Розрахунок редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Кінематичний розрахунок і вибір двигуна

1.1 Ескіз і завдання розрахунку

Кінематична схема привода зображена на рис. 1.

Рис. 1: 1 - шестерня; 2 - коліща; 3 - електродвигун (ЕД); 4 - вал ротора ЕД; 5 - муфти; 6 - швидкохідний вал редуктора; 7 - тихохідний вал; 8 - опори валів (підшипників); 9 - корпус редуктора; 10 - робочий орган

Задачами розрахунку є вибір ЕД для привода, а також розрахунок кутових швидкостей, частот обертання і крутних моментів на валах.

1.2 Дані для розрахунку

Крутний момент, необхідний робочому органу, Т₂=380 Н•м.

Частота обертання вихідного вала n₂ =124 хв.^-1

Синхронна частота обертання двигуна n_ес =750 хв.^-1

1.3 Розрахунок

ККД привода

з= ••,

з=0,990²•0,980•0,980²=0,922

Де з_пк= 0,990 - ККД пари підшипників кочення (ПК);

з_зп= 0,980 - ККД зубчастої передачі (ЗП);

з_м= 0,980 - ККД муфти (М)

Кутова швидкість відомого вала

щ₇=щ₂==щ₁₀=

щ₇==12,9 (с^-1)

Де: n₂ - частота обертання вихідного вала.

Потужність потрібна робочому органу

Р₁₀=

=380*12,9=4902 (Вт)

Де: - крутний момент, необхідний робочому органу;

- кутова швидкість відомого вала.

Потрібна потужність на відомому валу

Р₄=

Р₄==5316,7 (Вт)=5,3 (кВт)

Де: - потужність потрібна робочому органу;

- ККД привода.

Згідно Таблиці 1 вибираємо двигун із заданою синхронною частотою обертання n_ес=750 хв.^-1, найближчою більшою потужністю Р_ед=5,50 кВт, типу 4A132М8У3 з робочою частотою обертання n_ер=720 хв.^-1

Таблиця 1

Ред	Синхронна частота обертів, хв.-1
	1500	1000	750
	позначка	nер	позначка	nер	позначка	nер
2,2			4A100L6Y3	950	4A112MA8Y3	700
3			4A112MA6Y3	955	4A112MB8Y3	700
4	4A100L4Y3	1430	4A112MB6Y3	950	4A12358Y3	720
5,5	4A112M4Y3	1445	4A132S6Y3	965	4A132M8Y3	720
7,5	4A132S4Y3	1455	4A132M6Y3	970	4A160M8Y3	730
11	4A132M4Y3	1460	4A160S6Y3	975	4A160M8Y3	730
15	4A160S4Y3	1465	4A160M6Y3	975	4A180M8Y3	730
18,5	4A160M4Y3	1465	4A180M6Y3	975	4A200M8Y3	735
22	4A180S4Y3	1470	4A200M6Y3	975	4A200L8Y3	735
30	4A180M4Y3	1470	4A200L6Y3	980	4A225M8Y3	735
37	4A200M4Y3	1475
45	4A200L4Y3	1475

Передаточне число редуктора

u^*=

u^*==5,8

Де: n₂ - частота обертання вихідного вала;

n_ер - робоча частота обертання двигуна.

Кутова швидкість ведучого вала

щ₃=щ₄==щ₆=щ₁=

щ₃=₌75,4 (с^-1)

Де: n_ер - робоча частота обертання двигуна.

Крутний момент на швидкохідному валу

T₁=

Т₁==71,02 Н•м.

Де: - крутний момент, необхідний робочому органу;

- передаточне число редуктора;

- ККД привода.

Вибрано двигун 4A132М8У3 потужністю 5,3 кВт з робочою частотою обертання 720 хв.^-1; кутові швидкості валів 75,4 с^-1, 12,9 с^-1; частоти обертання 720 хв.^-1; 124 хв.^-1; крутні моменти 71,02 Н•м, 380 Н•м; передаточне число 5,8.

2. Розрахунок зубчастої передачі

2.1 Ескіз і завдання розрахунку

Ескіз передачі наведений на рис. 1.

