Розрахунок пасово-зубчастого привода виконавчого органу робочої машини

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Вибір електродвигуна та розрахунок основних параметрів привода

Вихідні дані: n_з =184 кВт;

T₃=440 Нм;

K_з = 1,8.

1.1 Визначаемо потужність на вихідній ланці привода:

кВт

1.2 Визначаємо потрібну потужність електродвигуна:

N₁ = кВт,

де _пр = _{п.п з.п} = 0,95 0,97 = 0,92;

_п.п = 0,94 ... 0,96 - К.К.Д пасової передачі (с.15 [1]);

_з.п = 0,96 ... 0,98 - К.К.Д зубчастого редуктора (с.15 [1]).

1.3. Визначаємо можливу частоту обертання двигуна, (об/хв):

n = n_з i_пр = 184 7,5 = 1380,

де i_пр = i_п.п i_з.п = 2,5 3 = 7,5;

i_п.п = 2 … 4 - передаточне відношення пасової передачі (с.15 [1]);

i_з.п = 2 ... 6 - передаточне відношення зубчастої передачі (с.15 [1]).

1.4 Беремо електродвигун серії 4А згідно з ГОСТ 19523-81 (табл. 2 [1]) 4А132М4УЗ.

Параметри електродвигуна:

N_ел = 11 кВт; n_ел = 1460 об/хв.; = 2; = 2,2.

1.5. Визначаємо дійсне передаточне відношення привода:

i_пр = .

1.6. Визначаємо передаточне відношення по ступенях

i_п.п = 2,5; i_з.п = .

1.7. Визначаємо частоти обертання валів привода (об/хв):

n₁ = n_ел = 1460;

n₂ = ;

n₃ = .

1.8. Визначаємо потужності на валах привода (кВт):

N₁ = 9,22;

N₂ = N_{1 п.п} = 9,22 0,95 = 8,76;

N₃ = N_{2 з.п} = 8,76 0,97 = 8,5.

1.9. Визначаємо крутні моменти на валах привода (нм):

₁ = 9550 ;

₂ = 9550 ;

₃ = 9550 .

1.10. Визначаємо орієнтовні діаметри валів привода (мм):

d₁ = d_ел = 38, (табл. 3 [1]);

d₂ = ;

d₃ = .

Де [] = 15 … 30 МПа - допустиме напруження.

Приймаємо: d₂ = 32 мм, d₃ = 48 мм.

1.11. Основні параметри привода

	N (кВт)	n (об/хв.)	T (нм)	d (мм)	I	Тип зв'язку
1	9,22	1460	60,31	38	2,5 3,17	пасова передача зубчастий редуктор
2	8,76	584	143,25	32
3	8,5	184	440	48

2. Розрахунок клинопасової передачі

Вихідні дані: N₁ = 9,22 кВт;

n₁ = 1460 об/хв.; Число змін - 2

T₁ = 60,31 нм i_п.п = 2,5

2.1 Приймаємо профіль паса “Б” з розмірами перерізу, (табл. 2.12 [1]):

b_p = 14 мм;

h = 10,5 мм;

b = 17 мм;

y₀ = 4 мм;

A = 138 мм^2;

2.2 Визначаємо діаметр ведучого шківа (табл. 2.15 [1]):

d_p1 = 140 мм.

2.3. Визначаємо діаметр веденого шківа (мм):

d_p2 = d_p1 i_п.п (1 - ) = 140 2,5 (1 - 0,01) = 346,5,

де = 0,01 ... 0,02 - коефіцієнт ковзання.

Згідно з ГОСТ 17383-73 (табл. 2.4 [1]) приймаємо:

d_p2 = 355 мм.

2.4. Фактичне передаточне відношення

i_п.п = .

2.5. Визначаємо швидкість паса (м/с):

V₁ = < [V] = 25.

2.6. Частота обертів веденого вала (об/хв):

n₂ = n₁.

2.7. Визначаємо міжосьову відстань (табл. 2.14 [1]), мм:

а = К_а d_p2 = 1,1 355 = 390;

К_а=1,1.

2.8. Розрахункове значення довжини паса (мм):

L_p= 2a +.

