Разработка общего вида привода и редуктора (мощность электродвигателя - 2,27 кВт)

 -угловая скорость электродвигателя

 Разбивка общего передаточного отношения:

  - передаточное отношение червячной передачи

  - - передаточное отношение цилиндрической передачи

Угловые скорости валов привода, с^-1 :

  - угловая скорость ведущего вала редуктора

 - угловая скорость промежуточного вала редуктора

 - угловая скорость ведомого вала редуктора

  -- угловая скорость приводного вала редуктора

Мощности на валах, кВт :

N₁=N_дв*h₁=2.27*0.99=2.247 кВт    - мощность на ведущем валу

N₂=N₁*h₁*h₂=2.247*0.99*0.75=1.668 кВт    - мощность на промежуточном валу редуктора

N₃=N₂*h₁*h₃=1.668*0.99*0.98=1.618 кВт   - мощность на ведомом валу редуктора

N₄=N₃*h₁=1.618*0.99=1.6 кВт      - мощность на приводном валу

Крутящие моменты, Н_* м :

  - крутящий момент на ведущем валу редуктора

    - крутящий момент на промежуточном валу редуктора

  - крутящий момент на ведомом валу редуктора

   - крутящий момент на приводном валу редуктора

Частоты вращения валов привода, :

п₁= п_дв= 727,5  - на ведущем валу

  - на промежуточном валу

   - на ведомом валу

п₄= п₃ = 12     - на приводном валу

2. Выбор материала и определение допускаемых напряжений.

Шестерня : сталь 40Х, улучшение.

                     Твердость 250НВ₁  .

Колесо : сталь 40Х, нормализация.

                     Твердость 220НВ₂ .

Допускаемые контактные напряжения,:

    где Z_n меньше чем 2,6 для однородной структуры при с=1;

N_K1= 60_* n_{2 *} c_* t =60*33.07*1*14256=282.3*10 ⁵

N_K2= 60_* n_{3 *} c_* t =60*12.0*1*14256=162.6*10 ⁵

Z_N1 =1, т.к. N_K1>>N_Hlim1

Z_N2 =1, т.к. N_K1>>N_Hlim2

S_n1=1.2  коэффициент запаса прочности шестерни (с.132[I])

S_n2=1.2  коэффициент запаса прочности колеса (с.132[I])

Определение допускаемых напряжений изгиба, :

Y_n – коэффициент долговечности

N_Fg – базовое число циклов напряжений = 4000000

Z_n1=Y_n1=1, т.к. N_K1>> N_Fg1      при Z_n=Y_n

Z_n=Y_n2=1, т.к. N_K2>> N_Fg2

Y_a – коэффициент, учитывающий двустороннее приложение нагрузки; Y_a= 1

S_F = 1.8 – коэффициент запаса прочности (с.29[I])

3.Расчет тихоходной передачи.

3.1 Проектный расчет.

Коэффициент нагрузки передачи K=K_{V *} K_b = 1.3

Расчетный момент на шестерне, Н_* м :

Предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно колеса: y_bd = 1 (т.6,8[I])

Предполагаемое межосевое расстояние, мм :

Желаемое межосевое расстояние  a_w = 250 мм

Допускаемое отклонение межосевого расстояния

  или  3,8%<[D]= 4%  допустимо.

Предполагаемый начальный диаметр шестерни, мм :

     Принимаем : b_w = 130 мм.

Выбираем число зубьев шестерни  z₁ = 26

Считаем число зубьев колеса  z₂ = z_{1 *} U₂ ;

z₂= 26*2.76=73.86     Принимаем z₂ = 74

Выбираем угол наклона линии зуба : b = 0 ⁰

Предполагаемый модуль

Принимаем модуль m=5 мм.

h_a=1 ; h_f =1.25 ;         h_i =2 .

Выбираем коэффициент смещения :

17<=z₁<=30                U<=3.5           x₁ = 0.5             x₂ = 0.5 

     z₁ = 30                   U< 3.5             x₁ = 0               x₂ = 0

17<=z₁<=20                U> 3.5            x₁ = 0.3             x₂ = -0.3

     z₁>20                    U=> 3.5          x₁ = 0.5             x₂ = -0.5

Предварительно определим

Основной диаметр шестерни, мм :

d_b1 = d_{1 *} cosa_t = 133*cos20⁰ = 125 мм

Основной диаметр колеса, мм :

d_b2 = d_{2 *} cosa_t = 367*cos20⁰ = 345 мм

Диаметр вершин зубьев шестерни, мм :

d_a1 = d₁ + 2m(h_a+ x₁)= 133+2*5(1+0.8)= 148 мм

Диаметр вершин зубьев колеса, мм :

d_a2 = d₂+ 2m(h_a+ x₂)=367+2*5(1+0.5)=382 мм

Коэффициент наименьшего смещения шестерни :

Основной угол наклона, град :

Основной окружной шаг, мм :

Угол профиля зуба шестерни на окружности вершин

Угол профиля зуба колеса на окружности вершин

Коэффициент торцового перекрытия

Средняя суммарная  длина контактных линий, мм :

 

Коэффициент среднего  изменения длины контактных линий k_e =0.18

Наименьшая суммарная длина контактных линий

<b_w=130 мм   допустимо

Число зубьев шестерни охватываемых нормалью:

Число зубьев колеса, охватываемых нормалеметром :

Длина общей нормали, мм :

       

              Определение реакций зубчатых колес на валы.

Расчетный вращающий момент на шестерне :  Т₂ =481,94 Н_* м

Расчетный вращающий момент на колесе : Т₃ =1288,22 Н_* м

Расчетная окружная сила

 

Расчетная радиальная сила

Расчетная осевая сила

Расчетная нормальная сила

Определение расчетных напряжений

Удельная расчетная окружная сила

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

 

Расчетные контактные напряжения

Условие 0,7s_НР2<=s_Н <=s_НР2   выполняется

3.3 Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

Эквивалентное число зубьев шестерни

         

Эквивалентное число зубьев колеса

         

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений колеса

Коэффициент, учитывающий перекрытия зуба

 

Расчетные напряжения изгиба зубьев шестерни

Расчетные напряжения изгиба зубьев колеса

 

Условие  0.25s_FP1,2<s_F<s_FP1,2

3.4 Расчет геометрии.

Передаточное число: U₂ =2.76

Число зубьев: z₁ =26;  z₂ = z_1* U₂ =26*2.76 =74

Сумма чисел зубьев z₁+ z₂= 26+74=100

Частота вращения колес

Модуль отношения частоты п_2к вращения колеса от желаемой

п_2к=| п₂-п₂⁰ |=0,01 мин^-1

Торцовый угол профиля

cosa_t =0.94  при X_å = 0

Суммарный коэффициент смещения

X_å = X₁ + X₂ = 0.5+(-0.5)= 0

Угол зацепления a_tw=a_t =20⁰  при X_å = 0

Межосевое расстояние

 - отклонение межосевого расстояния

Делительный диаметр шестерни, мм :

 

Делительный диаметр колеса, мм :

Начальный диаметр шестерни, мм :

Начальный диаметр колеса, мм :

Основной диаметр шестерни, мм :

Основной диаметр колеса, мм :

Диаметр вершин зубьев шестерни, мм :

Диаметр вершин зубьев колеса, мм :

5.1Проектный расчет.

Проектный расчет ведущего вала, мм :

 По ГОСТ 6636-69 примем d₁=d_ЭЛ=32 мм – диаметр выходного конца вала

где: [t]=10 - пониженное допускаемое напряжение на кручение (с.53[II])

d₂=d₁+2=32+2=34 мм  - диаметр вала под уплотнение

d_n=d₂+1=34+1=35 мм  -диаметр вала под подшипник

Проектный расчет ведомого вала:

 По ГОСТ 6636-69 примем d₁’=50 мм – диаметр выходного конца вала

d₂’=d₁’+3=50+3=53 мм  - диаметр вала под уплотнение

d_n’=d₂’+2=53+2=55 мм  - диаметр вала под подшипник

d₃=d_n’+3=55+3=58 мм - диаметр вала под колесом.

