42815

Расчет электродвигателя мощностью 4000Вт

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Мощность на выходном валу P= 4000Вт Скорость выходного вала V=1м с Термообработка зубчатого колеса улучшение HB 350 Время работы редуктора L = 15000ч Долговечность роликовых подшипников L10h = 25000ч Выбор электродвигателя. частота 2900 1455 970 730 D вала 42 48 48 55 По таблице выбираем ближайшую стандартную мощность электродвигателя Рэ. Частота вращения вала электродвигателя nвых= об мин где р – шаг резьбы винтовой передачи = 0. Определение частоты вращения валов: nт = nвых = 300об мин – частота вращения вала тихоходной...

Русский

2013-11-01

485.77 KB

4 чел.

выход

Задание.

Мощность на выходном валу P= 4000Вт

Скорость выходного вала V=1м/с

Термообработка зубчатого колеса - улучшение, HB<350

Время работы редуктора L = 15000ч

Долговечность роликовых подшипников L10h = 25000ч

Выбор электродвигателя.

  1.  Общая КПД, где - КПД муфты; - КПД зубчатой передачи;

- КПД опор; - КПД винтовой передачи.

  1.  Потребляемая мощность электродвигателя  

Вт или 4,706 кВт

Тип двигателя

112M2

132S4

132M6

160S8

n(Номинальн. частота)

2900

1455

970

730

D вала

42

48

48

55

По таблице выбираем ближайшую стандартную мощность электродвигателя Рэ. Перегрузка асинхронных электродвигателей допускается до 8%. При невыполнении этого условия следует брать двигатель ближайшей большей мощности.

   По требуемой мощности выбираем электродвигатель, с параметром Pэ = 5,5 кВт.

Выбираем электродвигатель с синхронной частотой вращения  750, 1000, 1500, 3000.

  1.  Частота вращения вала электродвигателя  
  2.  nвых= об/мин,

где р – шаг резьбы винтовой передачи  = 0.008 м.

(Высокоточные ШВП (шарико-винтовые передачи) производства SBC, Серия STK. Диаметр винта – от 16 до 80 мм. Стандартный шаг винта – 5 мм (с увеличением диаметра винта возрастает до 10 мм.))

    

    об/мин.

    Выбираем двигатель:112M2-2900-42.

6.  Новые значения:                                             uб                        uт

  -

- допускается отклонение от номинала

  до 4%, в данном редукторе отклонение 3%

                         

       

7. Определение частоты вращения валов:

nт = nвых = 300об/мин – частота вращения вала тихоходной ступени

об/мин – частота вращения промежуточного вала

об/мин – частота вращения быстроходного вала

8.Определение вращающих моментов на валах:

   Момент на валу электродвигателя:

      

   Момент на быстроходном валу:

      

   Момент на промежуточном валу:

     

   Момент на тихоходном валу:

     

Расчет передач.

Тихоходная зубчатая передача.

  1.  Выбор материала и термической обработки.

1.2. Для шестерни.   

Выбираем материал сталь 45

Термообработка: улучшение

Твёрдость:269….302 НВ

Средняя твёрдость:285,5 НВ

Т= 650МПа

1.2. Для колеса.   

Выбираем материал сталь 45  

Термообработка: улучшение

Твёрдость: 235…262 HB

Средняя твёрдость:248,5 НВ

Т= 540МПа

  1.  Допускаемые напряжения.

Расчет на контактную прочность:

Расчет на изгиб:

Действительные числа циклов перемены напряжений:

для колеса

для шестерни ,

где n2 – частота вращения колеса, об/мин; Lh – время работы передачи, ч;

u – передаточное число ступени.

2.1. Для шестерни.   

Определяем коэффициент долговечности (т.к. Т.О.- улучшение и при

 KHL=1.0) (по контактным напряжениям)

Определяем коэффициент долговечности (т.к. Т.О.- улучшение и при  KFL=1.0) (на изгиб)

Принимаем коэффициент безопасности [S]H= 1,1  

Предел выносливости по контактным напряжениям

Допускаемые контактные напряжения

Предел выносливости по напряжениям изгиба  

Допускаемые изгибные напряжения

2.2. Для колеса.   

Определяем коэффициент долговечности

Определяем коэффициент долговечности

Предел выносливости по контактным напряжениям

Допускаемые контактные напряжения

Предел выносливости по напряжениям изгиба  

Допускаемые изгибные напряжения

Для прямозубых цилиндрических колес в расчетную формулу, вместо []H , подставляют меньшее из  []H1   и []H2

Принимаем []H =514 

Расчёт введем по меньшему значению []F

Принимаем []F= 256  

Межосевое расстояние.

где ; .

Вспомогательный коэффициент Ка = 49.5 (для прямозубых колёс);

Коэффициент ширины венца a=0,5 (принимают в зависимости от положения колес относительно опор, в нашем случае симметричное расположение);

Коэффициент ширины колеса

Коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба

КH= 1.238  (принимают в зависимости от d);

Вычисленное мм. округляется в большую сторону до стандартного: мм.

2

Предварительные основные размеры колеса.

Делительный диаметр мм.

Ширина колесамм.

Принимаем из ряда Ra40 ширину венца колеса b2= 63 мм.

  1.  Модуль передачи. 

Коэффициент модуля для прямозубых колес Кm=6,8;

м.

Вычисленный модуль округляется в большую сторону до стандартного m = 1мм.

  1.  Угол наклона и суммарное число зубьев.

Угол наклона  = 0 (для прямозубых цилиндрических колес);

Суммарное число зубьев

 

 Числа зубьев шестерни и колеса.

Определяем число зубьев шестерни ,

Определяем число зубьев колеса ;

  1.  Фактическое передаточное число.

Отклонение от заданного  

  1.  Размеры колес.

Делительный диаметр шестерни мм.

Делительный диаметр колеса внешнего зацепления мм.

Диаметр окружности вершин зубьев шестернимм.

Диаметр окружности впадин зубьев шестерни мм.

Диаметр окружности вершин зубьев колеса мм.

Диаметр окружности впадин зубьев колесамм.

Ширина венца колеса b2= 63 мм. 

Ширину венца шестерни b1 (мм) принимают по соотношению,

при , b1 = 66,78 мм.

Принимаем из ряда Ra40 ширину венца шестерни  b1 = 67 мм.

Проверяем межосевое расстояниемм.

  1.  Пригодность заготовок.

Для цилиндрической шестерни:

Для колеса:

С выточками () 

Без выточек

Условия пригодности заготовок выполняются.

  1.  Силы в зацепление.

Окружная:

H.

Радиальные и осевые:

 H., где стандартный угол

 H.

  1.  Проверка зубьев колес по напряжением изгиба.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колёс КF= 1.

Коэффициент наклона зуба Y= 1-/140 = 1.00, т.к.   = 0.

Коэффициент ширины

, ,

т.к. зубья колес полностью прирабатываются.

Коэффициент динамической нагрузки принимаем КFv= 1,4

Коэффициенты формы зуба YF определяются по табл. 2.6  в зависимости от эквивалентного числа зубьев.

Для прямозубых колёс:

шестерни zv1=z1= 66

колеса zv2=z2= 184

Коэффициент формы зуба шестерни YF1= 3,62

Коэффициент формы зуба колеса YF2= 3,61  

Определяем напряжения изгиба зубьев  колеса:

 

Определяем напряжения изгиба зубьев  шестерни:

 

Условие прочности выполняется: F  []F

  1.  Проверка зубьев колес по контактным напряжением.

d2 – делительный диаметр зубчатого колеса.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колёс КH=  1  

KH  = 1.238  

Принимаем КHv= 1.2

Условие прочности выполняется:  

Быстроходная зубчатая передача.

  1.  Выбор материала и термической обработки.

1.2. Для шестерни.   

Выбираем материал сталь 45  

Термообработка: улучшение

Твёрдость:269….302 НВ

Средняя твёрдость:285,5 НВ

Т= 650МПа

1.2. Для колеса.   

Выбираем материал сталь 45  

Термообработка: улучшение

Твёрдость: 235…262 HB

Средняя твёрдость:248,5 НВ

Т= 540МПа

Допускаемые напряжения.

Расчет на контактную прочность:

Расчет на изгиб:

Действительные числа циклов перемены напряжений:

для колеса

для шестерни ,

где n2 – частота вращения колеса, об/мин; Lh – время работы передачи, ч;

u – передаточное число ступени.

2.1. Для шестерни.   

Определяем коэффициент долговечности (т.к. Т.О.- улучшение и при

 KHL=1.0) (по контактным напряжениям)

Определяем коэффициент долговечности (т.к. Т.О.- улучшение и при  KFL=1.0) (на изгиб)

Предел выносливости по контактным напряжениям

Допускаемые контактные напряжения

Предел выносливости по напряжениям изгиба  

Допускаемые изгибные напряжения

2.2. Для колеса.   

Определяем коэффициент долговечности

Определяем коэффициент долговечности

Предел выносливости по контактным напряжениям

Допускаемые контактные напряжения

Предел выносливости по напряжениям изгиба  

Допускаемые изгибные напряжения

Для прямозубых цилиндрических колес в расчетную формулу, вместо []H , подставляют меньшее из  []H1   и []H2

Принимаем []H =514 

Расчёт введем по меньшему значению []F

Принимаем []F= 256  

  1.  Межосевое расстояние.

где ;

Вспомогательный коэффициент Ка = 49.5 (для прямозубых колёс);

Коэффициент ширины венца a=0,5 (принимают в зависимости от положения колес относительно опор, в нашем случае симметричное расположение);

Коэффициент ширины колеса

Коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба

КH= 1.284  (принимают в зависимости от d);

Вычисленное мм.,

округляется в большую сторону до стандартного: мм.

2

Предварительные основные размеры колеса.

Делительный диаметр мм.

Ширина колесамм.

Принимаем из ряда Ra40 ширину венца колеса b2= 30 мм.

  1.  Модуль передачи. 

Коэффициент модуля для прямозубых колес Кm=6,8;

м.

Вычисленный модуль округляется в большую сторону до стандартного m = 1мм.

  1.  Угол наклона и суммарное число зубьев.

Угол наклона  = 0 (для прямозубых цилиндрических колес);

Суммарное число зубьев

 

  1.  Числа зубьев шестерни и колеса.

Определяем число зубьев шестерни ,

Определяем число зубьев колеса ;

  1.  Фактическое передаточное число.

Отклонение от заданного  

  1.  Размеры колеса.

Делительный диаметр шестерни мм.

Делительный диаметр колеса внешнего зацепления мм.

Диаметр окружности вершин зубьев шестернимм.

Диаметр окружности впадин зубьев шестерни мм.

Диаметр окружности вершин зубьев колеса мм.

Диаметр окружности впадин зубьев колесамм.

Ширина венца колеса b2= 30 мм. 

Ширину венца шестерни b1 (мм) принимают по соотношению,

при , b1 = 33 мм.

Проверяем межосевое расстояниемм.

  1.  Пригодность заготовок:

Для цилиндрической шестерни:

Для колеса:

С выточками () 

Без выточек

Условия пригодности заготовок выполняются.

  1.  Силы в зацепление.

Окружная:

H.

Радиальные и осевые:

 H., где стандартный угол

 H.

  1.  Проверка зубьев колес по напряжением изгиба.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колёс КF= 1.

Коэффициент наклона зуба Y= 1-/140 = 1.00, т.к.   = 0.

Коэффициент ширины

, ,

т.к. зубья колес полностью прирабатываются.

Коэффициент динамической нагрузки принимаем КFv= 1,4

Коэффициенты формы зуба YF определяются по табл. 2.6  в зависимости от эквивалентного числа зубьев.

Для прямозубых колёс:

шестерни zv1=z1= 26

колеса zv2=z2= 94

Коэффициент формы зуба шестерни YF1= 3,88

Коэффициент формы зуба колеса YF2= 3,61  

Определяем напряжения изгиба зубьев  колеса:

 

Определяем напряжения изгиба зубьев  шестерни:

 

Условие прочности выполняется: F  []F

  1.  Проверка зубьев колес по контактным напряжением.

d2 – делительный диаметр зубчатого колеса.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колёс КH= 1  

KH  = 1.248  

Принимаем КHv= 1.2

Условие прочности выполняется:  

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

1. Выбор материала   

Принимаем для трёх валов сталь 40Х  

Термообработка - улучшение  

Механические характеристики материала принимаем по табл. 12.7:   

Твёрдость заготовки - 270 НВ.

Предел на растяжение B= 900 Н/мм2

Предел текучести Т= 750 Н/мм2

2. Определения геометрических параметров ступеней валов.   

Расстояние между деталями:

Зазор между стенками корпуса и колесами  , где L – наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач, L = 266 мм.

Значение a округляется в большую сторону, до целого: a = 10 мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес:

Расстояние между торцевыми поверхностями шестерни быстроходной ступени и колеса тихоходной ступени , где В1 и В2 – ширина подшипников опор быстроходного и тихоходного валов, В1 = 16.5, В2 = 18.5

Быстроходный вал:   

  1.  Диаметры валов

Диаметр консольного участка вала  мм.

Принимаем по ряду Ra40  d = 21 мм.

Концевой участок вала dк  примем = 32 мм. (Диаметр согласован с таблицей 12.1) – необходимо для соединения с валом электродвигателя.

Длина консольного участка вала  мм.

Принимаем по ряду Ra40  l1 = 26 мм.

Принимаем высоту буртика  t = 2.0

Диаметр под подшипник  мм.

Принимаем по ряду Ra5  dп = 25 мм.

Длина вала под подшипник  мм.

Принимаем по ряду Ra40  l2 = 38 мм.

Принимаем координаты фаски подшипника r = 1.5 мм.

Диаметр под бурт подшипника  мм.

Принимаем по ряду Ra40 dбп = 30 мм.

Длина вала под шестерню принимается графически  l3= 43 мм.

Длина вала под подшипник  l4 = 16.5

Тихоходный вал:   

  1.  Диаметры валов

Диаметр консольного участка вала  мм.

Принимаем по ряду Ra40 d=30мм

Длина консольного участка вала  мм.

Принимаем по ряду Ra20  l1= 36 мм.

Принимаем высоту буртика  t = 2.2 мм.

Диаметр под подшипник  мм.

Принимаем по ряду Ra40  dп = 35 мм.

Длина вала под подшипник мм.

Принимаем по ряду Ra40  l2= 45 мм.

Принимаем координаты фаски подшипника r = 2 мм.

Диаметр под бурт подшипника  мм.

Принимаем по ряду Ra40 dбп = 42 мм.

Длина вала под колесо принимается графически  l3= 73 мм.

Длина вала под подшипник  l4 = 18.5

Промежуточный вал.

  1.  Диаметры валов

Диаметр вала под колесо быстроходной ступени

Принимаем по ряду Ra40 dk=28 мм

Длина вала под колесо принимается графически  lk= 80 мм.

Принимаем высоту буртика  f = 1мм.

Диаметр под бурт колеса  мм.

Принимаем по ряду Ra40 dбk = 32 мм.

Принимаем координаты фаски подшипника r = 2 мм.

Диаметр под подшипник  мм.

Принимаем по ряду Ra20  dп = 25 мм.

Длина вала под подшипник  l2= l4=18.5 мм

Диаметр под бурт подшипника  мм.

Принимаем по ряду Ra10 dбп = 32 мм.

Диаметр вала под шестерню тихоходной ступени = dбк

Длина вала под шестерню принимается графически  l1= 77 мм 

Выбор типа подшипника.

По полученным диаметрам можно подобрать необходимые для редуктора подшипники.

Для валов выбираем: роликоподшипники конические однорядные, установленные враспор.

Легкая серия.

Вал

обозначение

d

D

Тнаиб

b

c

r

r1

α, град

Сr

C0r

e

Y

Y0

Быстроходный

7205

25

52

16.5

15

13

1.5

0.5

14

23.9

17.9

0.360

1.67

0.92

Тихоходный

7207

35

72

18.5

17

15

2.0

0.8

14

35.2

26.3

0.37

1.62

0.89

Промежуточный

7305

25

62

18,5

17

15

2,0

0,8

14

29,6

20,9

0,36

1,66

0,92

 

Быстроходный вал:

смещение точки приложения радиальных реакций

– расстояние между заплечиками.

– расстояние между торцами наружных колец подшипников

расстояние между точками приложения радиальных реакций

Тихоходный вал:

 

Промежуточный вал:

 

Определение реакций опор.

Быстроходный вал:

Ft = 514.979; Fr = 187.452;

l2 = 133.26; l1 = 66.63;

l3 = 26

a) Плоскость YOZ

Проверка:

 - реакции найдены правильно.

б) Плоскость XOZ

Осевая сила Fа =0 Ra =0

Проверка:

- реакции найдены правильно.

Суммарная реакция опор:

Тихоходный вал:

l5 = 185.304; l4 = 92.652;

Ft = 2475.38 H; Fr = 901.038 H;

a) Плоскость YOZ

Проверка:

б) Плоскость XOZ

Осевая сила Fа =0 Ra =0

Проверка:

Суммарные реакции (реакция для расчета подшипников):

Н.

 H.

Промежуточный вал:

Ft1 = 514.979

Fr1 = 187.452

Ft2 = 2475.38

Ft2 = 901.038

l1 = 175.26

l2 = 47.63

l3 = 49.13

a) Плоскость YOZ

Проверка:

б) Плоскость XOZ

Осевая сила Fа =0 Ra =0

Проверка:

Суммарные реакции (реакция для расчета подшипников):

H.

H.

Подбор подшипника для быстроходного вала:

.,   рад/с.

Требуемая долговечность подшипников

Схема установки подшипников – враспор.

Диаметр посадочных поверхностей вала d = 25 мм.

На опоры вала действуют силы RA = RБ = 274.018

Выбираем подшипники конические роликовые однорядные, легкой серии.

Для этих подшипников Сr = 23.9 кН, C0r = 17.9 кН, е = 0.36

Из условия что Fa  = 0, то Ra = 0 имеем что X=Y=1 для опор А и Б.

Т.к. подшипники опор нагружены одинаково, дальнейший расчет ведем для любого из них.

Коэффициент безопасности КБ =1.2;

Температурный коэффициент КТ=1;

V=1 – коэффициент вращения, = 1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно радиальной нагрузки.

a23 = 0.6 коэффициент, принимаем по таблице

 H.

- расчетная долговечность подшипника,

где n – частота вращения кольца, об/мин.; р – показатель степени. для роликовых подшипников = 3.33. Подшипник пригоден, т.к. расчетная долговечность больше требуемой.