Вибираємо стандартну довжину паса (с. 26 [1]):

L = 2000 мм.

2.9. Перевіряємо умову обмеженості числа пробігів паса (1/c):

U = < [U] = 7 … 10

2.10. Уточнюємо міжосьову відстань (мм):

а =

.

2.10.1. Мінімальне значення міжосьової відстані (мм):

а_min = a - 0,01L = 523 - 0,01 2000 = 503.

2.10.2. Максимальне значення міжосьової відстані (мм):

a_max = a + 0,025L = 523 + 0,025 2000 = 573.

2.11. Перевіряємо кут обхвату ведучого шківа:

₁ = 180 - 60 180 - 60>[₁] = 110

2.12. Знаходимо коефіцієнт довжини паса:

(табл. 2.19 [1]),

де L₀ = 2240 мм - базова довжина паса “Б” (табл. 2.15 [1]).

2.13. Вихідна потужність паса (табл. 2.15 [1]) при d_p1 = 140 мм

V₁ = 10,7 м/с N₀ = 2,8 кВт

2.14. Коефіцієнт кута обхвату (табл. 2.18 [1])

С = 0,91.

2.15. Поправка до обертового моменту на передаточне відношення (табл. 2.20 [1])

= 3,1 нм.

2.16. Поправка до потужності (кВт):

_п = 0,0001 n₁ = 0,0001 3,1 1460 = 0,45.

2.17. Знаходимо коефіцієнт режиму роботи (табл. 2.8 [1]):

С_р = 0,68.

2.18. Допустима потужність на один клиновий пас (кВт):

[N] = (N₀CC_L + ) С_р = (3 0,91 0,95 + 0,45) 0,68 = 2,07.

2.19. Розрахункове число пасів

z = .

2.20. Коефіцієнт нерівномірності навантаження пасів (с. 28 [1])

С_z = 0,9.

2.21. Визначаємо дійсне число пасів:

z.

Приймаємо число пасів z= 5 < [z] = 6.

2.22. Зусилля попереднього натягу одного клинового пасу (н):

S₀₁ =.

де q = 0,18 кг/м (табл. 2.12 [1]).

2.23. Визначаємо силу тиску на вали передачі (н):

Q = 2 S₀₁ zsin

2.24. Визначаємо розміри ободу шківа (табл. 2.21 [1]):

l_р = 14 мм;

h = 10,8 мм;

b = 4,2 мм;

l = 19 мм;

= 12,5 мм;

h₁ = 8 мм;

b₁ = 17мм;

= 34.

Зовнішній діаметр шківа (мм):

d_e1 = d_p1 + 2b = 140 + 2 4,2 = 148,4;

d_e2 = d_p2 + 2b = 355 + 2 4,2 = 363,4.

Ширина обода шківа (мм):

М = (z- 1) L + 2 = (5 - 1) 19 + 2 12,5 = 101.

3. Розрахунок закритої циліндричної зубчатої передачі

електродвигун шків шестерня колесо

Вихідні дані: N₁ = 8,76 кВт;

передача - нереверсивна;

U = i_з.п = ;

Кп = 1,8;

n₁ = об/хв.;

t = 5000 год.

T₁ = 9550 нм.

3.1. Вибираємо матеріал для виготовлення шестерні та колеса (табл. 8.8 [2])

матеріал шестерні - Ст40Х (S 60 мм);

матеріал колеса - Ст40Х (S 100 мм);

термообробка - поліпшення;

НВ₁= 260 ... 280; НВ₂ = 230 ... 260;

Розрахункові значення механічних характеристик:

шестерня: у_В = 950 Мпа;

у_Т = 700 Мпа;

НВ₁ = 270;

колесо: у_В = 850 Мпа;

у_T = 550 Мпа;

НВ₂ = 250.

3.2. Визначаємо допустиме контактне напруження для зубців колеса (МПа):

[у_н2] = ,

де у_н0 = 2НВ₂ + 70 = 2 250 + 70 = 570- границя контактної витривалості при базовому числі навантажень (табл. 8.9 [2]);

S_H = 1,1 - коефіцієнт безпеки (табл. 8.9 [2]);

К_НL - коефіцієнт довговічності:

2,4 К_НL = 1.

