- •2. Выбор электродвигателя
- •3. Определение передаточных чисел привода
- •4.Определение мощности,крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода
- •5.Проектный расчёт редуктора
- •6.Определение диаметров валов
- •6. Расчет цепной передачи.
- •7.Расстояния между деталями передачи
- •8.Расчет подшипников
- •9.Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость
- •10. Проверка долговечности подшипников.
- •11. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников
- •12. Подбор муфты
- •13. Расчет шпоночного соединения.
- •14.Список используемой литературы
Содержание:
1)Содержание ……………………………………………………………...1
2)Выбор электродвигателя………………………………………………...2
3) Определение передаточных чисел привода…………………………...2
4) Определение мощности,крутящего момента и частоты
вращения каждого вала привода………………………………………......2
5) Проектный расчёт редуктора…………………………………………...3
6) Определение диаметров валов…………………………………………7
7) Расстояния между деталями передачи………………………………11
8)Расчет подшипников…………………………………………………..11
9)Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость………………………………….12
10)Проверка долговечности подшипников……………………15
11)Смазка зубчатых зацеплений и подшипников……………..17
12)Подбор муфты………………………………………………..18
13)Расчет шпоночного соединения…………………………………18
14)Список используемой литературы …………………………20
2. Выбор электродвигателя
Потребляемую мощность (Вт) привода определяем по формуле:
,
где -окружная сила на звёздочке(Н),
v-скорость цепи (м/с)
Определяем общий коэффициент полезного действия привода:
где - КПД цепной передачи,
- КПД редуктора,
- КПД муфты,
Определяем потребную мощность электродвигателя :
Определяем частоту вращения вала электродвигателя:
г де - частота вращения приводного вала,
=3- передаточное число цепной передачи, принимаем по таблице ре-
=5- передаточное число редуктора комендуемых значений
По таблице подбираем электродвигатель с мощностью Р (кВт)* и частотой вращения ротора n (об/мин), ближайшими к полученным и .
Выбираем двигатель АИР 112МВ8/709щностью Р=3кВт.
3. Определение передаточных чисел привода
Определяем общее передаточное число привода:
4.Определение мощности,крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода
Определение мощности
,
, мощности на соответству-
, ющем валу
Определение частоты вращения
,
, частоты вращения валов
,
Определение моментов
,
,
,
Результаты расчётов заносим в таблицу:
Вал |
Мощность Р,кВт |
Частота вращения n, об/мин |
Крутящий момент Т, Нм |
1 |
2,94 |
709 |
39,6 |
2 |
2,82 |
177,25 |
152 |
3 |
2,65 |
50,6 |
500 |
|
|
|
|
5.Проектный расчёт редуктора
Таблица 2.
Колесо Z2 |
Шестерня Z1 |
Сталь 40Х улучшение НВ2=269…302 НВ2ср=285 σ T = 750 МПа |
Сталь 40Х улучшение НВ2=269…302 НВ2ср=285 σ T = 750 МПа |
Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения КЕ.
КНЕ – коэффициент приведения для расчета на контактную прочность
КFЕ – коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность
КНЕ2=0,18 КFЕ2=0,06 |
КНЕ1=0,18 КFЕ1=0,06 |
Число циклов перемены напряжений.
NG – число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.
NHG – число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость.
(определяем по рис. 4.3 [1])
NFG – число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)
NHG2=20*106 NFG2=4*106 |
NHG1=20*106 NFG1=4*106 |
Суммарное время работы передачи
t∑=15000 ч.
Суммарное число циклов нагружения.
N∑2= =60t∑*n2*nз2=60*15000*177,25=159,5*106 t∑ - суммарное время работы передачи n2 – частота вращения колеса nз2 – число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот |
N∑1=N∑2*U*nз1/nз2= =159,5*106*4=638*106 N∑2 – суммарное число циклов нагружения колеса nз1 – число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот |
Эквивалентное число циклов перемены напряжения
А) контактная выносливость
NНЕ2=КНЕ2*N∑2= =0,18*159.5*106=28,7*106 |
NНЕ1=КНЕ1*N∑1= = 0,18*638*106=115*106 |
Сравним полученные значения NНЕ с табличным значением NНG:
NНЕ2=28,7*106>NHG2=20*106 Принимаем NHЕ=NHG2=20*106 |
NНЕ1=115*106>NHG1=20*106 Принимаем NHЕ1=NHG1=20*106 |
Б) изгибная выносливость
NFЕ2=КFЕ2*N∑2=0,06*159.5*106= =9.6*106 |
NFЕ2=КFЕ2*N∑2=0,06*638*106= =38,3*106 |
Сравним полученные значения NFЕ с табличным значением NFG:
NFЕ2=9,6*10>NFG2=4*106
|
NFЕ1=38,3*106> NFG1=4*106 Принимаем NFЕ2= NFЕ1=NFG1=4*106 |
Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.