Промежуточный вал:

 - диаметр вала под колесом

d_n=d_k-5=45-5=40 мм - диаметр вала под подшипник

5.2Проверочный расчет вала на выносливость.

Силы: F_t2=7246.6 H ;  F_R2=2637.5 H ;  F_m=0.3F_t2=0.3*7246.6=2173.9 H – кривошипный эффект от муфты.

По результатом эскизной компоновки: а=257 мм ; b=100 мм ; с=100 мм.

Определяем опорные реакции в плоскости YOZ :

 

Проверка:

Моменты сил:

Определяем опорные реакции в плоскости XOZ :

 

Проверка:

Моменты сил:

Суммарный момент:

Крутящий момент на валу : Т₃=1288,22 Н*м

Опасным является сечение I-I, проверим его.

Примем материал вала – сталь 5  t_-1=128

s_-1=216  

Нормальные напряжения, :

где:

bxt=16x6 – характеристика шпоночной канавки (таб.4,2[II])

Касательные напряжения, :

где:

Коэффициент ассиметрии напряжений: k_s=1.6 ;  k_t=1.4    (стр.57 [II])

Масштабный фактор: e_s=0,81 ;  e_t=0,68     (стр.57 [II])

Коэффициент ассиметрии цикла :  y_s=0 ;  y_t=0     (стр.56 [II])

Коэффициент шероховатости :  b=0,92    (стр.57 [II])

Коэффициент безопасности по изгибу :

Коэффициент безопасности по кручению :

Общий коэффициент безопасности:

6.Подбор подшипников.

   Применим к установке подшипник №311 : С₀=41,8 кН ;  С=54,9 кН  по ГОСТ 8338-57.

6.1 Расчетная долговечность.

Эквивалентная нагрузка на опору №2:

P₂=R₂*V*k_d*k_T=3.09*1*3*1.4=13 кН

V=1 – коэффициент вращения колец подшипника (с.99 [II])

k_d - коэффициент безопасности (таб. 5,16 [II])

k_T – температурный коэффициент (таб. 5,17 [II])

Расчетная грузоподъемность:

  - подшипник №311 подходит.

7.Расчет шпонок ведомого вала редуктора.

Шпонка под колесом

T₂=1288,22 Н*м ;  d₃=58 мм ;  bxh=16x10 мм (таб. 4.2 [II]) ;  L_P=100 мм – рабочая длина шпонки по ГОСТ 23360-78.

Расчет на смятие:

Расчет на срез:

Шпонка под муфтой

T₃=1288,2 Н*м ;  d₁=50 мм ;  bxh=16x10 мм ;  L_P=110 мм

8. Для соединения вала электродвигателя и выходного конца ведущего вала редуктора применим муфту:

МУВП – I – 32 –II – 32 – 710  по ГОСТ 21424-75

Согласно ГОСТ 21424-75 муфта имеет допускаемый крутящий момент [T]=710 Н*м .

Расчетный крутящий момент:

Т_Р=Т_1* k=29,51*2=59,02 Н*м

где: k=2 – коэффициент режима работы (стр. 181 [II])

Из условия муфта подходит.

Для соединения выходных концов ведомого вала редуктора и приводного вала применим муфту зубчатую М3 – I – 50 – II – 3150 ГОСТ 21424 – 75.

Допускаемый момент [T]=3150 Н*м

T_P < [T] – муфта подходит.

9.Смазка.

где: V₄ – окружная скорость червяка.

Т.к. V₄ < 12м/с то для смазывания зацепления применим картерный способ. Объем масла: V=N*0.5=1.135 литра.

Тип масла. Окружная скорость V₄=4.9 м/с – применим масло индустриальное И – 30А.

Смазывание подшипников. Т.к. V₄ >3м/с , то для смазки подшипников применим пластическую солидоло