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.
211
55
100
21
43,6
25
Промежуточного вала
211
55
100
21
43,6
25
Тихоходного вала
214
70
125
24
61,8
37,5
Проверка конструктивных ограничений
Определим условие размещения подшипников валов тихоходной ступени
а2 (D2 + D3) /2 +ДПТ, где ДПТ =2 = 2мм
а2 = 220 > (100 + 125) / 2 + 20,8 = 133,3мм - условие выполняется.
Условие размещения колеса быстроходной ступени:
а1 (D1 + D2) /2 +ДПБ, где ДПБ =2 = 2мм.
2 + 140 > (100 + 100) / 14,9 = 114,9мм - условие выполняется.
Смазка подшипников
При окружной скорости вращения V = 1,8 м/с > 1 м/с подшипники качения смазывают брызгами масла, залитого в редуктор для смазки передач.
Эскизный проект приведен на рисунке 3.
1.9 Расчет шпоночных соединений
Расчет быстроходного вала: по таблице 7.2 Приложения для dВ1 = 45 мм принимаем параметры шпонки b = 14 мм; h = 9 мм; t1 = 5,5 мм; t2 = 3,8 мм. Предварительная длина шпонки ? = ?В1 - (5…10) мм = 100…105 мм. Из таблицы 7.2 Приложения ? = 100мм. Принимаем ?р = ? - b =100 - 14 = 86 мм.
Обозначение шпонки: «Шпонка 149100 ГОСТ 23360 - 78».
Условие прочности на смятие:
СМ = СМ, где СМ = 110…190 МПа.
СМ = МПа < СМ, следовательно, шпонка выбрана правильно.
Для промежуточного вала при dК2 = 55 мм параметры шпонки: b = 16 мм; h = 10 мм; t1 = 6 мм; t2 = 4,3 мм. Предварительная длина шпонки ? = ?ст2 - (5…10) мм = 46…51мм. По таблице 7.2 Приложения ? =50мм. Принимаем ?р = ? - b = 50 - 16 = 34мм.
Обозначение шпонки: «Шпонка 161050 ГОСТ 23360 - 78».
СМ = =
Для выходного вала при dВ3= 60 мм, параметры шпонки b =18мм; h =11мм; t1= 7мм; t2= 4,4мм. Предварительная длина шпонки ? = ?В3 - (5…10) мм = 95…100. По таблице 7.2 Приложения ? = 100 мм. Принимаем ?р = ? - b = 100 - 18 = 82мм.
Обозначение шпонки: «Шпонка 1811100 ГОСТ 23360 - 78».
СМ =
при dК3 = 70мм параметры шпонки: b = 20мм; h = 12мм; t1 = 7,5мм; t2 = 4,9мм. Предварительная длина шпонки ? = b4 - (5…10) мм = 80…85 мм. Из таблицы 7.2 Приложения находим: ? = 80мм. Принимаем ?р = l - b =80 - 20 = 60мм.
Обозначение шпонки: «Шпонка 201280 ГОСТ 23360 - 78».
СМ =
Можно сделать вывод, что прочность шпонок обеспечивается.
1.10 Проверочный расчет валов
После установления в проектируемом приводе конструкции валов, размеров и схемы нагружения производят проверочный расчет на усталостную прочность. Порядок расчета следующий: составить расчетную схему, определить реакции опор, построить эпюры изгибающих и крутящих моментов, установить «опасные» сечения, подлежащие проверке на прочность, для каждого сечения определить расчетные коэффициенты запаса прочности S и сравнить их с допускаемыми значениями [S] 1,5…2.
S = [S] (формула 15.3,[2]),
где S и S - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям соответственно.
S = , S=(формула 15.4,[2]),
где а, m и а, m - амплитуды и средние значения напряжений циклов нормальных и касательных напряжений; и - коэффициенты, учитывающие влияние среднего значения напряжения циклов нормальных и касательных напряжений на усталостную прочность вала.
Расчет тихоходного вала
Определение реакций опор
Ft4 =6889,4 H; Fr4 =2507,7H;
FM2 = 250 = 250 Н - окружная сила муфты [2].
Расстояния между точками приложения сил (см. рисунок 4):
?7 = 136мм; ?8 = 7мм; ?9 = 138мм.
Рассмотрим реакции от сил Ft4, Fr4, и FM2, действующих:
а) в вертикальной плоскости:
? МE = 0; RFY(?9 + ?8) - Fr4?9 = 0; RFY = 1663,8 Н.
? МF = 0; REY(?9 + ?8) Fг4?8 = 0; REY = 843,9 Н.
? RY = 0;
Проверим правильность расчетов:
REY + Fr4 RFY = 0; -843,9 + 2507,7 - 1663,8 = 0;
б) в горизонтальной плоскости:
? МE = 0;
- Ft4 ?9 - RFХ(?9 + ?8) + FM2(?9 + ?8 + ?7) = 0. RFХ = 9156,1 H.
? МF = 0; - REХ(?9 + ?8) + Ft4?8 + FМ2?7 = 0; REХ = 7745,5 Н.
? RХ = 0;
REХ - Ft4 + RFХ + FM2 = 0; 7745,5 - 6889,4 - 9156,1 + 8300 = 0.
Определение суммарных реакций опор
RF = H.
