задание КПД пары подшипников качения КПД соединительной муфты КПД цилиндричеко

Работа добавлена на сайт samzan.net:

26

1.  Выбор электродвигателя, разбивка общего передаточного отношения по ступеням, кинематический и силовой расчет

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.

Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения.  

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:

;

1.  Понятие предмет и метод экологического права
2. теоретично обґрунтовувала вже здійснене не зважаючи на його придатність розумність і необхідність комент
3. за него мы замешкались на рынке
4. тема на сегодняшний день
5. .Предметом социальной психологии выступают закономерности возникновения и функционирования социальнопсих
6. Курсовая работа- Генератор синусоидального напряжения.html
7. Понятие науки. Проблема генезиса науки и ее историческая динамика Наука ~ это специфическая форма познав
8. БЕЛАРУСКАЯ МОВА. ПРАФЕСІЙНАЯ ЛЕКСІКА
9. Визначення величини припуску й вибір різального інструменту
10. по теме- Ориентировочный расчет не резервированного модуля СВТ с учетом влияния внешних воздействий
11. Разработка виртуальной лаборатории для поиска минимального маршрута
12. . Нормальная продолжительность рабочего времени относительно законодательства не может превышать 8 час
13. Энциклопедия компьютерной безопасности
14. Тема- Психология личности Цель- усвоение знаний по теме- Психология личности Задачи- Рассмотрет
15. Реферат- Особенности архитектуры PA-RISK компании Hewlett-Packard
16. Вариант 06191. В одной школе учится 1500 учеников а в другой в 2 раза меньше.
17. Стратегия развития финансовохозяйственной деятельности предприятия
18. 02 03 01 Беларуская мова і літаратура; 102 03 0302 Беларуская мова і літаратура
19. Направления психотерапевтической и коррекционной работы при неврозах у подростков
20. Курсовая работа- Роль Североамериканского соглашения о свободной торговле (НАФТА) в международных отношения

Материалы собраны группой SamZan и находятся в свободном доступе