Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
W2_33.doc
Скачиваний:
16
Добавлен:
20.02.2016
Размер:
1.67 Mб
Скачать

Содержание

1 Кинематический и силовой расчет передачи

1.2 Определение крутящего момент и частоту вращения

2 Выбор материала и определение допускаемых напряжений

3 Геометрический расчет передачи

4 Проверочный расчет зубьев передачи на прочность

5 Конструктивная разработка и расчет валов

5.1 Конструктивная разработка и расчет быстроходного вала

5.1.1 Выбор муфты

5.1.2 Разработка эскиза быстроходного вала

5.1.3 Выбор шпонки и проверочный расчет шпоночного соединения

5.1.4 Определение сил, действующих на быстроходный вал

5.1.5 Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

5.1.6 Расчет быстроходного вала на сопротивление усталости

5.2 Конструктивная разработка и расчет тихоходного вала

5.2.1 Выбор муфты

5.2.2 Разработка эскиза тихоходного вала

5.2.3 Выбор шпонок и проверочный расчет шпоночного соединения

5.2.4 Определение сил, действующих на тихоходный вал

5.2.5 Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

5.2.6 Расчет тихоходного вала на сопротивление усталости

6 Подбор и расчет подшипников

6.1 Быстроходный вал

6.2 Тихоходный вал

7 Конструктивная разработка элементов редуктора

7.1 Зубчатое колесо

7.2 Крышки подшипниковых узлов

7.3 Корпус и крышка редуктора

8 Выбор смазки редуктора

Литература

Дано

w2 =18 с-1

Ln=16000 часов

Т/Т=1,5

=0,4

1. Кинематический и силовой расчет передачи

Определяем частоту вращения вала рабочей машины:

(1.1.)

где n2 – частота вращения вала рабочей машины, мин-1;

w2 – угловая частота вращения вала рабочей машины, с-1.

об/мин

Определяем потребную мощность на валу рабочей машины:

(1.2.)

где Р2 – потребная мощность на валу рабочей машины, Вт;

Т2 – крутящий момент навалу рабочей машины, Н×м;

Вт

Рассчитываем потребную мощность электродвигателя:

(1.3.)

где Р1 – потребная мощность электродвигателя, кВт;

h – КПД одноступенчатого цилиндрического редуктора с косыми зубьями, h = 0,96…0,98.

кВт

По данным формулы (1.3) и ГОСТ 19253-81 выбираем электродвигатель. Наиболее широко в приводах машин используют асинхронные двигатели трехфазного тока единой серии 4А.

Выбирая электродвигатель следует помнить, что при одной и той же мощности с уменьшением частоты вращения двигателя увеличиваются его габаритные размеры и масса, значительно увеличивается его стоимость. Однако с увеличением частоты вращения усложняется передаточный механизм.

Мощность

15

Тип

Количество оборотов

4A160S2

2910

4A160S4

1470

4A160M6

980

4A180M8

735

Результаты выбора электродвигателя приводим в таблице 1.1.

Таблице 1.1

Выбора электродвигателя

Р1

кВт

Рд

кВт

об/мин

n2, об/мин

U

СТ СЭВ 221—75

12,1

15

2910

171,98

16,93

16

5,82

1470

171,98

8,55

8

6,88

980

171,98

5,7

6,3

9,53

735

171,98

4,28

4,0

2,84

Окончательно принимаем электродвигатель, для которого передаточное отношение не больше 8, и отклонение фактического передаточного отношения от номинального – минимальное:

тип 4A180M8

мощность 15 кВт

частота вращения вала 735 об/мин

1.2 Определение крутящиго момент и частоту вращения

Уточняем крутящий момент и частоту вращения на быстроходном и тихоходном валу в соответствии с принятым электродвигателем.

Быстроходный вал:

; ;.

; ;.

Тихоходный вал:

; ;.

;;

2 Выбор материала и определение допускаемых напряжений

Для изготовления колес материал принимаем одной марки. Разность твердостей материала обеспечиваем методом термической обработки. Для предотвращения заедания зубчатых колес твердость шестерни должна быть на 30-70 HB выше, чем твердость колеса.

Таблица 2.1

Пример выбора материала

Материал

Термообработка

Твердость НВ

sв, МПа

sт, МПа

1

Для шестерни

сталь 45

Улучшение

235..262

780

540

2

Для колеса

сталь 45

Нормализация

179..207

600

320

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

Для шестерни:

(2.1)

Для колеса:

(2.2)

где sH lim bi – базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений [табл. 2.3].

SH – коэффициент безопасности зубчатых колес [табл. 2.3].

KHLi – коэффициент долговечности [рис. 2.1.].

Таблица 2.2

Значения и SН.

Термообработка

Твердость

, МПа

, МПа

Нормализация, улучшение

НВ < 350

2НВ+70

1.35 HB+100

1,1

Коэффициент долговечности определяем в зависимости от отношения NHE/NHO.

NHO – базовое число циклов напряжений в зубьях;

NHE – эквивалентное число циклов напряжений.

Для шестерни:

(2.3)

Для колеса:

(2.4)

Т.к. НВ1 – НВ2 < 100, то за расчетное [sН]Р принимаем меньшее из [sН]1 и [sН]2:

Определяем допускаемое напряжение изгиба:

Для шестерни:

(2.5)

Для колеса:

(2.6)

где sFlim bi – предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов напряжений, определяем по [табл. 2.3],

KFL – коэффициент долговечности, KFL = 1;

SF – коэффициент безопасности, SF = 1,7 … 2,2.

2.2Для шестерни: =2НВ+70=2*245+70=560 Мпа

Принимаем:=1;;

Для колеса: =2НВ+70=2*185+70=440Мпа

Принимаем:=1;

2.3 Для шестерни: =1.35 HB+100=1.35*245+100=430,8Мпа

МПа

Для колеса: =1.35 HB+100=1.35* 185+100=349,8МПа

МПа

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]