RE = H.
Рисунок 4 Схема нагружения выходного вала и эпюры моментов
Определение запаса сопротивления усталости
Для тихоходного вала предполагаемым опасным сечением считаем С - С под колесом (концентрация напряжений от шпоночного паза).
Для С - С изгибающий момент равен:
МС-С = Нм,
где M(C-C)X = REX ?9 = 7745,5 0,138 =1068,9 Нм; M(C-C)Y = REY ?9 = 116,9 Нм.
Крутящий момент ТС-С = 1102,3 103 Нмм.
Материал вала: выбираем сталь 40Х улучшенную, В=850МПа, T=550МПа (таблица 4.1 Приложения). Предел выносливости по нормальным напряжениям:
-1 = (0,4…0,5)в = 0,45 850 = 382 МПа (формула 15.7, [2]).
Предел выносливости по касательным напряжениям:
-1 (0,2…0,3)в 0,58 -1= 0,58 382 =212 МПа (формула 15.7, [2]).
Напряжение изгиба
a = Ми / Wи = МС-С / Wи,
где Wи = d3/32 - b t1 (d - t1)2/2d - момент сопротивления сечения изгибу (таблица 8.20 Приложения).
Wи = 703 / 32 - 20 7,5 (70 - 7,5)2 / (2 70) = 29471,6 мм3.
a = 1075200 / 29471,6 = 36,5 МПа.
Напряжение кручения:
= ТC-C / Wк,
где Wк = d3/16 - b t1 (d - t1)2/2d - момент сопротивления сечения кручению (таблица 8.20 Приложения).
Wк = 63128,45 мм3, b = 20мм, t1 = 7,5мм. (см. раздел 1.9)
= 1102300 /63128,45 = 17,46 МПа.
S = ,
где К = 1,8 (таблица 8.13 Приложения) эффективный коэффициент концентрации напряжения при изгибе;
К = 1,7 (таблица 8.13 Приложения) эффективный коэффициент концентрации напряжения при кручении для шпоночного паза;
Кd =0,67 (таблица 8.15 Приложения) - масштабный фактор при dК3 = 70мм;
КF = 1 (таблица 8.18 Приложения для шлифованного вала) - фактор шероховатости;
= 0,15, = 0,1
для легированных сталей (таблица 8.19 Приложения) коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости.
По рекомендации ([2], формула 15.5) принимаем:
m = 0; а = и = 36,5 МПа; m = а = 0,5 = 0,5 17,46 = 8,73 МПа.
S =
S = .
S = [S].
По полученным результатам можно сделать вывод, что запасы прочности валa в опасном сечении достаточны.
1.11 Расчет подшипников качения
Предварительный выбор подшипников качения был произведен в разделе 1.8.
Выбор подшипников выходного вала на заданный ресурс и надежность
Расчетную долговечность подшипника Lh, в часах, при частоте вращения n (мин-1), определяют по его динамической грузоподъемности С, указанной в каталоге и эквивалентной нагрузке РE по формуле:
Lh = [Lh] (формула 16.28, [2]),
где a1 - коэффициент надежности; примем а1= 1 - таблица 9.12 Приложения;
a2 - обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации; а2 = 0,7…0,8 (примем а2 = 0,75) согласно таблицы 9.12 Приложения;
РE = (XVFr + YRa) KKT (формула 16.29, [2]),
где Fr радиальная нагрузка, действующая на подшипник;
m = 3 для шариковых подшипников;
Rа осевая нагрузка;
V коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца подшипника V=1);
Х коэффициент радиальной нагрузки;
Y коэффициент осевой нагрузки;
К коэффициент безопасности (К = 1,3 из таблицы 9.1 Приложения);
КТ температурный коэффициент (для редукторов общего назначения, работающих при t 100 С, принимаем КТ = 1 из таблицы 9.2 Приложения).
Предварительно выбран подшипник шариковый радиальный 214.
Исходные данные:
динамическая грузоподъемность Cr = 61,8 кН;
статическая грузоподъемность C0r = 37,5 кН;
Х = 1;
Fr1 = RE = 7791 H; Fr2 = RF = 8306 H (см. разд. 1.10).
Расчет проводим по более нагруженному подшипнику F, так как Ra= 0, то
PE = X V Fr Kб KT = 1 1 8306 1.3 1 = 10798 H.
Lh = [Lh]=20000ч;
Ресурс подшипника обеспечен.
1.12 Смазка редуктора
В основном все расчеты, приведенные ниже, изложены в [1].
По рекомендации для цилиндрического двухступенчатого редуктора при V > 1 м/с в масляную ванну достаточно погрузить колесо тихоходной ступени, в противном случае в масло должны быть погружены колеса обеих ступеней.
Для смазывания передач применим картерное смазывание, рекомендованное при окружной скорости колес от 0,3 до 12 м/с. В нашем случае V = 1,8 м/с.
Марку масла будем определять в зависимости от V и Н = 498,6 МПа.
По таблице 13.2 Приложения при Н < 600 МПа и V = 1,8 м/с 2 м/с примем рекомендуемую кинематическую вязкость равной 34 мм2/с. По таблице 13.3 Приложения выберем марку масла И-Г-А-32.
