Расчет редуктора на ЭВМ и выбор электродвигателя

25

Расчет редуктора на ЭВМ и выбор электродвигателя

Содержание

2. Подготовка исходных данных для расчета редуктора на ЭВМ и выбор электродвигателя

3. Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора

3.1 Расчет зубчатых передач

4. Определение диаметров валов

5. Расчет соединений

5.1 Шпоночные соединения

5.2 Расчет валов и подшипников качения

6.Расчет валов и подшипников качения

6.1 Расчет валов на прочность по эквивалентным напряжениям и на статическую прочность

7. Выбор смазочного материала и способа смазывания

8. Расчет муфты

9. Расчет приводного вала

9.1 Определение сил реакций в опорах вала

9.2 Подбор подшипников

10. Список использованной литературы

2. Подготовка исходных данных для расчета редуктора на ЭВМ и выбор электродвигателя

Номинальный вращающий момент на приводном валу транспортера:

;

Номинальный вращающий момент на тихоходном валу редуктора при наличии упругой муфты:

;

Частота вращения приводного вала:

Частота вращения тихоходного вала редуктора:

Номинальная мощность на тихоходном валу редуктора:

кВт;

Потребляемая мощность асинхронного электродвигателя:

где - общий КПД привода;

- ориентировочное значение КПД редуктора;

- КПД упругой муфты;

- КПД пары подшипников приводного вала;

Максимальное передаточное число двухступенчатого редуктора:

Максимально возможная частота вращения вала электродвигателя при наличии упругой муфты:

Исходя из условия принимаем

И из условия выбираем двигатель мощностью 4 кВт;

Таким образом, окончательно выбираем следующий электродвигатель:

- синхронная частота вращения вала ЭД;

Передаточное число редуктора:

3.Расчет цилиндрического двухступенчатого редуктора

Расчет редуктора был проведен с помощью ЭВМ. При проектировании двухступенчатого редуктора необходимо решить вопрос о распределении известного общего передаточного числа uред между быстроходной uБ и тихоходной uт ступенями редуктора (uред=uБ*uт).Поэтому в программе предусматривается проведение расчетов при различных отношения uБ/uт. В программе также варьируется термообработка колес, которая очень существенно влияет на массу редуктора и его стоимость.

По рассчитанным данным ищется оптимальный вариант конструкции, учитывающий минимальную массу редуктора, минимальную стоимость и габариты. Также необходимо учитывать следующие требования: диаметр шестерни быстроходной ступени не должен снижать жесткость вала; возможность размещения в корпусе подшипников валов быстроходной и тихоходной ступеней ; при этом между подшипниками должен размещаться болт крепления крышки и корпуса редуктора; зубчатое колесо быстроходной ступени не должно задевать за тихоходный вал; зубчатые колеса обоих ступеней должны погружаться в масляную ванну примерно на одинаковую глубину.

В приложении 1 приведены данные для расчета и полученные результаты и по ним построены графики зависимости стоимости, массы редуктора и межосевого расстояния в зависимости от способа термообработки и соотношения передаточных чисел ступеней . Исходя из выше указанных требований, мной был выдран следующий вариант:

Вариант № 15 табл.1

тверд. Колес HRC1	Тверд.Колес HRC2	UБ/UТ	Bw/Aw	Межосевое расстояние, мм	Диаметр впадин быстроход. шестерни, мм	Масса Редуктора , Кг	масса колес, кг	Диаметр вершин колес тихоход.	Диаметр вершин колес быстр.	Суммарная цена привода, руб.
49.0	28.5	1.3	0.31	140	35.82	73.59	14.58	249.07	231.55	156.00

Результаты расчета параметров зубчатых колес и сил в зацеплении приведен в приложении 1.

3.1 Расчет зубчатых передач

3.1.1 Выбор материалов и вида термической обработки

Исходя из выбранного варианта имеем:

HRC149.0

HRC228.5

Марка материала: Сталь 45 ГОСТ 4543-71

Вид термообработки:

1, 2 - улучшение

3.1.2 Определение допускаемых напряжений и размеров передачи

Расчет передачи производится по допускаемым напряжениям:

и

соответствующим длительной контактной и изгибной выносливостям

Hlim , Flim - пределы выносливости

SF , SH - коэффициенты безопасности

Значения []н и []F вычисляются по формулам:

для термообработки - улучшения

причем []H = min {[]H1 , []H2}

Для определения коэффициента безопасности по контактным напряжениям:

SH = SHmin SHA SHB

NHE= 60nt H

где n - частота вращения колеса

t - число часов работы передачи

H - число входов в зацепление зуба за один оборот колеса

, но 2.4

Коэффициент KHL учитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач.