Завданням міцнісного розрахунку є обчислення основних геометричних параметрів передачі і ступеню точності виготовлення, що забезпечують відсутність пошкоджень зубців. Завдання геометричного розрахунку - обчислення похідних параметрів передачі.

2.2 Дані для розрахунку

Передаточне число (п. 1.3.6).

Крутний момент на коліщаті (ТЗ).

Коефіцієнт ширини (ТЗ).

Розташування зубчастих коліс відносно опор - симетричне (рис. 1).

Матеріал шестерні й коліщати - сталь 45; термообробка - покращення; твердість за Брінеллем: шестерні , коліщати .

Попередній коефіцієнт навантаження ; допоміжний коефіцієнт .

Частота обертання шестерні п₁ = 720 хв.^-1 (кутова швидкість с^-1, п. 1.4).

2.3 Розрахунок

Межі дотичної витривалості при базовому числі циклів:

матеріалу шестерні

МПа,

матеріалу коліщати

МПа.

Допустимі дотичні напруження:

для шестерні

МПа,

для коліщати

МПа,

де = 1 - коефіцієнт довговічності;

- коефіцієнт змащування, шорсткості дотичних поверхонь зубців, колової швидкості, перепаду твердості, розмірів коліс.

Розрахункові допустимі дотичні напруження

МПа

(вимога МПа МПа виконується).

Міжосьова відстань, попередня, із умови дотичної витривалості

мм;

приймають мм.

Нормальний модуль

мм;

приймають m = 3 мм

Число зубців:

шестерні

,

коліщати

де - попередній кут нахилу,

приймають , .

Фактичне передаточне число .

Кут нахилу зубців

.

Коловий модуль

мм.

Розподільні (початкові) діаметри:

Шестерні мм,

Коліщати мм.

Діаметр верхівок зубців:

Шестерні мм,

Коліщати мм.

Ширина вінця:

Коліщати мм,

Шестерні мм = 66б15+4=70,15 мм;

приймають мм, мм.

Складові сили взаємодії зубців:

Колова Н,

Осьова Н,

Радіальна Н.

де - кут зачеплення.

Колова швидкість на ділильному циліндрі

м/с.

Приймають 8-й ступінь точності виготовлення зубців.

Відношення

Коефіцієнти факторів розрахункового дотичного навантаження: зовнішній ; динамічності ; розподілу по дотичним лініям ; розподілу між зубцями :

.

Коефіцієнти факторів дотичної міцності:

(МПа)^-0,5;

форми поверхні зубців у полюсі

;

сумарної довжини дотичних ліній

Номінальні контактні напруження

МПа.

Розрахункові дотичні напруження в полюсі зачеплення

МПа.

Межі витривалості при згині, що відповідають базовому числу циклів:

матеріалу шестерні МПа,

матеріалу коліщати МПа.

Межі витривалості зубців при згині:

Шестерні МПа,

Коліщати МПа,

де коефіцієнти: - технології,

- заготовки (для прокату);

- шліфування;

- зміцнення;

- одностороннього навантаження.

Допустимі напруження при згині:

шестерні

МПа;

коліщати

МПа,

де коефіцієнти: - довговічності;

- шорсткості при зубофрезуванні;

розмірів коліщат

,

;

чутливості до концентрації

;

- запас міцності.

Коефіцієнти факторів розрахункового навантаження: динамічності ; розподілу за дотичними лініям ; розподілу між зубцями :

.

Еквівалентні числа зубців:

шестерні

,

коліщати

.

Коефіцієнти форми зубців:

шестерні , коліщати . Осьовий крок

мм.

Коефіцієнт осьового перекриття

.

Коефіцієнт нахилу зубців (

;

приймають .

Коефіцієнт торцового перекриття

.

Коефіцієнт, який враховує перекриття

=1/1б65=0,6

Розрахункові місцеві напруження при згині:

зубців шестерні

МПа;

зубців коліщати

МПа.

Зубчаста передача з параметрами и = 5,8; ; ; m = 3 мм; ; мм; мм; мм; мм;

мм відповідає умовам: дотичній стомленій міцності, тому що МПа МПа, і стомленій міцності на згин, тому що МПа МПа, МПа МПа.

