Проектирование и расчет привода (мощность двигателя - 4,0 кВт, частота вращения двигателя - 165 об/мин)

Страницы работы

Фрагмент текста работы

Содержание

Задание……………………………………………………………...…………...……3

1  Выбор электродвигателя и кинематический расчет……………………...….….4

2  Проектный расчет зубчатой передачи……………………………………....…...6

3 Предварительный расчет валов……………………………………………….....15

4 Подбор шпоночных соединений……………………………………....………...16

5 Расчет валов и подбор подшипников……………………………………….......17

6 Расчет элементов корпуса редуктора……………………………….............…..20

7 Выбор смазки…………………………………………………………..................22

8 Выбор муфты………………………………………………………………...…...23

9 Расчет плоскоременной  передачи………………………………...…………….24

Список использованных источников………………………………….………..…26

Задание

Схема привода:

По заданию также дано:

Р, кВт

n, об/мин

Кг

Кс

Lг, лет

, %

4,0

165

0,65

0,7

5

4


 Определяем КПД привода:

       

где:     

ηпп– КПД подшипниковой пары      

ηзп– КПД цилиндрической  передачи

 ηрем– КПД ременной  передачи

 ηм– КПД муфты

Требуемая мощность двигателя и частота:

     Вт

где:    Pтдв – требуемая мощность двигателя, Вт

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:

двигатель 4АМ71В8У3 мощностью 0,37 кВт; с частотой вращения 675 мин-1

          Определяем передаточное число привода и его ступеней:

 

где:    nдв – частота вращения двигателя, мин-1

                                                                      

распределив общее передаточное число принимаем:

uзп = 2,8 – передаточное число цилиндрической передачи

          uрем  = 3 – передаточное число ременной передачи

Определим фактическое передаточное число:

uф = uзп* uрем,        uф = 2,8*3 = 8,4

Определяем частоты вращения на валах привода:

n1=nдв           мин-1

   мин-1

   мин-1

 Определяем угловую скорость на  валах привода:

        , рад/с

     , рад/с

     , рад/с

 

          Определяем крутящие моменты на валах привода:

                           , Н·м

Т1 = Тдв,                         Т1 =5,24, Н·м

Т2 = Т1 ·ηрем·uрем,            Т2 = 5,24*0,96*3=15,08, Н·м

Т3 = Т2 ·ηцп·η²пп ·uцп,      Т3 = 15,08*0,96*0,99²*2,8=39,74, Н·м

Т4 = Т3 ·ηм·ηпп,               Т4 = 39,74*0,98*0,99=38,55, Н·м

             Выбираем материал для шестерни – Сталь 45 (улучшение) HB1 285, σт1 = 650 МПа

колесо – Сталь 45 (улучшение) HB2 250, σт2 = 540 МПа

HB1 =360

HB2 =325

Определяем коэффициенты долговечности для шестерни и колеса:

                            (2.1)

где:    ZN1 – коэффициент долговечности для шестерни

NHG1 = 30·HB12,4

где:    NHG1 – число циклов перемены напряжений

HB1 – твёрдость материала шестерни, HB

NHG1 = 30·3602,4 = 4.095·107

где:    Nk=60·n1·Lh = 2,69·108 – число циклов перемены напряжений

          nцmax = n1·Lh·0.6 = 2,69·106

          nц1 = n1·0.4·Lh = 1,794*106

          

                                      (2.2)

где:    ZN2 – коэффициент долговечности для шестерни

NHG2 = 30·HB22,4

где:    NHG2 – число циклов перемены напряжений

HB2 – твёрдость материала колеса

NHG2 = 30·3252,4 = 3,204·107

Определяем допускаемые контактные напряжения

где:    [σ]H1 – допускаемые контактные напряжения на шестерне, МПа

σHlim1 = 2·HB1+70,         σHlim1 = 2·360+70 = 790

где:    σHlim1 – предел контактной выносливости, Мпа

ZN1 – коэффициент долговечности для шестерни (см формулу 2.1)

