Детали машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

Энергокинематический расчёт привода

электродвигатель редуктор подшипник передача

1. Определение требуемой мощности электродвигателя:

з_черв1=0,8

з_черв2=0,8

з_м=0,98

з_подш=0,99

2. Определение частоты вращения на выходе:

3. Общее передаточное число привода:

4. Частота вращения выходного вала электродвигателя:

5. Выбор электродвигателя:

Принимаем 4А132S6 - ГОСТ 19523-81

Р_эл.дв.=7,5 кВт

n_э=970 мин^-1

6. Уточнение передаточных чисел привода:

7. Уточнение передаваемых мощностей на валах:

Р₁=Р_дв=7,5 кВт

8. Уточнение частот вращения:

n₁=n_дв=970 мин^-1

9. Расчет угловых скоростей:

10. Расчет крутящих моментов на валах:

	n, мин-1	щ, рад/с	Р, кВт	Т, Н•м
Вал 1	970	101,5	7,5	72
Вал 2	121,25	12,69	5,76	447
Вал 3	12,1	1,269	4,4	3470

Выбор муфты, тепловой расчет

1. Выбор муфты:

Муфта фланцевая 1000 -55 -60-21, ГОСТ 20761-80

2. Тепловой расчет редуктора:

Для проектируемого редуктора площадь теплопроводящей поверхности А=2м²

Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе

,

где P_ч=6159Вт- требуемая для работы мощность на червяке .

Считаем что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплопередачи k_t= 16Вт/(м²· С^?). Тогда , где [?t]=95?

3. Выбор сорта масла:

Т.к. вязкость 20, то сорт масла Авиационное МС-20

Расчёт быстроходной передачи

1. Выбор материала червяка и колеса:

Принимаем для червяка сталь 40Х с термообработкой - улучшение и закалка ТВЧ, HRC 45…50, у_т=750 МПа, витки шлифовать и полировать.

Ожидаемая скорость скольжения:

Для колеса выбираем латунь ЛАЖМц 66-6-3-2, центробежное литьё у_в=700 МПа, у_т=240 МПа

2. Допускаемые напряжения:

Допускаемое контактное напряжение:

,

где ,

Допускаемое напряжение изгиба:

,

где



3. Межосевое расстояние:

Принимаем а_щ=140мм

4. Подбор основных параметров передачи:

Число витков червяка z₁=4

Число зубьев колеса

Модуль передачи:

Принимаем m=6,3мм

Относительный диаметр:

q > q_min

Принимаем q=12,5мм

Коэффициент смещения:

Фактическое передаточное число:

5. Геометрические размеры червяка и колеса:

Делительный диаметр червяка: d₁=q·m=12,5·6,3=78,75 мм

Диаметр вершин витков: d_a1=d₁+2·m=78,75+2·6,3=91,35 мм

Диаметр впадин: d_f1=d₁-2,4·m=78,75-2,4·6,3=63,63 мм

Длина нарезанной части:

b₁?(12,5+0,09·z₂)·m=(12,5+0,09·32)·6,3=96,894 мм

Т.к. витки шлифуют, то окончательно: b₁?96,894+3·6,3=115,794 мм

Принимаем b₁=120 мм

Диаметр делительной окружности колеса: d₂=z₂·m=32·6,3=201,6 мм

Диаметр окружности вершин зубьев:

d_a2=d₂+2·(1+x)·m=201,6+2·(1-0,0278)·6,3=213,85 мм

Наибольший диаметр колеса:

d_aM2?d_a2+6·m/(z₁+2)=213,85+6·6,3/(4+2)=220,15 мм

Диаметр впадин:

d_a2=d₂-2·(1,2-x)·m=201,6-2·(1,2+0,0278)·6,3=186,1297 мм

Ширина венца: b₂?0,67·d_a1=0,67·91,35=65,2245 мм

6. Проверочный расчёт передачи на прочность: г=17°45?, щ₁=101,5 рад/с

Окружная скорость на червяке:

V₁=0,5·щ₁·d₁=0,5·101,5·0,07875=3,9966 м/с

Скорость скольжения:

V₂=0,5·щ₂·d₂=0,5·12,69·0,2016=1,279 м/с

K=1

Расчётное напряжение:

,

что меньше допускаемого.

7. КПД передачи: с?=1°40?

