
- •Министерство образования и науки российско федерации
- •Национальный исследовательский томский политехнический университет
- •С одержание
- •Введение
- •С иловые и кинематические параметры привода
- •В ыбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений
- •Проверочный расчет
- •Р асчет клиноременной передачи
- •Р асчет валов
- •Р асчет зубчатых конических колес
- •С хема нагрузки валов
- •П остроение эпюр
- •Форма корпуса
- •Фланцевые соединения
- •Д етали и элементы корпуса
- •1.Определение расчетного момента и выбор муфт
- •П роверочный расчет
- •Д опуски и посадки
С иловые и кинематические параметры привода
Выбор электродвигателя.
Ртреб.
=
=
=1.9 кВт
nобщ = nр.п.× nз.п. × nм × nп.к3 = 0.98 × 0.993× 0.93 × 0.95 = 0.84
nм= 0.98;
nп.к = 0.99;
nр.п. = 0.92 … 0.95;
nз.п= 0.95 … 0.97;
Uрем.= 2 … 4;
Uз.п. = 2.15 … 6;
Uобщ.= 4.3 … 24;
Обороты двигателей: 750 (700), 1000 (935), 1500 (1415), 3000 (2850).
Uобщ.=
= 24.78;
Uобщ.=
= 12.3;
Uобщ.=
= 8,13;
Uобщ.=
= 6.09;
Выберем Uобщ. = 12.3. Согласно полученному значению принимаем асинхронный двигатель 4АМ80В4УЗ ГОСТ-31606-2012.
Выбираем
двигатель со средней частотой вращения
(1415
),
так как двигатели с большой частотой
вращения имеют низкий рабочий ресурс,
а двигатели с низкими частотами весьма
металлоемки, поэтому их нежелательно
применять без особой необходимости.
Определение передаточных чисел
Uобщ.= 12.3;
Uобщ.=Uрем. × Uзуб.;
U
зуб.=
4;
Uрем.=
=
= 3.075;
Определение частот вращения валов и угловой скорости
Определим частоту вращения валов:
nI= nдв. = 1415 ;
nII=
=
= 460.16
;
nIII=
=
= 115.04
;
nIV= nIII= 115.04 ;
Определим угловую скорость:
ωI
=
=
= 74.05
;
ωII=
=
= 24.08
;
ωIII
= ωIV=
=
= 6.02
;
Определение мощности на валах
PI =Pтреб. = 1.9 кВт;
PII = PI × nр.п= 1.9 × 0.92 = 1.75 кВт;
PIII = PII × nп.к × nз.п= 1.75 × 0.99 × 0.95 = 1.65 кВт;
PIV = PIII × nм × nп.к2 = 1.65 × 0.98 × 0.992 = 1.58 кВт.
Определение крутящего момента на валах
TI
=
=
= 0.026
кН×
м
TII = TI × Uрем. × nр.п= 0.026 × 3.075 × 0.92 = 0.074кН× м
T
III
= TII
× Uзуб.
×
nз.п×
nп.к=
0.074 × 4 ×0.95 × 0.99 = 0.28кН×
м
TIV = TIII× nм× nп.к2 = 0.28 × 0.98 × 0.992 = 0.27кН× м
Параметр |
передача |
|
параметр |
вал |
||||||
Закрытая (редуктор) |
открытая |
двигателя |
редуктора |
Приводной рабочей машины |
||||||
Быстро-ходный |
Тихо-ходный |
|||||||||
Передаточное число u |
4 |
3.075 |
|
Расчетная мощность P, кВт |
1.9 |
1.75 |
1.65 |
1.58 |
||
Угловая скорость ω, 1/с |
74.05 |
24.08 |
6.02 |
6.02 |
||||||
КПД ŋ |
0.95 |
0.93 |
|
Частота вращения n, об/мин |
1415 |
460.16 |
115.04 |
115.04 |
||
Вращающий момент Т, Н×м |
0.026 |
0.074 |
0.28 |
0.27 |
Табл.1 Силовые и кинематические параметры привода
В ыбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений
HB1 - твердость шестерни;
HB2 - твердость колеса;
Для нашего привода мы выбрали сталь 40Х;
Заготовка шестерни Dпред.: 200 мм;
Заготовка колеса Sпред.: 125 мм;
Твердость зубьев шестерни : 269 – 302 НВ;
Твердость зубьев колеса: 235-262 НВ;
Термообработка: Улучшение;
Определим HB1ср. и HB2ср.
HB1ср.
