Реферат: Привод электродвигателя
Геометрические
параметры передачи представлены в табл. 5.
Таблица 5
Геометрические параметры передачи
Параметр |
Шестерня
косозубая |
Колесо косозубое |
Д
и
а
м
е
т
р
|
делительный |
|
|
вершин зубьев |
|
|
впадин зубьев |
|
|
Ширина венца |
|
|
.4.5. Проверочный расчет
1. Проверяем
межосевое расстояние:
.
2.Проверяем контактные напряжения sН:
.
где
К - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К = 376;
— окружная сила в зацеплении, Н;
КНa
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Зависит от
окружной скорости колес , и
степени точности передачи, принимаем равной 8; КНa=1,119
[1, с.62-63];
КНu
— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и
степени точности передачи, КНu=1,01
[1, с.62].
Подставляя числовые данные получаем:
3.Проверяем напряжения изгиба
зубьев шестерни sF1 и колеса sF2, Н/мм2:
где
m - модуль зацепления, мм;
b2 - ширина зубчатого венца колеса,
мм;
Ft - окружная сила в зацеплении, Н;
KFa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки
между зубьями. Для косозубых колес КFa зависит от степени точности передачи. КFa = 1,0.
КFb — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.
Для прирабатывающихся зубьев колес КFb = 1;
КFu — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от
окружной скорости колес и степени точности передачи равный 1,04, [3];
YF1 и YF2 — коэффициенты формы зуба шестерни
и колеса. Для косозубых определяются в зависимости от эквивалентного числа
зубьев шестерни
.
и
колеса
YF1 = 3,88 и YF2
= 3,62;
— коэффициент, учитывающий наклон зуба;
[s]F1 и [s]F2 — допускаемые напряжения изгиба шестерни
и колеса, Н/мм2.
Составляем
табличный ответ*, мм:
Таблица 6
Проверочный расчет
Проверочный
расчет |
Параметр |
Допускаемые значения |
Расчетные значения |
Примечание (отклонения) |
Контактные
напряжения sН, Н/мм2
|
514,3 |
474,99 |
недогрузка |
Напряжение изгиба,
Н/мм2
|
sF1
|
294,07 |
84,03 |
недогрузка |
sF2
|
255,96 |
112,56 |
недогрузка |
Таблица
7 Значения сил
Силы в зацеплении |
Значение силы, Н |
на шестерне |
на колесе |
Окружная |
Ft1 = Ft2 = 4787
|
|
Радиальная |
Fr1
= Fr2 = 1220
|
|
Осевая |
Fa1 = Fa2 = 1742,7
|
Fa2
= Ft2tgb
=1742,7
|
4.7. Определение консольных сил
В
проектируемых приводах конструируются открытые зубчатые цилиндрические и
конические передачи с прямыми зубьями, а также ременные и цепные передачи,
определяющие консольную нагрузку на выходные концы валов. Кроме того,
консольная нагрузка вызывается муфтами, соединяющими двигатель с редуктором или
редуктор с рабочей машиной.
Значения
консольных сил приведены в табл. 8
Таблица 8
Значения консольных сил
Вид открытой передачи |
Характер
силы
|
Значение силы,Н |
На шестерне |
На колесе |
Цилиндрическая
прямозубая |
Окружная |
Ft1 = Ft2 = 105556
|
|
Радиальная |
Fr1 = Fr2 =
|
|
Клиноременная |
Радиальная |
|
|
Таблица 9
Табичный
расчёт к задаче
Проектный расчет
|
Параметр |
значение |
Параметр |
Значение |
Межосевое расстояние,
aW
|
230 |
Угол наклона зубьев
b |
13,717 |
Модуль
зацепления m |
5 |
|
Ширина зубчатого
венца:
шестерни b1
колеса b2
|
77
74
|
Диаметр делительной
окружности:
шестерни
d
колеса d2
|
143.8
329.4
|
Число зубьев:
шестерни z1
колеса z2
|
26
64
|
Диаметр
окружности вершин:
шестерни da1
колеса da2
|
143.8
339.4
|
Вид зубьев |
наклонные |
Диаметр
впадин зубьев:
шестерни df1
колеса df2
|
121.8
317.4
|
5.
Предварительный расчет валов и выбор стандартных изделий (подшипники,
крышки, уплотнения).
Валы предназначены для установки на них
вращающихся деталей и передачи крутящего момента.
Конструкции валов
в основном определяются деталями, которые на них размещаются, расположением и
конструкцией подшипниковых узлов, видом уплотнений и техническими требованиями.
