РАСЧЕТ ДМ.. Содержание стр Выбор электродвигателя и кинематический расчет расчет и конструирование

Название	Содержание стр Выбор электродвигателя и кинематический расчет расчет и конструирование
Дата	16.10.2018
Размер	0.6 Mb.
Формат файла
Имя файла	РАСЧЕТ ДМ..docx
Тип	Пояснительная записка #53550
страница	1 из 3

1 2 3

Содержание стр

Выбор электродвигателя и кинематический расчет

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ

2. Расчет зубчатых колес редуктора.

3. Предварительный расчет валов редуктора.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса.Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Пояснительная записка

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

6. Расчет параметров цепной передачи.

7. Расчет плоскоременной передачи.

8. Первый этап компоновки редуктора.

9. Проверка долговечности подшипников.

10. Уточненный расчет валов

Литература

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Пояснительная записка

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

По табл. 1.1 примем:

КПД пары конических зубчатых колес

=0,97;

Коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения,

= 0,99;

КПД открытой цепной передачи

= 0,92; коэффициент, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана,

= 0,99.

Общий КПД привода

0,97 *0,99²*0,92*0,99 = 0,869.

Мощность на валу барабана.

Требуемая мощность электродвигателя

кВт.

Угловая скорость барабана

Частота вращения барабан

об/мин.

По требуемой мощности Р_тр = = 9,205кВт выбираем электродвигатель: трехфазный короткозамкнутый серии 4А закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1000 об/мин с параметрами Р_дв = 11,0 кВт и скольжением 2,7% (ГОСТ 19523 — 81).
Номинальная частота вращения

Общее передаточное отношение привода

Частные передаточные числа можно принять для редуктора

по ГОСТ 12289-76 «_р = 3,15; тогда для цепной перидачи

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

5
Пояснительная записка

Принимаем:

Вал В	об/мин	рад/с
Вал С	об/мин = об/мин	рад/с =рад/с
Вал А	об/мин.	рад/с

Вращающие моменты:

на валу шестерни

на валу колеса

2. Расчет зубчатых колес редуктора.

Методику расчета, формулы и значения коэффициентов см. §3.4.

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой (полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 120 мм).
По табл. 3.3 принимаем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270; для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 245.

Допускаемые контактные напряжения.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

6
Пояснительная записка

Здесь принято для колеса о_НПтЬ = 2НВ + 70 = = 2-245 + 70 = 560 МПа.

При длительной эксплуатации коэффициент долговечности K_HL= 1.

Коэффициент безопасности примем [$_я] = 1Д5.

Коэффициент K_H$ при консольном расположении шестерни.

Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию \|/_{6я = 0,285 (рекомендация ГОСТ 12289 — 76).

Внешний делительный диаметр колеса [по формуле (3.29)]

в этой формуле для прямозубых передач K_d= 99; передаточное число и = и_р = 3,15

Принимаем по ГОСТ 12289 — 76 ближайшее стандартное значение d_e₂ = 350 мм (см. с. 49).

Примем число зубьев шестерни: = 25.

Число зубьев колеса

= = 25 *4 =100

Примем z₂ = 100. Тогда

Отклонение от заданного %, что меньше установленных

ГОСТ 12289-76 3%.

Внешний окружной модуль

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

7
Пояснительная записка

(округлять т_е до стандартного значения для конических колес не обязательно). Уточняем значение

d_e₂ = m_ez₂ = 4.5*100= 316 мм.
Отклонение от стандартного значения составляет 316-315100 = 0,32 %, что допустимо, так как менее допускаемых 2%.

Углы делительных конусов

Внешнее конусное расстояние R_e и длина зуба b:

R_e = 0,5т_е =0.5*4.5 =231.92=232мм

Принимаем b = 67 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни

d_e₁

Средний делительный диаметр шестерни

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)

Средний окружной модуль

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

8
Пояснительная записка

Средняя окружная скорость колес

м/с

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

По табл. 3.5 при консольном расположении колес и твердости НВ < 350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, К_н$ = 1,23.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, K_HoL = 1,0 (см. табл. 3.4).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при v < 5 м/с K_Hv — 1,05 (см. табл. 3.6).

Таким образом, К_н = 1.33*1*1.05=1.4

Проверяем контактное напряжение по формуле

Силы в зацеплении:

радиальная для шестерни, равная осевой для колеса

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

9
Пояснительная записка

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба [см. формулу (3.31)

Коэффициен нагрузки:

По табл. 3.7 при \|/_м = 0,56, консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости НВ < 350 значения K_F$ = 1,38.

По табл. 3.8 при твердости НВ < 350, скорости v = 4,35 м/с и 7-й степени точности K_Fv = 1,45 (значение взято для 8-й степени точности в соответствии с указанием на с. 53).

Итак, K_F =1.62*1.45=2.35
- коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни:

для колеса:
При этом = 3,88 и = 3,60 (см. с. 42). Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

По табл. 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости НЁ < 350 1,8 НВ.

Для шестерни = 1,8*270 = 490 МПа; для колеса a£_HmW ⁼ 1,8-245 = 440 МПа. Коэффициент запаса прочности для поковок и штамповок [S_F]" = 1. Таким образом, [S_F] = 1,75 • 1 = 1,75.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

10
Пояснительная записка

для шестерни

для колеса

Для шестерни отношение

для колеса

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

Проверяем зуб колеса:

3. Предварительный расчет валов редуктора.

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

Ведущего Т_к1 = Т₁ = 180,78* 10³ Н*мм;

Ведомого Т_к2 = Т_к1и = 723,12*10³ Н*мм

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

11
Пояснительная записка

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении

Чтобы ведущий вал редуктора можно было соединить с помощью МУВП с валом электродвигателя d_m = 48 мм, принимаем d_B₁ = 40 мм.

Диаметр под подшипниками примем d_n₁ = 45 мм;

диаметр под шестерней 4_К1 = 35 мм.

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала определяем при меньшем = 20 МПа, чем учитываем влияние изгиба от натяжения цепи:

1 2 3}