Предварительно определим минимальный объем масла, необходимый для охлаждения передачи: V (0,4…0,6)Рвых= 4,9…7,3 л.
Рассчитаем объем, который необходим для погружения в масло колеса тихоходной ступени: V = hм S,
где S - площадь основания редуктора (S = L B, где L и B - длина и ширина редуктора), hм - высота уровня масла
S = L B = 5,6 2,12= 11,9 дм2 (из эскизного проекта - рисунок 3).
Исходя из условия погружения в масло цилиндрических колес
hм b0 + (hMmin … hMmax) = 32 +(8…80) = 40…112 мм,
где hMmin = 2m = 2 4 = 8 мм;
hMmax = 0,25 d4 = 0,25 320 = 80 мм.
V = hм S = (40 … 112) 10-2 11,9= 4,8 … 13,3 л.
Oкончательно принимаем нужный объем масла 4,9 л.
1.13 Ориентировочные размеры корпусных деталей
|
Элементы корпуса |
Расчетные зависимости |
|
|
Толщина стенки корпуса |
=1,126мм. =1,12= 6,45мм, принимаем = 7 мм |
|
|
Толщина стенки крышки корпуса |
1 0,9 6 мм; 1 = 7 мм |
|
|
Толщина ребра в основании |
реб = = 7 мм |
|
|
Толщина подъемного уха в основании |
у = 2,5 = 2,5 7 = 17,5 мм |
|
|
Диаметр стяжного болта |
d =1,25 =1,25 = 12,88 мм; примем d = 16 мм. |
|
|
Диаметр штифтов |
dшт = (0,7…0,8)d =0,8 16 = 12 мм |
|
|
Толщина фланца по разъему |
b = 1,5 = 1,5 7 = 10 мм. [1] |
|
|
Диаметр фундаментного болта |
dК 1,25d = 1,25 16 = 20 мм |
|
|
Число фундаментных болтов |
z = 4 при а = 220 мм 315 мм [1] |
2. Расчет привода с коническим редуктором
Техническое задание
Спроектировать привод, включающий электродвигатель, ременную передачу, редуктор и муфту (рисунок 5).
Данные для проектирования:
Рисунок 5
Исходные данные:
снимаемая мощность, кВт Р3 = 5;
частота вращения, мин-1, n3 = 200;
срок службы, тыс. час., t = 16;
типы передач: ременная - клиноременная;
редуктор: - конический прямозубый;
2.1 Выбор электродвигателя
Методика выбора электродвигателя изложена в разделе 1.1. Проведя аналогичные вычисления, получим Ртр =5,49 кВт. Выберем двигатель 4А132S6 мощностью Рдв =5,5 кВт, частотой вращения nдв = 965 мин-1.
Определяем передаточное число привода и его ступеней:
· передаточное число привода
U0 = nдв / n3 = 965 / 200 = 4,83;
· выберем предварительно передаточное число клиноременной передачи U'крп=2,5;
Тогда U'ред = U0 / U'крп = 4,83 / 2,5 = 1,9.
Примечание. После расчёта клиноременной передачи, т.е. определения фактического передаточного числа Uкрп ф, необходимо будет определить расчетное передаточное число редуктора Uред.
2.2 Расчет клиноременной передачи
Выбираем клиноременную передачу с нормальными (обычными) ремнями.
Расчёт передачи проводим по методике ГОСТа 1284.3-80, изложенной в [2].
Исходными данными являются:
Р1 = Pтр = 5,49 кВт; n1 = nдв = 965мин-1; U' крп = 2,5.
Исходя из передаваемой мощности P1 и частоты вращения ведущего шкива n1 согласно рисунка 2.1 Приложения, выбираем ремень сечения В(Б). Из таблицы 2.1 Приложения выписываем параметры сечения:
b0=17мм; bр =14мм; h =10,5 мм; Lp =800…6300 мм; dрmin =125 мм; A=138мм2.
По рекомендации [3] для уменьшения количества ремней и увеличения их долговечности принимаем dР1 на одно-два фиксированных значения больше dРmin. Принимаем по рис. 2.6 Приложения dР1=140мм и, с учётом n1=965мин-1, Р0 =2кВт.
Определение расчётного диаметра ведомого шкива
Определяем предварительное значение диаметра ведомого шкива
d'Р2=dР1·U'крп·(1-), где =0,015...0,02-коэффициент упругого скольжения.
d'Р2 = 140 2,5 ( 1- 0,015) = 344,8мм.
Принимаем dР2 = 355мм, которое является ближайшим из ряда стандартных расчётных диаметров - таблица 2.4 Приложения.
Уточним передаточное число передачи (фактическое)
Uкрп ф = dР2 / (dР1 · (1 - )) = 355 / ( 140 ( 1- 0,015)) = 2,57;
частота вращения ведомого шкива
n2ф = n1 / Uкрп ф = 965 / 2,57 = 375,5 мин-1.
Расчёт геометрических параметров передачи
Предварительное значение межосевого расстояния а' вычисляем по таблице 2.6 Приложения в зависимости от Uкрп ф. Методом интерполяции получаем
а' = 1,1 · dР2 = 1,1 355 = 390,5 мм.