Валы воспринимают
напряжения, которые меняются циклично от совместного действия кручения и
изгиба. На первоначальном этапе проектирования вала известен только крутящий
момент, а изгибающий момент не может быть определен, т.к. неизвестно расстояние
между опорами и действующими силами. Поэтому при проектировочном расчете вала
определяется его диаметр по напряжению кручения, а влияние изгиба учитывается
понижением допускаемого напряжения кручения.
Редукторный
вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры
ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.
Входной вал
Рис.
3
Определяем
расчетные ориентировочные геометрические размеры каждой ступени вала, мм.
Участок I – выходной конец
вала для установки шкива ременной передачи. Диаметр выходного конца вала
определяется по формуле:
где – крутящий момент на
рассматриваемом валу, Нм;
– пониженные допускаемые
напряжения кручения, МПа, для выходных концов вала принимаются равными МПа;
Участок II – участок для
установки уплотнения; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для
деталей по эмпирической формуле:
Участок III – участок для
установки подшипников; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для
деталей по эмпирической формуле:
С учетом
полученного диаметра выбираем подшипники по ГОСТ 333–79 (подшипники роликовые
конические однорядные) [3].
Обе опоры вала
выполняют на подшипниках 7212 ГОСТ 333–79.
Таблица 10
Подшипники, устанавливаемые на входном
валу.
Обозначение
|
Основные размеры
|
Грузоподъемность, кН
|
Фактор нагрузки
|
d, мм
|
D, мм
|
Y
|
b, мм
|
с, мм
|
α°
|
Cr
|
C0r
|
Y
|
7212 |
60 |
110 |
1.547 |
23 |
19 |
2.5 |
72,9 |
58,4 |
1.710 |
Участок IV – участок для
установки колеса. Диаметр определяется по формуле:
Со стороны
выходного конца вала ставится торцовая крышка с отверстием для манжетного
уплотнения, выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника [4],
[3].
С другой стороны
ставится торцовая глухая крышка, выбранная в зависимости от диаметра внешнего
кольца подшипника [4], [3].
Выходной вал
Рис. 4
Участок I – выходной конец
вала для установки шестерни зубчатой передачи. Диаметр выходного конца вала
определяется по формуле:
где – крутящий момент на
рассматриваемом валу, Нм;
– пониженные допускаемые
напряжения кручения, МПа, для выходных концов вала принимаются равными МПа;
Участок II – участок для
установки уплотнения; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для
деталей по эмпирической формуле:
Для
защиты подшипников от внешней среды и удержания смазки в опорных узлах ставится
манжетное уплотнение, выбранное в зависимости от диаметра вала по ГОСТ 8752–79
[5].
Участок III – участок для
установки подшипников; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для
деталей по эмпирической формуле:
С учетом
полученного диаметра выбираем подшипники по ГОСТ 333–79 (подшипники роликовые
конические однорядные) [3].
Обе опоры вала
выполняют на подшипниках 7315 ГОСТ 333–79.
Таблица 11
Подшипники, устанавливаемые на
выходном валу.
Обозначение
|
Основные размеры
|
Грузоподъемность, кН
|
Фактор нагрузки
|
d, мм
|
D, мм
|
T, мм
|
b, мм
|
с, мм
|
Α°
|
Cr
|
C0r
|
Y
|
7315 |
75 |
130 |
24 |
23 |
19 |
12 |
97,6 |
84,5 |
1.547 |
Со стороны выходного
конца вала ставится торцовая крышка с отверстием для манжетного уплотнения,
выбранная в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника [4], [3].
С другой стороны
ставится торцовая глухая крышка, выбранная в зависимости от диаметра внешнего
кольца подшипника [4], [3].
Участок IV – участок для
установки колеса. Диаметр определяется по формуле:
где – крутящий момент на
рассматриваемом валу, Нм;
– пониженные допускаемые
напряжения кручения, МПа, в местах посадки колес принимаются равными МПа;
Выбор наиболее рационального типа
подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого
ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил
в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока
службы, приемлемой стоимости, схемы установки.
Выбираем подшипники для валов [1, с.111].
На тихоходном и быстроходном валах устанавливаем подшипники типа радиальные конические
однорядные. Схема установки – с одной фиксирующей опорой. Серия средняя. По
величине диаметров d2 и d4 выбираем подшипники
[1, с.410]:
Страницы: 1, 2, 3, 4
|