Расчет передач привода автомобиля
Проектирование двухступенчатого цилиндрического редуктора и цепной передачи для привода ленточного конвейера. Проектирование привода, включающего электродвигатель, ременную передачу, редуктор, муфту. Расчет привода с двухступенчатым червячным редуктором.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | методичка |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 06.10.2017 |
| Размер файла | 665,8 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Министерство сельского хозяйства Российской федерации
Рязанская Государственная Сельскохозяйственная
академия имени профессора П. А. Костычева
Кафедра теоретической и прикладной механики
Расчет
передач привода АВТОМОБИЛЯ
Учебное пособие к выполнению дипломного и курсового проектов
Рязань 2005
Предисловие
Представленное учебное пособие содержит примеры расчетов передач трансмиссии автомобиля [10]. Изложенный материал предназначен не столько для разработчиков автомобильной техники, сколько для дипломников и студентов, которые в своей ежедневной практике могут столкнуться с проектированием самых разнообразных машин и механизмов. Особенно это справедливо для специальности 230100 «Сервис транспортных и технологических машин и оборудования». Поэтому в учебном пособии и рассмотрена специфика расчета основных механических передач: цилиндрической, конической, червячной, ременной и цепной. Полностью рассчитан привод с двухступенчатым цилиндрическим редуктором и цепной передачей. Расчет привода произведен полностью, сделан эскизный проект редуктора, рассчитаны валы, подшипники, даны рекомендации по выбору конструкции и смазки.
Особенностью представленного учебного пособия является обширный справочный материал, приведенный в приложении, что сокращает время поиска необходимой информации для дипломников и студентов и улучшает качество проектирования.
Введение
При выполнении дипломного и курсового проектов определенные трудности вызывает многообразие исходных данных и необходимость их преобразования для расчета. Поэтому предварительно рассмотрим несколько примеров приводов с различными вариантами задания исходных данных (рисунок 1).
Рисунок 1 Варианты задания исходных данных
Исходные данные:
- рисунок 1а, д: Р3 (кВт), n3 (мин-1) - мощность и частота вращения выходного вала редуктора соответственно;
- рисунок 1б - г: Ft (H) - окружная сила на барабане ленточного или на звездочке цепного конвейера; v (м/с) - скорость движения ленты или цепи; Dб (мм) - диаметр барабана; zзв - число зубьев и рзв (мм) - шаг тяговой звездочки;
- рисунок 1е: q (Н/м) - распределенная нагрузка на шнеке; L (мм) - длина шнека; D (мм) - диаметр шнека; v (м/с) - скорость движения шнека.
Мощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяют по формуле:
Р3 = Ft v / 103.
Для рисунка 1е
Ft = (q L) / 103.
Затем вычисляют частоту вращения n3 приводного вала привода:
n3 = 6 104 v / ( Dб) или n3 = 6 104 v / ( Dзв),
где Dзв = рзв / sin(180/ zзв) - диаметр тяговой звездочки, мм.
1. Пример расчета привода ленточного конвейера
Техническое задание.
Спроектировать двухступенчатый цилиндрический редуктор и цепную передачу для привода ленточного конвейера (рисунок 2).
Рисунок 2
Исходные данные:
окружная сила на барабане ленточного конвейера, Н Ft = 22600;
скорость движения ленты, м/с v = 0,5;
диаметр барабана, мм Dб = 250;
срок службы, тыс.час t = 20.
Типы передач: цепная;
редуктор:1 ступень - цилиндрическая косозубая;
2 ступень - цилиндрическая прямозубая.
Тип муфты - упругая.
1.1 Выбор электродвигателя
Электродвигатель (э.д.) подбираем по двум параметрам: требуемой мощности и частоте вращения. Требуемая мощность э.д.
,
где з0 - общий коэффициент полезного действия (КПД) привода,
з0 = зцеп · з2цил · зм · з4пк.
зцеп, зцил, зм, зпк - КПД соответственно цепной передачи, цилиндрической передачи, муфты, пары подшипников качения.
Из таблицы 1.2 Приложения выбираем: зцеп = 0,92…0,95; зцил = 0,96…0,98; зпк=0,99; зм=0,98. Принимаем зцеп =0,93; зцил =0,97. Тогда з0 =0,93· 0,972 · 0,98 · 0,994 = 0,875.
Р3 = Ft v / 103 = 22600 0,5 / 103 = 11,3 кВт.
Ртр=11,3 / 0,875 = 12,9 кВт.
Требуемая частота вращения э.д.: nтp = n3 · Uцеп · U2цил,
где n3 - частота вращения выходного вала привода:
n3 = 60000 v /( Dб) = 60000 0,5 / ( 250) = 38,2 мин-1;
Uцеп передаточное число цепной передачи,
Uцил - передаточное число цилиндрической ступени.
Согласно таблицы 1.3 Приложения рекомендуется принять Uцеп =1,5…3, Uцил =2,5…5. Тогда nтp=38,2·(1,5...3)·(2,5...5)2=358…2865 мин-1. Выбираем э.д. общепромышленной серии 4А. При выборе учитываем следующие требования и рекомендации.
Во-первых, значение номинальной мощности э.д. Рдв, указанное в таблице (каталоге), должно быть большей, но ближайшей к требуемой: Рдв?Ртр.В то же время согласно [1] допускается перегрузка э.д. до 8%.
Во-вторых, по [3] не рекомендуется выбор э.д. с синхронной частотой вращения 750 мин-1 из-за большой металлоемкости, а двигатели с синхронной частотой вращения 3000 мин-1 имеют низкий рабочий ресурс. Кроме того, при выборе высокоскоростного э.д. получается большее передаточное число привода.