Для определения коэффициента безопасности по напряжениям изгиба:

NFE = NK F

SF = SFmin SF SFD

Определение aW - межосевого расстояния

,где T1 = ТЭ

, где

Ка = 4300 для косозубых передач

КН - коэффициент концентрации нагрузки

ba' = b2/aW

ba = b2/a1=0.5ba(U+1)=1 , где a1=2aW /(U+1)

KH' =KHV KH KH

где KHV = f(V)

KH = f(ba)

Ширина колес определяется по формуле:

b2= ba aW

Ширина шестерни: b1 = b2+(2..4)

Определение нормального модуля

Ориентировочно определяют m= b2/17 , где 17 - минимальное число зубьев из условия неподрезания зуба при нарезании без колеса без смещения

Уточняют расчет

находим m

Определение угла наклона зубьев , чисел зубьев колеса (Z2) шестерни (Z1) и настоящего передаточного отношения (U)

Из условий:

b2tg > m/cos

sin > m/b2

Получаем:

sin min 4m/b2

Суммарное число зубьев:

Z = 2aw /mt =2aWcos / m

Окончательно получаем:

= arccos(Zm/2aW)

Определяем:

Z1 = Z /(U+1)

Z2 = Z - Z1

U=Z2 /Z1

Определение диаметров колес:

d1 = Z1 mt

делительные диаметры колеса и шестерни

d2 = Z2 mt

da1,2 = d1,2 +2(1+x1,2 -y)m - диаметры вершин

df1,2 = d1,2 -2(1.25 - x1,2 )m - диаметры впадин

где x1,2 - коэффициенты смещения шестерни и колеса

y= -(aw -a)m - коэффициент воспринимаемого смещения

3.1.2.1 Силы в зацеплении

Ft = 2T2 /d2 - окружная сила на делительном диаметре колеса

Fr = Fttg /cos - радиальная сила

Fa = Ft tg - осевая сила

3.1.3 Критерии работоспособности зубчатых передач

Зуб находится в сложном напряженном состоянии . Решающее влияние на его работоспособность оказывают два основных вида напряжений: контактные напряжения H и напряжения изгиба F . Они изменяются по времени по некоторому прерывистому циклу. Переменные напряжения являются причиной усталостного разрушения зубьев, поломки зубьев от напряжений изгиба и выкрашивание поверхности зубьев от контактных напряжений .

4. Определение диаметров валов

а) Быстроходный вал:

Принимаем: d=25 мм исходя из условия согласованности диаметров быстроходного вала и вала электродвигателя.

б) Промежуточный вал:

Принимаем:

в) Тихоходный вал:

Принимаем:

5.Расчет соединений

5.1 Шпоночные соединения

а) Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с электродвигателя на быстроходный вал.

Диаметр вала:

Передаваемый момент:

Тип шпонки: призматическая;

Окончательно выбираем: (из соображений сопряжения свалом электродвигателя) «Шпонка 8х7х36 ГОСТ 23360-78»

б) Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с быстроходного вала на быстроходное колесо.

Диаметр вала:

Передаваемый момент:

Тип шпонки: призматическая;

Окончательно выбираем:

«Шпонка20 х12х55.6 ГОСТ 23360-78»

Призматические шпонки должны находиться в пазу вала с натягом. Поэтому поле допуска ширины шпоночного паза принимаем равным P9..

в) Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с тихоходного вала на тихоходное колесо.

Диаметр вала:

Передаваемый момент:

Тип шпонки: призматическая;

Окончательно выбираем:

«Шпонка 8х7х36 ГОСТ 23360-78»

г) Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с тихоходного вала на муфту.

Диаметр вала:

Передаваемый момент:

Тип шпонки: призматическая

Окончательно выбираем:

«Шпонка18 х10х92 ГОСТ 23360-78»

Призматические шпонки должны находиться в пазу вала с натягом. Поэтому поле допуска ширины шпоночного паза принимаем равным P9..

д) Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с тихоходного на приводной вал.

Диаметр вала:

Передаваемый момент:

Тип шпонки: призматическая;

Окончательно выбираем:

е) Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с приводного вала на барабан.

Диаметр вала:

Передаваемый момент:

Тип шпонки: призматическая;

Окончательно выбираем:

«Шпонка22 х14х62 ГОСТ 23360-78»

Призматические шпонки должны находиться в пазу вала с натягом. Поэтому поле допуска ширины шпоночного паза принимаем равным P9..

6.Расчет валов и подшипников качения

Рассчитываем подшипники для быстроходного вала

Рассчитываем подшипники для промежуточного вала

Расчет подшипников для тихоходного вала

Рассчитаем подшипники на приводной вал:



Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

См. приложение

6.1 Расчет валов на прочность по эквивалентным напряжениям и на статическую прочность

Наиболее нагруженным является тихоходный вал редуктора, таким образом проведем для него следующие расчеты:

ѕ расчет по эквивалентным напряжениям и на статическую прочность;

ѕ расчет по напряжениям усталости;

Исходные данные для расчета:



Марка стали	Твердость (не ниже)	Механические характеристики Н/мм2
45	285	900	650	390	380	230

Предположительно, наиболее опасным сечением относительно совместного изгиба и кручения является сечение 1:

Осевой момент сопротивления сечения:

Момент сопротивления сечения при кручении:

Эквивалентное напряжение:

Запас по статической прочности (коэффициент запаса):

Предположительно, наиболее опасным сечением относительно усталостной прочности является сечение 1:

Расчет сечения 1 на сопротивление усталости:

Амплитуда напряжений цикла в опасном сечении:

Коэффициенты концентрации напряжений в рассматриваемом сечении

Пределы выносливости вала:

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:



Расчетный коэффициент запаса прочности:

Таким образом условие сопротивления усталости для сечения 1 выполнено.

7. Выбор смазочного материала и способа смазывания деталей передач и подшипников качения

Частота вращения тихоходного вала:

Окружная скорость колеса:

Контактные напряжения:

Целесообразно использовать масло:«И-Т-Д-100»;

Система смазывания - картерная;

Глубина погружения колеса в масляную ванну: Принимаем:

Примем для выходных концов редуктора манжетные уплотнения

8. Расчет муфты

Из технического задания необходимо поставить жесткую компенсирующую муфту на выходной вал. В качестве такой муфты я выбрал зубчатую муфту.

Жесткие компенсирующие муфты применяют для соединенния тихоходных валов в тех случаях где нужно уменьшить вредное влияние несоосности валов и когда не требуется улучшать динамические характеристики привода вследствие упругих свойств муфты. По сравнению с упругими муфтами они имеют меньшие габариты и вес. Зубчатые муфты отличаются высокой нагрузочной способностью. Зацепление эвольвентное с увеличенными радиальными и боковыми зазорами . В целях увеличения компенсирующих свойств муфты зубьям втулок придают специальную форму. Бочкообразные зубья позволяют увеличить допускаемый перекос валов в 2-3 раза.

Fm=(0.2 - 0.4)Ft Fm=0.2…1.2 kH

Mm=(0.1 - 0.15)Tн Mm=70.6….105.9 H

P=2Tp*Kн/b*h*dm*z < [p]

Kн - коэффициент конц. Нагрузки Кн= 1.1….1.3

B - Длина зуба

Dm - диаметр делительной окружности dm=50 мм

H=1.8m - рабочая высота зуба h=4.5

Z - число зубьев z= 38

[p]=33.6 - 4.6 Мпа при 280-350 HB

P=44.04 Мпа.

9. Расчет приводного вала

9.1 Определение сил реакций в опорах вала

а) Сила, действующая на выходной конец вала со стороны муфты:

Силы реакций в опорах вала:

б) Силы реакций в опорах вала от силы, действующей со стороны ременной передачи:

г) Суммарные силы реакций в опорах тихоходного вала:

Использованная литература

1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Конструирование узлов и деталей машин»;

2. Д.Н. Решетов «Детали машин»;

3. В.С. Поляков, И.Д. Барбаш «Справочник по муфтам»;

3. «Атлас конструкций» Том 1,2;

4. М.Н. Иванов, В.Н. Иванов «Детали машин»