ZR – коэффициент шероховатости

Zv – коэффициент окружной скорости

SH – коэффициент запаса прочности

где:    [σ]H2 – допускаемые контактные напряжения на колесе, МПа

σHlim2 = 2·HB2+70,         σHlim2 = 2·325+70 = 720

где:    σHlim1 – предел контактной выносливости, МПа

ZN2 – коэффициент долговечности для шестерни (см формулу 6.2)

ZR – коэффициент шероховатости

Zv – коэффициент окружной скорости

SH – коэффициент запаса прочности

где:    [σ]H – допускаемые контактные напряжения, МПа

[σ]H1 – допускаемые контактные напряжения на шестерне, МПа

[σ]H2 - допускаемые контактные напряжения на колесе, МПа

условие выполняется следовательно в дальнейших расчётах будем учитывать допускаемые контактные напряжения [σ]H

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

        

где:    [σ]F1 – допускаемые напряжения изгиба для шестерни, МПа

σFlim1 =1,75·HB1,  σFlim1 = 1,75·360=630

где:    σFlim1 – предел выносливости, Мпа

         

                

где:    YN1 – коэффициент долговечности

YR – коэффициент влияния шероховатости 

Ya – коэффициент влияния двустороннего приложения нагрузки

SF – коэффициент запаса прочности

где:    [σ]F2 – допускаемые напряжения изгиба для колеса, МПа

σFlim2 =1,75·HB2,  σFlim2 = 1,75·325=568,75

где:    σFlim2 – предел выносливости, МПа

      

где:    YN2 – коэффициент долговечности           

YR – коэффициент влияния шероховатости

Ya – коэффициент влияния двустороннего приложения нагрузки

SF – коэффициент запаса прочности

         

для дальнейших расчётов принимаем минимальное из допускаемых напряжений изгиба т.е. [σ]F = [σ]F2 = 356,804

Определяем межосевое расстояние:

где:    v – окружная скорость, м/с

awp – предварительное межосевое расстояние, мм

 

назначаем 9 степеней точности табл 2.5 исходя из полученной скорости v

         

где:    aw – межосевое расстояние, мм   

Ка – коэффициент передачи

   для косозубых и шевронных колес

ψba – коэффициент ширины колеса

принимаем коэффициент ширины- при несимметричном расположении колёс относительно опор

KH = Khb·Khv·Kha,

где:    Khb = 1+(Khbo-1)·Khw,    

где:     Khbo – коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы передачи

Khw – коэффициент приработки зубьев

   

Khb = 1+(1,18-1)0,26=1,047-коэффициент динамики нагружения

         коэфф неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий

          Кha = 1+(Khao-1)·Khw,                                  

где:    Khao =1+А·(nст-5),                   

 где: Кhao -  коэффициент неравномерности распределения нагрузки в          начальный период работы передачи                      

nст – степень точности передачи (принимаем nст =7 исходя из          выполнения          дальнейшего условия)

A=0.25 – коэфф.

Khao = 1+0,25·(7-5) = 1,5 (<1,6)       

Kha = 1+(1,5-1)·0,26= 1,13               

KH = 1,047        

Принимаем межосевое расстояние по ГОСТ 6636-69 aw = 50, округлив до ближайшего стандартного.

Предварительные параметры передачи:

где:    d2 – делительный диаметр колеса, мм

          aw – межосевое расстояние, мм

b2 = ψba·aw,

где:    b2 – ширина колеса, мм

          ψba – коэффициент ширины колеса

b2 = 15,1

округлим до ближайшего стандартного числа, принимаем b2 = 15м

          , мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m =1,5 мм по стандартному ряду.

