Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов. Выбор подшипников. Конструктивные размеры вала шестерни, ведомого вала и зубчатого колеса. Конструктивные размеры корпуса редуктора.
Общий КПД привода[1]: Требуемая мощность электродвигателя[1]: . Частота вращения приводного вала[1]: . Частота вращения вала электродвигателя (число оборотов на входе)[1]: . Выбираем электродвигатель мощностью, наиболее близкой к рассчитанной. В данном приводе используется цилиндрический редуктор, поэтому[2]: Уточняем передаточное число ременной передачи[1]: Частота вращения ведущего вала редуктора[2]: Частота вращения ведомого вала[2]: Угловые скорости ведущего и ведомого валов[2]: Вращающий момент на приводном валу барабана[2]: Вращающий момент на ведомом валу редуктора[2]: Вращающий момент на ведущем валу редуктора[2]: Таблица 1 - Результаты кинематического расчета приводаДля уменьшения габаритов редуктора используем стали с повышенными механическими характеристиками. Для шестерни и колеса выбираем сталь 40Х, термообработку - улучшение и закалка ТВЧ.Средняя твердость рабочих поверхностей зубьев[2]: ; Базовые числа циклов нагружений: 1) при расчете на контактную прочность[2] 2) при расчете на изгиб[2] Коэффициенты долговечности при расчете по контактным напряжениям[1]: , т.к. Коэффициенты долговечности при расчете на изгиб[1]: ;Предварительно принимаем коэффициент межосевого расстояния для косозубой передачи . Значение коэффициента ширины зубчатого колеса при несимметричном расположении опор принимаем по ГОСТ 2185-66 из стандартного ряда:0,4. Определим коэффициент ширины в долях диаметра[2]: . Рассчитаем коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца передачи[2]: , при этом . Нормальный модуль зацепления при твердости : , модуль принимаем из ряда стандартных значений по ГОСТ 9563-80: .Определяем окружную силу[1]: Определяем радиальную силу[1]: Определяем осевую силу[1]:Коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями , в зависимости от окружной скорости и степени точности передачи, определяем по таблице 2.7 [2]. Принимаем . Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий , определяем по таблице 2.8 [2].Выбираем коэффициенты, необходимые для проверки колес по изгибающим напряжениям. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубых колес выбираем в зависимости от степени точности. Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку (по табл.2.9 [2]) . Определяем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий[2]: .Предварительный расчет валов производится только на кручение. Для компенсации изгибающих факторов и других неучтенных факторов принимаем пониженное значение допускаемых напряжений кручения .Посадочные диаметры под подшипники ведущего и ведомого валов[2]: , . По посадочным диаметрам и выбираем радиальные шариковые подшипники из таблицы 3.1[2]: Рисунок 4.1 - Подшипник шариковый радиальныйОпределяем диаметр буртика под подшипник[1]: Принимаем Определяем посадочный диаметр под колесо[2]: . Определяем диаметр буртика под подшипник[2]: . Принимаем и Расстояние между торцами подшипников вала-шестерни: . Длина ступени вала-шестерни под уплотнение крышки с отверстием и подшипника[2]: Длину выходного конца вала-шестерни под шкив ременной передачи выбираем по диаметру по табл.Определяем толщину стенки корпуса редуктора[2]: . Принимаем . Диаметр винтов крепления крышки редуктора к основанию корпуса[2]: .При установке радиальных подшипников расстояние от плоскости приложения сил в зацеплении до точки приложения радиальной реакции в опоре определяется по формуле[2]: · на ведущем валу: ;В плоскости XOZ: , , Проверка: Результирующие реакции в опорах 1 и 2 определяем по теореме Пифагора (см. рис.На выходные концы валов действуют консольные нагрузки со стороны ременных, цепных передач, соединительных муфт и т.д. , , На выходной конец ведомого вала со стороны зубчатой муфты действует изгибающий момент[2]: .При установке вала на двух радиальных шариковых подшипниках осевая сила , нагружающая подшипник, равна внешней осевой силе , действующей на вал: , . При вращении внутреннего кольца подшипника: Определяем отношение[1]: . Поэтому эквивалентную нагрузку определяем по формуле[1]: . и выбираем из табл. Расчетная долговечность L подшипника определяется по формуле (млн. об)[1]: Для шарикоподшипников показатель степени . Определяем отношение: .Напряжение смятия и условие прочности определяют по формуле[2]: При стальной ступице допускаемые напряжения смятия принимают в интервале: Шпонка на ведущем валу () по табл. 8.1 [2]: Напряжение смятия шпоночного соединения «быстроходный вал-ведущий шкив»[2]: Условие прочности выполнено.На выходном конце ведущего вала редуктора устанавливают муфту упругую втулочно-пальцевую (ГОСТ 21424-93) (табл.Поле допуска вала под внутренним кольцом подшипника - k6. Поле допуска вала под резиновыми манжетами (уплотнениями) - h11. Поле допуска вала корпуса редуктора под внешним кольцом подшипника - Н7.
План
Содержание
1. Кинематическая схема. Исходные данные
2. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода
3. Расчет зубчатых колес редуктора
3.1 Выбор материала и термической обработки
3.2 Определение допускаемых напряжений
3.3 Расчет зубчатой передачи
3.4 Расчет сил зацепления
3.5 Проверочный расчет передачи
3.5.1 Проверка зубьев по контактным напряжениям
3.5.2 Проверка зубьев по напряжению изгиба
4. Предварительный расчет валов. Выбор подшипников
4.1 Определение диаметров валов
4.2 Выбор подшипников
5. Конструктивные размеры вала шестерни, ведомого вала и зубчатого колеса
6. Основные конструктивные размеры корпуса редуктора
7. Проверка долговечности подшипников
7.1 Определение расстояний между линиями действия сил зацепления и реакции опор