Предварительное значение длины ремня:
L'Р = 2 · а' + 0,5 · р · (dР2 + dР1) + (dР2 - dР1)2 / (4 · a') = 2 390,5 +
+0,5 (355 + 140) + ( 355 - 140 )2 / ( 4 390,5) = 1588мм.
Полученное значение округляем до ближайшего из стандартного ряда (примечание к таблице 2.1 Приложения). Принимаем LР = 1600мм.
Уточняем межосевое расстояние:
= мм.
Полученное значение сравниваем с предельным по формуле 12.29:
2 · (dР2 + dР1) ? а ? 0,55 · (dР2 + dР1) + h.
Получаем, что 2( 355 + 140) > 397 >0,55(355 + 140) + 10,5 или 990 > 397 > 272, т.е. условие выполняется.
Рассчитываем угол обхвата ремнём ведущего шкива
б1 = 1800 - ((dР2 - dР1) / a) · 570 ? 1200.
Получаем: б1 = 180 - ((355 - 140) / 397) 57 = 149 > 1200, т.е. условие выполняется.
Проверяем ремень на долговечность, определяя частоту пробегов ремня:
U = v1 / LР ? [U],
где [U] - допускаемое число пробегов, с-1;
v1 - окружная скорость ведущей ветви ремня, м/с;
LР - длина ремня в м.
Принимаем [U] = 10…20 с-1 (формула 12.21).
Рассчитываем v1 = (р · dР1 · n1) / 60 = ( 140 10-3 965)/ 60 = 7,1 м/с.
Тогда U = 7,1 /1,6 = 4,4 < 20, т.е. необходимое условие выполняется.
По формуле (12.28) мощность, передаваемая одним ремнем, равна:
Рр = Ро · Сб · СL · Сu / Ср,
где Сб = 0,92 - коэффициент угла обхвата для б = 1490 - таблица 2.5 Приложения;
CL = 0,96 - коэффициент длины ремня для LР = 1600мм - рисунок 2.7 Приложения;
Сu = 1,137 - коэффициент передаточного числа для Uкрп ф = 2,57 - рисунок 2.9 Приложения;
Ср = 1,3 - коэффициент режима нагрузки с умеренными колебаниями - таблица 2.7 Приложения.
Тогда Рр = 2 0,92 0.96 1,137 / 1,3 = 1,54 кВт.
Количество ремней передачи:
Z = P1 / (Рр · Сz) ? 6(8),
где Cz - коэффициент числа ремней.
Исходя из ранее полученных значений Р1 и Рр, предварительно принимаем
Z = 4, тогда Cz = 0,9 - таблица 2.8 Приложения.
Получаем Z = 5,49 / (1,54 0,9) = 3,96.
Окончательно принимаем Z = 4.
Сила давления на валы передачи
Определяем силу, действующую на вал в динамическом состоянии передачи:
где F0 - сила предварительного натяжения одного ремня без учета влияния центробежных сил.
F0(0,85·P1 ·Ср ·CL) / (z ·V1 ·C ·Cu) = (0,85·5,491031,30.96) /
/(47,10,92 1,137) = 182 Н (формула 12.32).
Тогда Fr = 2 182 4 Sin(149/2) = 1403 Н.
Ресурс наработки ремней: Т = Тср · К1 · К2,
где Тср - средний ресурс; К1 - коэффициент режима нагрузки;
К2 - коэффициент климатических условий.
Согласно с. 273...274 Tсp = 2000 ч; К1 = 1 для умеренных колебаний; К2 = 1 - для центральной климатической зоны.
В этом случае Т = 2000 ·1 ·1 = 2000 ч. Число комплектов ремней на заданный ресурс К = t / Т = 16000 / 2000 = 8.
Принимаем 8 комплектов ремней.
Размеры шкивов определяем по рисунку 2.10 и таблице 2.9 Приложения. Для сечения ремня В(Б) принимаем значения: t=4,2мм; lp=14мм; р = 19мм; f = 12,5мм, h = 10,8мм.
Ширина шкива
В = (Z - 1) · p + 2 · f = (4 - 1) 19 + 2 12,5 = 82мм [3].
2.3 Определение передаточного числа, кинематических и силовых параметров редуктора
Расчётное передаточное число редуктора
Uред = U'кон =U0 /Uкрп ф=4,83 / 2,57 = 1,88.
Частоты вращения валов редуктора:
nвх = nдв / Uкрп ф = 965 / 2,57 = 375,5 мин-1;
nвых = nвх / Uред = 375,5 / 1,88 = 199,7 мин-1;
Проверим разницу между расчётной частотой вращения nвых и заданной n3:
= ((nвых - n3) / n3) ·100% =(200 - 199,7)/200100%=0,15%,
что меньше допустимых 4%.
Мощности, передаваемые валами:
Рвх = Pтр · крп ·м = 5,49 0,95 0,98 = 5,2 кВт;
Рвых = Pвх · кон · пк = 5,2 0,96 0,99 = 5 кВт;
P3 = Pвых · пк = 5 0,99 = 4,95 кВт,
что соответствует исходным данным.
Вращающие моменты на валах:
Твх = 9550 · Рвх / nвх = 9550 · 5,2 / 375,5 = 132 H·м;
Tвых = 9550 · Рвых / nвых = 9550 · 5 / 199,7 = 239 Н·м.
2.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений для ступеней редуктора
Редуктор состоит из конической прямозубой передачи. Для изготовления колеса и шестерни выбираем сталь 40Х и назначаем термообработку «улучшение». По методике, изложенной в разделе 1.4, получим допускаемые контактные напряжения для передачи: [H] = 509 МПа. Аналогично вычислим допускаемые напряжения изгиба: [F]1 = 278 МПа; [F]2= 252 МПа, а также предельно допускаемые напряжения: [H]max =1540 МПа; [F]max =671 МПа.
2.5 Расчет конической прямозубой ступени редуктора
Расчет конической передачи проводим в основном по [2].
Определение геометрических параметров передачи
Внешний делительный диаметр конического колеса
(формула 8.45)
где Н - коэффициент вида конических колёс (для прямозубых Н=0,85 - с. 154);
Т2=Твых, Н·мм;
U=Uкон=U ред= 1,88.
Согласно рисунка 5.1б Приложения для кривой "1р" и (Kbе·U)/(2-Kbе) = =(0,285 1,88) / (2 - 0,285) = 0,31; КН = 1,026.
Получаем, что
мм.
Углы делительных конусов:
колеса 2=arctg(U)=arctg(1,88)= 62,1 ;
шестерни 1=90-2=90°- 62.1= 27,9.
Внешнее конусное расстояние
Re=de2/(2·sin(2))= 220/(2·sin(62.1))= 125мм.
Ширина зубчатого венца шестерни и колеса
b=0,285·Re=0,285· 125 = 35,5мм.
Средний делительный диаметр шестерни
dm1=de1·(Re-0,5·b)/Re,
где de1=de2/Uкон= 220/ 1,88 = 117мм. Получаем, что
dm1= 117 (125 - 0,5 35,5) / 125 = 100мм.
Число зубьев шестерни и колеса
По рисунку 5.2а Приложения находим величину Z1=23, и далее, для Н2350 НВ определим по таблице 5.1 Приложения Z1= 1,6 ·Z1= 1,6 23 = 36,8.
Полученное значение округляем в ближайшую сторону, т.е. Z1= 37.
Из условия уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев для прямозубых конических колес рекомендуется принимать Z118 (таблица 5.5 Приложения). Следовательно, величина Z1= 37 приемлема.
Число зубьев колеса Z2=Z1·Uкон= 37 1,88 = 69,6. Принимаем Z2= 70.
Фактическое передаточное число передачи
Uкон ф=Z2/Z1= 70 / 37 = 1,89.
Отклонение фактического передаточного числа от расчётного составляет U=((Uкон ф-Uкон)/Uкон)·100%= ((1,89 - 1,88) / 1.88) 100% = 0,5%, что меньше допустимых 4%. Если отклонение составит более 4%, необходимо будет скорректировать значения Z1 и Z2.
Поскольку Z2 пришлось округлить до целого числа и изменилось U, необходимо уточнить углы 1 и 2:
2=arctg Uкон ф=arctg 1,89= 62,12;
1=90°-2=90°- 62,12= 27,88.
Модуль в среднем сечении шестерни
mtm=dm1/Z1= 100 / 37 = 2,7мм.
Внешний окружной модуль
mte=de2/Z2= 220 / 70 = 3,14мм,
что больше рекомендуемого минимального значения mte=1,5 мм.
Примечание. Допускается использовать нестандартное значение модуля, так как одной и той же зуборезной головкой можно нарезать конические колеса с модулями, изменяющимися в некотором непрерывном диапазоне.
Внешний диаметр вершин (без учёта коэффициента смещения):
зубьев шестерниdae1=de1+2·mte·cos 1= 117 + 23,14Cos27,88= 122,6мм ;
и колеса dae2=de2+2·mte·cos 2= 220 + 23,14Cos62,12 = 223мм.
Проверим пригодность заготовок. Для конической шестерни b=35,5<S(1)=60 мм и dae1122,6>d(1)=120мм. Для конического колеса b= 35,5<S(2ср)=100мм и dae2223 > d(2ср)=200мм. Делаем вывод, что изготовление зубчатых колёс конической ступени из стали 40Х с заданными максимальными размерами заготовок невозможно. По таблице 4.1 Приложения делаем замену материала зубчатых колес на сталь 40ХН с той же термообработкой. Для шестерни принимаем S(1)=100мм и d(1)=200мм, а для колеса - S(2ср)=200мм и d(2ср)=400мм. Эти числа приемлемы, так как в этом случае dae1=122,6мм < d(1)=200мм и dae2=223мм < d(2ср)=400мм.
Параметры стали 40ХН с указанными допустимыми размерами заготовок очень близки к параметрам стали 40Х с принятыми предварительно размерами заготовок. В связи с этим пересчет передачи (раздел 2.4) производить не будем.
Средний делительный диаметр колеса
dm2=dm1·Uкон ф= 100 1,89 = 189мм.
Внешний делительный диаметр шестерни
de1=de2/Uкон ф= 220 / 1,89 = 116мм.
Определение усилий в зацеплении (таблица 5.9 Приложения)
Окружная сила
Ft1=Ft2=2·T2/dm2=2·Tпp/dm2= 2 Tвых / dm2 = 2 239 1000 / 189 = 2530H;
радиальная cила на шестерне
Fr1 = Ft1·tg = 2530 tg20 = 920Н;
осевая сила на шестерне
Fa1=Fr1·sin 1= 920 sin27,88 = 430H.