Базове число навантажень N_HO = 1,610⁷ (рис. 8.40 [2]).

Еквівалентне число циклів навантаження зубців колеса

N_HE = 60 n₂ t = 60 184 5000 = 5,5210⁷;

К_НL = 1, бо N_HE N_HO.

3.3. Визначаємо допустиме напруження на згин:

[у_F] = ,

де у_F0 = 1,8 НВ - границя витривалості по напруженню згин (табл. 8.9 [2]);

S_F = 1,75 - коефіцієнт безпеки (табл. 8.9 [2]);

K_FC = 1 - коефіцієнт реверсивності;

K_FL - коефіцієнт довговічності;

2 К_FL = 1.

Базове число навантажень N_F0= 410⁶ (рів. 8.68 [2]);

Еквівалентне число циклів навантаження ;

N_FE2 = 60 n₂ t = 60 184 5000 = 5,5210⁷ N_FE1;

К_FL = 1, бо N_FE2 N_FO;

[у_F1] = МПа;

[у_F2] = МПа.

3.4. Визначаємо допустиме напруження при короткочасному перевантаженні (табл. 8.9 [2]), Мпа:

[у_Н2]_max = 2,8 _T = 2,8 550 = 1540;

[у_F1]_max = 2,74НВ₁ = 2,74 270 = 740;

[у_F2] _max = 2,74НВ₂ = 2,74 250 = 685.

3.5. Обчислюємо ділильний діаметр шестірні (мм):

d₁= K_d,

де K_d = 780 МПа^1/3 - допоміжний коефіцієнт;

_bd = 1 - коефіцієнт ширини зубчатого вінця (табл. 8.4 [2]);

К_Н = 1,04 - коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців (рис. 8.15 [2]).

3.6. Визначаємо робочу ширину колеса (мм):

b = _bd d₁ = 170,2 = 70,2.

Приймаємо b = 75 мм.

3.7. Визначаємо модуль зубців (мм):

m = ,

де _m = 30 ... 20 (табл. 8.5 [2]).

Приймаємо стандартний модуль зубців (табл. 8.1 [2]):

m = 3 мм.

3.8. Визначаємо число зубців шестерні та колеса:

z₁ = ;

z₂ = z₁ U = 23,4 3,17 = 74,18.

Приймаємо: z₁ = 24, z₂ = 80.

3.9. Визначаємо остаточні розміри передачі (мм):

d₁ = m z₁ = 3 24 = 72;

d₂ = m z₂ = 3 80 = 240;

а = .

3.10. Виконуємо перевірочний розрахунок по контактному напруженню для зубців колеса

у_Н2 =z_H z_M [у_Н2],

де z_H = - коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців;

z_M = МПа^1/2 - коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс;

_Ht = К_Н К_НV = - питома розрахункова колова сила.

Колова сила: F_t = н.

К_Н = 1,04 - коефіцієнт нерівномірності навантаження (рис. 8.15 [2]).

Визначаємо колову швидкість (м/с):

V = .

Необхідна ступінь точності передачі (табл. 8.2 [2]) - 9:

К_НV = 1,02 - коефіцієнт динамічного навантаження (табл. 8.3 [2]);

у_н2 = 1,77275МПа [у_н2] = 518 Мпа.

3.11. Виконуємо перевірочний розрахунок на втому при згині:

у_F = Y_F [у_F],

де Y_F - коефіцієнт форми зубців (рис. 8.20 [2])

для не коригованих зубчастих коліс х = 0 знаходимо:

Y_F1 = 3,96; Y_F2 = 3,72.

Розраховуємо відношення

;

.

Подальший розрахунок виконуємо для матеріалу зубчастого колеса, для якого це вiдношення менше:

_Ft = К_F К_FV = - питома розрахункова колова сила;

К_F = 1,1 - коефіцієнт нерівномірності навантаження (рис. 8.15 [2]);

К_FV = 1,2 - коефіцієнт динамічного навантаження (табл. 8.3 [2]);

у_F2 = 3,72МПа [у_F2] = 265 Мпа.

3.12. Виконуємо перевірочний розрахунок на контактну та згінну міцність при дії максимального навантаження (МПа):

у_{H2 max} = у_H2 [у_H2] _max = 1540;

у_{F2 max} = у_F2 [у _F2] _max = 685,

де .

4. перевірочний розрахунок веденого вала

Вихідні дані: Т = 440 нм; а = b = 74,5 мм; с = 93 мм

4.1. Вибираємо матеріал для виготовлення вала (табл. 5.1 [1])

Сталь 45, нормалізована НВ = 200;

Механічні характеристики:

_В = 610 МПа; _Т = 360 МПа;

_т = 210 МПа; _-1 = 270 МПа;

_-1 = 150; = 0,1; = 0,05.

4.2. Визначаємо сили, що діють на вал (н)

F_t = - колова сила;

F_r = F_t tg = 3666 tg20 = 1320 - радіальна сила;

F_М = 0,25- радіальна сила муфти,

де D = 130 мм - діаметр розташування пальців (табл. 36 [1]).

4.3. Розробляємо розрахункову схему вала з діючими силами.

4.4. Визначаємо реакції в опорах вала у вертикальній площині:

F_M (а + b + c) ;

н;

;

н.

Перевірка: ; 1716 - 1320 - 2088 + 1692 = 0.

4.5. Будуємо епюру згинаючих моментів у вертикальній площині (нм):

;

;

4.6. Визначаємо реакції в опорах вала у горизонтальній площині (н):

.

4.7. Будуємо епюру згинаючих моментів у горизонтальній площині (нм):

.

4.8. Будуємо епюру сумарних згинаючих моментів (нм):

.

4.9. Будуємо епюру обертового моменту (нм):

М_об = Т = 440.

4.10. Визначаємо небезпечний переріз при розрахунку на статичну міцність.

Небезпечний переріз знаходиться там, де максимальний згинаючий момент, тобто він проходить через точку К.

4.11. Визначаємо приведений момент в небезпечному перерізі (нм):

.

4.12. Визначаємо розрахунковий діаметр вала у небезпечному перерізі на статичну міцність:

мм d_кон = 60 мм;

МПа.

4.13. Перевіряємо вал на втомну міцність

Знаходимо опасний переріз при розрахунку на втомленність. Він проходить через точку К, тому що тут маємо найбільшу кількість концентраторів напружень: шпонковий паз та посадка маточини колеса на вал

,

де n, n, n - запас міцності загальний, нормальний, дотичний.

4.14. Визначаємо запас міцності за нормальними напруженнями (симетричний цикл):

,

де _-1 = 270 МПа - границя втомленності матеріалу при симетричному циклі;

К - коефіцієнт концентрації напружень;

К = 1,7 - від шпонкового паза (табл. 15.1 [2]);

К = 2,4 - від посадки з натягом (табл. 15.1 [2]).

Приймаємо: К = 2,4.

К_d = 0,7 - коефіцієнт, що враховує абсолютні розміри перерізу (рис. 15.5 [2]);

К_F = 1 - коефіцієнт, що враховує стан поверхні (рис. 15.6 [2]).

_а = МПа - амплітуда нормальних напружень

мм³ - осьовий момент опору переріза.

.

4.15. Визначаємо запас міцності за дотичними напруженнями (асиметричний цикл - откольовий)

,

де _-1 = 150 МПа - границя втомленності матеріалу при асиметричному циклі;

К - коефіцієнт концентрації напружень;

К = 1,75 - від шпонкового пазу (табл. 15.1 [2]);

К = 1,8 - посадка з натягом (табл. 15.1 [2]).

Приймаємо:К = 1,8.

_а = _m = МПа - амплітудні та середні значення дотичних напружень;

мм³ - полярний момент опору перерізу;

= 0,05 - коефіцієнт чутливості матеріалу до асиметрії циклу;

.

4.16. Визначаємо загальний запас міцності від втомленності у перерізі:

[n] = 1,8;

[n] = 1,5 ... 1,8 (стор. 185 [1]).

4.17. Перевіряємо статичну міцність при перевантаженні (МПа):

_еквIV =

_3Г = ;

_кр = ;

[]_p = 0,8_т = 0,8 360 = 288 , (стор. 302 [2]);

_еквIV = = 288.