3. Розрахунок підшипників, вала і шпоночного з'єднання

3.1 Ескіз і завдання розрахунку

привод редуктор підшипник шпоночний

Завдання розрахунку підшипників кочення полягає в знаходженні їх ресурсу і співставленні його з заданим числом годин роботи редуктора; завдання розрахунку відомого вала на міцність - обчислення запасів міцності в небезпечних перерізах; завдання розрахунку шпоночного з'єднання - знаходження його навантажувальних можливостей і порівняння їх з потрібними.

3.2 Дані для розрахунку

Занижені допускаємі напруження при умовному розрахунку на кручення [ф]=25 МПа.

Коефіцієнт обертання V=1.

Коефіцієнт безпечності при розрахунку підшипників кочення (ПК) K_д=1,2.

Температурний коефіцієнт для t°?100° - K_T=1.

Матеріал ведомого вала - сталь 45 з межами витривалості: при згині у_-1= 270 МПа, при крученні ф_-1= 150 Мпа; коефіцієнт чутливості до асиметрії цикла ш_ф=0,05 і межею міцності у=610 МПа.

Допустимі напружені зминання в шпоночному з'єднанні [у]=100 МПа.

Навантаження: крутний момент на валу T₂=380 Н.м; зусилля в зачепленні: колове F_t=2122,91 Н, радіальне F_r=794 Н, осьове F_a=517 Н.

Частота обертання вала n₂=124 хв.^-1

Ділильний діаметр коліщати d₂=358,23 мм; ширина коліщати b₂=66,15 мм.

3.3 Розрахунок

Діаметр кінця швидкохідного вала, попередній

=

==30 мм,

де d_e - 38 мм - діаметр кінця вала ЕД 4А160S6Y3;

d_{КБ ДСТ} -22 мм - діаметр кінця швидкохідного вала стандартного редуктора, вибраного за крутним моментом T₁=71,02 Н^.м, який він передає. Приймають d_КБ=30 мм.

Діаметр кінця швидкохідного вала, попередній

=

Приймають d_КТ=50 мм, довжина кінця вала (для короткого виконання) l_КТ=82 мм.

Діаметр шипів тихохідного вала

d_ПТ = d_КТ+(2…5)

d_ПТ = 50+5=55 мм.

За діаметром шипів попередньо вибирають кульковий радіальний однорядний ПК №211 із зовнішнім діаметром D_ПТ=100 мм, внутрішнім діаметром d_ПТ=55 мм, шириною В_ПТ=21 мм, радіусом скруглення r_ПТ=25 мм, базовою радіальною динамічною вантажопідйомністю С_r=22,2• Н і базовою радіальною статичною вантажопідйомністю C_or=34,4• Н.

Діаметр підматочної частини вала, що дорівнює діаметру заплечика під ПК, d_T=(62…65) мм; приймають d_T=62 мм. Довжину під маточної частини вала під коліщам приймають рівною ширині вінця L_CT=b₂=66,15 мм, так як d_T=62 мм ? L_CT=66,15 мм.

Відстані від центрів ПК до площини симетрії коліщати (рис. 2).

L₂= + z +

L₂= + 14 + =57,6 мм,

де Z=14 мм - щілина між торцями коліщати і ПК.

Відстань від центра ПК «А» до середини кінця вала

L₁=(B_ФЛ+(10…15)+) -

L₁=(31 + 14+ ) - =75,5 мм,

де В_ФЛ=31 мм - ширина фланця;

14 мм - щілина між деталлю, що обертається на кінці вала, і зовнішньою поверхнею корпуса.

Консольне навантаження на кінець вала

F_K=125•

F_K= 125• =2437Н.

Згинний момент від осьової сили

M_bFa=

M_bFa==930•10²Н•мм.

Сума моментів сил відносно A_Y:

,

звідки горизонтальна складова реакції в опорі B_Y:

F_RBY=

F_RBY= = - 410 Н

Сума моментів сил відносно B_Y:

Звідки горизонтальна складова реакції в опорі А_Y:

F_RAY=

F_RAY==1204 H

Перевірка:

Сума моментів сил відносно A_Z:



звідки вертикальна складова реакції в опорі B_Z:

F_RBZ=

F_RBZ==2659 Н.

