Розрахунок і конструювання валів

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Вибір електродвигуна. Кінематичний і силовий розрахунок

1.1 Вибір електродвигуна

1.1.1 Загальний К.К.Д. привода

[3], ч.1, с.20, тб.2.11 приймаємо зач=0,97;

ланц=0,9;

підш=0,99.

1.1.2 Необхідна потужність електродвигуна

кВт .

1.1.3 Вибір електродвигуна

По Nнеобх.=5,2 кВт ,nс=3000 хв-1 ,згідно [3], ч.1, с.23, тб.2.4,

вибираємо електродвигун 4А112М4УЗ

хв-1.

Nпасп=5,50 кВт, .

4А-трьохфазний, асинхронний,

коротко замкнутий, закритий, обдуваємий;

160 - висота осі обертання;

М - установочний розмір по довжині станини;

УЗ - кліматичне виконання “умеренная зона”.

1.2 Кінематичний розрахунок

1.2.1 Загальне передаточне число

1.2.2 Розбивка загального передаточного числа

[3], ч.1, с.31, тб.2.6: Uред=3...5, Uланц=2...6.

Приймаємо Uред=3. Тоді

1.2.3 Частоти обертання та кутові швидкості валів

n1=nдв=2850 хв-1;

с-1;

хв-1;

с-1;

п3=300 хв-1;

с-1.

1.3 Силовий розрахунок привода

1.3.1 Крутні моменти на валах

Н м;

Н м;

;

Н м.

1.3.2 Коефіцієнт перевантаження

2. Розрахунок редуктора

2.1 Вибір матеріалів зубчатих коліс і розрахунок допустимих контактних напружень

2.1.1 Для кращого припрацювання зубців коліс необхідно матеріал шестерні вибирати твердіше матеріалу колеса.

.

[3], ч.1, с.153, тб.6.14:

шестерня: Сталь 40Х покращена: HB1 =192…240;

В1=750МПа;

Т1=450 МПа;

колесо: Сталь 40Х покращена: HB2 =170…217;

В2=600 МПа;

Т2=340 МПа;

2.1.2. Границі контактної витривалості поверхонь зуба, що відповідають базовому числу циклів навантаження

; [3], ч.1, с.154, тб.6.5;

МПа;

МПа.

2.1.3 Базове число циклів напружень

[3], ч.1, с.131, рис.6.21:

; .

2.1.4 Еквівалентне число циклів зміни напружень

с=1; ;

год.;

год.;

год.

;

.

2.1.5 Коефіцієнти довговічності

.

, приймаємо kHL1 =1;

.<1,приймаємо kHLI=1;

2.1.6 Границі контактної витривалості поверхонь зуба, що відповідає еквівалентному числу циклів

МПа;

МПа.

2.1.7 Коефіцієнти безпеки

[3], ч.1, с.132: - для зубчастих коліс з нормалізованих, покращених та об”ємнозагартованих сталей.

2.1.8 Допустимі контактні напруження.

МПа;

МПа.

2.2 Проектний розрахунок на контактну міцність

2.2.1 Коефіцієнт ширини колеса

. По [3], ч.1, с.151, тб.6.8 , приймаємо .

2.2.2 Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині зуба

По [3], ч.1, с.108, рис.6.11 приймаємо .

2.2.3 Орієнтовне значення міжосьової відстані

мм;

[3], ч.1, с.109: ka=495 МПа1/2 .

.

2.2.4 Вибір модуля зачеплення і визначення ширини зубчатих коліс

[3], ч.1, с.152, тб.6.9: приймаємо .

мм.

По [5], т.1, с.364 приймаємо по ряду Ra40: aw=95 мм, bw=b2=38 мм.

Ширина мм. Приймаємо b1=43 мм.

мм. По [3], ч.1, с.110 приймаємо m=1.5 мм.

2.2.5 Визначаємо числа зубців коліс.

.

Приймаємо .

. Приймаємо z1=31.

.

.

2.2.6 Визначення діаметрів коліс.

Згідно [3], ч.1, с.96, тб.6.1:

Початкові діаметри:

мм;

мм.

Діаметри ділильних кіл:

мм;

мм.