5. Перевірний розрахунок пІдшипників кочення веденого вала

Вихідні дані: d = 55 мм; n = 184 об/хв.; t = 5000 год.; K_п = 1,8.

5.1. Спочатку вибираємо радіальний підшипник середньої серії 310, у якого (табл. 15 [1]):

С = 34000 н - динамічна вантажність;

С₀ = 25600 н - статична вантажність.

5.2. Визначаємо реакції в опорах вала (н):

;

.

Розрахунок ведемо для опори В; F_r = R_B = 2778 н.

5.3. Визначаємо розрахункове еквівалентне навантаження (н):

Р = ХV F_rK_бK_t = 11 2778 1,5 1 = 4167,

де Х = 1; V = 1 - коефіцієнт обертання;

K_б = 1,3 ... 1,5 - коефіцієнт безпеки (табл. 6.3 [1]);

K_t = 1 - температурний коефіцієнт (табл. 6.4 [1]).

5.4 Розрахункова довговічність

млн.об.

5.5. Розрахункова довговічність до появи ознак втомленності (год):

t = 5000.

5.6. Габаритні розміри підшипника 211 (табл. 15 [1]), мм:

d = 55;

D = 100;

В = 21.

5.7. Перевіряємо підшипник на статичну вантажність (н):

Р₀ = К_пF_r = 1,8 2778 = 5000;

Р₀ = 5000 н С₀ = 36300.

6. Перевірний розрахунок шпонкових з'єднань веденого вала

6.1. Основним розрахунком є перевірка за умови обмеження напружень змикання:

_зм = _зм

_зм = 80 ... 150 МПа (стор. 191 [1]).

6.2. Виконуємо перевірку шпонкових з'єднань (табл. 5.19 [1]).

Параметр	Позначення	Розмір	Колесо	Муфта
Діаметр вала	D	мм	60	42
Розмір шпонки	Bxhxl	мм	18х11х92	12х8х59
Робоча довжина	lp = l - b	мм	74	47
Крутний момент	Т	нм	440
Напруження змикання	зм	МПа	36	109

7. Змащування редуктора

7.1. Змащування редуктора здійснюємо зануренням зубчастого колеса у масло, що знаходиться у нижній частині корпусу.

7.2. Визначаємо кількість мастила (л)

V = (0,35 ... 0,7) N = (0,35 ... 0,7) 8,48 = 3,5.

7.3. Глибина занурення зубчастого колеса (мм):

h = (3 ... 5) m = (3 ... 5) 3 = (9 ... 15).

7.4. Відстань від зубчатого колеса до днища корпусу (мм):

b₀ = (5 … 10) m = (5 … 10) 3 = 25.

7.5. Визначаємо в'язкість мастила (табл. 3.61 [1]):

V₅₀ = 85 сСт.

7.6. Приймаємо мастило індустріальне 50 (табл. 6.10 [1]), яке може бути використане для змащування підшипників.

Висновки:

1. Достоїнством зубчасто-пасового привода є його простота конструкції; високий ступінь надійності та тривалість роботи.

2. Виконано розрахунок пасової та зубчастої передачі, а також виконано перевірний розрахунок вала, підшипників, шпонкових з'єднань та муфт.

3. Визначення профілю паса та їх кількість, зроблено з урахуванням допустимої потужності на один клиновий пас.

4. Розрахунок зубчастої передачі виконано з урахуванням контактних напружень для зубців колеса для запобігання втомного руйнування матеріалу.

5. Перевірка вала виконувалась на статичну та втомну міцність матеріалу, а також при перевантаженні.

6. Перевірний розрахунок підшипників кочення виконано по динамічній та статичній вантажності.

7. Перевірка шпонок підтвердила конструктивну слушність використаних рішень.

СПИСОК ЛIТЕРАТУРИ:

1. Киркач М.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин:[учебн. пособие для техн. вузов].- 3-е перераб. и дополн.- Харьков: Основа, 1991 - 276 с.

2. Иванов М.Н. Детали машин. Учебник для ВУЗов. -М.: Высш. шк.”, 1984 - 336 с.

Размещено на Allbest.ru