[σН]max и [σF]max - предельные допускаемые напряжения
σт – предел текучести материала
[σН]max2=2,8* σт=2,8*750=2100 МПа [σF]max2=2,74*НВ2ср=2,74*285= 780Мпа |
[σН]max1=2,8* σт=2,8*750=2100 МПа [σF]max1=2,74*НВ2ср=2,74*285= 780Мпа |
Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.
[σН]= [σ0]Н*(NHG/ NHE)1/6<[σН]max ,где
[σ0]Н – длительный предел контактной выносливости
[σН] – допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе
[σН]max – предельное допускаемое контактное напряжение
[σ0]Н2=(2*НВср+70)/SH [σ0]Н1=(17*НRCпов)/SH
[σ0]Н2=(2*285+70)/1.1=582 МПа SH2=1.1 [σ]Н2=582 Мпа |
[σ0]Н1=(2*285+70)/1.1=582 МПа SH1=1.1 [σ]Н1=582 Мпа |
За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений,а так как они равны,то:
[σ]Нрасч=582МПа.
Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.
[σ]F=[σ0]F*(4*106/ NFЕ) 1/9< [σ]Fmax, где
[σ0]F=σ0F/SF
σ0F – длительный предел контактной выносливости
SF – коэффициент безопасности
[σ]F – допускаемое контактное напряжение
[σ]Fmax – предельное допускаемое контактное напряжение
σ0F2=1,8*НВ2=1,8*285=513МПа SF2=1,75 [σ0]F2=σ0F2/SF2=513/1,75=293МПа |
σ0F1=1,8*НВ2=1,8*285=513МПа SF1=1,75 [σ0]F1=σ0F1/SF1= 513/1,75=293МПа |
За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни.
[σ]F2=(4*106/4*106)1/6*293= =293 МПа<[σ]Fmax=780Мпа |
[σ]F1=(4*106/4*106)1/6*293= =293 МПа<[σ]Fmax=780Мпа |
Определим коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам: и , где и – коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца; и – коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи). Относительная ширина шестерни находится по формуле, здесь – коэффициент ширины шестерни, определяется по таблице 6.1 лит. 1; – передаточное число данной ступени редуктора. , где значение ( и соответственно) выбираем по таблицам 5.2 и 5.3 лит. 1: , ; – коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колёс, находим по таблице 5.1 лит. 1.
Значения определяются по табл. 5.6 и 5.7 лит. 1, по известной окружной скорости:
, где – частота вращения тихоходного вала, – крутящий момент на тихоходном валу, – передаточное число данной ступени редуктора, коэффициент определяется по табл. 5.4 лит. 1 в зависимости от вида передачи (в данном случае цилиндрическая прямозубая). Находим, что и . Теперь находим значения коэффициентов нагрузки:
Определим предварительное значение межосевого расстояния:
где – передаточное число данной ступени редуктора; – допускаемое контактное напряжение; – крутящий момент на валу зубчатого колеса; – коэффициент ширины зубчатых колёс передачи.
Из стандартного ряда выбираем по ГОСТ 6636–69 ближайшее стандартное значение межосевого расстояния.a=80 мм.
Определяем рабочую ширину венца:. Ширина шестерни: .
Вычислим модуль передачи по формуле , где – изгибное напряжение на колесе; ,
Тогда
Из стандартного ряда значений по ГОСТ 9563–60 выбираем значение .
Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев:
Z2=213
Найдём фактическое передаточное число передачи:
.
Проверим зубья колёс на изгибную выносливость:
, где Т3 – крутящий момент на валу колеса; – коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость; – коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл. 6.3 лит. 1.
Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно
.
Определим силы, действующие на валы зубчатых колёс. Окружную силу находим по формуле:
, Радиальная сила: