По расчетной мощности выбираем типовой электродвигатель
4АМ1324У3 с мощностью 11 кВт и номинальной частотой 1460 об/мин.
Передаточное число привода Uобщ , определяется по формуле :
, (3.4)
где Uобщ – общее передаточное число привода, об/мин;
nэл. дв – часто вращения вала электродвигателя, об/мин;
nвых – частота вращения ведомого вала, об/мин.
Принимаем nэл. дв = 1460 об/мин; nвых = 180 об/мин. Подставляя в формулу (3.4), получим
.
Передаточное число редуктора принимаем Uред. = 4 .
Передаточное число ременной передачи Uр. п, определяется :
(3.5)
где Uобщ – общее передаточное число привода, об/мин;
Uред – передаточное число редуктора, об/мин.
Принимаем Uобщ =8,11; Uред = 3,15
Подставляя в формулу (3.5), получим
.
Частота вращения ведущего вала привода n1 , об/мин , принимается равной частоте вращения вала электродвигателя
 |
nэл. дв = n1 (3.6)
n1 = 1460 об/мин.
Частота вращения на втором валу n2 , об/мин , расчитывается по формуле
n2 = n1 / Uр. п (3.7)
n2 = 1460/ 2,57= 568,09 об/мин.
Частота вращения вала на выходе n3 , об/мин , расчитывается по формуле
n3 = n2 / Uред (3.8)
n3 = 568,09/3,15 = 180 об/мин.
Определяем угловые скорости на валах привода ωв , с-1 , по формуле
ωв = πnв /30 (3.9)
где ωв - угловая скорость на отдельном валу;
nв - частота вращения на соответствующих валах.
Подставляя соответствующие значения для каждого вала, получаем :
ω1 = 3,14∙1460/ 30 = 152,81 с-1;
ω2 = 3,14∙568,09/ 30 = 59,46 с-1;
ω3 = 3,14∙180/ 30 = 18,87с-1.
Вращающий момент на валах привода Тв, Нм, определяется по формуле
Тв = Рв* 103/ ωв (3.10)
где ωв, Рв – угловая частота и мощность соответствующего вала.
Принимаем Р1= 9,5 кВт; Р3= 10,2 кВт.
Мощностьна втором валу Р2 , кВт, на валу привода определим по формуле
Р2 = Р1∙η р. п.; (3.11)
Р2 = 9,5 ∙ 0,97 = 9,89 кВт.
Учитывая полученные значения, найдем
Т1 = 9,5∙ 103/ 152,81= 66,75 Нм;
Т2 = 9,89∙ 103/ 59,46 = 166,4Нм;
Т3 = 10,2∙ 103/ 18,87= 503,44 Нм.
Все параметры кинематического расчета заносят в сводную таблицу 2.
Таблица 2. – Параметры кинематического расчета
№ Вала | Р, кВт | n, мин-1 | ω, с-1 | Т, Нм |
1 | 10,2 | 1460 | 152,81 | 66,75 |
2 | 9,89 | 568,09 | 59,46 | 166,4 |
3 | 9,5 | 180 | 18,87 | 503,44 |
3.2 Рассчет закрытой зубчатой передачи (редуктора)
3.2.1 Задача расчета
В задачу расчета закрытой зубчатой передачи входит : выбрать материал для изготовления зубчатых колес и определить [σH] и [σF], определить геометрические размеры передачи и провести проверочный расчет по контактным σH и изгибным σF направлениям.
3.2.2 Исходные данные
Исходными данными для расчета являются данные таблицы 1.
При проверке по контактным σH направлениям допускается перегрузка до +5% и недогрузка до -10%, величины которых определяются по формуле :
∆= σH - [σH]/ [σH] * 100%
3.2.3 Выбор материала для изготовления зубчатых колес: В условиях индивидуального и мелко серийного производства, предусмотренного заданием на проектирование в мало - и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах применяют зубчатые колеса с твердостью стали <=350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.
Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прорабатываемости твердость шестерни HB1 назначается больше твердости колеса HB2
HB1ср-HB2ср=20…50
где HB1ср – твердость шестерни
HB2ср – твердость колеса
Данные величины определяются как среднее арифмитическое предельных значений твердости выбранного материала.
Выбираем материал :
для шестерни – сталь 45, термообработка улучшение
для колеса – сталь 45, термообработка нормализация
Вычисляем среднее арифмитическое для шестерни и колеса, определив предельные значения твердости
НВ1= 235+262/2=248,5 (3.12)
НВ2=179+207/2=193 (3.13)
3.2.4 Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемое контактное напряжение для зубов шестерни и зубов колеса [σ]н, Н/мм2, определяется по формуле
(3.14)
где КHL – коэффициент долговечности материалов, КHL=1;
SH – коэффициент динамичности, SH=1,2.
Вычисляем предел контактной выносливости [σ]но, Н/мм2 , по формуле:
[σ] H0 = 2НВ+70 (3.15)
Определяем [σ] H0 для шестерни и колеса
[σ] H01= 2∙248,5+70=566 Н/мм2;
[σ] H02= 2∙193+70=456 Н/мм2.
Подставим значения в формулу (3.14 ), получим:
Н/мм2;
Н/мм2.
3.2.5 Определение допускаемых напряжений изгиба
Величины допускаемого напряжений изгиба для зубьев шестерни [σ] F1 , Н/мм2, и колеса [σ] F2 , Н/мм2, находятся по формулам
(3.16)
где КFL – коэффициент долговечности материалов, КFL=1;
[σ] F0 = 1,03∙НВ.
Подставляя значения в формулу (3.16 ), получим :
Н/мм2;
Н/мм2.
3.2.6 Проектный расчет зубчатой передачи
Расчет зубчатой закрытой передачи производится в два этапа : превый расчет – проектный, второй – проверочный.
Проектный расчет выполняется по допускаемым контактным напряжениям с целью определения геометрических параметров зубчатого зацепления.
а) Определяется межосевое расстояние aw, мм, по формуле :
, (3.17)
где Ka=495;
ψba – коэффициент ширины колеса, ψba=0,5;
KHβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;
KHβ=1,17.
Подставляем значения в формулу (3.17), получаем :
мм.
Принимаем aw = 180 мм.
б) Находим модуль зацепления m, по формуле
m = (0.01-0.02) *аw (3.18)
Полученное число округляем до стандарта
m = (0,01-0,02)*180 = (1,8 – 3,6)
Исходя, из предварительных расчетов, выбираем модуль m = 3.
в) Определяем ширину венца шестерни и колеса b, мм
, (3.19)
где b1 - ширина венца шестерни, мм;
b2 - ширина венца колеса, мм.
Подставим значения в формулу (3.19 ), получим :
b2 = 0,5∙180 = 90 мм;
b1 = 90 + 5 = 95 мм.
Полученные величины округляем по стандартному ряду размеров. Принимаем b1 = 95 мм ; b2 = 90 мм.
г) Определяем суммарное число зубьев z∑
(3.20)
д) Определяем число зубьев шестерни и колеса :
(3.21)
(3.22)
Принимаем значения:
Z1 =29 ;
Z2 =91.
е) Уточняем передаточное число Uфакт
; (3.23)
Причем должно выполняться условие
; (3.24)
Рассчитываем фактическое передаточное число
;
Полученное значение удовлетворяет условию (3.24), -0,6% ≤ 4 % .
ж) Определяем основные геометрические параметры передачи
Делительный диаметр шестерни d1, мм, определяется по формуле:
d1 = mZ1 ;
d1 = 3∙29 = 87 мм.
Диаметр вершин зубьев шестерни da1, мм, определяется по формуле
dа1 = d1 + 2 m ;
da1 = 87+3∙2 = 93 мм.
Диаметр впадин зубьев шестерни df1, мм, определяется по формуле
df1 = d1 – 2,4 m ;
df1 = 87-2,4∙3 = 80 мм.
Делительный диаметр колеса d2, мм, определяется по формуле
d2 = Z2∙m ;
d2 = 3∙91 = 273 мм.
Диаметр вершин зубьев колеса da2, мм, определяется по формуле
dа2 = d2 + 2 m ;
da2 = 273+3∙2 = 279 мм.
Диаметры впадин зубьев колеса df2, мм, определяется по формуле
|
Из за большого объема этот материал размещен на нескольких страницах:
1 2 3 4 5 |