8. Силы в зацеплении:

Окружная сила на колесе и осевая сила на червяке:

F_t2=F_a1=2·T₂/d₂=2·447/201,6=4,4345 кН

Окружная сила на червяке и осевая сила на колесе:

F_t1=F_a2=F_t2·z₁/(q·з)=4,4345·4/(12,5·0,921)=1,541 кН

Радиальная сила:

F_r=0,364·F_t2=0,364·4,4345=1,614 кН

9. Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба:

Эквивалентное число зубьев:

z_V2=z₂/cos³г=32/cos³(17°45?)=44,46

Y_F=1,61, K=1

Расчётное напряжение изгиба:

[у]_F > у_F, условие выполняется

10. Тепловой расчёт:

Мощность на червяке:

Р₁=Т₂·щ₂/з=447·12,69/0,921=6,159 кВт

А=0,43 м²

Что является допустимым, т.к. [t]_раб=95°С

Расчёт тихоходной передачи

Выбор материала червяка и колеса:

Принимаем для червяка сталь 40Х с термообработкой - улучшение и закалка ТВЧ, HRC 45…50, у_т=750 МПа, витки шлифовать и полировать.

Ожидаемая скорость скольжения:

Для колеса выбираем СЧ18, литьё в землю у_ви=360 МПа

Допускаемые напряжения:

Допускаемое контактное напряжение:

,

Допускаемое напряжение изгиба:

,

где ,

где

Межосевое расстояние:

Принимаем а_щ=355мм

Подбор основных параметров передачи:

Число витков червяка z₁=4

Число зубьев колеса

Модуль передачи:

Принимаем m=12,5

Относительный диаметр:

q > q_min

Принимаем q=16мм

Коэффициент смещения:

Фактическое передаточное число:

Геометрические размеры червяка и колеса:

Делительный диаметр червяка: d₁=q·m=16·12,5=200 мм

Диаметр вершин витков: d_a1=d₁+2·m=200+2·12,5=225 мм

Диаметр впадин: d_f1=d₁-2,4·m=200-2,4·12,5=170 мм

Длина нарезанной части:

b₁?(12,5+0,09·z₂)·m=(12,5+0,09·40)·12,5=201,25 мм

Т.к. витки шлифуют, то окончательно:

b₁?201,25+3·12,5=238,75 мм

Принимаем b₁=240 мм

Диаметр делительной окружности колеса: d₂=z₂·m=40·12,5=500 мм

Диаметр окружности вершин зубьев:

d_a2=d₂+2·(1+x)·m=500+2·(1+0,4)·12,5=535 мм

Наибольший диаметр колеса:

d_aM2?d_a2+6·m/(z₁+2)=535+6·12,5/(4+2)=547,5 мм

d_f2=d₂-2•m•(1,2-x)= 500-2•12,5•(1,2-0,4)=480 мм

Ширина венца: b₂?0,67·d_a1=0,67·225=150,75 мм

Проверочный расчёт передачи на прочность:

Окружная скорость на червяке: V₁=0,5·щ₁·d₁=0,5·12,69·0,2=1,269 м/с

Скорость скольжения:

Уточнённое:

K=1

Расчётное напряжение:

, что меньше допускаемого.

КПД передачи: с?=2°50'

Силы в зацеплении:

Окружная сила на колесе и осевая сила на червяке:

F_t2=F_a1=2·T₂/d₂=2·3470/500=13,88 кН

Окружная сила на червяке и осевая сила на колесе:

F_t1=F_a2=F_t2·z₁/(q·з)=13,88·4/(16·0,8244)=4,209 кН

Радиальная сила:

F_r=0,364·F_t2=0,364·13,88=5,052 кН

Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба:

Эквивалентное число зубьев:

z_V2=z₂/cos³г=40/cos³(14°02?)=43,806

Y_F=1,48

K=1

Расчётное напряжение изгиба:

[у]_F > у_F, условие выполняется

Тепловой расчёт:

Мощность на червяке:

Р₁=Т₂·щ₂/з=3470·1,269/0,8244=5341Вт

А=2 м²

.



Что является допустимым, т.к. [t]_раб=95°С

Проверка долговечности подшипников

1. Силы в зацеплении (см. расчет тихоходной , быстроходной передачи).