В-третьих, согласно [1] рекомендуется выбирать э.д. с меньшим числом в обозначении (примеры обозначений - 90L, 100S, 112М) для уменьшения массы, размеров и стоимости двигателя. При одинаковом числе в обозначении предпочтение необходимо отдать э.д. с меньшей частотой вращения вала, что позволит уменьшить размеры передач.
Исходя из вышеперечисленных требований и рекомендаций выбираем э.д. 4A160M6, у которого Pдв = 15 кВт, nдв = 975 мин-1 - таблица 1.5 Приложения.
Определяем передаточное число привода и его ступеней:
· передаточное число привода: U0 = nдв / n3 = 975 / 38,2 = 25,5;
· U'цеп=2,8-предварительное значение передаточного числа цепной передачи;
· U'ред = U0 / U'цеп = 25,5 / 2,8 = 9 - предварительное значение передаточного числа редуктора.
1.2 Расчет цепной передачи
Расчет ведем по [2].
Исходные данные:
· входная мощность передачи P1ц = Pвых (цилиндрической передачи):
P1ц = Р3 / (пкцеп) = 11,3 / (0,99 0,93) = 12,15 кВт;
· частота вращения ведущей звездочки n1 = nвых (цилиндрической передачи): n1 = nдв / U'ред = 975 / 9 =108,3 мин-1;
· передаточное число Uцеп = 2,8;
· расположение линий центров передачи под углом 0 к горизонту;
· передача открытая, работает в пыльном помещении в 1 смену, регулируется передвижением оси малой звездочки, цепь роликовая.
Назначаем z1 = 25, z2 = z1 Uцеп = 25 2,8 = 70 < z2max = 100…120.
По формуле (13.5) межосевое расстояние а = (30…50) рц = 40 рц.
По формуле (13.26) определяем расчетную мощность Pp=P1 Kэ Kz Kn [Pp], по формуле (13.22) коэффициент эксплуатации Кэ = Кд Ка Кн Крег Кс Креж,
где Кд =1 (нагрузка близка к равномерной) - коэффициент динамической нагрузки,
Ка = 1 - коэффициент межосевого расстояния или длины цепи,
Кн = 1 - коэффициент наклона передачи к горизонту,
Крег = 1 - коэффициент способа регулировки натяжения цепи,
Кс = 1,3 коэффициент смазки и загрязнения передачи (выбираем смазку II),
Креж = 1 - коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течение суток.
Kэ = 11111,31=1,3.
Значения коэффициентов и рекомендации по выбору смазки цепных передач принимаем по таблицам 3.2 и 3.3 Приложения.
По формуле (13.23) обозначим Kz = z01 / z1 - коэффициент числа зубьев, Kn = n01 / n1 - коэффициент частоты вращения. Используя таблицы 3.1 и 3.4 Приложения, приняв z01 = 25, а за n01 принимается ближайшая к расчетной частота вращения из ряда таблицы 3.1 Приложения, т.е. n01 = 200 мин-1.
Вычисляем:
Kz = 25 /25 = 1,
Kn = 200 / 108,3 = 1,85.
Принимаем Кряд = 1, тогда Рр = 12,15 1,3 1 1,85 = 29,2 кВт.
По таблице 3.4 Приложения для принятых n01 = 200 и Рр = 29,2кВт назначаем однорядную цепь с шагом рц = 38,1мм. При этом а = 40 38,1 = 1524мм. Найденное рц < [рц]max = 50,80 мм (таблица 3.4 Приложения).
По формуле (13.2): v = n1 z1 pц / 60 = v =108,3 25 38,1 10-3/ 60 = 1,7 м/с.
По таблице 3.2 Приложения назначаем густую внутришарнирную смазку.
Число звеньев цепи или длина цепи в шагах, по формуле (13.6):
= 128,8мм.
Округляя до целого числа, принимаем Lp = 130 мм. Уточняем а по формуле (13.7):
=1560 мм.
Учитывая рекомендации по уменьшению межосевого расстояния (см. приложение к формуле (13.7)) на а=0,003а=0,003 1560 = 4,68 мм, окончательно назначаем а = 1555мм.
Диаметры звездочек определяем по формуле (13.8): d = pц / sin(/z).
d1 = 38,1 / sin(180/25) = 304,8мм,
d2 = 38,1 / sin(180/70) = 866мм.
Определяем окружную силу по формуле (13.1):
Ft=P1/v=15,12/1,7=24000Н.
Натяжение от центробежных сил, по формуле (13.10): Fv = q v2,
где q = 1,9 кг/м - масса единицы длины цепи по каталогу;
v = 1,7 м/с - окружная скорость.
Fv = 1,9 1,72 = 9,5 Н.
Сила предварительного натяжения от массы цепи, по формуле (13.11):
F0 = = Kf a q g,
где а = 1,555 м - длина свободной ветви цепи, приблизительно равная межосевому расстоянию,
g = 9,81 м/с2 - ускорение силы тяжести,
Kf = 6 (таблица 3.6 Приложения) - коэффициент провисания, зависящий от расположения привода и стрелы провисания цепи f = (0,01…0,02) а = 23,3мм.
F0 = 6 1,555 9,81 1,9 = 173,9 Н.
1.3 Определение передаточного числа, кинематических и силовых параметров редуктора
Расчётное передаточное число редуктора
Uред = U0 / Uцеп =25,5 / 2,8 = 9.