Кроме того, осевая сила на колесе Fa2=Fr1, а радиальная сила на колесе Fr2=Fa1.
Степень точности передачи
Окружная скорость в зацеплении, соответствующая среднему делительному диаметру,
v=·dm2·n2/60=·dm2·nвых/60=·0,189199,7/60 = 1,98м/с.
По таблице 4.9 Приложения назначаем 8-ю степень точности, так как для редукторов 9-я степень не рекомендуется.
Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям
По формуле (8.43) контактные напряжения
,
где Т1=Твх= 132103Н·мм;
U=Uконф= 1,89.
По таблице 4.10 Приложения с понижением степени точности на одну степень находим КHV=1,08, KH=1,026. Тогда KH= KH КHV = 1,0261,08 = 1,1, а
Недогруз составил
,
что меньше допускаемых 10%. Следовательно, контактная прочность обеспечена. Окончательно принимаем b= 35,5 мм.
Проверочный расчёт передачи по напряжениям изгиба
По формуле (8.40) напряжения изгиба
F=(YFS ·Ft·KF)/(F·b·mm)[F],
где F = 0,85 - опытный коэффициент, характеризующий понижение прочности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической;
коэффициент формы зуба YFS определится по рисунку 4.3 Приложения в соответствии с эквивалентным числом зубьев ZV и коэффициентом смещения x.
Определяем ZV1=Z1/cos 1= 37/cos27,88 = 41,8;
ZV2=Z2/cos = 70 / cos62,12 = 150.
По формуле (8.50) назначаем коэффициент смещения для шестерни
x1=2·(1-1/U2кон ф)·== 0,2 (n=0 для прямозубых передач).
Коэффициент смещения для колеса (см. с. 158) x2=-x1= - 0,2.
В результате получаем соответственно значения YFS1= 3,58 и YFS2= 3,62.
Коэффициент нагрузки при изгибе KF=KF·KFV.
По таблице 4.10 Приложения с понижением степени точности на одну степень определяем коэффициент динамической нагрузки при изгибе KFV= 1,2. При ранее найденном значении KH=1,026 определяем (см. с. 156) величину
KF=1+(KH-1)·1,5= 1+(1,026 - 1) 1,5 = 1,039.
Получаем, что KF= 1,039 1,2 = 1,25.
Сравниваем значения [F]1/YFS1=278/3,58=77,7МПа и [F]2/YFS2 =252/3,62 = 69,6 МПа. Дальнейший расчёт ведём по колесу (меньшему значению).
В результате расчетное напряжение изгиба
F=F2=(3,62 2530 1,25/(0,85 35,5 2,7)= 140,5МПа <[F]2= 252МПа, т.е. условие прочности соблюдается.
Примечание. Если F>[F] более, чем на 5%, то следует увеличить модуль mte, соответственно пересчитать числа зубьев Z1 и Z2 и повторить проверочный расчёт на изгиб. При этом внешний делительный диаметр колеса de2 не изменяется, а, следовательно, не нарушается контактная прочность передачи.
Уточняем значения внешних диаметров вершин зубьев шестерни и колеса (таблица 5.6 Приложения):
dae1=de1+2·(1+xe1)·mte·cos1=117 + 2(1+0,2) 3,14 Cos27,88 = 120,3мм и
dae2=dе2+2·(1-xe1)·mte·cos2= 220 + 2(1-0,2) 3,14 Cos62,12 = 221,2мм.
Вычисляем внешние диаметры впадин зубьев шестерни и колеса (там же):
dfе1=de1-2·(1,2-xе1)·mte·cos1= 117 - 2(1,2 - 0,2) 3,14 Cos27,88 = 111,4мм и
dfe2=dе2-2·(1,2+xe1)·mte·сos2=220 - 2(1,2+0,2) 3,14 Cos62,12 = 215,9мм.
Проверочный расчёт зубьев передачи при кратковременных перегрузках
По аналогии с расчетом тихоходной ступени максимальные контактные напряжения
Максимальные напряжения изгиба при перегрузках
Таким образом, условия прочности при перегрузках соблюдаются.
3. Расчет привода с двухступенчатым червячным редуктором
Техническое задание.
Спроектировать двухступенчатый червячный редуктор и ременную передачу для привода к шнековому транспортеру (рисунок 6).
Данные для проектирования:
привод редуктор электродвигатель передача
Рисунок 6
Исходные данные:
распределенная нагрузка, Н/м q = 25000;
скорость шнека, м/с v = 0,202;
диаметр шнека, мм D = 300;
длина шнека, мм L = 1500.
срок службы, тыс.час. t = 19;
типы передач: ременная - клиноременная;
редуктор: первая, вторая ступени - червячные.
3.1 Подбор электродвигателя и определение передаточного числа привода
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 = зм · з2чер · з4пк зкрп.
зм, зчер, зпк, зкрп - КПД соответственно муфты, первой и второй ступеней червячной передачи, пары подшипников качения и клиноременной передачи.
Согласно таблицы 1.2 Приложения зм = 0,98; зчер = 0,8; зпк=0,99; зкрп =0,95.
