Студопедия
Случайная страница | ТОМ-1 | ТОМ-2 | ТОМ-3
АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатика
ИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханика
ОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторика
СоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансы
ХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника

РАСЧЕТ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ НА ВАЛАХ

Читайте также:
  1. Cостав и расчетные показатели площадей помещений центра информации - библиотеки и учительской - методического кабинета
  2. I БУХГАЛТЕРСКИЙ УЧЕТ ПРИ I ИСПОЛЬЗОВАНИИ АККРЕДИТИВНОЙ ФОРМЫ РАСЧЕТОВ
  3. I. РАСЧЕТНО-КАССОВОЕ ОБСЛУЖИВАНИЕ В РУБЛЯХ
  4. III - математическая – расчеты по уравнению реакции.
  5. III. МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ ПО ВЫПОЛНЕНИЮ РАСЧЕТОВ
  6. VI Правила расчетов за перевозку груза
  7. XI. Методика расчета тарифов на оплату медицинской помощи по обязательному медицинскому страхованию
Помощь в написании учебных работ
1500+ квалифицированных специалистов готовы вам помочь

 

4.1 Расчёт крутящего момента на валу электродвигателя

 

Крутящий момент на валу электродвигателя рассчитывается по формуле

где - крутящий момент на валу электродвигателя, Н м;

- мощность электродвигателя, кВт, ;

- номинальная частота вращения электродвигателя, .

4.2 Расчёт крутящего момента на валах привода

 

Крутящий момент на валах привода рассчитывается по формуле

где - мощность электродвигателя, кВт, ;

- КПД участка привода от электродвигателя до соответствующего вала;

- расчётная частота вращения соответствующего вала, принимается по графику частот, мин-1.

 

4.3 Расчёт крутящего момента на первом валу привода

 

Крутящий момент на первом валу привода рассчитывается по формуле

где - мощность электродвигателя, кВт, ;

- КПД участка привода от электродвигателя до первого вала;

- расчётная частота вращения первого вала, принимается по графику частот,

КПД участка привода до первого вала рассчитывается по формуле

где - КПД муфты,

- КПД подшипников,

4.4 Расчёт крутящего момента на втором валу привода

 

Крутящий момент на втором валу привода рассчитывается по формуле

где - мощность электродвигателя, кВт, ;

- КПД участка привода от электродвигателя до второго вала;

- расчётная частота вращения второго вала, принимается по графику частот,

КПД участка привода до второго вала рассчитывается по формуле

где - КПД участка привода до первого вала,

- КПД зубчатой передачи,

- КПД подшипников,

4.5 Расчёт крутящего момента на третьем валу привода

 

Крутящий момент на третьем валу привода рассчитывается по формуле

где - мощность электродвигателя, кВт, ;

- КПД участка привода от электродвигателя до третьего вала;

- расчётная частота вращения третьего вала, принимается по графику частот, .

КПД участка привода до третьего вала рассчитывается по формуле

где - КПД участка привода до второго вала,

- КПД зубчатой передачи,

- КПД подшипников,

4.6 Расчёт крутящего момента на четвёртом валу привода

 

Крутящий момент на четвёртом валу привода рассчитывается по формуле

где - мощность электродвигателя, кВт, ;

- КПД участка привода от электродвигателя до четвёртого вала;

- расчётная частота вращения четвёртого вала, принимается по графику частот, .

КПД участка привода до четвёртого вала рассчитывается по формуле

где - КПД участка привода до третьего вала,

- КПД зубчатой передачи,

- КПД подшипников,

5 Проектный расчёт передач

 

5.1 Проектный расчет цилиндрической прямозубой постоянной передачи

 

5.1.1. Исходные данные

1. Расчётный крутящий момент на первом валу привода

2. Число зубьев шестерни

3. Число зубьев колеса

4. Передаточное число передачи

 

5.1.2 Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки

В качестве материала для зубчатых колес назначается сталь 40Х, которая отвечает необходимым техническим и эксплуатационным требованиям. В качестве термической обработки выбирается закалка ТВЧ, позволяющая получить твердость зубьев 48-52 НRC.