Расчетное передаточное число второй цилиндрической ступени определяем согласно таблицы 1.4 Приложения. Предварительно
.
Расчётное передаточное отношение первой цилиндрической ступени Uцил1 определится после расчёта второй цилиндрической ступени. Предварительно
3,41.
Частоты вращения валов редуктора:
nвх = nдв = 975 мин-1;
nпр = nвх / U'цил1 = 975 / 3,41 = 285,9 мин-1;
nвых = nпр / Uцил2 = 285,9 / 2,64 = 108,3 мин-1.
Мощности, передаваемые валами:
Рвх = Pтр · м = 12,9 0,98 = 12,64 кВт;
Рпр = Pвх · цил · пк = 12,64 0,97 0,99 = 12,5 кВт;
Рвых = Рпр · цил · пк = 12,5 0,97 0,99 = 12,14 кВт.
Вращающие моменты на валах:
Твх = 9550 · Рвх / nвх = 9550 · 12,64 / 975 = 126,4 H·м;
Тпр = 9550 · Рпр / nпр = 9550 · 12,5 / 285,9 = 417,5 Н·м;
Tвых = 9550 · Рвых / nвых = 9550 · 12,14 / 108,3 = 1102,3 Н·м.
1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений для второй прямозубой ступени редуктора
Расчёты производим по [2].
Выбираем материал и термообработку зубчатых колес. Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колеса и шестерни относительно недорогую легированную сталь 40Х (поковка).
По таблице 4.1 Приложения назначаем для колёс обеих ступеней и шестерни второй ступени термообработку «улучшение»: для колес при размерах сечения S100 мм и d200 мм с твёрдостью поверхности H2 =230...260 НВ, в=850 МПа, т=550 МПа, а для шестерни при размерах сечения S60 мм и d120 мм с твёрдостью поверхности Н1 =260...280 НВ, в=950 МПа, т= 700 МПа. В этом случае обеспечивается условие прирабатываемости зубьев ступени (формула 8.54):
Н1 Н2 + (10…15) НВ.
Вычислим средние значения твердости поверхности зубчатых колес:
H1ср = 270 НВ; H2ср= 245 НВ.
Допускаемые контактные напряжения:
[н] = (нlim / Sн) · ZN,
где нlim - предел контактной выносливости при отнулевом (пульсирующем) цикле напряжений;
Sн - коэффициент безопасности;
ZN - коэффициент долговечности.
При улучшении согласно таблицы 4.2 Приложения
нlim = 2 · Нср + 70.
Для колес обеих ступеней
нlim2 = 2 · 245 + 70 = 560 МПа.
Для шестерни из таблицы 4.2 Приложения
нlim1 = 2 270 + 70 = 610 МПа.
Из таблицы 4.2 Приложения для термообработки «улучшение» Sн = 1,1.
Коэффициент долговечности (формула 8.59):
где NHG - базовое число циклов напряжений;
NHE - расчётное число циклов напряжений.
Принимаем NНG1=1,8 ·107 и NHG2=1,5·107 для Н1ср =270 НВ и для Н2ср = 245 НВ соответственно - см. рисунок 4.1а Приложения.
По формуле (8.63):
,
где n - частота вращения вала, мин-1;
с - число зацеплений зуба за один оборот;
Т1, Т2 - крутящие моменты, которые учитывают при расчете на усталость;
ТН = Т1 - номинальный (максимальный) момент;
t1, t2 - время работы, соответствующее моментам.
Значения Т1, Т2, t1 и t2 - см. в техническом задании.
Для шестерни:
= 60·1·285,9 20000 [13 0,6 + 0,63 0,4] = 2,4 108.
а для колеса:
= 60·1·108,3 20000 [13 0,6 + 0,63 0,4] = 8,9 107.
Получили, что NHE1 > NHG1 и NHE2 > NHG2, поэтому ZN1 < 1, ZN2 < 1 для всех зубчатых колес. В этом случае принимаем ZN1 = ZN2 = 1.
Допускаемые контактные напряжения определяем по материалу колеса, как более слабому, и за расчетное контактное напряжение принимаем:
[H]2 = (Hlim2 / SH2) · ZN2 = (560 / 1,1)·1 = 509 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба.
По формуле (8.67):
где уFlim - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба;
YA - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;
YN - коэффициент долговечности;
SF - коэффициент безопасности.
По таблице 4.2 Приложения для колес обеих ступеней уFlim = 1,8 · Н2ср = 1,8 ·245 = 441 МПа; для шестерни - уFlim = 1,8 Н1ср = 1,8 270 = 486 МПа.
Для односторонней нагрузки принимаем YA=1. По таблице 4.2 Приложения принимаем коэффициент SF = SF1 = SF2 = 1,75.
Коэффициент долговечности при H < 350 НВ равен
(формула 8.68)
где NFG - базовое число циклов напряжений при изгибе;
NFE - расчётное число циклов напряжений при изгибе.
Величина NFG = 4·106 для всех сталей (см. с. 174).
Число циклов напряжений для зубьев всех колес редуктора вычисляется по формуле (8.70):
.
Для колеса второй ступени при n = nвых:
NFE2 = 601108,320000(160,6 + 0,66 0,4) = 7,8107.
Поскольку получается, что NFE2 > NFG = 4106, то по аналогии с величиной ZN принимаем YN = 1. Таким же образом и для всех других колес и шестерен получим YN = 1.
Для обоих колес
[F2] = 441 / 1,75 = 252 МПа.
Для шестерни второй ступени
[F1] = 486 / 1,75 = 278 МПа.
