Определяем необходимую расчетную мощность на валу электродвигателя по формуле

; (1.1)

где η_общ – общий коэффициент полезного действия (КПД) привода;

η_общ = η_м·η _зак·η _отк·η _ц* = 0,98_*0,98_*0,94_*0,95_*0,99⁴ = 0,82,

где η_м = 0,98 – КПД упругой муфты;

η_з.п = 0,98 – КПД зубчатой закрытой передачи;

η_о.п = 0,94 – КПД зубчатой открытой передачи;

η_ц.п = 0,95 – КПД цепной передачи;

η_п = 0,99 – КПД пары подшипников качения.

Тогда



Определяем значения мощностей на валах. При наличии между электродвигателем и первой передачей привода муфты расчетное значение мощности первого вала привода

,

Мощность на втором валу привода определяется

,

где η_1-2 = – КПД от первого вала ко второму.

Мощность на третьем валу привода определяется

,

Мощность на четвертом валу привода определяется



1.2. Кинематический расчет привода

Определяем ориентировочное значение общего передаточного числа привода по формуле

, (1.2)

где , и т.д. – средние значения передаточных чисел передач привода, принимаемые по табл. 2.2 [1].



Определяем ориентировочное значение угловой скорости вала электродвигателя , с^-1,по формуле

---

.

Ориентировочное значение частоты вращения вала электродвигателя

(мин ^–1).

В табл. 2.3[1] с учетом ранее найденного значения расчетной мощности и принимаем стандартный электродвигатель 4А132М2 (N = 11 кВт, n = 2900 мин^-1).

Угловая скорость вала электродвигателя и первого вала привода равны между собой

,

Определяем фактическое общее передаточное число привода

. (1.3)

Производим разбивку U_общ по отдельным ступеням с определением фактических передаточных чисел всех передач с учетом следующих рекомендаций:

• 
  передаточное число передачи принимается близкое к среднему значению, но не должно быть меньше рекомендуемого в табл. 2.2[1];
  
• 
  передаточные числа зубчатых передач должны иметь дробные значения (для лучшей приработки зубьев);
  
• 
  в приводах, имеющих несколько зубчатых передач, тихоходные передачи должны иметь передаточное число на 20–40 % меньше быстроходной (для получения более компактного привода);
  
• 
  передаточное число конической передачи принимать не более U_кон=3,15.
  

(1.4)

Полученное по формуле (1.4) значение U_общ не должно отличаться от полученного значения по формуле (2.3) больше чем на 5%.

Определяем угловые скорости на валах и частоты вращения

= = 644 мин^-1;

= = 204 мин^-1;

---

= = 29,2 мин^-1.



1.3. Определение крутящих моментов на валах и их проверочный расчет

Крутящий момент на валах определяется по формуле









где Т – крутящий момент на валу, Н·м;

Р – мощность на валу, Вт;

ω – угловая скорость, с^-1.

Полученные значения крутящих моментов необходимо проверить по формуле





Отклонение не должно превышать 2–3%.

Результаты расчетов сводим в табл. 1.1.

Таблица 1.1

Сводная таблица результатов расчетов

Номер вала	Мощность Р, Вт	Угловая скорость ω, с-1	Частота вращения n, мин-1	Крутящий момент Т, Н·м
1	10500	303,5	2900	34,6
2	10187	67,4	644	151,1
3	9480	21,4	204	443,0
4	8916	3,06	29,2	2913,7

---

2. Выбор конструкции и проверочный расчет валов

Конструкция валов в основном определяется деталями, которые на них размещаются, расположением и конструкцией подшипниковых узлов, видом уплотнений и технологическими требованиями.

Валы воспринимают напряжения, которые меняются циклично от совместного действия кручения и изгиба. На первоначальном этапе проектирования вала известен только крутящий момент, а изгибающий момент не может быть определен, т.к. неизвестно расстояние между опорами и действующими силами. Поэтому при проектировочном расчете вала определяется его диаметр по напряжению кручения, а влияние изгиба учитывается понижением допускаемого напряжения кручения.

Диаметр вала d, мм, в опасном сечении определяется по формуле

, (2.1)

где Т − крутящий момент на рассматриваемом валу, Н·мм;

[τ_к] − пониженные допускаемые напряжения кручения, Н/мм².

Для валов, изготавливаемых из сталей 35, 40, 45, 40Х, 40ХН, допускаемые напряжения принимаются:

− ведущего вала [τ_к] = (15−20) МПа;

− ведомого вала [τ_к] = (30−40) МПа.

Тогда диаметр ведущего вала закрытой зубчатой передачи (редуктора)



Принимаем d₁ = 22 мм.

Диаметр ведомого вала закрытой зубчатой передачи



Принимаем d₂ = 30 мм.

Диаметры участков валов под подшипники качения:



Эскизы валов редуктора представлены на рисунке 2.1.






Таблица 2.1

Определение диаметров участков валов

Диаметр вала, мм	Входной вал	Выходной вал
d1 – выходного конца	20	30
d2 – под уплотнение	22	35
d3 – под внутреннее кольцо подшипника	25	40
d4 – под насаживаемую деталь		48
d5 – буртика	30	55

---

Предварительно выбираем параметры шпоночных соединений редуктора.

Посадка муфты на быстроходный вал: шпонка 6х6х32.

Посадка колеса на тихоходный вал: шпонка 14х9х50.

Посадка шестерни на тихоходный вал: шпонка 8х7х36.

Рисунок 2.1 – Эскизы валов редуктора: а) быстроходного,

б) тихоходного

3. Проектный и проверочный расчеты закрытой передачи. Расчет размеров геометрических параметров зубчатых колес

По условию задания твердость материала зубчатых колес должна составлять 53HRC. В качестве материала для изготовления зубчатых колес и шестерен используем сталь 40Х (термообработка – улучшение + закалка ТВЧ). Твердость для колеса принимаем 51HRC(490HB), а для шестерни – 53HRC (515HB) с учетом того, что разница между этими значениями должна составлять 2…4 единицы.

Механические свойства: предел прочности σ_в = 920 МПа, предел текучести σ_Т = 750 МПа.

Определим допускаемые контактные напряжения, МПа

_* (3.1)

где σ_Hlim– предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа;

(3.2)

σ_Hlimb = 2∙НВ + 70 – предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений;

K_Н1 – коэффициент долговечности (K_Н1 = 1);

S_Н – коэффициент безопасности (S_Н = 1,2);

Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей;

Z_V– коэффициент, учитывающий окружную скорость;

K_L– коэффициент, учитывающий влияние смазки;

K_XH – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

Для проектировочного расчета по ГОСТ 21354 – 75 значение коэффициентов Z_R ∙ Z_V ∙ K_L ∙K_XH принимаем равными 0,9.

Определяем допускаемое напряжение для шестерни и колеса одновременно:

σ_Hlimb1

---

Смотрите также файлы

• Удк658. 6 ЛежнинаТ. А., студент.docx

• Практическая работа 3 (Часть 3).pdf

• Определение числовой функции и способы её задания.docx

• Медицинская помощь и лечение. Лекарственная помощь как вид социального обеспечения.docx

• Введение Подсчет объемов земляного полотна.doc