2. Вал червяка:

Расстояние между опорами l₁=292мм, d_ч1=78,75мм

В плоскости XZ

В плоскости YZ

Проверка:

(-Ry₁- Ry₂)+Frч₁=(-1405-209)-1614=0

Сумма реакций

P₁=Pr₁=

P₂=Pr₂=

Осевые составляющие радиальных реакций подшипников

S₁=0.83e Pr₁=0.83 · 0.38 · 1614=529H

S₂=0.83e Pr₂=0.83 · 0.38 · 938=296H

где е =0.38 c углом б=15?

Осевые нагрузки подшипников

S₁ › S₂ ; Pa₁= S₁ =529 Pa₂= S₁+ Faч₁=296+4434,5=4730.5H

Рассмотрим левый 1-ый подшипник:

- осевая нагрузка не учитывается

Эквивалентная нагрузка

Pэ₁= Pr₁V k_б k_т=1676 · 1,3=2179H

где V=1

k_б=1.3

k_т=1

Рассмотрим второй подшипник

Эквивалентная нагрузка

Pэ₂= (x Pr₂V + V Pa₂) k_б k_т=(0.88·938·1+1.59·4730.5)·1.3=10851H

где Y=1.59, X=0.88

Выбираем более нагруженный подшипник

Расчетная долговечность , млн.об

где С=61

Расчетная долговечность , ч

2.Ведомый вал :

Расстояние между опорами L₂=766мм dчк₁ =201.6 dч₂=160



В плоскости xz

Rz₄L₂ - Ftz₂(400 + 91)-Ftzk₁·91=0

-Rz₃L₂ + Ftzk₁·(274.8+400)+ Ftz·274.8=0

Rz₃=

В плоскости yz

Проверка:

Суммарные реакции:

P₃=Pr₃=

P₄=Pr₄=

Осевые составляющие радиальных реакций подшипников:

S₃=0.83e Pr₁=0.83 · 0.41 · 6222=2117H

S₄=0.83e Pr₂=0.83 · 0.41 · 5471=1862H

где e =0.41 c углом б=18?

Осевые нагрузки:

S₃ › S₄ ; Pa₃= S₃ =2117 Pa₄= S₃+ Faчк₁+ Faч₂ =2117+1541+13880=17538H

Для правого подшипника: - осевая нагрузка не учитывается)

Эквивалентная нагрузка:

Pэ₃= Pr₃V k_б k_т= · 1,3=2179H,

где V=1

k_б=1.3

k_т=1

Рассмотрим второй подшипник

- осевая нагрузка учитывается

Эквивалентная нагрузка

Pэ₂= (x Pr₂V + V Pa₂) k_б k_т=(0.82·5471·1+1.49·17538)·1.3=39803H,

где Y=1.49

X=0.82

Выбираем более нагруженный подшипник

Расчетная долговечность, млн.об

,

где С=185

Расчетная долговечность, ч

4. Ведомый вал:

Расстояние между опорами L₃=250мм dчк₂=640мм

В плоскости XZ



В плоскости YZ

Проверка:

-Ry₅- Ry₆-Frчк₂=7914-2862-5025=0

Сумма реакций

P₅=Pr₅=

P₄=Pr₄=

Осевые составляющие радиальных реакций подшипников

S₁=e Pr₁=0.83 · 0.41 · 10526=3582H

S₂=e Pr₂=0.83 · 0.41 · 7507=2555H

где e =0.41 c углом б=18?

Осевые нагрузки подшипников

S₅ › S₆ ; Pa₅= S₅ =3582 Pa₆= S₅+ Faчк₂=3582+4209=7791H

Рассмотрим левый 1-ый подшипник:

- осевая нагрузка не учитывается

Эквивалентная нагрузка

Pэ₅= Pr₅V k_б k_т=10526 · 1,3=13683H,

где V=1

k_б=1,3

k_т=1

Рассмотрим второй подшипник

- осевые нагрузки учитываются

Эквивалентная нагрузка

Pэ₆= (x Pr₆V + V Pa₂) k_б k_т=(0.82·7507·1+1.49·7791)·1.3=23094H,

где Y=1,49

X=0,82

Выбираем более нагруженный подшипник

Расчетная долговечность , млн.об

,

где С=61

Расчетная долговечность, ч

Размещено на Allbest.ru