Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
26
Так как мощность и частота вращения на выходном валу редуктора нам известна, то для определения требуемой мощности электродвигателя необходимо определить общее значение КПД. Общее значение КПД определяется, как произведение КПД отдельных передач, подшипников и муфт. [1.I. табл. 2.1] (см. задание).
- КПД пары подшипников качения
- КПД соединительной муфты
- КПД цилиндричекой передачи
- КПД червячной передачи
- КПД цепной передачи
Требуемая мощность электродвигателя Ртр, кВт;
Выбираем предварительное передаточное число ступеней привода по
табл 5.5[2]
червячной передачи
цилиндрической передачи
Определим требуемую частоту вращения вала электродвигателя:
где -требуемая частота вращения приводного вала рабочей машины;
=74202=2960мин-1
По каталогу [1 табл. 5.1] принимает асинхронный электродвигатель переменного трехфазного тока, закрытый обдуваемый ГОСТ 19523 – 81:
Тип электродвигателя: 4А132М2;
Мощность электродвигателя: ;
Синхронная частота вращения: ;
Скольжение: S=2.3%
Асинхронная частота вращения:
Уточним передаточное число зубчатой передачи;
uц=
Тогда передаточное число редуктора составит:
;
Погрешность передаточного отношения:
Мощности на валах :
Определим частоты вращения валов :
Определяем крутящие моменты передаваемые валами Ті, Нм;
Определенные мощности на валах , частоты вращения и моменты сводим в таблицу 1.
Таблица 1.
|
Эл.двиг. |
1 |
2 |
3(вых) |
|
|
Р, кВт |
8,2972 |
8,0499 |
7,7303 |
6 |
|
Т, Н.м |
27,034 |
26,2289 |
49,881 |
774,3243 |
|
n, мин-1 |
2931 |
2931 |
1480 |
74 |
3.Расчёт передач.
3.1 Расчёт цилиндрической косозубой передачи.
3.1.1 Выбор материала и расчёт допускаемых напряжений.
Для изготовления шестерни и колеса быстроходной передачи редуктора (индекс б) принимаем сталь 40Х, термообработка- улучшение:
для шестерни: твёрдость HB1=280, предел выносливости =980МПа,предел текучести =680 МПа.
для колеса: твёрдость HB2=250, предел выносливости =850МПа,предел текучести =550 МПа.
Допустимые контактные напряжения для шестерни и колеса определяются по формуле:
где-предел контактной выносливости
-коэффициент долговечности
Sн = коэффициент безопасности. Для улучшенной стали принимают Sн=1.1
по реком.[1]
По табл.9.8[1]для улучшенной стали предел контактной выносливости
=2НВ+70
где НВ твёрдость материала
для шестерни: =2280+70=630 МПа.
для колеса: =2250+70=570 МПа.
Коэффициент долговечности:
;
где -базовое число циклов перемены напряжений;
-эквивалентное число циклов перемены напряжений за весь срок службы передачи.
По граф.9.11[1] для материала шестерни =22,0106, для материала колеса=16,5106 циклов.
Число циклов перемены напряжений за весь срок службы:
где n-частота вращения колеса;
с-число зацеплений зуба за один оборот колеса;
- отношение нагрузки на i-том режиме к максимальному;
- относительная продолжительность i –го режима работы;
Lh- число часов работы передачи;
где -срок службы привода в годах;
Кг- годовой коэффициент использования;
Кс- суточный коэффициент использования.
Lh=3652470,350,85=18242,7ч.
=602931118242,7(0,2+0,630,4+0,330,4)=95,3465107
===48,145107
Коэффициент долговечности:
=
=
Допускаемые контактные напряжения
1=0,9МПа
2=0,9МПа
По рекомендации [1] для косозубой быстроходной передачи расчетноё значение допускаемого напряжения:
[σн]б=МПа
При этом должно выполняться условие:
[σн]б<1.25min.
где min – меньшее из значений 1 и 2.
[σн]б=410,448МПа<1.25393.977=492.471МПа
Условие соблюдается.
Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемое напряжение при изгибе для шестерен и колес определяем по формуле:
где - пределы выносливости зубьев при изгибе [2 табл. 4.1.4]
SF = 1,75 –минимальный коэффициент безопасности [1 стр. 152]
KFL – коэффициент долговечности ;
KFC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; при односторонней нагрузке KFС=1;
, но не менее 1;
где m − показатель степени:
m = 6 (HB<350)
NFО – базовое число циклов напряжений ,
NFО = [ 4, стр. 33];
NFE – эквивалентное число циклов напряжений .
Предел выносливости зубьев
(улучшение)
для шестерни: МПа;
для колеса: МПа;
NFE=
;
Так как и > NFО , то KFL1 и KFL2 принимаем равное 1;
Допускаемое напряжение изгиба
МПа;
МПа;
3.1.2Проектировочный расчет.
Межосевое расстояние:
,
где - числовой коэффициент (для косозубых передач) [1.II стр. 109];
uц - передаточное число передачи ;
крутящий момент на колесе;
- коэффициент ширины венца выбирался по [табл. 6.8 1.I] принимаем =0,25
KHβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба.
По табл.3.1[1] предварительно принимаем Кнβ=1,08
=430(1,98+1)мм.
Принимаем стандартное значение =80мм.
Принимаем предварительно:
По рекомендации [1] принимаем предварительный угол наклона зубьев .
-число зубьев шестерни Z’=26.
Определим модуль зацепления m’ , мм.
мм.
И округляем его до ближайшего значения mn,мм в соответствии с ГОСТ (табл.4.2.2) [2].
По таблице принимаем mn=2мм.
Суммарное число зубьев передачи определяем по формуле:
.
Полученное значение округляем до ближайшего целого числа , принимаем =77.
Определим действительный угол наклона зуба:
-точность расчёта 4 знака после запятой
,
,
Число зубьев шестерни определяем по формуле:
округляем до ближайшего целого числа()
Принимаем =26.
Число зубьев зубчатого колеса:
Фактическое передаточное число:
.
Отклонение фактического передаточного числа от заданного:
.
Допускается отклонение до 4% .Данное требование выполняется.
Ширина зубчатого венца колеса:
мм.
Принимаем b2=20мм.
Ширина зубчатого венца шестерни:
мм.
Принимаем b1=25 мм.
Определим диаметры шестерни и колеса.
Делительный:
;
мм;
мм;
Впадин зубьев:
;
мм;
мм;
Вершин зубьев:
;
мм;
мм;
Поверка межосевого расстояния:
мм;
Межосевое расстояние совпала с принятым ранее следовательно смещения не будет.
Окружная скорость в зацеплении рассчитываем по формуле:
;
м/с;
По табл 4.2.14.[2] принимаем 8-ю степень точности передачи.
Окружной модуль:
3.1.3 Проверочный расчет передачи.
Условие контактной прочности зубьев:
,
где Кн -коэффициент нагрузки.
Кн=,
Где - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. По табл.4.2.11.[2] .=1,1.
-коэффициент динамической нагрузки. По табл.4.2.8.[2] =1,15
Принимаем=1,08 по табл.3.5[1].
;
Мпа;
Недогрузка:
Так как допускается перегрузка до 5% , то контактная прочность зубьев обеспечена.
Условие прочности зубьев на изгиб:
,
где -коэффициент учитывающий угол наклона зубьев.
-коэффициент формы зуба.
-коэффициент нагрузки.
-окружная сила в зацеплении.
,
где -коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; =1,3 по табл.4.2.11[2].
-коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. По рис.4.2.3[2] принимаем =1,08.
-коэффициент динамической нагрузки. По табл.4.2.8.[2].принимаем =1,3.
Для косозубых передач:
=1-=1-15,74/140=0,8875;
=1,31,08 1,3=1,8252.
Эквивалентное число зубьев колёс:
;
; ;
При числе зубьев , , при , по реком.[2]
Н.
Расчёт напряжений изгиба проводится для того колеса, для которого меньшее значение имеет отношение :
Для шестерни: =
Для колеса: = - меньшее.
Расчёт проводим для колеса:
МПа;
<[]2=250 МПа;
Условие прочности на изгиб выполняется.
3.1.4 Определение сил в зацеплении.
Окружные силы:
Н.
Радиальные силы:
Н. Н.