Определим требуемую динамическую грузоподъемность подшипника:

, намеченный типоразмер подшипника подходит, т.к. Стр ≤ Сr; 5431 ≤ 17900

Выбор посадок колец подшипников.

Быстроходный вал редуктора устанавливается на подшипниках роликовых конических однорядных, установленных враспор. Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет, следовательно, циркулярное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности

.По таблице 6.5(стр. 90) выбираем поле допуска вала k5.

Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. По таблице 6.6 выбираем поле допуска отверстия Н7.

Подбор подшипника для тихоходного вала:

.,   рад/с.

Требуемая долговечность подшипников

Схема установки подшипников – враспор.

Диаметр посадочных поверхностей вала d = 35 мм.

На опоры вала действуют силы RrB = RrГ = 1317 Н.

Выбираем подшипники конические роликовые однорядные, легкой серии.

Для этих подшипников Сr = 35.2 кН, C0r = 26.3 кН, е = 0.37

Из условия что Fa  = 0, то Ra = 0 имеем что X=Y=1 для опор В и Г.

Т.к. подшипники опор нагружены одинаково, дальнейший расчет ведем для любого из них.

Коэффициент безопасности КБ =1.2;

Температурный коэффициент КТ=1;

V=1 – коэффициент вращения, = 1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно радиальной нагрузки.

a23 = 0.6 коэффициент, принимаем по таблице

 H.

- расчетная долговечность подшипника,

где n – частота вращения кольца, об/мин.; р – показатель степени. для роликовых подшипников = 3.33. Подшипник пригоден, т.к. расчетная долговечность больше требуемой.

Определим требуемую динамическую грузоподъемность подшипника:

, намеченный типоразмер подшипника подходит, т.к. Стр ≤ Сr; 12110  ≤  35200

Выбор посадок колец подшипников.

Выбор посадок производиться аналогичным образом, как и для быстроходной ступени.

Для вала:   Поле допуска вала k5.

Для отверстия: Поле допуска отверстия Н7.

Подбор подшипника для промежуточного вала:

.,   рад/с.

Требуемая долговечность подшипников

Схема установки подшипников – враспор.

Диаметр посадочных поверхностей вала d = 25 мм.

На опоры вала действуют силы RrА = 2072.103 Н., RrВ = 1110.315 Н.

Выбираем подшипники конические роликовые однорядные, средней серии.

Для этих подшипников Сr = 29.6 кН, C0r = 20.9 кН, е = 0.36

Из условия что Fa  = 0, то Ra = 0 имеем что X=Y=1 для опор А и В.

Подшипник опоры В более нагружен, чем подшипник опоры А, поэтому дальнейший расчет производим для подшипника опоры В.

Коэффициент безопасности КБ =1.2;

Температурный коэффициент КТ=1;

V=1 – коэффициент вращения, = 1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно радиальной нагрузки.

a23 = 0.6 коэффициент, принимаем по таблице

 H.

- расчетная долговечность подшипника,

где n – частота вращения кольца, об/мин.; р – показатель степени. для роликовых подшипников = 3.33. Подшипник пригоден, т.к. расчетная долговечность больше требуемой.

Определим требуемую динамическую грузоподъемность подшипника:

, намеченный типоразмер подшипника подходит, т.к. Стр ≤ Сr; 26850  ≤  29600

Выбор посадок колец подшипников.

Выбор посадок производиться аналогичным образом, как и для быстроходной ступени.

Для вала:   Поле допуска вала k6.

Для отверстия: Поле допуска отверстия Н7.

Конструирование подшипников.

Диаметр окружности, проходящий через центры тел качения:

Диаметр шариков шарикоподшипников: ;

Вал

d2

S

Быстроходный

38.5

4.05

Тихоходный

53.5

5.55

Промежуточный

43.5

5.55

Конструирование крышек подшипников.

Определяющим при конструирование крышек подшипников является диаметр отверстия в корпусе под подшипник. Толщину стенки , диаметр d и число z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от этого параметра принимают следующими:

D

d

z

1

2

C

50…62

5

6

4

10

(4.5…5)

6

63…95

6

8

4

12.8

(5.4…6)

8

Толщина фланца при крепление крышки винтами: 1 = d + 0.8;

Толщина центрирующего пояса 2 = (0,9…1,0) ;

Расстояние от поверхности отверстия до оси крепежного винта С  d;

Диаметр фланца крышки: ;

Быстроходный вал: ;

Принимаем Dф = 80;

Тихоходный вал: ;

Принимаем Dф=110;

Промежуточный вал: ;

Принимаем Dф=85;

Расчет валов на прочность.

Быстроходный вал:

RAB = 257.49 H;

RАГ = 93.726 H;

l1 = 0.06663 м.

Изгибающие моменты:

Вертикальная плоскость (YOZ)

Сечение А ;

Сечение Е

Сечение Б ;

Горизонтальная  плоскость (XOZ)

Сечение А ;

Сечение Е

Сечение Б ;

Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала со стороны входного участка до середины шестерни:

Мк = Т = 24.204  

.

Тихоходный вал:

RВB = 1237.69 H;

RВГ = 450.419 H;

l4 = 0.092652 м.

Изгибающие моменты:

Вертикальная плоскость (YOZ)

Сечение В ;

Сечение Е

Сечение Г ;

Горизонтальная  плоскость (XOZ)

Сечение В ;

Сечение Е

Сечение Г ;

Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала со стороны входного участка до середины шестерни:

Мк = Т = 227.735

Промежуточный вал:

RВB = 1043.345 H;

RАВ = 1947.135 H;

RВА = 379.778 H;

RАА = 708.714 H;

l2 = 0.04763 м.

l3 = 0.04913 м.

Изгибающие моменты:

Вертикальная плоскость (YOZ)

Сечение А ;

Сечение Е

Сечение Б

Сечение В ;

Горизонтальная  плоскость (XOZ)

Сечение А ;

Сечение Е

Сечение Б

Сечение В ;

Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала со стороны входного участка до середины шестерни:

Мк = - Т = - 83.346

 

 

  Эпюры построены для значений расстояний и радиальных реакций, соответствующих установке вала на окончательно выбранных подшипниках 7205 – для быстроходного вала, 7207 – для тихоходного вала, 7305 – для промежуточного вала.

  Из сопоставления размеров валов и эпюр моментов, следует, что наиболее нагруженным является тихоходный вал редуктора. Поэтому, дальнейшие расчеты на прочность будем проводить по тихоходному валу. В соответствии с формой вала и эпюрами изгибающих Мх, Му и вращающего Мк  моментов, предположительно опасным сечением является сечение Е – место установки колеса.

Расчет сечения Е на статическую прочность:

Результирующий изгибающий момент

Осевой момент сопротивления сечения

Эквивалентное напряжение

где Тmax – максимальный кратковременный действующий вращающий момент, Т – номинальный вращающий момент.

Коэффициент запаса прочности по пределу текучести

где  - предел текучести материала вала (табл.12.7), КП – коэффициент перегрузки,  - эквивалентное напряжение.

Статическая прочность вала в сечении Е обеспечивается.

Расчет сечения Е на сопротивление усталости:

Определим амплитуду напряжений в опасном сечении:

Здесь  

Зубчатое цилиндрическое колесо устанавливается на валу с натягом. Поэтому концентратор напряжений в сечении Е – посадка с натягом. По таблице 12.18 имеем: , посадочная поверхность вала под колесо шлифуется (Ra = 0.8 мм); KF = 1(табл. 12.13); поверхность вала не упрочняется, KV = 1(табл. 12.14).

- пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения (табл. 12.7)

Кd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл. 12.12)

Коэффициент концентрации напряжений в рассматриваемом сечении:

 

Пределы выносливости вала

Коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности в сечении Е:

Сопротивление усталости вала в сечении Е обеспечивается.

Конструирование зубчатых колес.

Быстроходная ступень:

Длина посадочного отверстия колеса lст желательно принимать равной ширине зубчатого венца: lст = 30 мм.

Диаметр вала под колесо быстроходной ступени d =28 мм

Диаметр ступицы  

Принимаем диаметр ступицы:  dст = 45 мм.

- толщина торцов зубчатого венца, m – модуль зацепления

Принимаем ширину торцов зубчатого венца: S = 3.8

Фаски: , округляем до стандартного: f = 1.0, угол фаски . Острые кромки на торцах ступицы притупляют фасками f.

При объеме годового выпуска более 100 шт. применяют двусторонние штампы.

Штамповочный уклон .

Радиус закругления: R = 20 мм. – в выемках дисков колес.

Толщина диска  мм.

Для быстроходного колес после механической обработки проводим балансировку или производим механическую обработку кругом.

Тихоходная ступень:

Длина посадочного отверстия колеса lст желательно принимать равной ширине зубчатого венца: lст = 63 мм.

Диаметр вала под колесо быстроходной ступени d  = 42 мм

Диаметр ступицы  

Принимаем диаметр ступицы:  dст = 67 мм.

- толщина торцов зубчатого венца, m – модуль зацепления

Принимаем ширину торцов зубчатого венца: S = 5.6

Фаски: , округляем до стандартного: f = 1.0, угол фаски . Острые кромки на торцах ступицы притупляют фасками f.

При объеме годового выпуска более 100 шт. применяют двусторонние штампы.

Штамповочный уклон .

Радиус закругления: R = 20 мм. – в выемках дисков колес.

Толщина диска  мм.

Толщину диска С принимаем по ряду Ra10 равной 32 мм.

Соединение с натягом.

Быстроходная ступень:

Вала и колеса.

Запас сцепления: К=3; (глава 5, §3)

Вращающий момент на колесе Мт = 83.346;

Размеры соединения:

  1.  Диаметр соединения: d = 28;
  2.  Диаметр отверстия пустотелого тела: d1=0;
  3.  Условный наружный диаметр втулки: d2 = 45;
  4.  Длина сопряжения: l = 30.

Материалы соединяемых деталей: Сталь - сталь;

Параметры шероховатости: Ra = 0.4

Способ сборки: температурное деформирование.

  1.  Среднее контактное давление.

коэффициент сцепления: f = 0.14 (для сталь-сталь, при сборке нагревом)

    

  1.  Деформация деталей.

(для стали).

  1.  Поправка на обмятие микронеровностей.

u = 5.5(Ra1+Ra2) = 4.4 мкм.

                   

  1.  Поправка на температурную деформацию.

 (для стали).

для зубчатых передач  поправку t на температурную деформацию не подсчитывают, принимая t = 0 мкм.

  1.  Минимальный натяг, потребный для передачи вращающего момента.

[N]min  +u+t = 21.031 +4.4 = 25.431 мкм.

  1.  Максимальный натяг, допускаемый прочностью охватывающей детали.

Максимальное давление:

[pmax] при = 750 МПа

Максимально допускаемая деформация деталей:

Максимально допустимый натяг:

[N]max  []max + u = 99.978 + 4.4 = 104.378 мкм.

  1.  Выбор посадки:

По таблице 5.3 находим, что посадка Н7/t6, для которой Nmin = 29 мкм. и Nmax = 58 мкм,

удовлетворяет условиям (пункт 5 и 6).

  1.  Для выбранной посадки определяем температуру нагрева (охлаждения детали):

Температура нагрева охватывающей детали:

Zсб = 10 мкм, для d свыше 30 до 80 мм.

[t]=230…240

Nmax – выбранная посадка (пункт 7)

Температура охлаждения охватываемой детали:

Тихоходная ступень:

Вала и колеса.

Запас сцепления: К=3; (глава 5, §3)

Вращающий момент на колесе Мт=227.735;

Размеры соединения:

  1.  Диаметр соединения: d = 42;
  2.  Диаметр отверстия пустотелого тела: d1=0;
  3.  Условный наружный диаметр втулки: d2 = 67;
  4.  Длина сопряжения: l = 63.

Материалы соединяемых деталей: Сталь - сталь;

Параметры шероховатости: Ra = 0.8.

Способ сборки: температурное деформирование.

  1.  Среднее контактное давление.

коэффициент сцепления: f = 0.14 (для сталь-сталь, при сборке нагревом)

    

  1.  Деформация деталей.

(для стали).

  1.  Поправка на обмятие микронеровностей.

u = 5.5(Ra1+Ra2) = 8.8 мкм.

                   

  1.  Поправка на температурную деформацию.

 (для стали).

для зубчатых передач  поправку t на температурную деформацию не подсчитывают, принимая t = 0 мкм.

  1.  Минимальный натяг, потребный для передачи вращающего момента.

[N]min  +u+t = 18.426+8.8 = 27.226 мкм.

  1.  Максимальный натяг, допускаемый прочностью охватывающей детали.

Максимальное давление:

[pmax] при = 750 МПа

Максимально допускаемая деформация деталей:

Максимально допустимый натяг:

[N]max  []max + u = 150.018 + 8.8 = 158.818 мкм.

  1.  Выбор посадки:

По таблице 5.3 находим, что посадка Н7/u7, для которой Nmin = 52 мкм. и Nmax = 88 мкм,

удовлетворяет условиям (пункт 5 и 6).

  1.  Для выбранной посадки определяем температуру нагрева (охлаждения детали):

Температура нагрева охватывающей детали:

Zсб = 10 мкм, для d свыше 30 до 80 мм.

[t]=230…240

Nmax – выбранная посадка (пункт 7)

Температура охлаждения охватываемой детали:

Конструирование корпуса для редуктора.

Толщина стенки редуктора ;

Принимаем  = 7 мм.

1 = (0.9…1) = (6.3..7);

Принимаем 1 = 6.5;

h1 0.5 = 3.5;

b = 1.5 = 10.5;

b1 = 1.51 = 9.75;

Принимаем b1 = 10;

f = 0.51 = 3.25;

Принимаем f = 3.4

l = (2…2.2) = (14….15.4)

Принимаем l = 15;

Dб  = D ф + (4…5) мм = 85мм;

D=1.25D + 10 = 75 мм.

Dпр  = D ф + (4…5) мм = 90 мм;

D1пр =1.25D + 10 = 87.5 мм.

Принимаем D1пр = 90 мм.

Dт  = D ф + (4…5) мм = 115мм;

Принимаем Dт  = 120 мм.

D=1.25D + 10 = 100 мм.

Выбираем болты d = 12 мм.(М12), отверстия в крышке d0 под болт принимаем = 13 мм.

(Таблица 9.2)

Выбор муфты на входном валу привода

В виду того, что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт, то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой. Достоинство данного типа муфт: относительная простота конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов, расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала. Диаметры соединяемых валов:

d(эл. двиг.) = 32 мм;

d(1-го вала) = 32 мм;

Передаваемый крутящий момент через муфту: T = 24.698Н·м

Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:

Tр = kр · T = 1,5 · 24.698 = 37.047 Н·м

здесь kр = 1,5 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].

Частота вращения муфты:

n = 2982 об/мин.

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 250-38-I.1-32-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]).

Упругие элементы муфты проверим на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами.

здесь zc=6 - число пальцев; Do=98 мм - диаметр окружности расположения пальцев;

dп = 14 мм - диаметр пальца; lвт=28 мм - длина упругого элемента.

Рассчитаем на изгиб пальцы муфты, изготовленные из стали 45:

где c=4 мм - зазор между полумуфтами.

Условие прочности выполняется.

CМАЗЫВАНИЕ

   

С целью защиты от коррозии и снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации применяют смазывание зацепления и подшипников.    

а) Смазывание зацепления.    

Применяем картерное смазывание жидким маслом

В зависимости от контактного напряжения  H  = 581 Мпа и окружной скорости

выбираем масло И-Г-А-46, масло индустриальное для гидравлических систем, без присадок, класс кинематической вязкости 46. Кинематическая вязкость при 400 С = 41…51 мм2/с (сСт)

Глубина погружения колеса в масляную ванну

 

Принимаем hм = 23 мм.

Количество масла принимаем, из расчета 0,4...0,8 литра на 1кВт. мощности, равным 4.5 л.

б) Для контроля уровня масла, находящегося в редукторе, предусматриваем оконный маслоуказатель.                                                                                    

в) Для слива масла, налитого в корпус редуктора, предусматриваем в корпусе сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.    

г) При длительной работе, в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, предусматриваем отдушину, связывающую внутреннюю полость редуктора с внешней средой.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

49680. ПРИМЕНЕНИЕ НЕЙРОСЕТЕВЫХ ТЕХНОЛОГИЙ ДЛЯ ПРОГНОЗИРОВАНИЯ РЫНОЧНОЙ ОЦЕНКИ АКЦИЙИЕ НЕЙРОСЕТЕВЫХ ТЕХНОЛОГИЙ ДЛЯ ПРОГНОЗИРОВАНИЯ РЫНОЧНОЙ ОЦЕНКИ АКЦИЙ 1.26 MB
  Рынок ценных бумаг играет важнейшую роль в экономике любой страны. Целью его развития является обеспечение стабильного экономического роста в стране и, как следствие этого, повышение уровня благосостояния граждан. Следует подчеркнуть, что рынок ценных бумаг - это важнейший компонент экономического роста на современном этапе развития экономики России.
49681. Малоэтажный жилой дом 140.32 KB
  Цель проектных поисков — создание более гуманной жилой среды за счет уменьшения этажности, сооружения интимных дворовых пространств, разнообразия квартирного фонда и внешнего облика застройки, сближения масштабов человека с масштабами застройки и дворовых пространств, что способствует гармонизации соотношения человека с внешней средой.
49685. Сборка отсека фюзеляжа Ф-4 среднемагистралного пассажирского самолета 309.5 KB
  В настоящее время одним из главных элементов производственного процесса изготовления авиационной техники следует считать сборочное производство. Сборочное производство характеризуется постоянно возрастающей сложностью сборочных работ, сравнительно невысоким уровнем механизации и автоматизации технологических процессов и, как следствия, большими затратами на производство, невысоким уровнем производительности и большой трудоемкостью изготовления продукции.
49686. Проектирование линейного центробежного нагнетателя природного газа мощностью 25 МВт и отношением давлений П=1,44 2.01 MB
  Определение физических констант газа. при добыче нефти и газа на магистральных газопроводах для наддува двигателей внутреннего сгорания в газотурбинных установках для получения сжатого воздуха имеющего силовое назначение пневматический инструмент молоты прессы и т. Российская Федерация является обладателем крупнейших в мире запасов полезных ископаемых нефти природного газа следствием чего стало доминирующее влияние добычи природных ресурсов на экономику и развитие нашего государства.
49688. Визуализация численных методов 1.19 MB
  В курсовой работе требуется написать программу на языке Visual Basic, для решения и визуализации данного дифференциального уравнения первого порядка при помощи графика. В программе я сравню эти два метода и затем попытаюсь оценить погрешность и правильность решения.