з0 = 0,98 · 0,82 · 0,994 0,95= 0,57.
Мощность на выходном валу привода:
Р3 = F v = q L v = 25000 1,5 0,202 = 7,6 кВт.
Ртр= 7,6 / 0,57 = 13,3 кВт.
Требуемая частота вращения э.д.: nтp = n3 · U2чер Uкрп,
где n3 - частота вращения выходного вала привода; Uчер передаточное число червячной передачи, Uкрп - клиноременной передачи.
n3 = 60v/D = 60 0,2 / (3,14 0,3) = 14 мин-1. Uчер = 8…30, Uкрп = 2…4.
nтp = 14 · (2…4) (8...30)2 = 1792…50400 мин-1
Выбираем э.д. 4A160S2, у которого Pдв = 15 кВт, nдв =2940 мин-1 (Приложение, таблица 1.5).
Определение передаточного числа привода и его ступеней
Передаточное число привода
U0 = nдв / n3 = 2940 / 14 = 210.
Принимаем Uкрп =3. Тогда предварительное передаточное число редуктора U'ред = U0 / Uкрп = 210 / 3 = 70.
С другой стороны, Uред = U'1чер U'2чер, где U'1чер,U'2чер - предварительные значения передаточных чисел первой и второй ступеней.
Из примечания к таблице 1.4 Приложения для двухступенчатого червячного редуктора рекомендуется .
3.2 Определение передаточного числа, кинематических и силовых параметров редуктора
Методика расчета клиноременной передачи изложена в разделе 2.2. Применив ее для расчета данного задания, получим Uкрп = 3. Тогда расчётное передаточное число редуктора Uред = 70.
Предварительные значения передаточных чисел первой и второй ступеней останутся прежними:
Частоты вращения валов редуктора:
nвх = nдв /Uкрп = 2940 / 3 = 975 мин-1;
nпр = nвх / U'1чер = 975 / 8,34 = 116,9 мин-1;
nвых = nпр / U2чер = 116,9 / 8,34 = 14 мин-1.
Проверим разницу между расчётной частотой вращения nвых и заданной n3:
= ((nвых - n3) / n3) · 100% = ((14 - 14) / 14) · 100% = 0%,
т.е. меньше допустимых 4%.
Мощности, передаваемые валами:
Рвх = Pтр · крп = 13,3 · 0,95 = 12,64 кВт;
Рпр = Pвх · чер · пк = 12,64 · 0,8 · 0,99 = 10 кВт;
Рвых = Рпр · чер · пк = 10 · 0,8 · 0,99 = 7,93 кВт;
P3 = Pвых · 2пк м = 7,93 0,992 0,98= 7,61 кВт,
что приблизительно соответствует исходным данным.
Вращающие моменты на валах:
Твх = 9550 · Рвх / nвх = 9550 · 12,64 / 975 = 128,9 H·м;
Тпр = 9550 · Рпр / nпр = 9550 · 10 / 116,9 = 851,2 Н·м;
Tвых = 9550 · Рвых / nвых = 9550 · 7,93 / 14 = 5627,6 Н·м.
3.3 Расчет второй ступени червячной передачи
Расчёты проводим по [5].
Определим число заходов червяка и число зубьев червячного колеса.
Передаточное число второй ступени:
U2чер =z2 / z1 =n1 / n2 = 116,9 / 14 = 8,3,
где z2 - предварительное число зубьев червячного колеса;
z1 - число заходов червяка;
n1 = nпр; n2 = nвых.
Примем число заходов червяка z1 = 4 по таблице 6.1 Приложения.
Определим
z2 = z1 U2чер = 4 8,3 = 33.
Выбираем значение z2 из таблицы 6.2 Приложения: z2 = 32.
Уточняем передаточное число:
U2чер = z2 / z1 = 32 /4 = 8.
Уточняем частоту вращения вала червячного колеса:
n2 = n1 / U2 = 116,9 / 8 = 14,6.
Выбор материала для червячной передачи
Для червяка выбираем сталь 40Х с твердостью больше HRC45. Витки шлифуются или полируются.
Для червячного колеса выбираем бронзу, исходя из величины ориентировочной скорости скольжения:
Здесь Т2 = Твых - момент на валу червячного колеса.
Так как vск = 2,2м/с, то выбираем для червячного колеса бронзу БрАЖН - 10 - 4 - 4 - группа материалов II (в = 600 МПа, Т = 200 МПа), таблица 6.3 Приложения.
При скорости vск 3 м/с для колеса рекомендуется использовать серый чугун. Однако эта рекомендация справедлива для передач ручного провода.
Определение допускаемых напряжений
В червячной передаче колесо является менее прочным, чем червяк. Поэтому расчет на прочность выполняется только для червячного колеса.
Суммарное число циклов перемены напряжений в зубе червячного колеса:
N2 = 60 t n2 = 60 19000 14,6 = 1,6 108, где t =t.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений на контактную и изгибную прочность соответственно:
NHE = KHE N, NFE = KFE N,
где KHE, KFE - коэффициенты приведения.
NHE = (14,5 0,5 + 0,34,5 0,5) 1,6 108 = 8,04 107.
NFE = (19 0,5 + 0,39 0,5) 1,6 108 = 8,0 107.
