Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента для тихоходного вала

Размещено на http://www.allbest.ru/

35

2. Выбор электродвигателя

Мощность на выходе:

кВт

Мощность электродвигателя:

кВт

()

Принимаем: кВт

Определение частоты вращения вала:

 мин^-1

()

Определение частоты вращения электродвигателя:

; ;

;

; ;

;

Принимаем двигатель: АИР90L4

мин^-1; р=2.2 кВт

3. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

4. Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента для каждого вала

5. Расчет тихоходной ступени

1.Определение допускаемых напряжений

1. Коэффициент приведения для расчетов на:

2. Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на

3. Суммарное число циклов перемены напряжений:

4. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на:

5. Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок.

6. Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из полученных

7. Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

Определение основных параметров тихоходной передачи

1. Коэффициент нагрузки

Принимаем

Схема передачи 5, с учетом варианта «а» соотношений термических обработок.

Окружная скорость:

При этой скорости передача может быть выполнена по 8-й степени точности.

Коэффициент нагрузки:

Предварительное значение межосевого расстояния:

Принимаем =140мм

2. Рабочая ширина венца колеса:

3. Рабочая ширина шестерни:

4. Модуль передачи:

Принимаем .

5. Суммарное число зубьев:

Принимаем

6. Число зубьев шестерни:

7. Число зубьев колеса:

8. Фактическое передаточное число:

9. Проверка зубьев на изгибную выносливость:

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

10. Диаметры делительных окружностей:

Проверка:

11. Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

12. Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

6. Расчет промежуточной ступени

1.Определение допускаемых напряжений

Частота вращения вала колеса: .

Ресурс передачи: .

Передаточное число: .

1. Коэффициент приведения для расчетов на:

2. Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на:

3. Суммарное число циклов перемены напряжений:

4. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на:

5. Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок.

6. Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из полученных

7. Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

Определение основных параметров тихоходной передачи

1. Коэффициент нагрузки

Принимаем

Схема передачи 5, с учетом варианта «а» соотношений термических обработок.

Окружная скорость:

При этой скорости передача может быть выполнена по 8-й степени точности.

Коэффициент нагрузки:

Предварительное значение межосевого расстояния:

Принимаем =125мм

2. Рабочая ширина венца колеса:

3. Рабочая ширина шестерни:

4. Модуль передачи:

Принимаем .

5. Суммарное число зубьев:

Принимаем

6. Число зубьев шестерни:

7. Число зубьев колеса:

8. Фактическое передаточное число:

9. Проверка зубьев на изгибную выносливость:

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

10. Диаметры делительных окружностей:

Проверка:

11. Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

12. Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

7. Расчет быстроходной ступени

Определение основных параметров тихоходной передачи

1. Коэффициент нагрузки

Принимаем

Схема передачи 5, с учетом варианта «а» соотношений термических обработок.

Окружная скорость:

При этой скорости передача может быть выполнена по 8-й степени точности.

Коэффициент нагрузки:

Предварительное значение межосевого расстояния:

Принимаем =90мм

2. Рабочая ширина венца колеса:

3. Рабочая ширина шестерни:

4. Модуль передачи:

Принимаем .

5. Суммарное число зубьев:

Принимаем

6. Число зубьев шестерни:

7. Число зубьев колеса:

8. Фактическое передаточное число:

9. Проверка зубьев на изгибную выносливость:

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

10. Диаметры делительных окружностей:

Проверка:

11. Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

12. Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

8. Определение диаметров всех валов

1) Определим диаметр быстроходного вала:

Из конструктивных соображений, принимаем:

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем.

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

.

2) Определим диаметр 1 промежуточного вала:

Принимаем: .

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем: .

3) Определим диаметр 2 промежуточного вала:

Принимаем: .

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

4) Определим диаметр тихоходного вала:

Принимаем: .

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем: .

9. Выбор подшипников качения

Исходные данные

Т₃=886.85 Н•м - крутящий момент на валу ведущей звездочки;

n₃=21.3 мин^-1 - частота вращения ведущей звездочки;

U=3 - передаточное число цепной передачи;

1. Выбор цепи

Назначим однорядную роликовую цепь типа ПР.

Предварительный шаг цепи:

По стандарту выбираем: ПР-44,45-172.4

2. Назначение основных параметров:

а) число зубьев звездочки

Найдем рекомендуемое число зубьев Z₁ в зависимости от передаточного числа:

Принимаем Z₁ =23

б) межосевое расстояние

ПР-44,45 а=40Р=40•44.45=1178мм

в) наклон ш=18

г) Примем, что смазывание цепи нерегулярное. Цепь будут смазывать

периодически при помощи кисти.

3) Определение давления в шарнире:

Найдем значение коэффициента, учитывающий условия эксплуатации

цепи К_Э

К_Э = К_д• К_А • К_Н• К_рег •К_см • К_реж =1 •1 •1 •1,25 •1,5 •1=1,875

Где

К_д =1- коэффициент динамической нагрузки;

К_А=1- коэффициент межосевого расстояния;

К_Н=1 - коэффициент наклона линии центров;

К_рег=1,25 - коэффициент регулировки натяжения цепи, нерегулируемое

натяжение;

К_см=1,5 - коэффициент смазывания, нерегулярная смазка;

К_реж =1 - коэффициент режима, работа в одну смену;

4) Окружная сила, передаваемая цепью:

5) Число зубьев ведомой звездочки

Z₂ =U_ц.п. •Z₁ =3 •23=69

6) Частота вращения ведомой звездочки:

7) Делительный диаметр ведущей звездочки:

8) Делительный диаметр ведомой звездочки:

9) Уточненное межосевое расстояние:

Т.к. цепь не регулируется, и выдержать такую точность межосевого

расстояния в устройствах такого типа, как проектируемое невозможно,

то принимаем =1175мм

13) Характерные размеры цепи и звездочек:

Размеры цепи:

D=25.4 мм

d= 12.7 мм

b=40 мм

S=4 мм

Размеры звездочек:

мм

мм

мм

мм

11. Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость

Проведём расчёт тихоходного вала.

Действующие силы:

- окружная сила;

- радиальная сила;

- крутящий момент.

.

,

,

,

.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

1. ;

;

.

Отсюда находим, что .

2. ;

;

.

Отсюда находим, что .

Выполним проверку:

;

;

.

Равенство выполняется, следовательно, вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. ;

;

.

Отсюда находим, что .

4. ;

;

.

Отсюда находим, что .

Выполним проверку: ;

.

Равенство выполняется, следовательно, горизонтальные реакции найдены верно.

По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке B, причём моменты здесь будут иметь значения:

;

.

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности [s], значение которого можно принять [s] = 1,5. При этом должно выполняться условие, что

, где

S - расчетный коэффициент запаса прочности,

и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным

напряжениям, которые определим ниже.

Найдём результирующий изгибающий момент:

.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45):

- временное сопротивление (предел прочности при растяжении);

и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении;

и - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определим отношение следующих величин:

;

, где

и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

Найдём значение коэффициента влияния шероховатости .

Вычислим коэффициент запаса

, где

;

.

, где

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним

его с допускаемым:

- условие выполняется

12. Предохранительное устройство

Материал штифта - Сталь 5.

Расчет выполняется по следующему соотношению:

 отсюда

, где

Примем d=10 м

13. Расчет шпоночных соединений

Быстроходный вал.

lш= lp+b,

=25мм где

где b - ширина шпонки,

h=8 мм - высота шпонки,

b=12мм - ширина шпонки

d=25 мм

T=3.16 Н•м

Принимаем

lш= 22+12=34 (мм),

Принимаем стандартный размер lш=34мм;

Тихоходный вал.

lш= lp+b,

, где

где b - ширина шпонки,

h=6 мм - высота шпонки,

b=18 мм

d=45 мм

T=886.85 Нм

Принимаем

lш= 55+18=73 (мм),

Принимаем стандартный размер lш=73мм;

14. Выбор муфты

Для соединения концов тихоходного и приводного вала и передачи крутящего момента следует использовать упругую компенсирующую муфту с торообразной оболочкой, которая обеспечивает строгую соосность валов и защищает механизм от перегрузок. Размеры данной муфты выбираются по стандарту, они зависят от диаметра вала и величины передаваемого крутящего момента.

Муфта состоит из одинаковых полумуфт, к которым с помощью нажимных колец и винтов притягиваются упругие элементы, выполненные в форме хомутов. Муфта обладает большой крутильной, радиальной и угловой податливостью. Полумуфты устанавливают как на цилиндрические, так и на конические концы валов.

15. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

электродвигатель подшипник кинематический

Смазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины, кроме того, снижаются динамические нагрузки, увеличивается плавность и точность работы машины. Глубина погружения зубчатых колес в масло должна быть не менее модуля зацепления и не более четверти делительной окружности колеса.

Список литературы