Розрахунок і конструювання валів

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 МПа½ .

.

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: МПа½;

.

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

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.

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

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-13 568−75 приймаємо ланцюг 2ПР-25,4−5670.

Q=56 700 Н — руйнівне навантаження;

q=2,6 кг.

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

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 № 1 000 904 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 21 424–75 МУВП (муфта пружна втулково-пальцева).

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

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.