Определяем допускаемое контактное напряжение по таблице 6.4 Приложения:
[H] = []0H - 25 vск,
где []0H = 300 МПа- исходное допускаемое напряжение для расчета на прочность рабочих поверхностей зубьев червячного колеса (таблица 6.5 Приложения).
[H] = 300 - 25 2,2 = 245 МПа.
Определяем допускаемое изгибное напряжение:
где F0 = 0,44Т + 0,14в = 172 МПа (таблица 6.5 Приложения) - предел изгибной выносливости материала червячного колеса;
SF = 2 (там же) - коэффициент безопасности;
[F] = 172 / 2 (106 /(8,0 107 ))1/9 = 140 МПа.
Определим предельные контактные и изгибные напряжения для расчета зубьев червячного колеса (таблица 6.6 Приложения):
[H]max = 2Т = 400 МПа;
[F]max = 0,8Т =160 МПа.
Проектный расчет червячной передачи
Ориентировочное значение кпд червячной передачи
= 0,95( 1 - U2чер / 200 ) = 0,95( 1 - 8 / 200) = 0,912.
Ориентировочное значение коэффициента нагрузки
K = KV K,
где K = 0,5 (K0 +1) - коэффициент концентрации нагрузки;
KV - скоростной коэффициент; предварительно принимают KV =1;
K0 - начальное значение коэффициента концентрации нагрузки. Из рисунка 6.2 Приложения принимаем K0 = 1,27.
K = 0,5 (1,27 + 1 ) = 1,1;
K = 1 1,1 = 1,1.
Определим межосевое расстояние:
,
где q- коэффициент диаметра червяка. При проектном расчете обычно принимают q= 10. Минимально допустимое значение q, исходя из условия жесткости червяка, принимается q> 0,25z2 ( 10 > 0,25 32 = 8).
По таблице 6.7 Приложения принимаем aW = 280 мм.
По принятому стандартному значению аW и известному z2 согласно ГОСТ 2144-76 определяется модуль зацепления m и коэффициент диаметра червяка q (таблица 6.7 Приложения): m = 12,5 мм; q = 12,5.
Определяем коэффициент смещения:
x = aW / m - 0,5(q + z2) = 280/12,5 - 0,5(12,5 + 32) = 0,15.
Делительный диаметр червяка
d1 = m q =12,5 12,58 = 156,25мм.
Делительный диаметр червячного колеса
d2 = m z2 = 12,5 32 = 400 мм.
Угол подъема винтовой линии червяка определим по таблице 6.8 Приложения: = 18,4357
Начальный угол подъема витка определяется:
W = arctg[z1 / (q + 2x)] = arctg [4 / (12,5+2 0,15)] = 17,3
Окружная скорость на начальном диаметре червяка
vW1 = m (q + 2x) n1 10-3 / 60 = 0,98 м/с.
Скорость скольжения в зацеплении
vск = vW1 / CosW = 1,03 м/с.
В силовых передачах назначают степень точности в зависимости от величины скорости скольжения, а также от назначения и области применения передачи. По таблице 6.9 Приложения назначаем 8-ю степень точности.
Кпд червячной передачи учитывает потери на трение в зацеплении и в подшипниках качения: = tgW / tg(W + ), где - угол трения. Из таблицы 6.10 Приложения = 250. Тогда = 0,854.
Уточняем вращающий момент на червяке
T1 = T2 / ( U2чер ),
где T1 = Tпр.
T1 = 5627,6 / ( 8 0,854 ) = 823,7 Hм
Определяем по таблице 6.15 Приложения силы в зацеплении червячной передачи.
Окружная сила на колесе
Ft2 = Fa1 = 2 T2 103 / d2 = 2 5627,6 103 / 400 = 28138 H,
где Fa1 - осевая сила на червяке.
Радиальная сила на колесе
Fr2 = Fr1 = Ft2 tg = 28138 tg 20 = 28138 0,364 = 10242 H.
Осевая сила на колесе
Fa2 = Ft1 = 2 T1 103 / d1 = 2 823,7 103 / 156,25 = 10543 H,
где Ft1 - окружная сила на червяке.
Направления действия сил определяют по рисунку 6.3 Приложения.
3.4 Проверочный расчет червячной передачи на прочность по контактным напряжениям
Уточним коэффициент нагрузки:
К = К Кv.
Коэффициент концентрации нагрузки:
К = 1+ (z2 / )3 (1 - ),
где - коэффициент деформации червяка. Из таблицы 6.11 Приложения =98;
- коэффициент, учитывающий колебания нагрузки:
= (Т2i / T2 t2i / t) = Т21 / T2 t21 / t + Т22 / T2 t22 / t =
= 1 0,5 + 0,3 0,5 = 0,65.
К = 1 + ( 32 /98)3 (1 - 0,65) = 1.
Определяем скоростной коэффициент Кv. При v2 < 3 м/c Kv = 1 независимо от степени точности передачи. К = 1.
Контактное напряжение определяется по формуле:
3.5 Проверочный расчет по напряжениям изгиба
Напряжение изгиба рассчитывается по формуле
Значение коэффициента формы зуба YF2 червячного колеса принимают в зависимости от эквивалентного числа зубьев
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
