Определение крутящих моментов на валах с учетом КПД

4 Определение крутящих моментов на валах с учетом КПД

Вращающие моменты на валах:

Т_вых = Р₃ / ω₃ = 2,2 · 10³ / 4,2 = 524 Н·м;

Т₃ = Т_вых / (η_м · η_п ) = 524 / (0,98 · 0,99) = 540 Н·м;

Т₂ = Т₃ / (η_цп · U₂) = 540 / (0,97 · 4,63) = 120,2 Н·м;

 Т₁ = Т₂ / (η_цп · U₁) = 120,2 / (0,97 · 3,82) = 32,4 Н·м.

Мощности на валах:

Р₁ = Р · η_м · η_п = 3 · 0,98 · 0,99 = 2,91 кВт;

Р₂ = Р₁ · η_цп · η_п = 2,91 · 0,97 · 0,99 = 2,79 кВт;

Р₃’ = Р₂ · η_цп · η_п = 2,79 · 0,97 · 0,99 = 2,68 кВт;

Р₃ = Р_вых = 2,2 кВт.

5 Предварительный расчет валов по передаваемым моментам

Расчет ведем по ГОСТ 24266-80 и СТ СЭВ 534-77. При назначении размеров руководствуемся ГОСТ 6636-69 и рекомендациями [1].

В качестве материала валов используем сталь 45 ГОСТ 1050-88 [2].

Проектный расчет быстроходного вала.

Диаметр вала:

d_б ≥ (7…8) = (7…8) = 22,3…25,5

Быстроходный вал соединяется муфтой с валом электродвигателя, диаметр которого d_Д = 32 мм. Значения диаметров, соединяемых валов не должны отличаться более, чем на 25%. Поэтому сначала находят ориентировочно d_M ≈ 0,75d_Д . Окончательно принимаем диаметр посадки муфты на быстроходный вал d_б = 25 мм.

Диаметр под подшипники:

d^б_п ≥ d_б + 2t = 25 + 2 · 2,5 = 30 мм, где t = 2,5 из [1].

Принимаем: d^б_п = 30 мм (ГОСТ 27365-87).

d_бп ≥ d^б_п + 3r = 30 + 3 · 2,5 = 37,5 мм; принимаем: d_бп = 38 мм.

Проектный расчет промежуточного вала.

Диаметр вала:

d_пр ≥ (6…7) = (6…7) = 29,6…34,5

 

Принимаем: d_пр = 34 мм

Диаметр под подшипники:

d^б_пр = d_пр – 3r = 34 - 3 · 2,5 = 26,5 мм, где r = 2,5 из [1].

Принимаем: d^б_пр = 30 мм (ГОСТ 27365-87).

По [1] определяем остальные конструктивные размеры:

d_бк ≥ d_пр + 3f = 34 + 3 · 1,2 = 37,6 мм; принимаем: d_бк = 38 мм.

d_бп ≥ d^б_пр + 3r = 30 + 3 · 2 = 36 мм; принимаем: d_бп = 36 мм.

Проектный расчет тихоходного вала.

Диаметр вала:

d_т ≥ (5…6) = (5…6) = 40,6…48,8

Принимаем: d_т = 42 мм

Диаметр под подшипники:

d^б_т ≥ d_т + 2t = 42 + 2 · 2,8 = 47,6 мм, где t = 2,8 из [1].

Диаметр под подшипники принимаем d^б_т = 50 мм (ГОСТ 8338-75).

d_бп ≥ d^б_т + 3r = 50 + 3 · 3 = 59 мм; принимаем: d_бп = 60 мм.

6 Расчет тихоходной ступени

 

6.1 Выбор материала и термообработки зубчатых колес

По таблице 2.1 [1] выбираем материалы колеса и шестерни.

Материал колес – сталь 45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ₂;

248,5 НВ_СР2; σ_в = 780 МПа; σ_т = 540 МПа; τ = 335 МПа.

Материал шестерен – сталь 45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ₁;

285,5 НВ_СР1; σ_в = 890 МПа; σ_т = 650 МПа; τ = 380 МПа.

6.2 Определение допускаемых напряжений: контактных и изгибных

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2 [1]:

[σ]_H1 = 1,8HB_CP1 + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа

[σ]_H2 = 1,8HB_CP2 + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа

[σ]_F1 = 1,03HB_CP1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа

[σ]_F2 = 1,03HB_CP2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа

[σ]_H1max = 2,8 σ_т = 2,8 · 650 = 1820 МПа

[σ]_H2max = 2,8 σ_т = 2,8 · 540 = 1512 МПа

[σ]_F1max = 2,74 HB_CP1 = 2,74 · 285,5 = 782,3 МПа

[σ]_F2max = 2,74 HB_CP2 = 2,74 · 248,5 = 680,9 МПа

Для дальнейших расчетов принимаем: [σ]_H = [σ]_H2 = 514 МПа.