 

5.1.3 Проектный расчёт прямозубой постоянной передачи z1-z2 на контактную выносливость зубьев

Диаметр начальной окружности шестерни z1рассчитывается по формуле

Где – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач ;

– расчётный крутящий момент на валу привода, ;

- коэффициент нагрузки для шестерни, равный 1,3–1,5; принимается

- передаточное число передачи,

– отношение рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни, и определяется по формуле:

–значениеотношения рабочей ширины венца к модулю, принимаем

- допускаемое контактное напряжение, МПа.

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач рассчитывается по формуле

где - базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений: ;

коэффициент безопасности,

Таким образом, диаметр начальной окружности

Модуль передачи определяется из условия расчёта на контактную выносливость зубьев по рассчитанному значению диаметра начальной окружности шестерни по формуле

Где - диаметр начальной окружности шестерни,

- число зубьев шестерни,

 

5.1.4 Проектный расчёт прямозубой постоянной передачи z1-z2 навыносливость зубьев при изгибе

Модуль передачи при проектном расчёте зубьев на изгибную выносливость рассчитывается по формуле:

где – вспомогательный коэффициент, зависящий от коэффициента осевого перекрытия,

– расчётный крутящий момент на валу привода, ;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца: –1,5; принимаем

коэффициент, учитывающий форму зуба:

число зубьев шестерни,

–значениеотношения рабочей ширины венца к модулю, принимаем

- допускаемое напряжение зубьев при изгибе, МПа.

Допускаемое напряжение зубьев при изгибе рассчитывается по формуле

где - предел выносливости материала зубьев, ;

- коэффициент режима нагрузки и долговечности,

Таким образом, модуль передачи при проектном расчёте зубьев на изгибную выносливость

5.1.5 Определение модуля прямозубой постоянной передачи z1-z2

По контактной выносливости модуль передачи должен быть 2,85 мм, а по выносливости зубьев при изгибе тогда следует принимать стандартное большее значение модуля

 

5.1.6 Расчёт геометрических параметров прямозубой постоянной передачи

Геометрические параметры прямозубой передачи определяются по формулам:

1.Делительные диаметры шестерни z1 и колеса z2:

2. Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

3. Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

4. Межосевое расстояние:

5. Ширина зубчатого венца:


 

Таблица 5.1. Геометрические параметры постоянной прямозубой передачи z1-z2

Наименование параметра Обозначение   Значение
1. Передаточное число u1 1,404
2. Модуль, мм m1
3. Число зубьев шестерни z1
4. Число зубьев колеса z2
5. Делительный диаметр шестерни, мм d1
6. Делительный диаметр колеса, мм d2
7.Диаметр окружности вершин зубьев шестерни, мм da1
8. Диаметр окружности вершин зубьев колеса, мм da2
9. Диаметр окружности впадин зубьев шестерни, мм df1 82,5
10. Диаметр окружности впадин зубьев колеса, мм df2 118,5
11. Межосевое расстояние, мм aw
12. Ширина зубчатого венца, мм bw

5.2 Проектныйрасчет цилиндрических прямозубых передач и групповой передачи

 

8.2.1 Исходные данные

Производится расчет наиболее нагруженной передачи по следующим исходным данным:

1. Расчётный крутящий момент на первом валу привода

2. Число зубьев шестерни

3. Число зубьев колеса

4. Передаточное число передачи

 

5.2.2 Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки

В качестве материала для зубчатых колес назначается сталь 20Х, которая отвечает необходимым техническим и эксплуатационным требованиям. В качестве термической обработки выбирается цементация и закалка, позволяющая получить твердость зубьев 56-60 НRC.

 

5.2.3 Проектный расчёт прямозубой передачи z3-z4групповой передачина контактную выносливость зубьев

Диаметр начальной окружности шестерни z1рассчитывается по формуле

Где – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач ;

– расчётный крутящий момент на валу привода, ;

- коэффициент нагрузки для шестерни, равный 1,3–1,5; принимается

- передаточное число передачи,

– отношение рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни, и определяется по формуле:

–значениеотношения рабочей ширины венца к модулю, принимаем

- допускаемое контактное напряжение, МПа.

