Материал: Задача 1 Привод состоит из электродвигателя мощностью Р

Задача №1

Привод состоит из электродвигателя мощностью Р_дв, кВт, с частотой вращения n_дв, мин ^-1, редуктора и цепной передачи.

Требуется определить:

а) угловые скорости валов;

б)передаточные числа;

в) общий КПД и вращающие моменты для всех валов.

Исходные данные для расчета для варианта 11:

- cхема IX

- мощность электродвигателя Р_дв =1,2 кВт

- частота вращения электродвигателя n_дв =720 об/мин

- передаточное число редуктора u_зп=2,5.

Решение: 1. Данный привод состоит из цилиндрического косозубого редуктора, ведущий вал которого получает вращение от электродвигателя. Привод осуществляется от асинхронного электродвигателя. Ведомый вал редуктора передает вращение ведущей звездочке открытой цепной передачи через муфту. Ведомый вал цепной передачи приводит в действие непосредственно рабочий механизм.

Редуктор данного привода вертикальный, т.е. с горизонтальным расположением ведущего и ведомого валов. Редукторы такого типа обычно применяются для передачи вращающего момента при параллельном расположении осей.

2. Определяем общий коэффициент полезного действия

, (1)

где – КПД закрытой зубчатой передачи, ;

– КПД открытой цепной передачи, ;

– КПД пары подшипников качения, ;

– КПД пары подшипников скольжения, ;

– КПД муфты, .



3. Определяем общее передаточное отношение привода:

и=и_{оп ·} и_зп

Передаточное число цепной передачи: u_оп =z₄/ z₃= 70/25 =2,8 .

и=и_{оп ·} и_зп =2,8·2,5=7.

4. Определяем силовые и кинематические параметры привода


Задача №2

В зависимости от варианта по данным первой задачи рассчитать основные параметры зубчатой нереверсивной передачи общего назначения с ресурсом работы t = 36000 чдля зубчатой передачи.

Решение: 1. Выбираем материал – сталь 40Х.

Принимаем термообработку для колес - улучшение поковки, для шестерни до твёрдости НВ₁ = 269...302, НВ_2ср. = 285, для колеса – улучшение поковки НВ₂ = 235...262, НВ_2ср. = 248,5

2. Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

[σ_н]₁ = 1,8НВ_ср+67)=1·(1,8·285+67)=580 МПа

[σ_н]₂ = 1,8НВ_ср+67)=1·(1,8·248,5+67)=514,3 МПа

В дальнейшем расчет ведем по наименьшему значению, принимаем

[σ_н] =514,3 МПа

Принимаем допускаемые напряжения на изгиб для шестерни и колеса:

[σ_F]₁ = 293,55 МПа

[σ_F]₂ = 256 МПа

В дальнейшем расчет ведем по наименьшему значению, принимаем

[σ_F] =256 МПа

3. Определяем главный параметр передачи – межосевое расстояние.

Принимаем расчётные коэффициенты. Выбираем ψ_α= 0,3 , К_Нβ = 1.

Определяем межосевое расстояние:

α_w ≥ 43 · (2,5+1) · = 63,2 мм

Принимаем по стандарту α_w = 70 мм.

4. Определяем модуль зацепления.

.

где - делительный диаметр колеса.

- ширина венца колеса.

Округляем полученное значение модуля в большую сторону до стандартного, принимаем m= 1 мм.

5. Определяем угол наклона зубьев



6. Определяем числа зубьев

Суммарное число зубьев

Z_Σ = =

.

Примем Z_Σ=138.

z₁ = z_Σ/(u + 1)=138/(2,5+1)=39,43 принимаем z₁ =39

z₂= z_Σ – z₁ = 138-39=99.

7. Определяем фактическое передаточное число u' = 99/39 = 2,54

Отклонение от принятого передаточного числа 1,6%<4%, что допустимо.

8. Уточняем действительную величину угла наклона зубьев:



9. Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса:

а) диаметры делительных окружностей

d₁ = mz₁=1·39=39 мм

d₂ = mz₂=1·99=99 мм

б) фактическое межосевое расстояние

α_w' = (d₁ + d₂)/(2cosβ) = (39 + 99)/(2cos 9,69632⁰) = 70 мм

в) диаметры вершин зубьев

d_a1=d₁+2m=39+2·1=41 мм

d_a2=d₂+2m=99+2·1=101 мм

в) диаметры впадин

d_f1=d₁-2,4m=39-2,4·1=36,6 мм

d_f2=d₂-2,4m=99-2,4·1=96,6 мм

г) ширина венца колеса и шестерни

b₂ = ψ_α·α_w = 0,3 · 70 = 21 мм

b₁ = b₂ + 5 = 26 мм

10. Определяем силы в зацеплении:

а) окружная F_t = 2 · T₂/d₂= 2 · 36,7 · 10³/99 = 741,4 Н

б) радиальная F_r = F_t tg20⁰/соsβ = 741,4· tg20⁰/cos 9,69632⁰= 273,8 Н

в) осевая F_а = F_t tgβ = 741,4·tg9,69632⁰=126,7 Н

Консольная сила от муфты на ведомом валу F_м=125

11. Определяем окружную скорость передачи:

υ = ω₂d₂/2·10³ = 30,144 · 99/2·10³ ≈ 1,5 м/с

Назначаем 9 степень точности.

12. Определяем контактные напряжения рабочих поверхностей зубьев:

σ_H=376· =459,6 МПа < [σ_H]= 514,3 МПа

Условие прочности выполняется.

Вычисляем эквивалентные числа зубьев и определяем коэффициенты формы зуба шестерни и колеса:

z_v1 = z₁/cos³β = 39/cos³ 9,69632⁰=40,72 Y_F1 = 3,7

z_v2 = z₂/cos³β = 99/cos³ 9,69632⁰=103,4 Y_F2 = 3,6

Определяем для шестерни и колеса отношение

[σ_F]₁/Y_F1 = 293,55/3,7 = 79,34 МПа

[σ_F]₂/Y_F2 = 256/3,6 = 71,11 МПа

Так как 71,11 < 79,34 , то расчёт на изгиб ведём по колесу.

Определяем напряжения на изгиб:

σ_F = ≤ [σ_F]

K_Fβ = 1; K_Fv= 1,25; K_Fα = 0,92; Y_β = 1

σ_F = =118,1 МПа < [σ_F2] =256 МПа

условие прочности на изгиб выполняется.

Задача №3

Исходя из результатов решения первой и второй задач, выполнить эскизную компановку узла ведомого вала и определить основные размеры вала.

Решение: 1. Выполняем проектный расчёт валов редуктора

а) расчёт быстроходного вала

Принимаем допускаемое напряжение =10 МПа.

Определим диаметр выходного конца вала



По ГОСТ принимаем

Длина выходного конца вала под полумуфту

мм , конструктивно принимаем мм.

Определим диаметр вала под уплотнение крышки с отверстием и правый подшипник:



где =2 мм – высота буртика, при диаметре ступени из табл. 7.1 стр. 112 [1]



Принимаем ближайшее стандартное значение диаметра вала соответствующее диаметру внутреннего кольца подшипника –

Определим длину ступени вала под правый подшипник и уплотнение крышки подшипника:





Принимаем

Определим диаметр вала под шестерню :



где – координата фаски подшипника, при диаметре ступени