Осевые силы:
Н.
3.2 Расчёт червячной передачи.
3.2.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений.
Определим ориентировочное значение скорости скольжения зубьев;
м/с.
Для изготовления червяка по рекомендации [1] применяем сталь 40Х с закалкой твёрдостью >45HRCэ, пределом прочности =1000 МПа, пределом текучести =700 МПа.
Для изготовления червячного колеса по рекомендации [1] пир скорости скольжения =6.11 м/с, используем безоловянистую бронзу БрАЖ9-4Л, способ отливки в кокиль, пределом прочности =392 МПа, пределом текучести =196 МПа.
Допускаемые контактные напряжения:
где - коэффициент учитывающий износ материала колеса [2] табл.4.2.15
- коэффициент долговечности.
при принимают ZN=1.
Здесь =107-базовое число циклов.
=60n2сLh;
=60
так как 107 то принимаем ZN=1;
По табл. 4.2.15. принимаем =0,88.
Получаем
МПа.
Допускаемые напряжения изгиба.
где - коэффициент долговечности.
-основное допускаемое напряжение изгиба.
Для бронзы:
.
Коэффициент долговечности определяем по формуле:
:
при < то KFL=1;
где =106-базовое число циклов
-эквивалентное число циклов перемены напряжений за весь срок службы передачи по формуле:
=60n2сLh;
т.к 35,46949107>106 то KFL=1.
Получаем
МПа.
Допускаемые напряжения при перегрузках:
Контактные:
МПа.
Изгибные:
МПа.
3.2.2. Геометрический расчёт.
По табл.12.1[1] при uч=20 принимаем число заходов червяка z1=2.
Число зубьев червячного колеса:
Z2=Z1 Uч=220=40
Предварительно принимаем коэффициент диаметра червяка q’= 10.0.
Межосевое расстояние:
;
где K-коэффициент нагрузки .По рекомендациям [1] предварительно принимаем К=1,1.
= мм.
Принимаем стандартное значение aw=125 мм.
Определяем модуль:
.00 мм.
Принимаем стандартный модуль m=5.00 мм .
Коэффициент смещения:
мм.
Основные размеры червяка:
делительный диаметр червяка:
мм;
диаметр начальной окружности:
мм;
диаметр вершин зубьев:
мм;
диаметр впадин зубьев:
мм;
длина нарезаемой части червяка при х=0 и z1=2 определяем по табл.12.11[1];
мм.
С учётом увеличения длины нарезаемой части червяка для шлифуемых червяков принимаем b1=100 мм.
Угол подъёма винтовой линии:
;
Основные размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр:
мм.
диаметр впадин зубьев:
мм.
диаметр вершин зубьев:
мм.
наибольший диаметр колеса:
мм;
Принимаем =217.5 мм.
ширина зубчатого венца при z1=2;
мм;
Принимаем b2=45 мм.
Окружная скорость червяка:
м/с;
Скорость скольжения зубьев:
м/с;
Назначаем 7-ю степень точности передачи.
3.2.3.Проверочный расчёт.
Условие контактной прочности зубьев:
;
где коэффициент нагрузки К равен:
,
где -коэффициент концентрации нагрузки.
-коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку. По табл.12.10[1]
принимаем =1.1
где -коэффициент деформации червяка. По табл.12.9[1] принимаем =86;
y-коэффициент характера изменения нагрузки. При незначительных колебаниях нагрузки принимаем y=0.6;
;
Отсюда получаем:
;
МПа;
Перегрузка:
Так как допускается перегрузка до 5%, то контактная прочность зубьев обеспечена.
Условие прочности зубьев на изгиб:
;
где YF-коэффициент формы зуба. Определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев червячного колеса:
.
По таблице 9.10[1] принимаем YF=1.51.
МПа;
Прочность зубьев на изгиб обеспечена.
Определим КПД червячной передачи:
;
где -угол трения. По табл.12.6[1] принимаем =1.4.
.
3.2.4. Проверочный расчёт червячной передачи при перегрузках.
Проведём проверку прочности зубьев при перегрузках.
Условие контактной прочности при перегрузках:
;
где коэффициент перегрузки.
;
Контактная прочность зубьев при перегрузках обеспечена.