Сума моментів сил відносно B_Z:

,

звідки вертикальна складова реакції в опорі A_Z:

F_RAZ=

F_RAZ==2979 H.

Перевірка:

0

Реакції в опорах вала (повні радіальні)

F_RA=

F_RA==3213 H, F_RB=

F_RB=

Відношення осьової складової реакції F_RAX= - F_a до базової статичної радіальної вантажопідйомності ПК

= = 0,015.

Граничне значення відношення, що обумовлює вибір коефіцієнтів радіального і осьового навантаження е = 0,31.

Відношення осьової складової до повної радіальної реакції в найбільш навантаженій опорі А

==0,16? e.

Коефіцієнти радіального і осьового навантаження

X= Y= якщо

Приймаємо Х = 1, Y = 0.

Еквівалентне динамічне радіальне навантаження

P_r=(XVF_RA+YF_RAX)•K_Б•К_Т;

P_r=(1•1•3213+0)•1,2•1=3856 Н.

Базова довговічність ПК №211

L₁₀=;

L₁₀==191 млн. обертів.

90%-ний ресурс ПК №211

L_10h=

L_10h==26•10³ годин.

Оскільки ресурс ПК більше заданої довговічності редуктора L_h=8•10³ годин вибір ПК прийнятний.

Згинний момент в точці O_Y зліва (F_RAX>F_ROY)

M_BOY=F_RAY•l₂;

M_BOY=1204•57,6=69•10³ Н•мм.

Згинний момент в точці O_Z

B_BOZ=F_RbZ•l_2;

B_BOZ=2659•57,6=153•10³ Н•мм.

Згинний момент в точці A_Z

B_BAZ=F_K•l₁;

B_BAZ=244*10•75,5=184•10³ Н•мм.

Сумарні згинні моменти:

в точці А M_bA=M_bAZ=184•10³ Н•мм;

в точці О

M_bO=;

M_bO==168•10³ Н•мм.

Моменти опору згину в перерізах А і О:

W_A=0,1•;

W_A=0,1•55³=16,64•10³ мм³;

W_O=0,1•

W_O=0,1•62³=23,83•10³ мм³.

Амплітуди нормальних напружень згину вала в перерізах А і О:

у_aA=;

у_aA==10,8 МПа;

у_aO=;

у_aO==7,05 МПа.

Моменти опору крученню перерізів А і О:

W_pA=0,2•;

W_pA=0,2•55³=33,3•10³ мм³

W_pO=0,2•;

W_pO=0,2•62³=47,6 мм³.

Амплітуди і середні значення дотичних напружень від кручення в перерізах А і О при нереверсивній роботі

ф_aA=ф_mA==;

ф_aA==5,72 МПа.

ф_aO=ф_mO==;

ф_aO==3,98МПа.

Коефіцієнти концентрації напружень в посадках з натягом для у_в<700 МПа: K_Д=2,4, К_ф=1,8. Масштабні фактори для d_ПТ?d_T=59 мм, е_ф=0,7; е_у=0,8.

Запас міцності за нормальними напруженнями згину в небезпечному перерізі A (так як у_aA> у_aO і ф_aA> ф_aO)

S_уA=

S_уA==8,3

Запас міцності за дотичними напруженнями кручення в небезпечному перерізу A (без реверсу)

S_фA=;

S_фA==17,74.

Загальний запас міцності вала в перерізі A

S_A=;

S_A=.

Навантажувальна здатність шпоночного з'єднання

[T_2ШП]=;

[T_2ШП]==800•10³ Н•мм = 800 Н•м,

Де h_ШП=12 мм - висота шпонки;

l_ШП=80 мм - розрахункова довжина шпонки для d_КТ=50 мм.

Розрахунковий ресурс найбільш навантаженого ПК 29,2 тис. годин - більше заданої довговічності.

Навантажувальна здатність шпоночного з'єднання 800 Н•м - в 2,1 рази більше передаваного крутного моменту.

Размещено на Allbest.ru