1 Кинематический расчет прибора 1 Подбор электродвигателя

Название	1 Кинематический расчет прибора 1 Подбор электродвигателя
Дата	12.12.2022
Размер	3.17 Mb.
Формат файла
Имя файла	Raschet-privoda-s-tsilindricheskim-reduktorom.docx
Тип	Литература #841046
страница	3 из 5

1 2 3 4 5

3.2. Расчет параметров зубчатой передачи

Рис. 3 Геометрия зубчатого эвольвентного зацепления

Вращающий момент на выходном валу зубчатой передачи (редуктора) T₂=774,2 Н*м, передаточное отношение i=i_ред=3,55.

Принимаем коэффициент симметричности расположения колес отно-

сительно опор по таблице 3.1: K_Hb = 1,15.

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем:

b

_ba = a_w = 0,4

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости актив-

ных поверхностей зубьев найдем по формуле (где для прямозубых колес К_a = = 49,5, передаточное число зубчатой передачи (редуктора) u_ред = 3,55; T₂ = 774,2 Н*м - момент на колесе):

aw = Ka · (u_ред

= 49,5 · (3,55 + 1) ·

=

177,8 мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 будет:

a_w = 180 мм.

Модуль зацепления берем по следующей рекомендации:

m_n= (0.01...0.02) · a_w мм, для нас: m = 1,8...3,6 мм 2,7 мм, принима-

ем по ГОСТ 9563-60: m = 2,75 мм.

Суммарное число зубьев:

= 131 зубьев

Рассчитаем числа зубьев шестерни и колеса:

принимаем

шестерни

колеса

Проверяем передаточное число:

Погрешность

Проверяем межосевое расстояние a_w:

Находим основные размеры шестерни и колеса:

Делительные ( начальные ) диаметры:

Межосевое расстояние:

180,125 мм

= 180 мм – верно.

Уточненное значение угла наклона зубьев:

Диаметры вершин зубьев:

+ 2

= 79,75 + 2*2,75 = 85,25 мм;

+ 2

= 280,5 + 2*2,75 = 286 мм.

Диаметры впадин зубьев:

- 2

= 79,75 – 2,4*2,75 = 73,15 мм;

- 2

= 280,5 – 2,4*2,75 = 273,9 мм.

Ширина колеса:

= 0,4*180 = 72 мм

Ширина шестерни:

+ 5 мм = 72 + 5 мм = 77 мм

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колеса:

= 4,04 м/с

Так как

= 4,04 м/с 5 м/с, то следует назначать 8-ю степень точ-

ности по ГОСТ 1643-81.

3.3. Проверочный расчет по контактным напряжениям

Уточняем коэффициент нагрузки (для прямозубых колес коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями

; коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по ширине венца

выбираем по таблице 3.5, III при _bd

; динамический коэффициент K_Hv=1,05 выбираем по таблице 3.6),

тогда[1,с.39-40]:

= 1*1,038*1,05 = 1,09

Вычислим контактное напряжение:

509,7 МПа

Проверку контактных напряжений проводим по условию прочности:

Условие прочности по контактным напряжениям выполнено.

3.4. Проверка зубьев передачи на изгиб

Рассчитаем окружную силу, действующую в зацеплении:

Рассчитаем коэффициент нагрузки (по таблице 3.7 выбираем коэффициент концентрации нагрузки KF

= 1,097, по таблице 3.8 выбираем коэффициент динамичности KFv=1,25)[1,с.43]:

KF = KF

· KFv = 1,097 · 1,25 = 1,371

Определим коэффициент, учитывающий форму зуба по ГОСТ 21354-

75:

для шестерни при z₁ = 29 зубьев, Y_F1 =3,82; - для колеса при z₂ =102 зубьев, Y_F2=3,60.

Вычислим допускаемые напряжения (где

– предел выносливости, соответствующий базовому числу циклов):

По таблице 3.9[1,с.44-45] для стали 40X, улучшение, при твердости

, получается

для шестерни
для колеса

По таблице 3.9[1,с.44-45] определим коэффициент безопасности:

Допускаемые напряжения:

для шестерни:

; для колеса:

.

Находим отношения

:

для шестерни:

для колеса:

Дальнейший расчет будем вести для колеса, для которой найденное отношение меньше.

Проверяем прочность зуба колеса:

_F

Проверяем прочность зуба шестерни:

_F

Условия прочности по напряжениям изгиба выполнено.

Полученные данные занесем в таблицу:

Таблица 3.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	HB1ср	_в		[_F]
Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	HB2ср	МПа (H/мм²⁾
Шестерня	40X	улучшение	270	610	530,4	278
Колесо	40X	улучшение	260	590	513	267,5

Таблица 3.2. Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм.

Проектировочный расчёт

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Межосевое расстояние a_w

180

Угол наклона зубьев ,

град

Модуль зацепления m

2,75

Диаметр делительной окружности:

шестерни d₁ колеса d₂

79,75

280,5

Ширина зубчатого венца:

шестерни b₁ колеса b₂

77

72

Числа зубьев:

Диаметр окружности вершин:

шестерни z₁ колеса z₂

29

102

шестерни d_a1 колеса d_a₂

85,25 286

Вид зубьев

прямозубая

передача

Диаметр окружности впадин:

шестерни d_f₁ колеса d_f₂

73,15

273,9

Проверочные расчёты
Параметр		Допускаемые значения	Расчётные значения	Примечание
Контактное напряжение _H2, МПа (H/мм²)		513	509,7	-
Напряжения изгиба, МПа (H/мм²)	_F1	278	136,5	-
Напряжения изгиба, МПа (H/мм²)	_F2	267,5	137,6	-

Расчет и проектирование валов редуктора

4.1. Расчет усилий в зацеплении. Нагрузки валов

Вращающий момент на входном(быстроходном) валу редуктора:

Н*м ; диаметр делительной окружности шестерни:

мм ; предварительное натяжение ремня

= 540 Н ; Угол обхвата малого шкива

= 162,5 ; вращающий момент на выходном (тихоходном) валу редуктора:

Н*м ; диаметр окружности впадин шестерни d_f1 73,15 мм ; ширина зубчатого венца шестерни b₁ 77 мм ; ширина зубчатого венца колеса b = 72 мм ; межосевое расстояние aw 180 мм ; диаметр окружности впадин колеса d_f2 273,9 мм ; частота вращения входного(быстроходного) вала

редуктора:

= 255,41 об/мин ; частота вращения

выходного(тихоходного) вала редуктора:

= 71,95 об/мин.

Рассчитаем окружную силу:

Н

Рассчитаем радиальную силу (где

= 0,364)

Рассчитаем консольные силы:

- от ременной передачи на входном валу редуктора:

= 1601,1 Н (при периодическом ре-

гулировании)

- от упругой муфты на выходном валу редуктора:

4.2. Предварительный расчет валов

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий (входной) вал редуктора( где

– допускаемое напряжение

на кручение):

Материал: сталь 40, (берем

МПа):

Принимаем из стандартного ряда диаметр d_в1= 42 мм.

Ведомый (выходной) вал редуктора( где

– допускаемое напряже-

ние на кручение):

Материал: сталь 40,

(берем

МПа):

Принимаем из стандартного ряда диаметр d_в2= 60 мм.

4.3. Конструктивные размеры валов

Диаметры и длины участков валов назначаем по рекомендациям:

Ведущий быстроходный вал (вал – шестерня):

Рис. 4 Схема ведущего быстроходного вала (вал-шестерня)

Диаметры ступеней вала (где – высота буртика; координаты фас-

ки подшипника. Все значения определяем в зависимости от диаметра ступени

(берем из справочной литературы) [2,с.108-109,табл.7.1]:

– под элемент открытой передачи или полумуфту;

под уплотнение крышки с от-

верстием и подшипник, округляем из стандартного ряда диаметр

под шестерню.

Длины ступеней вала (где

– зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса;

– ширина мазеудерживающего кольца;

– толщина стенки корпуса и крышки редуктора):

выбираем из стан-

дартного ряда l₁= 62 мм – под ведомый шкив ременной передачи;

Размер l₃определяем по предварительной компоновке редуктора (здесь

во всех случаях

принимаем

(принимаем

10 мм)):

Округляем из стандартного ряда длину

120 мм.

(см. подбор подшип-

ников в п. 4.5).

Ведомый (тихоходный) вал (вал колеса) (см. чертеж ведомого вала):

Рис. 5 Схема ведомого (тихоходного) вала (вал колеса)

Диаметры ступеней вала (где – высота буртика; координаты фас-

ки подшипника. Все значения определяем в зависимости от диаметра ступени

(берем из справочной литературы) [2,с.108-109,табл.7.1]:

– под элемент открытой передачи или полумуфту;

под уплотнение крышки с отвер-

стием и подшипник, округляем из стандартного ряда диаметр

под колесо.