Предельные допускаемые напряжения определяем по таблице 4.2 Приложения.
Поскольку твердость зубьев колес меньше, чем у шестерен, то проверку прочности по предельно допускаемым напряжениям осуществляем по более слабым звеньям - колесам.
Для термообработки «улучшение» колес обеих ступеней получаем
[H]max =2,8·T - предельное контактное напряжение;
[F]max=2,74·H2ср - предельное напряжение изгиба.
Здесь Т = 550 МПа - предел текучести (см. раздел 1.4).
[H]max =2,8·550= 1540 МПа;
[F]max=2,74 ·245 = 671 МПа.
Примечание. Если обе ступени редуктора прямозубые, то можно использовать для выбора материала и расчета допускаемых напряжений первой ступени методику, изложенную выше.
1.5 Выбор материала и допускаемых напряжений для первой косозубой ступени редуктора
Для уменьшения номенклатуры материалов используем для изготовления зубчатых колес сталь 40Х. Выбор термообработки и расчет допускаемых напряжений для колеса рассмотрен в разделе 1.4.
Для косозубого зацепления к твердости и износостойкости зубьев шестерни предъявляются более высокие требования. Поэтому для шестерни при размерах сечения S60 мм и d120 мм выберем химико-термическую обработку - азотирование поверхности с твердостью Н1 =50…59 НRC при твердости сердцевины 26…30 HRC, в=1000 МПа, т= 800 МПа.
Из [2] известно, что для косозубых передач желательно иметь
Н1 Н2 + (70…100) НВ.
В нашем случае
Н1 = H1ср 550 НВ (рисунок 4.1б Приложения);
Н2 = H2ср=245 НВ.
Следовательно, твердости шестерни и колеса выбраны верно.
Допускаемые контактные напряжения:
[н] = (нlim / Sн) · ZN,
где нlim - предел контактной выносливости при отнулевом (пульсирующем) цикле напряжений;
Sн - коэффициент безопасности;
ZN - коэффициент долговечности.
При азотировании для шестерни по таблице 4.2 Приложения
нlim1 = 1050 МПа.
Из этой же таблицы Sн1 = 1,2.
Коэффициент долговечности определяем по формуле (8.59):
Принимаем NНG1=1·108 и NHG2=1,5·107 для 50…59 HRC (550 HB) и 245 НВ соответственно - см. рисунок 4.1а Приложения.
Тогда для шестерни
=60·1·975 20000 [13 0,6 + 0,63 0,4] = 8 108;
для колеса
= 60·1·285,9 20000 [13 0,6 + 0,63 0,4] = 2,4 108.
Получили, что NHE1 > NHG1 и NHE2 > NHG2, следовательно, ZN1 < 1, ZN2 < 1 для всех зубчатых колес. В этом случае принимаем ZN1 = ZN2 = 1.
Допускаемое контактное напряжение для первой ступени, у которой Н1 > 350 HB, а H2 < 350 HB по формуле (8.56) равно:
[H] =0,5 {[H]1 + [H]2 }= 0,5 (875 + 500) 690 МПа > 1,25 [H]2, принимаем [H] = 1,25 [H]2 = 625 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба.
По таблице 4.2 Приложения для шестерни первой ступени уFlim = 12НRCсердц +300 = 12 28 + 300 = 636 МПа, а для колеса уFlim = 441 МПа (см. раздел 1.4).
Для односторонней нагрузки принимаем YA=1. По таблице 4.2 Приложения принимаем коэффициент SF = SF1 = SF2 = 1,75.
Коэффициент долговечности при H > 350 НВ равен
(формула 8.69).
Величина NFG = 4·106 для всех сталей см. с. 174.
Число циклов напряжений для зубьев всех колес редуктора вычисляется по формуле (8.70):
.
Вычислять значения NFE нет необходимости, поскольку вычисленные в разделе 1.4 значения NFE2 > NFG, в свою очередь будут всегда меньше, чем NFE для первой ступени. Поэтому принимаем YN = 1.
Вычислим допускаемое напряжение для шестерни первой ступени:
[F]1 = 636 / 1,75 = 363 МПа,
а для колеса
[F]2 = 252 МПа (см. раздел 1.4).
Предельные допускаемые напряжения определены в разделе 1.4.
1.6 Расчет второй цилиндрической прямозубой ступени редуктора
Расчет цилиндрической передачи проводим по [2].
Межосевое расстояние определяем в мм, исходя из условия контактной прочности зубьев:
(формула 8.13),
где U = Uцил2 = 2,64;
Eпр = 2,1·105 МПа - приведённый модуль упругости для стали;
Т2 = Твых = 1102,3 Н·м;
КH - коэффициент концентрации нагрузки;
ba - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.
Для ступени редуктора с несимметричным расположением колес относительно опор и переменной нагрузкой принимаем ba=0,4 (таблица 4.3 Приложения).
Для определения коэффициента КH предварительно вычисляем коэффициент bd=0,5·ba·(U+1) - см. формулу (8.12). В нашем случае bd = 0,5 · ba · (Uцил2 + 1) = 0,73. Далее по рисунку 4.2 Приложения определяем величину KH = 1,06 (для H2 < 350 НВ и схемы передачи IV).
В результате получаем, что
Для единичного производства принимаем изготовление нестандартного редуктора, для которого по ряду Ra40 ближайшее большее расчетное значение a = 220мм - таблица 4.7 Приложения.
Определение геометрических параметров и степени точности передачи
Расчетная ширина колесa b2 = ba · a = 0,4 · 220 = 88мм. По ряду нормальных линейных размеров (таблица 1.1 Приложения) принимаем b2 = 90мм. Из таблицы 4.12 Приложения b'1 = 1,06 b2 = 1,06 90 = 95,4мм. Принимаем (таблица 1.1 Приложения) b1 = 95мм.
Модуль передачи m = b2 / m, (формула 8.15), где m - коэффициент ширины колеса по модулю. Для обычных передач редукторного типа в отдельном корпусе с Н 350 НВ принимаем m=30...20 (таблица 4.5 Приложения). Тогда m = 90 / 30...20 = 3…4,5 мм.
По таблице 4.6 Приложения принимаем стандартное значение модуля m=4мм.
Суммарное число зубьев Z = 2 · a / m = 2 · 220 /4 = 110.
Примечание. При расчёте прямозубых передач без смещения для сохранения принятого значения a модуль следует подбирать так, чтобы Z было целым числом.
Число зубьев шестерни Z1 = Z / (Uцил2 + 1) = 30,2.
Принимаем ближайшее целое число Z1 = 30. Для прямозубых колёс без смещения из таблицы 4.8 Приложения, Z1min = 21. У нас 30 > 21, т.е. условие выполняется.
Число зубьев колеса Z2 = Z - Z1 = 110 - 30 = 80.
Фактическое передаточное число цилиндрической передачи:
Uцил2ф = Z2 / Z1 = 80 / 30 = 2,67.
Делительные диаметры шестерни и колеса равны соответственно
d1 =m · Z1 = 120мм и d2 = m · Z2 = 320мм.
Уточняем межосевое расстояние:
а = (d1 + d2) / 2 = (120 + 320) /2 = 220мм.
Диаметры окружностей вершин da и впадин df зубьев шестерни:
da1 = d1 + 2 · m = 120 + 2 · 4 = 128мм;
df1 = d1 - 2,5 · m = 120 - 2,5 · 4 = 110мм;
колеса:
da2 = d2 + 2 · m = 320 + 2 · 4 = 328мм;
df2 = d2 - 2,5 · m = 320 - 2,5 · 4 = 310мм.
Для определения степени точности передачи предварительно находим расчётную линейную скорость зацепления
V = · d1·10-3 · nпр / 60 = · 120 ·10-3 · 285,9 / 60 = 1,8 м/с.
По таблице 4.9 Приложения назначаем 8-ю степень точности передачи (9-я степень для редукторов не рекомендуется).
Определение усилий в зацеплении
Окружная сила
Ft =2·T2·103 /d2 = 2 · Tвых / d2 =2 · 1102,3·103 /320 = 6889,4 H;
радиальная сила Fr = Ft · tg = 6889,4 · tg20° = 2507,7 H.
Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям
Контактные напряжения
где T1=Tпр, Н·мм; U=Uцил2ф; sin2=0,6428; КH=КH·KHV - коэффициент расчетной нагрузки. По таблице 4.10 Приложения KHV =1,07, а КH =1,06 (см. выше), тогда
KH =1,071,06 = 1,13.
Получаем, что расчётное контактное напряжение
Таким образом, недогруз передачи составляет = (([H] - H) / [H]) · 100% = ((509 - 477,1/ 509) · 100%) = 6,3% < 10% и условие прочности соблюдается [1].
Проверочный расчёт зубьев передачи по напряжениям изгиба
Напряжения изгиба у основания зуба
F = (YFS · Ft · KF) / (b · m) [F],
где YFS - коэффициент формы зуба.
Для нулевого смещения при Z1= 30 находим по графику (рисунок 4.3 Приложения) YFS1 = 3,88. Аналогично: при Z2 = 80 получим YFS2 = 3,79.
Сравниваем относительную прочность зубьев по соотношениям
[F]1 / YFS1 = 278 / 3,88= 71,6 МПа; [F]2 / YFS2 = 252 / 3,79 = 66,5 МПа.
Получаем, что менее прочными по изгибным напряжениям являются зубья колеса. Поэтому дальнейшие расчеты ведутся по параметрам колеса.
Коэффициент расчётной нагрузки: KF = KF · KFV,
где KF = 1,10 при Н2 350 НВ (рисунок 4.2 Приложения);
KFV = 1,18 (таблица 4.10 Приложения).
Получаем KF = 1,1 1.18 = 1,31.
F =F2 = (YFS2 · Ft · KF) / (b2 · m) = (3,79 6889,4 1,13) / (90 4) = 81,96 МПа, что меньше 252 МПа, т.е. условие прочности соблюдается.
Проверочный расчет зубьев передачи при кратковременной перегрузке
Максимальные контактные напряжения при перегрузке
, (формула 8.72).
Здесь Tmax = Tн, Tпик = 1,5 Tн, (см. техническое задание - график нагрузки).
Максимальные напряжения изгиба при перегрузке:
Fmax = F (Tпик / Tmax ) < [F ]max.
Fmax = 81,96 1,5 = 122,9 МПа, что меньше [F ]max = 671 МПа.
1.7 Расчет первой цилиндрической косозубой ступени редуктора
Расчет цилиндрической передачи проводим по [2].
Межосевое расстояние определяем в мм, исходя из условия контактной прочности зубьев:
(формула 8.31)
где U= Uцил1 = Uред/Uцил2ф =9/2,67=3,37.
Eпр = 2,1·105 МПа - приведённый модуль упругости для стали;
Т2 = Тпр = 417,5 Н·м;
КH - коэффициент концентрации нагрузки;
ba - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.
Для ступени редуктора с несимметричным расположением колес относительно опор принимаем ba =0,3 (таблица 4.3 Приложения).
Для определения коэффициента КH предварительно вычисляем коэффициент bd = 0,5·ba·(U+1) (формула 8.12). В нашем случае bd = 0,5 · ba · (Uцил1 + 1) = 0,66. Далее по рисунку 4.2 Приложения определяем величину KH =1,22 (для H2 < 350 HB и схемы передачи II).
В результате получаем, что
Для единичного производства принимаем изготовление нестандартного редуктора, для которого по ряду Ra40 ближайшее большее расчетное значение a = 140мм - таблица 4.7 Приложения.
Определение геометрических параметров и степени точности передачи
Расчетная ширина колесa b2 = ba · a = 0,3 ·140 = 42мм. По ряду нормальных линейных размеров (таблица 1.1 Приложения) принимаем b2 =42 мм. Из таблицы 2.12 Приложения находим: b1 =1.09 · b2 = 1.09 42 = 45,8 мм. По таблице 1.1 Приложения принимаем b1 = 47 мм.
Модуль передачи mn = b2 / m,(формула 8.15), где m - коэффициент ширины колеса по модулю. Для обычных передач редукторного типа в отдельном корпусе с Н2 350 НВ и Н1 > 350 НВ принимаем m = 30...20 (таблица 4.5 Приложения). Тогда mn =42 /( 30...20) = 1,4...2,1 мм.
По таблице 4.6 Приложения примем стандартное значение модуля mn=2мм.
Выполняя рекомендации (с. 146), принимаем коэффициент осевого перекрытия = 1,2 и по формуле (3.23) определяем угол наклона зубьев:
sin = mn / b2 =1,2 2 /42=0,1794. Отсюда = 1112.
Определяем суммарное число зубьев
Z = 2 · a сos / mn = 21400,981/2 = 137,4. Примем Z = 137.
Число зубьев шестерни Z1 = Z / (Uцил1 + 1) = 137/(3,37+1) = 31,4.
Примем ближайшее целое число Z1 = 31>Zmin =17 (таблица 4.8 Приложения.
Число зубьев колеса Z2 = Z - Z1 =137 - 31 = 106.
Фактическое передаточное число цилиндрической передачи:
Uцил1ф = Z2 / Z1 = 106 / 31 = 3,42.
Уточняем угол наклона зубьев:
сos = mn · Z / (2 a) = 2 137 / (2 140) = 0,9786, = 11 54.
Делительные диаметры шестерни и колеса равны соответственно
d1 = mn · Z1 / сos =2 31 / 0,9786 = 63,4 мм,
d2 = mn · Z2 / сos =2 106 / 0,9786 = 216,6 мм.
Уточняем межосевое расстояние:
а = (d1 + d2) / 2 =(63,4 + 216,4) 2 = 140 мм.
Диаметры окружностей вершин da и впадин df зубьев шестерни:
da1 = d1 + 2 · mn =63,4 + 2 2 = 67,4 мм;
df1 = d1 - 2,5 · mn =63,4 - 2,5 2 = 58,4 мм;
колеса:
da2 = d2 + 2 · mn =216,6 +2 2 = 220,6 мм;
df2 = d2 - 2,5 · mn =216,6 - 2,5 2 = 211,6 мм.
Для определения степени точности передачи предварительно находим расчётную линейную скорость зацепления
V = · d1 ·10-3 nвх / 60 = 63,410-3 975/60 = 3,23 м/с.
По таблице 4.9 Приложения назначаем 8-ю степень точности передачи (9-я степень для редукторов не рекомендуется).
Определение усилий в зацеплении
Окружная сила Ft = 2 · T2 / d2 = 2 · Tпр103 / d2 =2417,5103/216,6 = 3855 H;
радиальная сила Fr = Ft · tg / Сos =3855tg20 /0,9786 = 1434 H;
осевая сила Fа = Ft · tg = 38550,2107 = 812 H.
Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям
где Н - контактное напряжение; T1 = Tвх, Н·мм; U = Uцил1ф; sin2 = 0,6428;
КH = КH·KHV - коэффициент расчетной нагрузки;
ZH - коэффициент повышения контактной прочности зубьев косозубых передач:
где KH =1,07 - коэффициент, учитывающий многопарность зацепления косозубой передачи (таблица 4.11 Приложения); - коэффициент торцового перекрытия.
= [1,88 - 3,2 (1/Z1 +1/Z2)]сos =[1,880 -3,2(1/31+1/106)]0,9786 =1,709.
По таблице 4.10 Приложения KHV =1,03, а КH = 1,22 (см. выше), тогда
KH = КH КHV = 1,22 1,03 = 1,26.
Получаем, что расчётное контактное напряжение
Таким образом, недогруз передачи составляет = (([H] - H) / [H]) · 100% = ((625 - 576,6)/625)100% = 7,7% < 10% и условие прочности соблюдается [1].
Проверочный расчёт зубьев передачи по напряжениям изгиба
Напряжение изгиба у основания зуба
F = (YFS ·YF Ft · KF) / (b · mn) [F],
где YFS - коэффициент формы зуба, YF - коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба.
YF = KF Y /,
где KF = 1,22 (таблица 4.11 Приложения) - коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев;
Y - коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии к основанию зуба и неравномерного распределения нагрузки.
Y = 1- /140 =1 - 11,9/140=0,915, YF =1,220,915/1,709 =0,65.
