Срок
службы привода
Lh=
10000 часов.
Число
зацеплений
зуба за 1 оборот
с= 1
Число
циклов перемены
напряжений
за наработку
для шестерни
N=60*c*n*Lh=60*1*485*10000
= 291026700
Число
циклов перемены
напряжений
за наработку
для колеса
N=60*c*n*Lh=60
*
1
*
485
*
10000
=36385500
Число
циклов перемены
напряжений
принимаем по
табл. 3.3. [1] NH0=
16500000
3.
Расчет допустимых
контактных
и изгибных
напряжений. 3.1. Для
шестерни.
Определяем
коэффициент
долговечности
КHL=6NH0/N=616500000
/36385500 = 1
Определяем
коэффициент
долговечности
КFL=6
4*106/N=6
4*106/36385500
= 1
Принимаем
коэффициент
безопасности
[S]H=
1,1
Предел
выносливости
H0=1,8
НВ+67= 415,3 Н/мм2.
Допускаемые
контактные
напряжения
[]H1
=H0*KHL=415,3*1
= 377,545 Н/мм2.
Предел
выносливости
зубьев по напряжениям
изгиба выбираем
F0=
199,305 Н/мм2.
Допускаемые
изгибные напряжения
[]F1=КFL*H0=1*199,305=
199,305 Н/мм2.
3.2. Для
колеса.
Определяем
коэффициент
долговечности
КHL=6NH0/N=616500000
/36385500 = 1
Определяем
коэффициент
долговечности
КFL=6
4*106/N=6
4*106/36385500
= 1
Принимаем
коэффициент
безопасности
[S]H=
1,1
Предел
выносливости
H0=1,8НВ+67=
415,3 Н/мм2.
Допускаемые
контактные
напряжения
[]H1
=H0*KHL=377,545*1
= 377,545 Н/мм2.
Предел
выносливости
зубьев по напряжениям
изгиба выбираем
F0=
175,1 Н/мм2.
Допускаемые
изгибные напряжения
[]F1=1*175,1=
175,1 Н/мм2.
Так
как НВ1ср-НВ2ср=20...50,
то дальнейший
расчёт ведём
по меньшему
значению []H=
377,545 Н/мм2.
Расчёт
введем по меньшему
значению []F.
Принимаем
[]F=
175,1 Н/мм2.
Проектный
расчет.
Вращающий
момент на шестерне
Т1=
828,82 Н*м.
Вращающий
момент на колесе
Т2=
1572,33 Н*м.
Передаточное
число ступени
u= 2,0
Вспомогательный
коэффициент
Ка=
49,5
Коэффициент
ширины венца
a=b2/aw=63
/315
= 0,25
Коэффициент
неравномерности
нагрузки по
длине зуба, Для
прирабатывающихся
зубьев КH=
1
Определяем
межосевое
расстояние
аw=Ka(u+1)3
Т2*103*КH/(au2[]2H)
=49,5(2+1)3
Т2*103*1572,33
/(0,25*22*377,5452)
= 330,57 мм.
Принимаем
по ГОСТ 6636-69 аw=
315 мм.
Вспомогательный
коэффициент
Кm=
6,8 мм.
Делительный
диаметр колеса
d2=2*315*2/(2+1)=
420,0 мм.
Ширина
венца колеса
b2=0,25*315=
78,75 мм.
Принимаем
из ряда Ra40 ширину
венца колеса
b2=
80 мм.
Определяем
модуль зацепления
m=2КmT2*103/(d2b2[]F)
=2*6,8*829*103/(45*80*[]F
)=
3,635 мм.
Принимаем
модуль зацепления
m= 3,5 мм.
Определяем
суммарное число
зубьев шестерни
и колеса z=z1+z2
=
2aw/m
= 60+120
=
2*315/3,5
= 180
Определяем
число зубьев
шестерни z1=z/(1+u)
=180/(1+2)=
60
Определяем
число зубьев
колеса z2=z-z1=180-60=
120
Фактическое
передаточное
число uф=z2/z1=120/60=
2,000
Отклонение
от заданного
u=(|uф-u|/u)*100=
0,00 % <4%
Определяем
фактическое
межосевое
расстояние
аw=(z1+z2)m/2=(60+120)3,5/2=
315 мм.
Определяем
основные
геометрические
параметры
колеса:
делительный
диаметр d2=mz=3,5*120
= 420,0 мм.
диаметр
вершин зубьев
da2=d2+2m=420+2*3,5
= 427,0 мм.
диаметр
впадин зубьев
da2=d2-2,4m=420-2,4*3,5
= 411,6 мм.
ширина
венца b2=aaw=0,25*315
= 78,75 мм.
Принимаем
из ряда Ra40 ширину
венца колеса
b2=
80 мм.
Определяем
основные
геометрические
параметры
шестерни:
делительный
диаметр d1=mz1=3,5*60=
210,0 мм.
диаметр
вершин зубьев
da1=d1+2m=
210+2*3,5=
217,0 мм.
диаметр
впадин зубьев
da1=d1-2,4m=210-2,4*3,5
= 201,6 мм.
ширина
венца b1=b2+(2...4)=
80+(2...4)=
83 мм.
Принимаем
из ряда Ra40 ширину
венца шестерни
b1=
85 мм.
3.3
Проверочные
расчеты.
Проверяем
межосевое
расстояние
а=(d1+d2)/2=(210+420)/2=
315 мм.
Проверить
пригодность
заготовок
колёс.
Условие
пригодности
заготовок
колёс: DЗАГDПРЕД
и SЗАГSПРЕД
Диаметр
заготовки
шестерни DЗАГ=
da1+6=
217+6=
223,00 мм.
Размер
заготовки
колеса закрытой
передачи
SЗАГ=b2+4=437
+4= 431,00 мм.
При
не выполнении
неравенства
изменить материал
колёс или вид
термической
обработки.
Проверяем
контактные
напряжения
H
[1].
Вспомогательный
коэффициент
К = 310
Окружная
сила в зацеплении
Ft=2T2103/d2=2*829*1572*210*103/d2=
7487,286 Н.
Определяем
окружную скорость
v=2d2/(2*103)
=420/(2*103)=
1,33 м/с, где
2
–
угловая скорость
тихоходного
вала, d2
–
делительный
диаметр зубчатого
колеса. Выбираем
по табл. 4.2. [1] степень
точности передачи
равную 9
Коэффициент,
учитывающий
распределение
нагрузки между
зубьями колёс
КH=
1
Принимаем
по табл. 4.3. [1] КHv=
1,05
ТогдаH=(K/aw)
T2(uф+1)3
KHKHKHv/(u2
b2)
=(310/315)
829(32+1)3
1*1*1,05/(u2
b2)=
367,30 377,545
Условие
прочности
выполняется.
Недогруз передачи
в пределах
допустимой
нормы 2,71%
Проверка
напряжений
изгиба зубьев
.
Коэффициент,
учитывающий
распределение
нагрузки между
зубьями колёс
КF=
1
Коэффициент
динамической
нагрузки, по
табл. 4.3. [1] принимаем
КFv=
1,13
Коэффициенты
формы зуба.
Определяются
по табл. 4.7. [1] в
зависимости
от эквивалентного
числа зубьев.
Для
прямозубых
колёс:
шестерни
zv1=z1=
60,00
колеса
zv2=z2=
120,00
Коэффициент
формы зуба
шестерни YF1=
3,62
Коэффициент
формы зуба
колеса YF2=
3,6
Коэффициент
наклона зуба
Y=
1,00
Определяем
напряжения
изгиба зубьев
F=YF2*Y*KF*KF*KFv*Ft/(b2*m)
=3,6*1*1*1,05*1,13*7487/(79*3,5)=
108,78
Условие
прочности
выполняется:
F
[]F.
Недогруз составляет
37,88 %
Определим
силы в зацеплении.
Окружная:
Ft1=Ft2=2*T2*103/d2=2*828*103/420=
7487,286 H.
Радиальные
и осевые:
Fr1=Fr2=Ft2*tg/Cos=7487,286*tg20/Cos=
2725,149 H.
Fa1=Fa2=Ft1*Tg=7487,286*Tg=
0,000 H.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ
РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ
ПОДШИПНИКОВ. 1.
Силы в зацеплении
передачи из
проектного
расчета передачи.
Окружная:
Ft1=
2684,000 H
Ft2=
5180,125 H
Радиальная:
Fr1=Fr2=
1885,411 H
Осевая:
Fa1=Ft2=
5180,125 H
Fa2=Ft1=
2684,000 H
Усилие
от открытой
передачи:
На
быстроходном
валу Fоп1=
1431,340 H
На
тихоходном
валу Fоп2=
7967,803 H
Fx1
=Fоп*Cosq= 1431,340 H
Fx2=Ft=
7487,286 H
Fy1=Fоп*Sinq=
0,000 H
Fy2=Fr=
2725,149
Fz1= 0,000
H
Fz2=Fa=
0,000 H
Быстроходный
вал:
Из
проектного
расчета передачи
и из эскизной
компоновки
определяем
:
Делительный
диаметр червяка
d1=
0,088 м
расстояние
между опорами
lb=
0,305 м
расстояние
между точками
приложения
консольной
силы и смежной
опоры lоп=
0,077 м
Вертикальная
плоскость.