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач рассчитывается по формуле:

Где - базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений: ;

коэффициент безопасности,

Таким образом, диаметр начальной окружности

Модуль передачи определяется из условия расчёта на контактную выносливость зубьев по рассчитанному значению диаметра начальной окружности шестерни по формуле

где - диаметр начальной окружности шестерни,

- число зубьев шестерни,

5.2.4 Проектный расчёт прямозубой передачи z3-z4 групповой передачи на выносливость зубьев при изгибе

Модуль передачи при проектном расчёте зубьев на изгибную выносливость рассчитывается по формуле:

Где – вспомогательный коэффициент, зависящий от коэффициента осевого перекрытия,

– расчётный крутящий момент на валу привода, ;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца: –1,5; принимаем

коэффициент, учитывающий форму зуба:

число зубьев шестерни,

–значениеотношения рабочей ширины венца к модулю, принимаем

- допускаемое напряжение зубьев при изгибе, МПа.

Допускаемое напряжение зубьев при изгибе рассчитывается по формуле

где - предел выносливости материала зубьев, ;

- коэффициент режима нагрузки и долговечности,

Таким образом, модуль передачи при проектном расчёте зубьев на изгибную выносливость

5.2.5 Определение модуля прямозубой передачи z3-z4 групповой передачи

По контактной выносливости модуль передачи должен быть 3,1 мм, а по выносливости зубьев при изгибе тогда следует принимать стандартное большее значение модуля

 

5.2.6 Расчёт геометрических параметров прямозубой передачи z3-z4 иz5-z6групповой передачи

Геометрические параметры прямозубых передач z3-z4 иz5-z6 определяются по формулам:

 

1. Делительные диаметры зубчатых колес z3-z4 и z5-z6:



 

2. Диаметры окружностей вершин зубьев колес z3-z4 и z5-z6:




3. Диаметры окружностей впадин зубьев колес z3-z4 и z5-z6:




4. Межосевое расстояние:

5. Ширина зубчатого венца колес:

 

Таблица 5.2. Геометрические параметры прямозубых передач z3-z4z5-z6

Наименование параметра Обозначение   Значение
1. Передаточные числа и отношение u1 i4 2,77 1,405
2. Модуль, мм m2 3,5
3. Число зубьев колес z3 z4 z5 z6
4. Делительный диаметр колес, мм d3 d4 d5 d6 73,5 206,5 101,5 176,5
5.Диаметр окружности вершин зубьев колес, мм da3 da4 da5 da6 80,5 108,5 185,5
6. Диаметр окружности впадин зубьев колес, мм df3 df4 df5 df6 64,75 197,75 92,25 169,75
7. Межосевое расстояние, мм aw2 aw3
8. Ширина зубчатого венца колес, мм bw3 bw4 bw5 bw6

 

5.3 Проектный расчет цилиндрической прямозубой постоянной передачи

 

5.3.1 Исходные данные

1. Расчётный крутящий момент на первом валу привода

2. Число зубьев шестерни

3. Число зубьев колеса

4. Передаточное число передачи

 

5.3.2 Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки

В качестве материала для зубчатых колес назначается сталь 20Х, которая отвечает необходимым техническим и эксплуатационным требованиям. В качестве термической обработки выбирается цементация и закалка, позволяющая получить твердость зубьев 56-60 НRC.

 

5.3.3 Проектный расчёт прямозубой постоянной передачи z11-z12 на контактную выносливость зубьев

Диаметр начальной окружности шестерни z1рассчитывается по формуле

Где – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач ;

– расчётный крутящий момент на валу привода, ;

- коэффициент нагрузки для шестерни, равный 1,3–1,5; принимается

- передаточное число передачи,

– отношение рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни, и определяется по формуле:

–значениеотношения рабочей ширины венца к модулю, принимаем

- допускаемое контактное напряжение, МПа.

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач рассчитывается оп формуле

где - базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений:

;

коэффициент безопасности,

Таким образом, диаметр начальной окружности

Модуль передачи определяется из условия расчёта на контактную выносливость зубьев по рассчитанному значению диаметра начальной окружности шестерни по формуле

где - диаметр начальной окружности шестерни,

- число зубьев шестерни,

5.3.4 Проектный расчёт прямозубой постоянной передачи z11-z12 на выносливость зубьев при изгибе

Модуль передачи при проектном расчёте зубьев на изгибную выносливость рассчитывается по формуле:

Где – вспомогательный коэффициент, зависящий от коэффициента осевого перекрытия,

– расчётный крутящий момент на валу привода, ;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца: –1,5; принимаем

коэффициент, учитывающий форму зуба:

число зубьев шестерни,

–значениеотношения рабочей ширины венца к модулю, принимаем

- допускаемое напряжение зубьев при изгибе, МПа.