Определяем суммарное число зубьев и угол наклона:

где:    βmin – минимальный угол наклона зубьев, ˚

где:    zs  - суммарное число зубьев

округляем в меньшую строну до ближайшего целого, принимаем zs = 62

где:    β – угол наклона зубьев колеса, ˚

округляем по ряду предпочтительных чисел, принимаем β=22,8 ˚

где:    z1 – число зубьев шестерни

     

 z1 колеса делаем без смещения, принимаем x1=0, x2=0

где:    z2 – число зубьев колеса

z2 = 45

Фактическое передаточное число:

где:    uфзп – фактическое передаточное число зубчатой передачи

Размеры колёс:

                     

где     d1 – делительный диаметр шестерни, мм

d2 = m·z2/ ,   d2 = 73,22

где:    d2 – делительный диаметр колеса, мм

                 

da1 = 30,66

         где:     da1 – диаметр вершин зубьев шестерни, мм

         df1 = 24,06            

где:    df1 – диаметр впадин зубьев шестерни, мм

da2 = 76,22

где:    da2 – диаметр вершин зубьев колеса, мм

где: df2 – диаметр впадин зубьев колеса, мм                                   

df2 =  69,62

          

где:    σH  - расчётные контактные напряжения, МПа

условие выполняется т.е. передача по условию контактной прочности является работоспособной

Силы в зацеплении:

Ft=2·103·T1/d1,     Ft = 1,09·103

где:    Ft – окружная сила, Н

Fr = Ft·0,364/cosβ,          Fr = 0,43*103

где:    Fr – радиальная сила, Н

Fa = Ft·cosβ,          Fa = 1,005*103

Проверка зубьев по напряжениям изгиба:

;

где:    σF2 – расчётное напряжение изгиба, МПа

[σ]F2 – допускаемые напряжения изгиба, МПа

- приведенное число зубьев

YFS2 – коэффициент формы зуба

– коэффициент угла наклона зубьев

Ye – коэффициент перекрытия зубьев,

        

     

где:    σF2 – расчётное напряжение изгиба, МПа

 - приведенное число зубьев

YFS1 – коэффициент формы зуба шестерни

         

Условие выполняется, т.е. зубья выдержат напряжения изгиба.

 


          Вал 1

 - принимаем исходя из конструктивных размеров

dп = d+3t= 21  мм – диаметр под подшипник                                         

где:    t – высота заплечика

                      t =3

предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный с диаметров  внутреннего кольца 20

dбп = dп + 3r = 28 мм – диаметр под колесо

          где:    r = 1,5 – фаска подшипника

Вал 2

 - принимаем исходя из конструктивных размеров муфты

dп = d+3t= 27  мм – диаметр под подшипник                                         

где:    t – высота заплечика

                      t =3

Предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный с диаметров  внутреннего кольца 25.

dбп = dп + 3r = 33 мм – диаметр под колесо

          где:    r = 1,5 – фаска подшипника   

Для крепления колес выбираем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов, длины по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице 100...120 МПа, допускаемые напряжения на срез для призматических и сегментных шпонок 60...90 Н/

входной вал (соединение вала с муфтой)

выбираем шпонку 5х5х25 ГОСТ 23360-78

b=5    h=5    l=25     d=16

 - напряжения смятия шпонки

          - напряжения среза

           выбранная шпонка выдержит напряжения смятия и среза.

Вал 2

выбираем шпонку 6х6х25 ГОСТ 23360-78

          b=6   h=6    l=25     d=22

 - напряжения смятия шпонки

          - напряжения среза

Расчёт вала 1

         11=0.086м

         12=0,027 м

lop=0.053м

d=0.016м

 


Расчёт подшипниковых узлов вала

Проверяем шариковый радиальный однорядный подшипник №204

        

где:    Re = V·Rr·Kб·Кт= 272,317 Н – эквивалентная нагрузка

         где:     V =1 при вращающемся внутреннем кольце подшипника                         Rr =Ra

          Ra = Fa

Кб – коэффициент безопасности,

Кт =1 при рабочей температуре работы подшипника до 100˚С

Стр ≤ Cr

где:    Сr  - табличная грузоподъёмность, Н,

1758≤19500

подшипник выдержит по критерию грузоподъёмности

        

подшипник выдержит заданный срок эксплуатации

          L = 103,58

  - расстояние между вращающимися деталями

где:    L, мм – наибольшее расстояние между вращающимися частями

принимаем a = 8 мм

bo = 3·a = 3·8 = 24 мм – расстояние между дном редуктора и вращающимися частями

с=3,2

расстояние между торцовыми поверхностями двух колёс разных ступеней

Похожие материалы

Информация о работе