KF = KF KFV - коэффициент нагрузки при изгибе,
где KF =1,36 (рисунок 4.2б Приложения); KFV =1,09 (таблица 4.10 Приложения).
KF = 1,36 1,09 = 1,48.
Вычисляем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:
ZV1 = Z1 / cos3 =31/ 0,97863=33; ZV2 = Z2 / cos3 = 106/ 0,97863=113.
Для нулевого смещения при ZV1 =33 находим по рисунку 4.3 Приложения YFS1 = 3,81. Аналогично при ZV2 =113 получим YFS2 =3,75.
Сравниваем относительную прочность зубьев по соотношениям
[F]1 / YFS1 = 363/3,81=95,3 МПа;
[F]2 / YFS2 =252/3,75=67,2 MПа.
Получаем, что менее прочными по изгибным напряжениям являются зубья колеса. Поэтому дальнейшие расчеты ведутся по параметрам колеса.
F = F2 = (3,750,6538551,48)/(422)=165,6 МПа < [F]2 = 257 Мпа
т.е. условие прочности соблюдается.
Проверочный расчет зубьев передачи при кратковременной перегрузке
Максимальные контактные напряжения при перегрузке
(формула 8.72).
Здесь Tmax = Tн, Tпик =1,5Tн (см. техническое задание - график нагрузки).
Максимальные напряжения изгиба при перегрузке:
Fmax = F (Tпик / Tmax ) < [F ]max.
Fmax =165,6 1,5 = 248,4 МПа, что меньше [F ]max = 671 МПа.
1.8 Эскизное проектирование редуктора
Исходные данные для проектирования:
Т= Твх = 126,4 Нм; Т2 = Тпр = 417,5 Нм; Т3 = Твых = 1102,3 Нм;
· Диаметр вала электродвигателя dдв = 48мм;
· Межосевое расстояние быстроходной ступени a1= 140мм;
· Делительные диаметры шестерни и колеса быстроходной ступени d1 = 63,45мм и колеса d2 = 216,6мм;
· Диаметры впадин зубьев шестерни df1 = 58,4 мм и колеса df2 = 211,6мм;
· Диаметры вершин зубьев шестерни da1 = 67,4 мм и колеса da2 = 220,6мм;
· Модуль mn = 2 мм;
· Ширина шестерни b1 = 47 мм и колеса b2 = 42 мм;
· Межосевое расстояние тихоходной ступени a2= 220 мм;
· Делительные диаметры шестерни и колеса тихоходной ступени: d3 = 120мм, d4 = 320 мм;
· Диаметры впадин зубьев шестерни df3 = 110 мм и колеса df4 = 310 мм;
· Диаметры вершин зубьев шестерни da3 = 128 мм и колеса da4 = 328 мм;
· Модуль m = 4 мм;
· Ширина шестерни b3 = 95 мм и колеса b4 = 90 мм;
· Окружная скорость передачи V = 1,8 м/с;
· Передаточное число быстроходной Uцил1 = 3,42 и тихоходной Uцил2 = 2,67 ступеней.
Проектировочный расчет быстроходного вала
Предварительное значение диаметра входного конца быстроходного вала
dВ1= (формула 15.1 [2]),
где [к] = 20…25 МПа пониженное допускаемое напряжение на кручение.
dВ1=
Так как в задании предусмотрено согласование входного вала редуктора с валом электродвигателя с помощью муфты, то необходимо выбрать dВ1 в соответствии с размерами полумуфты.
Известно, что вращающий момент на быстроходном валу редуктора T1 = 126,4 Нм, диаметр вала электродвигателя dдв = 48мм.
В качестве соединительной муфты выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 21424-75 (таблица 10.1 Приложения).
Поскольку эта муфта допускает сочетание полумуфт разных типов и исполнений, то выбираем цилиндрическую форму входного конца быстроходного вала редуктора.
Определяем расчетный момент Tр = к T1,где к - коэффициент режима работы (для приводов конвейеров принимают к = 1,1…1,4).
Тр = 1,25 126,4 = 158 Нм.
Окончательно выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 710-45-I.1-48-I.1 ГОСТ 21424-75. При этом значение расчетного момента Тр=158 Нм значительно меньше величины номинального вращающего момента 710 Нм, который может передавать муфта. Это обеспечит ее работу с запасом прочности. Чтобы чрезмерно не увеличивать размеры и вес быстроходного вала редуктора, примем диаметр его входного конца минимально возможным, т.е. увеличим его предварительное значение с dВ1=30,3 мм до dВ1=45мм. По таблице 10.1 Приложения принимаем длину входного участка быстроходного вала (для исполнения 1) lВ1=110мм.
Диаметр вала в месте посадки подшипника dП1 = dВ1+2tцил, где tцил = 4 мм (таблица 8.3 Приложения).
dП1=45+24=53 мм.
Значение dП1 округляет до числа, кратного 5: dП1=55мм.
Диаметр буртика подшипника
dБП1= dП1 + 3r = 55 + 3 3 = 64мм
(величина r=3мм взята из таблицы 8.3 Приложения); принимаем dБП1= 65мм.
Длина посадочного участка вала под подшипник со стороны входного конца:
?П1 1,4 dП1 = 1,4 55 = 77мм
По таблице 1.1 Приложения округляем ?П1 до 80мм.
Проектировочный расчет промежуточного вала
Предварительное значение диаметра вала под колесо
dК2= , где Т2 = 417,5 Нм; [K]= 10…15 МПа.
dК2= мм; dК2= 55мм (Таблица 1.1 Приложения).