Допускаемое напряжение зубьев при изгибе рассчитывается по формуле

Где - предел выносливости материала зубьев, ;

- коэффициент режима нагрузки и долговечности,

 

Таким образом, модуль передачи при проектном расчёте зубьев на изгибную выносливость

5.3.5 Определение модуля прямозубой постоянной передачи z7-z8

По контактной выносливости модуль передачи должен быть 3,6 мм, а по выносливости зубьев при изгибе тогда следует принимать стандартное большее значение модуля

 

5.3.6 Расчёт геометрических параметров прямозубой постоянной передачи

Геометрические параметры прямозубой передачи определяются по формулам:

1.Делительные диаметры шестерни z7 и колеса z8:

2. Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

3. Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

4. Межосевое расстояние:

5. Ширина зубчатого венца:

 

 

Таблица 5.3. Геометрические параметры постоянной прямозубой передачи z7-z8

Наименование параметра Обозначение   Значение
1. Передаточное число u5 1,57
2. Модуль, мм m11
3. Число зубьев шестерни z11
4. Число зубьев колеса z12
5. Делительный диаметр шестерни, мм d11
6. Делительный диаметр колеса, мм d12
7. Диаметр окружности вершин зубьев шестерни, мм da11
8. Диаметр окружности вершин зубьев колеса, мм da12
9. Диаметр окружности впадин зубьев шестерни, мм df11
10. Диаметр окружности впадин зубьев колеса, мм df12
11. Межосевое расстояние, мм aw
12. Ширина зубчатого венца, мм bw

6 Проектный расчёт валов и шпинделя

 

В результате проектного расчёта определяются ориентировочные значения диаметров входных концов валов и под зубчатыми колесами. Данный расчёт ведется по крутящим моментам исходя из условия прочности на кручение. Наиболее подходящим материалом для валов привода является сталь 45 и 40Х с термообработкой – улучшение, твердость – не менее НВ 200.

Предварительный диаметр вала рассчитывается по формуле

где - крутящий момент i-го вала, Н·м;

– допускаемое условное напряжение при кручении, МПа;

– для выходных концов валов;

- для валов под зубчатыми колесами.

 

6.1 Проектный расчёт диаметров первого вала

 

1. Предварительный диаметр входного конца первого вала

Исходя из расчетных значений принимается диаметр входного конца первого вала а под подшипник

2. На данном валу устанавливается зубчатое колесо, соединенное с валом с помощью шпоночного соединения. Диаметр вала под шестерней

Исходя из расчетных значений принимается диаметр первого вала под шестерней

 

6.2 Проектный расчёт диаметров второго вала

 

Предварительный диаметр второго вала под шестерней

Исходя из расчетного значения диаметра второго вала под подвтжной шестерней принимаются размеры шлицевого вала а под подшипник

 

6.3 Проектный расчёт диаметров третьего вала

 

Предварительный диаметр третьего вала под шестерней

Исходя из расчетного значения диаметра третьего вала под неподвижной шестерней принимаются размеры шлицевого вала а под подшипник

 


Дата добавления: 2015-07-11; просмотров: 487 | Нарушение авторских прав


 

 

Читайте в этой же книге: Введение | Исходные данные для кинематического расчета привода | Определение фактического диапазона регулированиячастот вращения шпинделя при постоянной мощности | Округление минимальной частоты вращения электродвигателядо стандартного значения | Определение числа делений изображающую линейную частоту вращения электродвигателя | Описание кинематической схемы сверлильно-фрезерно расточного станка | Определение составляющих сил резания | Определение упругого перемещения переднего конца шпинделя | Регулирование натяга в подшипниках шпиндельных опор | Смазывание подшипников шпиндельных опор |
<== предыдущая страница | следующая страница ==>
Шпиндельный узел металлорежущего станка| Эскизная компоновка главного привода

mybiblioteka.su - 2015-2022 год. (0.272 сек.)