а)
определяем
опорные реакции:
M3=0RAY*0,305
+5180*0,088 /2-1185*0,305/2=0; RAY=(5180*0,088
/2-1185 * 0,305/2 ) / 0,305 = -263,345 H
RAY*lБ+Fa1*d1/2-Fr1*lБ/2=0;
RAY=(Fa1*d1/2-Fr1*lБ/2)/lБ=
-263,345 H
M1=0;
-RBY*lБ+Fa1*d1/2+Fr1*lБ/2=0;
RBY=(Fa1*d1/2+Fr1*lБ/2)/lБ=
1622,066 H
-RBY*0,305
+5180*0,088 /2-1185*0,305/2=0; RBY=(5180*0,088
/2-1185 * 0,305/2 ) / 0,305 = 1622,066 H Проверка:
Y=0;
RBY-Fr1-RAY=
0 H ;
1622,066 -1885-263,345= 0 H б)
строим эпюру
изгибающих
моментов относительно
оси X в характерных
сечениях 1..3:
Mx1=
0 H*м
Слева
Mx2=-RAY*lБ/2=
40,160 H*м
Справа
Mx2=RBY*lБ/2=
247,365 H*м
Mx3=
0 H*м
Горизонтальная
плоскость.
а)
определяем
опорные реакции:
M3=0;
-RAX*Б+Ft1*lБ/2+FM*lM=0;
RAX=(2684*0,305/2+FM*lM)/lБ=
1703,355 H
SM1=0;
-RBX*lБ-Ft1*lБ/2+Fоп1*(lБ+lM)=0;RBX=(-2684*0,305/2+Fоп1*(0,305+lоп1))/lБ=450,695H
Проверка:
Y=0;
RAX-Ft1-RAX+FM=
0 H
б)
строим эпюру
изгибающих
моментов относительно
оси Y в характерных
сечениях 1..4:
MY1=
0 H*м
MY2=-RAX*lБ/2=
-1703,355*0,305/2=-259,762
H*м
MY3=-Fоп*lоп=
-110,213 H*м
MY4=
0 H*м
Строим
эпюру крутящих
моментов
MK=MZ=Ft1*d1/2=2684*0,088/2=
107,360 H*м
Определяем
суммарные
радиальные
реакции :
RA=R2AX+R2AY
=17032+2632
= 1723,592 H
RB=16222+4502
= 1683,515 H
Определяем
суммарные
изгибающие
моменты в наиболее
нагруженных
сечениях:
M2=M2X2+M2Y2
=2602+402=
262,848 H*м
M3=MY3=
110,213 H*м
Тихоходный
вал.
Из
проектного
расчета передачи
и из эскизной
компоновки
определяем
:
Делительный
диаметр червячного
колеса d2=
0,32 м
расстояние
между опорами
lT=
0,138 м
расстояние
между точками
приложения
консольной
силы и смежной
опоры
lОП=
0,1065 м
Вертикальная
плоскость.
а)
определяем
опорные реакции:
M4=0;
-RCY*lT-FZ*dоп1/2-Fr2*lT/2+FY*(lОП+lТ)+Fa2*d2/2=0; RСY=(Fa2*d2/2-Fr2*lT/2+FY*(lОП+lT)-FZ*dоп1/2)/lT=(2684*0,32/2-5180*0,138/2+2725*
(0,077+0,138)-FZ*dоп1/2)/lT=
6997,4 H
M2=0;
-RDY*lT-FZ*dоп1/2+Fr2*lT/2+FY*lОП+Fa2*d2/2=0; RDY=(Fa2*d2/2+Fr2*lT/2+FY*lОП-FZ*dоп1/2)/lT=(2684*0,32/2-5180*0,138/2+2725*
(0,077+0,138)-FZ*dоп1/2)/lT
= 6157,7 H
Проверка:
Y=0;
RCY-FY-Fr2+RDY=
0 H ;
6997,4-2725-6157+1885=
0 H
Рис.1 Эпюра
моментов на
быстроходном
валу
Рис.2 Эпюра
моментов на
тихоходном
валу 290 425 -4,56 -152 -255 828 б)
строим эпюру
изгибающих
моментов относительно
оси X в характерных
сечениях 1..3:
Mx1=FZ*dоп1/2=0*dоп1/2=
0,000 H*м
Mx2=FY*lОП+FZ*dоп1/2=2725*
0,077+0*dоп1/2=
290,228 H*м
Справа
MX3=RDY*lT/2=6158*
0,138/2=
424,881 H*м
Слева
Mx3=FY(lОП+lT/2)-RCY*lT/2+FZ*dоп1/2=
2725(0,077+lT/2)-7000*0,138/2+0*dоп1/2=
-4,557 H*м
Mx4=
0 H*м
Горизонтальная
плоскость.
а)
определяем
опорные реакции:
M4=0;
RCX*lT+Ft2*lT/2-FX*(lОП+lT)=0;RCX=(-Ft2*lT/2+FX*(lОП+lT))/lT=(-5180*0,077/2+1431*(0,077+0,138))/
0,138=
-54,101 H
M2=0;
RDX*lT-Ft2*lT/2-FX*lОП=0;
RВX=(Ft2*lT/2+FX*lОП)/lT=(5180*0,138/2+1431
*0,077)/
0,138 =
3694,684 H
Проверка:
Y=0;
-RCX-Ft2+RDX+FX=
0 H ;-54,101
-5180+3694
+1431
= 0 H б)
строим эпюру
изгибающих
моментов относительно
оси Y в характерных
сечениях 1..4:
MY1=
0 H*м
MY2=-FX*lОП=
-152,438 H*м
MY3=-FX*(lОП+lT/2)+RCX*lT/2=-1431
*(0,077+0,138/2)+54
* 0,138/2=
-254,933 H*м
MY4=
0 H*м
строим
эпюру крутящих
моментов
MK=MZ=Ft2*d2/2=
5180*0,32
/2= 828,820 H*м
Определяем
суммарные
радиальные
реакции :
RC=R2CX+R2CY
=542+69972
= 6997,609 H
RD=R2DX+R2DY
=36942+61572
= 7181,083 H
Определяем
суммарные
изгибающие
моменты в наиболее
нагруженных
сечениях:
M2=M2X2+M2Y2
=2902+1522
= 327,826 H*м
M3=M2X3+M2Y3
=4252+2552
= 495,494 H*м
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ
ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ. Быстроходный
вал : Принимаем
радиально-упорные
шарикоподшипники,
средней серии,
тип 6309.
Схема
установки: в
распор.
Размеры:
Диаметр
внутреннего
кольца d= 45 мм.
Диаметр
наружного
кольца
D= 100 мм.
Ширина
подшипника
В= 25 мм.
Грузоподъёмность:
Сr=
50,5 кН.
С0r=
41 кН.
Тихоходный
вал: Принимаем
шарикоподшипники
осболегкой
серии, тип 113.
Схема
установки: с
фиксирующей
опорой.
Размеры:
Диаметр
внутреннего
кольца d= 65 мм.
Диаметр
наружного
кольца
D= 100 мм.
Ширина
подшипника
Т= 18 мм.
Грузоподъёмность:
Сr=
30,7 кН, С0r=
19,6 кН.
КОНСТРУКТИВНАЯ
КОМПОНОВКА
ПРИВОДА. Конструирование
редуктора. Модуль
зацепления
m= 10,00 мм.
1.
Конструирование
колеса цилиндрической
передачи.
Червячное
колесо в целях
экономии цветных
металлов с
венцом из бронзы.
Соединение
венца с чугунным
центром выполняем
бандажированием,
посадкой с
натягом Н7/s6.
Размеры
обода.
Делительный
диаметр d2=
320 мм.
Диаметр
наибольший
dам2=
340 мм.
Ширина
венца колеса
b= 63
Диаметр
наименьший
dв=0,9*d2-2,5*m=0,9*320-2,5*10
= 263,0 мм.
Толщина
венца S=2,2m+0,05b2=2,2*10+0,05*63=
25,15 мм.
Из
ряда Ra40 принимаем
S= 25 мм.
S0= 30
мм
h= 6,3
мм
t= 5,04
мм
При
наибольшем
диаметре колеса
менее 500 мм его
изготавливаем
цельным
Ширина
b2=
63 мм.
Размеры
ступицы.
Диаметр
внутренний
d=d3=
75 мм.
Диаметр
наружный dст=1,55d=
|