Длины ступеней вала (где

– зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса;

– ширина мазеудерживающего кольца;

– толщина стенки корпуса и крышки редуктора):

выбираем из стан-

дартного ряда l₁= 85 мм – под полумуфту;

, выбираем из стандартного ряда l₂

= 85 мм;

Размер l₃определяем по предварительной компоновке редуктора (здесь

во всех случаях

принимаем

(принимаем

10 мм)):

Округляем из стандартного ряда длину

120 мм.

(см. подбор подшип-

ников в п.4.5).

4.4. Определение реакций опор валов

Ведущий вал:

Рис. 6 Схема реакций опор в ведущем вале

Размеры на расчетной схеме ведущего вала находим по найденным в п. 4.3 (ведущий вал):

В плоскости xy действует только окружная сила F_t, реакции опор:

Составляем уравнения равновесия в плоскости xz:

Суммарные реакции на опорах ведущего вала:

Ведомый вал:

Рис. 7 Схема реакций опор в ведомом вале

Размеры на расчетной схеме ведомого вала находим по найденным в п. 4.3 (ведомый вал):

Составляем уравнения равновесия в плоскости xy:

В плоскости xz действует только радиальная сила F_r, реакции опор:

Суммарные реакции на опорах ведомого вала:

4.5. Подбор подшипников

Рис. 8 Эскиз шарикового радиального однорядного подшипника

Согласно таблице приложения П3 выбираем подшипники[1,с. 392-

395]:

Подшипник 310 ГОСТ 8338-75 для быстроходного вала и подшипник 314 ГОСТ 8338-75 для тихоходного вала.

Характеристики подшипников:

Условное обозначение	d, мм	D, мм	B, мм	r, мм	Грузоподъемность, кН
Условное обозначение	d, мм	D, мм	B, мм	r, мм	Динамическая C	Статическая C₀
310	50	110	27	3	65,8	36
314	70	150	35	3,5	104	63

4.6. Проверка долговечности подшипников

Проверяем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 310 средней серии со следующими параметрами:

d = 50 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 110 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 65,8 кН - динамическая грузоподъёмность; Co = 36 кН - статическая грузоподъёмность.

Рис. 9 Эскиз шарикового радиального однорядного подшипника

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее

нагруженной опоре B,

Осевая сила, действующая на вал: Fa = 0 Н.

Вычислим эквивалентную нагрузку (где - Fr = 3534 Н - радиальная

нагрузка на подшипник; X=1 - коэффициент радиальной нагрузки; Y – коэффициент осевой нагрузки; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,4 (см. табл. 9.19); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20))[1,с.214]: Pэ = (Х · V · Fr + Y · Fa) · Кб · Кт = (1·1·3534 + 0) ·1,4·1 = 4947,6 Н Вычислим номинальную долговечность (ресурс), млн. об.:

L =

млн. об.

Вычислим номинальную долговечность в часах (где

об/мин - частота вращения входного (быстроходного) вала редуктора):

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность под-

шипника), установленных ГОСТ 16162-85.

Проверяем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 314 средней серии со следующими параметрами:

d = 70 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 150 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 104 кН - динамическая грузоподъёмность; Co = 63 кН - статическая грузоподъёмность.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее

нагруженной опоре C,

Осевая сила, действующая на вал: Fa = 0 Н.

Вычислим эквивалентную нагрузку (где - Fr = 5555,5 Н - радиальная

нагрузка на подшипник; X=1 - коэффициент радиальной нагрузки; Y – коэффициент осевой нагрузки; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,4 (см. табл. 9.19); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20))[1,с.214]: Pэ = (Х · V · Fr + Y · Fa) · Кб · Кт = (1·1·5555,5 + 0) ·1,4·1 = 7777,7 Н

Вычислим номинальную долговечность (ресурс), млн. об.:

L =

млн. об.

Вычислим номинальную долговечность в часах (где

= 71,95

об/мин - частота вращения выходного (тихоходного) вала редуктора):

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность под-

шипника), установленных ГОСТ 16162-85.

Компоновка редуктора. Конструирование деталей редуктора

5.1. Первый этап компоновки редуктора

Первый этап компоновки редуктора устанавливает положение зубчатых колес относительно опор (подшипников), уточняет положение подшипников на валах передачи. Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке. Чертеж выполняем на миллиметровой бумаге формата A2 карандашом в контурных линиях в масштабе 1:1 (см. предварительную компоновку редуктора на полученном чертеже).

Данные для построения: межосевое расстояние aw 180 мм ; ширина зубчатого венца шестерни b1 77 мм ; ширина зубчатого венца колеса b2 72 мм ; диаметр окружности вершин шестерни da1 85,25 мм ; диаметр окружности вершин колеса da2 286 мм ;

– зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса