Предварительный расчет валов редуктора и выбор   подшипников.

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ

Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

 

По таблице 1.1 примем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колёс η1=0,96; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η2=0,98; КПД открытой цепной передачи η3=0,99;

Общий КПД привода:

                                     η_пр = η1∙ η2²∙ η3 ;                          (1)

                              η_пр =0,96∙0,98∙0,99 =0,922                         

 

Требуемая мощность электродвигателя:

P_тр = ;                                    (2)

                    

 

В таблице П.1(см. приложение) по требуемой мощности P_тр= 4 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи, выбираем электродвигатель серии 4А, с синхронной частотой вращения 1429,5 об/мин 4А100L4УЗ.

 

Номинальная частота вращения:

                                      

                                     n₁= n_дв - (n_дв∙S/100);                     (3)

 

               об/мин

 

Угловая скорость:

                                         ω₁ = ;                                (4)

 

                        рад/с

 

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185-66 (см. с. 36) u_р=5,0 для цепной передачи :

                                           u_пр = ;                             (5)

                                  

 

                                      U_{р п}= ;                                (6)

                                   

 

 

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора

 

Таблица 1

ВВал A	n1 = 1429,5 об/мин	ω 1= 149,621 рад/с
вВал В	n1=1429,5 об/мин	ω 1=149,621 рад/с
Вал С	n2 = 1429,5 / 5= 286 об/мин	ω 2=149,621 / 5=29,9 рад/с

 

 

Вращающий момент на валу шестерни:

                              T₁ = ;                                 (7)

                          H∙м

 

Вращающий момент на валу колеса:

 

                             T₂ = T₁ ∙ u_р;                                  (8)

                       T₂ =26,7*2,04=54,5 H ∙м

 

 

Вращающий момент на валу ведущей звёздочке:

 

                                  T₃ = T₂ ∙ u_цп;                             (9)

                       T₃ =64,48*5=272,5  H∙мм

Расчет зубчатых колес редуктора.

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средним механическими характеристиками (см. гл. III, таблица 3.3): для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ1 = 240; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 20 единиц ниже – НВ2 = 210.

Допускаемые контактные напряжения [формула(3.9)]

                             [σ_Н]=                          (10)

где σ_{H lim b} – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

    По таблице 3.2 гл. III для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением):

                              σ _{H lim b} = 2НВ + 70;

К_HL – коэффициент долговечности, при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К _HL = 1; коэффициент безопасности [S_H]= 1,1.

    Для шевронных колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10) гл. III

[ σ_Н]=0,45([σ_Н1]+ [σ_Н2]);                                              (11)

 

для шестерни [σ_Н1]= ;                           (12)

                  MПа

 

для колеса [σ_Н2]= ;                                (13)

 

МПа

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

 

[ σ_Н]=0,45(500 + 445)=425 МПа

 

Требуемое условие [σ_Н] 1,23[σ_Н2] выполнено.

Коэффициент К_Н.β, несмотря на симметричное расположение колес, относительно опор (см. рисунок 12.2), примем выше рекомендуемого для этого случая, так как состороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по таблице 3.1, как в случае несимметричного расположения колес, значение К_Н.β = 1,25.

Принимаем для шевронных колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию из диапазона ψ_ва = 0,25 ч 1. ψ_ва  =  = 0,63(см. с. 36)

Межосевое расстояние из условий контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (3.7) гл. III

                       а_ω= К_а ( u + 1)  ;                  (14)

        мм

 

где для шевронных колес К_а = 43

 передаточное число нашего редуктора u = u_р = 5

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 66,

 а_ω = 125мм. (см. с. 36).

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m_n = (0,01 0,02) ∙а_ω ;                           (15)

                   

                      m_n = (0,01 0,02)∙125 = 1,25 ; 2,5 мм

 

принимаем по ГОСТ 9563-60^* m _n = 2 мм (см. с. 36).

    Примем предварительно угол наклона зубьев β = 30◦12וּ и определим числа зубьев шестерни и колеса [см. формулу (3.16)]:

 

                                   z₁ = ;                              (16)

                          z₁ =2*125* cos 30◦ = 18

                                     (5+1)*2

Принимаем z₁ =18; тогда z₂ = z₁ ∙ u =18*5=90

Уточненное значение угла наклона зубьев

 

                          cos β = ;                                (17)

                    cos β = (21+105) * 2 = 0,864

                                     2*125

β = 30  12                   

 

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

 

                                 d ₁ = ;                                   (18)

                     мм;

 

d ₂ = ;                          (19)

                        мм;

Проверка:

                                     а_ω = ;                            (20)

                          мм

Диаметры вершин зубьев:

 

                                 d _а1 = d ₁ + 2m_n ;                             (21)

                          d _а1 = 41,7+ 2*2 ₌ 45,7 мм;

                                d _а2 = d ₂ + 2m_n ;                                                (22)

                        d _а2 = 208,3 + 2*2 ₌ 212,3 мм;

 

ширина колеса: b₂ = ψ_ва ∙ a_ω ;                                           (23)

                       b₂ = 0,63*125=79 мм;

ширина шестерни b₁ = b₂ + 5 мм;                                  (24)

                          b₁  = 79+5=84 мм.

 

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

 

                                ψ_bd = ;                             (25)

                                   

 

Окружная скорость колес и степень точности передачи

 

                                       υ = ;                          (26)

                       м/с

 

При такой скорости для шевронных колес следует принять 8-ю степень  точности (см. с. 32).

Коэффициент нагрузки:

                                   K_H = K_{H b} K_{H a} K_{H u}                                         (27)

 

Значения K_{H b} даны в табл. 3.5; при y _bd = 2, твердости HB ≤ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи K_{H b}= 1,30

По таблице 3.4 гл. III при u =5 м/с и 8-ой степени точности K_{H a} = 1,09

По таблице 3.6 для шевронных колес при u 5 м/с имеем K_{H u} = 1,0.

Таким образом:

                               K_H =1,3∙1,09∙1,0=1,417

 

Проверка контактных напряжений по формуле 3.6:

 

                    σ_н = ;                  (28)

 < [ σ_н ]

Силы, действующие в зацеплении [формулы (8.3) и (8.4) гл. VIII]:

 

окружная:

                                            F_t= ;                            (29)

                    Н

 

Радиальная:

                                          F_r= ;                             (30)

                     

Н                                (31)

 

Здесь коэффициент нагрузки: K_F = K_{F b} K_{F u} (см. с. 42). По таблице 3.7 при y _bd=2, твердости НВ  350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_{F b} = 1,61. По таблице 3.8 K_{F u} =1,1. Таким образом, коэффициент K_F =1,61·1,1=1,771; Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_υ (см.гл.3, пояснения к формуле (3.25) :

 

у шестерни

                                   z_{υ 1} = ;                               (32)

                              

у колеса

                                   z_{υ 2} = ;                                  (33)

                              

Y_{F 1} =3,84 Y_{F 2}=3,6 (см. с. 42)

 

 

Допускаемое напряжение по формуле (3.24):

 

                                    [ s _F ] =                           (34)

 

По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости НВ ≤ 350 σ _Flimb=1,8 НВ.

Для шестерни s _Flimb = 1,8 ∙ 230 = 415 МПа; для колеса s _Flimb = 1,8 ∙ 200 = 360 МПа. [ S_F ] = [ S_F ]^'' [ S_F ] " - коэффициент безопасности [см., где [ S_F ]' = 1,75 (по таблице 3.9), [S_F]" = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [ S_F ] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

 

для шестерни

Па    

для колеса

МПа

Находим отношения :

для шестерни  МПа

для колеса   МПа

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

 

Определяем коэффициенты Y _b и K_{F a} :

        Y _b=1- ;                            (35)

                               ;

                                        K_{F a} = ;

                                    K_{F a} = = 0,92

 

 

для средних значений коэффициента торцового перекрытия e _a=1,5 и 8-ой

степени точности K_{F a} = 0,92

Проверяем прочность зу6a колеса по формуле (3.25):

 

                                     s _F2 = ;            (36)

 

                   <[206]

Условие прочности выполнено.

 

Предварительный расчет валов редуктора и выбор   подшипников.

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал: Допускаемое напряжение на кручение примем [t _к]=25 Мпа ,диаметр выходного конца (по формуле 8.16 гл. VIII):

 

 (37)

Принимаем d_{b 1} = 20мм, т.к. d дв = 28мм [см. гл., пояснения к формуле 8.16].

Примем под подшипники d_{n 1} =25  мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.     d_{k 1=30}

Ведомый вал: Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем [t_к] = 25 МПа. Диаметр выходного конца вала:

 

 

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: d_{b 2}= 25мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d _{n 2}=30мм, под зубчатым колесом d_{k 2}= 35мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

 

 

Таблица  2

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъёмность, кН
	Размеры, мм			С	С0
№209	45	85	19	33,2	18,6
№306	30	72	19	28,1	14,6

 

 

---

Дата добавления: 2018-09-22; просмотров: 554; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

---

---

Мы поможем в написании ваших работ!