Примем диаметр промежуточного вала в месте посадки подшипника
dП2 = dК2 = 55мм. Предварительное значение диаметра буртика подшипника промежуточного вала dБП2 = dП2 + 3r = 55 + 3 3 = 64мм; dБП2 = 65мм.
Проектировочный расчет тихоходного вала
Предварительное значение диаметра выходного конца тихоходного вала:
dВ3 = , где Т3= 1102,3 Нм; к = 20…25 МПа;
dВ3 = мм; dВ3=60мм; ?В3=105мм (таблица 8.1 Приложения);
dП3 = dВ3 +2 tцил = 60 + 2 3,5 = 67мм; dП3 = 70мм.
dБП3 = dП3 + 3 r = 70 + 3 3 = 79мм; dБП3 = 80мм. dК3 = dП3 = 70мм.
lП3 = 1,2 dБП3 = 1,2 70 = 84мм. Округляем lП3 до 85мм.
Выбор конструктивной формы колес и расчет элементов корпуса редуктора
Форма зубчатых колес зависит от типа производства и схемы редуктора. В единичном или мелкосерийном производстве при изготовлении цилиндрических колес длину ступицы ?ст посадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше ширины b2 зубчатого венца(?ст b2). Принятую длину ступицы согласуют с диаметром посадочного отверстия dК2 (dК3):
?ст = (0,8…1,5) dК2, обычно ?ст = (1,0…1,2) dК2.
При ?ст>b2 выступающую часть ступицы располагают по направлению действия осевой силы в зацеплении. Диаметр ступицы для стали: dст=(1,5…1,55)dК.
Рассчитаем размеры ступицы:
для промежуточного вала:
?ст2 = (0,8…1,5) 55=44…82,5мм >b2 =42 мм. Примем ?ст2 = 56мм; dст2=(1,5…1,55)55 = 82,5…85,3 мм. Примем dст2=85 мм;
для выходного вала: ?ст3 = (0,8…1,5) 70=56…105мм. Примем ?ст3 = b4 = 90мм; dст2=(1,5…1,55)70 = 105…108,5 мм. Примем dст2=105 мм;
По рекомендациям из 1 толщина стенки корпуса:
= 1,12 = 1,12 мм; = 7мм ( 6мм).
Внутренний зазор корпуса х = (1,1…1,2) = 7,7…8,4 мм. Примем х=8мм.
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса b0 4х; b0 = 32мм.
Рисунок 3 Эскизный проект редуктора
Предварительно выбираем шариковые радиальные подшипники легкой серии (таблица 9.3 Приложения)
|
Обозначение подшипника |
Размеры, мм |
Грузоподъем-ность, кН |
||||
|
d |
D |
B |
Cг |
C0г |
||
|
Быстроходного вала |
Подобные документы
Проектирование привода ленточного конвейера, расчет прямозубой цилиндрической передачи двухступенчатого цилиндрического редуктора. Расчет шестерни и колеса прямозубой цилиндрической передачи, быстроходного и тихоходного валов, болтовых соединений.
курсовая работа [1,7 M], добавлен 08.02.2012Разработка привода ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, клиноременной передачи и двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора. Кинематический и силовой расчет привода. Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода.
курсовая работа [589,1 K], добавлен 18.12.2010Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода, включающего редуктор, муфту и ременную передачу. Прочностные расчеты зубчатых колес, валов, шпоночных соединений, подшипников качения. Выбор смазки зубчатых колес и расчет открытой передачи.
курсовая работа [284,6 K], добавлен 24.07.2011Проектирование привода ленточного конвейера в цехе сборки узлов ЛА. Расчет планетарных прямозубых цилиндрических передач двухступенчатого соосного редуктора. Вычисление шестерни и колеса передачи, быстроходного и тихоходного валов, болтовых соединений.
курсовая работа [493,4 K], добавлен 23.02.2012Технико-экономическая характеристика и расчет стоимости проекта. Условия эксплуатации и ресурс приводного устройства. Энергетический расчет привода ленточного конвейера. Выбор стандартного редуктора. Расчет вала ведомой звездочки цепной передачи.
курсовая работа [325,9 K], добавлен 18.12.2010Проектирование одноступенчатого горизонтального цилиндрического косозубого редуктора, цепной и ременной передачи для привода ленточного конвейера. Назначение редуктора и их классификация. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Этапы компоновки.
дипломная работа [902,7 K], добавлен 08.03.2009Определение мощности электродвигателя приводной станции конвейера; кинематических, силовых и энергетических параметров механизмов привода. Расчет клиноременной передачи. Выбор основных узлов привода ленточного конвейера: редуктора и зубчатой муфты.
курсовая работа [272,5 K], добавлен 30.03.2010Проектирование двухступенчатого горизонтального редуктора привода ленточного конвейера. Подбор оптимального по стоимости варианта двигателя, стандартизированных деталей, системы смазки зубчатых передач и подшипников на тихоходном и быстроходном валах.
курсовая работа [1,9 M], добавлен 06.12.2013Разработка редуктор для передачи крутящего момента от электродвигателя к рабочей машине через муфту и клиноременную передачу. Проектирование редуктора для привода машины или по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.
курсовая работа [157,4 K], добавлен 09.12.2008Проектирование привода с цилиндрическим двухступенчатым редуктором. Передаточные числа привода. Частота вращения вала электродвигателя. Кинематические и силовые параметры отдельных валов привода. Предварительный и уточненный расчет промежуточного вала.
курсовая работа [76,2 K], добавлен 05.05.2009