Условие прочности зубьев на изгиб при перегрузках:
;
;
Прочность зубьев на изгиб при перегрузках обеспечена.
3.2.5. Силы в зацеплении.
Определим силы действующие в зацеплении:
окружные:
Н;
Н;
осевые:
Н;
Н;
Радиальные:
,
где -угол профиля. =20;
Н;
4.Предварительный расчёт диаметров валов.
Предварительный расчёт валов заключается в определении диаметров участков валов.
Для этого используем расчетную формулу.
,
где
Т – крутящий момент на валу, Нм;
[]-допускаемое напряжение на кручение ; принимают []=15…35МПа.
4.1.Расчёт входного вала.
Для изготовления вала используем сталь 40Х термообработка –улучшение, предел выносливости =1000 МПа, предел текучести =700 МПа. Для входного вала принимаем []=20 МПа.
Принимаем dв1=20мм, а диметр вала под подшипником принимаем dп=25 мм. Планируем изготовить вал за одно целое с шестерней. Остальные диаметры вала определяются при конструировании.
4.2.Расчёт промежуточного вала.
Для изготовления вала используем сталь 40Х с закалкой, предел выносливости =1000 МПа, предел текучести =700 МПа. Для промежуточного вала принимаем []=20 МПа.
Принимаем dв2=30мм, а диметр вала под подшипником принимаем dп=25 мм. Остальные диаметры вала определяются при конструировании.
4.3.Расчёт выходного вала.
Для изготовления вала используем сталь 40Х термообработка –улучшение, предел выносливости =800 МПа, предел текучести =550 МПа. Для выходного вала принимаем []=30 МПа.
Диаметр выходного конца вала:
Принимаем dв3=55мм, а диметр вала под подшипником принимаем dп=50 мм. Остальные диаметры вала определяются при конструировании.
5.Выбор и проверочный расчёт муфт.
Для соединения вала электродвигателя с ведущим валом редуктора используется упругая втулочно-пальцевая муфта (МУВП) (ГОСТ 21424-5), состоящая из полумуфты, в которой жестко закреплены стальные пальцы, несущие на себе упругие втулки, входящие в отверстие второй полумуфты. Муфта достаточно чувствительна к смещению валов, хотя и допускает радиальные их смещения в пределах 0,3…0,5мм, угловое – до 1,50 и значительное осевое – до 5мм.
На втором выходном конце вала редуктора установлена компенщирующая зубчатая муфта (по ГОСТ 5006-94), позволяющая соединять валы, нагруженные большими крутящими моментами при различной комбинации радиальных, угловых и осевых смещений валов. Муфта представляет собой видоизменённую компенсирующую зубчатую муфту с обоймой, имеющую подвижную и неподвижную полумуфты.
Муфты выбираются по величине расчетного момента ТР и диаметру соединяемых валов:
ТР=k∙ТН,
где ТН - номинальный вращающий момент,
k - коэффициент, учитывающий режим работы К=1,5 [1 табл. 17.1].
5.1.1.Выбор муфты на входящем валу.
Упругая втулочно-пальцевая муфта (МУВП).
Расчетный момент Тр=1,5∙26.2289=39.343 Нм.
Диаметр соединяемого вала d=38мм. Для передачи такого момента и соединения валов указанных диаметров выбираем муфту со следующими параметрами [1 табл. 17.8]:
-допускаемый момент (Т)=250НМ
-диаметр посадочного отверстия d=38мм;
-посадочный диаметр на вал редуктора d=35мм;
-наибольший диаметр муфты D=120мм;
-длина муфты L=165мм;
-длина полумуфт L=80мм;
-диаметр окружности расположение пальцев D0=100мм;
-количество пальцев z=6;
-диаметр пальца под втулкой dп=14мм;
-длина резиновой втулки Lвт=28мм.
-длина пальца Lп=33мм.
-наружный диаметр втулки dвт=27мм.
-длина втулки Lвт=28мм.
-диаметр ступицы dст=70мм.
5.1.2.Проверочный расчёт муфты.
Условие прочности втулки на смятие :
где [σсм]-допускаемое напряжение на смятие для резины [σсм]=1,8…2МПа;
Условие прочности втулок выполняется.