Діаметри виступів та впадин

мм;

мм;

мм;

мм.

2.2.7 Колова швидкість

.

2.2.8 Коефіцієнт перекриття

;

2.2.9 Степінь точності

Згідно [3], ч.1, с.151, тб.6.7 приймаємо степінь точності n =8.

Згідно [3], ч.1, с.106 приймаємо В.

2.3 Перевірочний розрахунок на контактну витривалість

2.3.1 Коефіцієнти zн , zм ,z .

[3], ч.1, с.109: ;

[3], ч.1, с.109: МПа1/2;

.

2.3.2 Вихідна розрахункова колова сила

Н.

2.3.3 Коефіцієнти, що враховують нерівномірність розподілу навантаження по довжині зуба та розподілу навантаження між зубцями.

[3], ч.1, с.108, рис.6.11: ;

[3], ч.1, с.111, рис.6.13: .

2.3.4 Коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження в зачепленні.

;

;

Н - коефіцієнт, що враховує вплив похибок зачеплення на динамічне навантаження;

[3], ч.1, с.152, тб.6.10: Н=0,006;

[3], ч.1, с.152, тб.6.11: g0=56.

2.3.5 Питома розрахункова колова сила

Н/мм.

2.3.6 Розрахункове контактне напруження

МПа.

2.3.7 Перевірка умови міцності

;

Умова міцності не виконується, повертаємося до пункту 2.1.1.

З метою підвищення допустимого напруження при тій же сталі 45 вибираємо нові значення:

HB1=230;

HB2=200;

; [3], ч.1, с.154, тб.6.5;

МПа;

МПа.

МПа;

МПа.

.

Умова міцності виконується.

2.4 Перевірочний розрахунок на витривалість при згині зуба

2.4.1 Вихідна розрахункова колова сила

Н.

2.4.2 Коефіцієнти форми зуба.

[3], ч.1, с.113, рис.6.14:

Приймаємо:

По =31 ;

По =95 .

2.4.3 Коефіцієнт, що враховує перекриття зубців

;

.

2.4.4 Коефіцієнт нахилу зуба

2.4.5 Питома розрахункова колова сила

[3], ч.1, с.108, рис.6.11: при приймаємо .

.

,

; [3], ч.1, с.114;

g0=56; [3], ч.1, с.152, тб.6.11.

2.4.6 Розрахункові напруження згину.

МПа;

МПа.

2.4.7 Допустимі згинні напруження для розрахунку на витривалість

;

[3], ч.1, с.154, тб.6.16;

;

МПа;

МПа.

[3], ч.1, с.134: .

- коефіцієнт що враховує наявність реверсу.

[3], ч.1, с.134: .

.

2.4.8 Базові та еквівалентні числа циклів

[3], ч.1, с.134:

.

;

.

2.4.9 Коефіцієнт довговічності

, приймаємо

приймаємо .

2.4.10 Границі витривалості зубців при згині, що відповідає еквівалентному числу циклів

МПа;

МПа.

2.4.11 Допустимі напруження при розрахунку на витривалість при згині

МПа;

МПа.

2.4.12 Перевірка умови міцності при згині.

;

.

Умова міцності не виконується. За (Анур'євим ), збільшуємо ширину колеса і шестерні.

2.5 Перевірочний розрахунок зубців при перевантаженні

2.5.1 Максимальні контактні та згинні напруження

МПа;

МПа.

2.5.2 Допустимі напруження при перевантаженнях

Згідно [3], ч.1, с.135:

МПа;

МПа.

2.5.3 Перевірка умови міцності при перевантаженні

;

Умова міцності не виконується. Приймаємо сталь 45 покращену :

МПа;

МПа.

;

.

Умова міцності виконується.

3. Розрахунок і конструювання валів

3.1 Попередній розрахунок валів

3.1.1 Діаметри валів під підшипники з розрахунку на кручення при понижених допустимих напруженнях

[3], ч.2, с.53: МПа Сталь 45.

мм;

Приймаємо згідно [3], ч.2, с.53 мм.

Приймаємо згідно [3], ч.2, с.53 мм.

3.1.2 Конструювання валів

Размещено на http://www.allbest.ru/

а) ведучий вал;

;

мм;

, приймаємо .

[3], ч.2, с.65, тб.3.4:

мм,

приймаємо мм.

[3], ч.2, с.65, тб.3.4:

мм,

приймаємо мм.

Размещено на http://www.allbest.ru/

б) ведений вал;

мм; мм.

[3], ч.2, с.65, тб.3.4:

.

Приймаємо мм.

мм;

мм.

Перша ескізна компоновка

редуктора.

4. Розрахунок ланцюгової

передачі.

; хв-1.

4.1 Вибір числа зубців першої зірочки

Згідно [3], ч.1, с.67:

, .

.

Приймати треба цілі непарні , а ланок ланцюга - цілі парні. Згідно [3], ч.1, с.76, тб.4.5: . Приймаємо .

4.2 Число зубців веденої зірочки

. Приймаємо .

4.3 Уточнення передаточного числа

..

4.4 Визначення кроку ланцюга

мм.

m - число рядів. [3], ч.1, с.73, тб.7.1 приймаємо мм.

.

Таблиця А

V,	0,1	0,4	1,0	2,0	4,0	6,0	8,0	10,0
[p],МПа	32	28	25	21	17	14	12	10

Попередньо приймаємо орієнтовне значення тиску в шарнірах в залежності від колової швидкості в редукторі.

Приймаючи по таблиці А [p]=14 МПа.

Де - спокійне навантаження;

- вплив міжосьової відстані ланок;

- вплив кута нахилу;

- спосіб регулювання натягу;

- спосіб змащування - періодичний;

- змінність роботи.

4.5 Швидкість ланцюга

тб.А, п.4.6.

4.6 Уточнення значення допустимого тиску

, [p]=11 МПа.

4.7 Перевірка розрахункового тиску в шарнірах

Приймаємо дворядний ланцюг m=2.

4.8 Остаточний вибір ланцюга

Згідно [3], ч.1, с.73, тб.4.1 по ГОСТ-13568-75 приймаємо ланцюг 2ПР-25,4-5670.

Q=56700 Н - руйнівне навантаження;

q=2,6кг.

4.9 Геометричні параметри ланцюгової передачі

, приймаємо , ланок.

мм.

Приймаємо ланок.

; .

мм.

4.10 Перевірка ланцюга по числу ударів.

Згідно [3], ч.2, с.79, тб.4.9.

4.11 Коефіцієнт запасу міцності ланцюга

.

Н;

мм.

Н.

Н;

- коефіцієнт провисання.

[3], ч.1, с.79, тб.4.10.

5. Сили, що діють на вали

5.1 Додаткове навантаження від незрівноваженості колової сили муфти

Н.

[3], ч.1, с.28, тб.2.5: мм.

5.2 Колова сила в шевронному зачепленні

Н.

5.3 Радіальна сила в зачепленні

Н.

5.4 Навантаження, що згинає ведений вал від ланцюгової передачі.

Н.

Згідно [3], ч.2, с.49: .

6. Розрахунок на втомну міцність веденого вала

Размещено на http://www.allbest.ru/

6.1 Реакції опор та згинаючі моменти у вертикальній площині ведучого вала

; ; H.

; ; Н.

:

;

6.2 Реакції опор та згинаючі моменти у горизонтальній площині ведучого вала

; ;

Н.

; ;

Н.

:

6.3 Реакції опор та згинаючі моменти у вертикальній площині веденого вала

; ;

Н.

;

Н.

:

6.4 Реакції опор та згинаючі моменти у горизонтальній площині веденого вала

; ; Н.

; ; Н.

:

6.5 Сумарні згинаючі моменти в небезпечних перерізах веденого вала

6.6 Напруження згину і кручення в небезпечних перерізах

1 переріз:

МПа;

МПа;

2 переріз:

МПа;

МПа.

6.7 Границі витривалості при згині і крученні

Згідно [3], ч.2, с.65, тб.3.5 для Сталі 45:

МПа; МПа.

6.8 Коефіцієнти

1 переріз:

[3], ч.2, с.66, тб.3.6: ; ;

[3], ч.2, с.68, тб.3.7: ;;

[3], ч.2, с.65, тб.3.5: ; .

2 переріз:

[3], ч.2, с.66, тб.3.6: при ; ;

[3], ч.2, с.68, тб.3.7: ;;

[3], ч.2, с.65, тб.3.5: ; .

6.9 Запаси втомної міцності в небезпечних перерізах

1 переріз:

;

;

згідно [3], ч.2, с.55.

2 переріз:

;

;

згідно [3], ч.2, с.55.

7. Розрахунок та вибір підшипників

7.1. Ведучий вал

7.1.1 Еквівалентне динамічне навантаження

H;

згідно [3], ч.2, с.99.

Н;

Н;

Приймаємо Н.

Згідно [3], ч.2, с.137, тб.5.16 - спокійне навантаження;

- t<100.

Приведене еквівалентне навантаження:

Н.

7.1.2 Довговічність підшипників

Попередньо приймаємо:

Згідно [3], ч.2, с.148, тб.5.28 по мм №104 кН.

Згідно [3], ч.2, с.163, тб.5.39:

Згідно [3], ч.2, с.148, тб.5.28 по мм №1000904 кН.

Згідно [3], ч.2, с.163, тб.5.39:

по Так як нам необхідно , то підшипники потребуватимуть однієї заміни через 2500 год.

7.2 Ведений вал

7.2.1 Еквівалентне динамічне навантаження

Н;

Н;

Приймаємо Н.

Приведене еквівалентне навантаження:

Н.

7.2.2 Довговічність підшипників

Попередньо приймаємо:

Згідно [3], ч.2, с.141, тб.5.23 по мм N105 Н.

по

8. Вибір муфти

8.1 Вибір типу і розмірів муфти

Вибираємо по ГОСТ 21424-75 МУВП (муфта пружна втулково-пальцева).

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 5-Муфта пружна втулково-пальцева

Згідно [3], ч.1, с.28, тб.2.5:

З п.3.1.2.а)

Згідно [3], ч.2, с.208, тб.6.13 вибираємо:

Згідно [3], ч.2, с.210, тб.6.14 вибираємо:

Другу півмуфту беремо з укороченою маточиною мм і зменшеною обточкою маточини мм. Згідно [3], ч.2, с.208, тб.6.13 приймаємо мм. Всі інші розміри цієї півмуфти вибираємо по мм.

8.2.1 Перевірочний розрахунок пальця на згин

Згідно [3], ч.2, с.189.

мм.

Умова міцності виконується.

8.2.2 Перевірочний розрахунок втулки на зминання.

Згідно [3], ч.2, с.189.

Умова міцності виконується.

підшипниковий зубчатий вал обертання

9. Вибір і перевірка шпоночних з`єднань

9.1 Ведучий вал

Размещено на http://www.allbest.ru/

Згідно [3], ч.2, с.78, тб.4.1 по мм

приймаємо

Згідно примітки приймаємо

МПа.

мм.

по мм

приймаємо

9.2 Ведений вал

Для колеса.

Згідно [3], ч.2, с.78, тб.4.1 по мм

приймаємо

Згідно примітки приймаємо

мм.

Для зірочки.

Згідно [3], ч.2, с.78, тб.4.1 по мм приймаємо

Згідно примітки приймаємо .

мм.

10. Вибір системи змащення

10.1 Змащування зубчастого зачеплення

Картерне змащування здійснюється зануренням зубчастого колеса на 3...4 модуля, але не менше ніж 10 мм.

При глибина занурення .

При глибина занурення.

При глибина занурення .

При глибина занурення .

10.1.1 Об'єм мастила

л.

Отриманий об'єм мастила в результаті розрахунків (2.25л), не відповідає об'єму мастила, який вийшов при проектуванні редуктора (1л). В результаті приймаємо Q=1л.

10.1.2 Вибір мастила

Згідно [3], ч.2, с.130, тб.5.10 вибираємо турбінне масло Т30.

10.2 Змащення підшипників

При - змащення розбризкуванням. При - консистентне змащення.

Вибираємо при змащення розбризкуванням.

10.2.1 Конструювання підшипникових вузлів.

Конструкцію підшипникових вузлів вибираємо згідно, ч.2, с.112-122.

Размещено на Allbest.ru