Условие прочности пальца на изгиб
где
[σи] -допустимое напряжение при изгибе пальцев,
Принимаем [σи] =80 МПа;
Условие прочности выполняется. Муфта работоспособна.
5.2.1.Выбор муфты на выходном валу.
Зубчатая муфта.
Расчетный момент Тр=1,5∙774,324=1161,486 Нм.
Для передачи такого вращающего момента необходимо использовать зубчатую муфту со следующими параметрами (ГОСТ 5004-94):
-допускаемый вращающий момент (Т)=1400Нм;
-наружный диаметр муфты D=185мм;
-диаметр ступиц полумуфт D1=125мм;
-наибольшая длина муфты L=145мм;
-модуль зубьев m=2.5;
-число зубьев z=38;
-длина полумуфт l=70 мм.
5.2.2.Проверочный расчёт муфты.
Данная муфта предназначена для передачи крутящих моментов до 1400 Нм и проверки по допускаемым напряжениям не требует.
Работоспособность оценивается по условию износостойкости:
-допускаемое давление.
=2,538=95мм.
условие выполняется.
6.Расчёт валов редуктора по эквивалентному моменту.
Сперва необходимо определить изгибающие, крутящие и эквивалентные моменты, действующие в сечениях валов, для чего составляем расчётные схемы.
6.1.Расчётные схемы валов.
6.1.1Расчётная схема входного вала.
Исходные данные к расчёту:
Ft1=970.97H; Fr1=367.178 H; Fa1=273.669 H; T1=26.229 Hм; d1=54.026мм;
L1=126; L2=35мм; L3=35мм;
Определим нагрузку на вал от муфты:
;
Рассмотрим плоскость ХY.
Определим составляющие радиальных нагрузок подшипников:
;
;
;
;
;
Проверка:
Реакции определены верно.
Изгибающие моменты относительно оси Z в сечениях1…4.
Рассмотрим плоскость XZ:
Определим составляющие радиальных нагрузок подшипников:
;
;
;
;
;
Проверка:
Реакции определены верно.
Изгибающие моменты относительно оси Y в сечениях1…4.
Суммарные изгибающие моменты:
;
Крутящие моменты:
Эквивалентные моменты:
;
Суммарные радиальные нагрузки подшипников:
;
6.1.2.Расчётная схема промежуточного вала.
Исходные данные к расчёту:
Ft2=970.97H; Fr2=367.178 H; Fa2=273.669 H; T2=49.881 Hм; d2=105.974мм;
Ft3=1995.24H; Fr3=2818.3 H; Fa3=7743.24 H; d3=50мм;
L1=80; L2=82мм; L3=130мм;
Рассмотрим плоскость ХY.
Определим составляющие радиальных нагрузок подшипников:
;
;
;
;
Проверка:
Реакции определены верно.
Изгибающие моменты относительно оси Z в сечениях1…4.
Рассмотрим плоскость XZ:
Определим составляющие радиальных нагрузок подшипников:
;
;
;
;
;
Проверка:
Реакции определены верно.
Изгибающие моменты относительно оси Y в сечениях1…4.
Суммарные изгибающие моменты:
;
Крутящие моменты:
Эквивалентные моменты:
;
Суммарные радиальные нагрузки подшипников:
;
6.1.3Расчётная схема выходного вала.
Исходные данные к расчёту:
Ft4=7743.24H; Fr4=2818.3 H; Fa4=1995.24 H; T3=774.324 Hм; d4=200мм;
L1=75; L2=75мм; L3=70мм;
Определим нагрузку на вал от муфты:
;
Рассмотрим плоскость ХY.
Определим составляющие радиальных нагрузок подшипников:
;
;
;
;
;
Проверка:
Реакции определены верно.
Изгибающие моменты относительно оси Z в сечениях1…4.
Рассмотрим плоскость XZ:
Определим составляющие радиальных нагрузок подшипников:
;
;
;
;
;
Проверка:
Реакции определены верно.
Изгибающие моменты относительно оси Y в сечениях1…4.
Суммарные изгибающие моменты:
;
Крутящие моменты:
Эквивалентные моменты:
;
Суммарные радиальные нагрузки подшипников:
;