=
шестерни);
HB2ср.=
249 (для колеса);
Определим механические характеристики для стали шестерни и колеса:
σв1
=
900
;
σ -1(1) = 410 ;
σ в2 = 790 ;
σ -1(2) = 375 ;
Определим допускаемые контактные напряжения [σ]н:
[σ]н1 – зубья шестерни;
[σ]н2- зубья колеса;
а) Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни и KHL1 и зубьев колеса KHL2:
KHL1
=
;
KHL2=
;
N = 573ωLh ;
Lh= 365×Lr × Kr × tc× Lc× Kc = 365 × Lr× tc×Lc= 365 × 2 × 8 × 2 = 11680;
Lr=
2 года (1.94); Kr=
= 0.68;
Так как N>NHO, то KHL1= KHL2 = 1;
б
)
Определим допускаемое контактное
напряжение для зубьев шестерни и колеса:
[σ]н01
=
1.8 ×HBср+
67 = 1.8 × 286 + 67 = 581.8
582
;
[σ]н02 = 1.8 × HBср + 67 = 1.8 × 249 + 67 = 515 ;
[σ]н1 = KHL1× [σ]н01 = 582 ;
[σ]н2= KHL2×[σ]н02= 515 ;
Определим допускаемое напряжение изгиба
а) KFL1 = KFL2 = 1;
б) допускаемое натяжение изгиба
[σ]F01 = 1.03 ×HBср= 1.03 × 282 = 290.5 ;
[σ]F02= 1.03 ×HBср= 1.03 × 249 = 256.5 ;
[σ]F1 = KFL1×[σ]F01= 290.5 ;
[σ]F2= KFL2 ×[σ]F02= 256.5 ;
Таблица 3.Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Элемент передачи |
Марка стали |
Dпред |
Термообработка |
HB1ср |
σв |
σ -1 |
[σ]н |
[σ]F |
Sпред |
HB2ср. |
Н/мм2 |
||||||
Шестерня |
40Х |
200 мм |
улучшение |
286 |
900 |
410 |
582 |
290.5 |
Колесо |
40Х |
125мм |
улучшение |
249 |
790 |
375 |
515 |
256.5 |
Р
асчет
закрытой конической зубчатой передачи
Определим внешний делительный диаметр колеса de2 , мм:
de2
≥
165×
;
а) T2 = 280 Н × мм;
б) KHß = 1 (для колеса с прямыми зубьями)
в)
=
1
de2
≥
165×
=
266,697;
Определим углы делительных конусов шестерни δ1 и δ2:
δ2= arctg(u); δ1= 90°- δ2;
δ2= arctg(4) = 75,96376;
δ1= 90°- 75,96376 = 14,03624;
Определим внешнее конусное расстояние Re, мм
Re=
=
=
137,45;
Определим ширину зубчатого венца шестерни и колеса b, мм
b= ψR×Re= 0.285 × 137,45 = 39.17 39;
Определим внешний окружной модуль me для прямозубых колес, мм
me=
×KFß;
KFß=1;
VF= 0.85;
me=
=
1,73;
Определим число зубьев колесаz2 и шестерни z1:
z2=
=
= 154;
z1=
=
= 39;
О
пределим фактическое передаточное число
ф=
=
= 3,95;
Δ
ф=
=
×100%=1,25%
(≤ 4%);
8. Определяем действительные углы делительных кону19,5в шестерни ∂1 и колеса ∂2:
∂2=arctguф= arctg 3,95=75.79o
∂1=90o-∂2=90o-75.79o=14.21o
9. Определяем коэффициент смещения:
Т.к. НВ1ср- НВ2ср=286-249=37<100
Xe1=0.24 (коэффициент смещения инструмента)
Xe2=-Xe1=-0.24 (коэффициент смещения колес)
10. Определяем фактические внешние диаметры шестерни и колеса, мм:
Делительный диаметр шестерни и колеса
de1=me× z1=1,73× 39=67,47мм
de2=me× z2=1,73× 154=266,42мм
Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса,
dae1=de1+2× (1+xe1) × me× cos∂1=
=67.47+2(1+0.24) × 1,73× cos 18.43495=71,54мм;
dae2=de2+2× (1-xe1) × me× cos∂2=
=266,42+2(1-0.24)×1,73×cos71,56505=267,25мм;
Диметр впадин зубьев шестерни и колеса:
dfe1=de1-2× (1.2-xe1) × me× cos∂1=
=67,47-2× (1.2-0.24) × 1,73× cos 18.43495=64,32мм;
dfe2=de2-2× (1.2+xe1) × me× cos∂2=
=266,42-2× (1.2+0.24)×1,73×cos 71.56505=264,84мм;
11. Определяемсреднийделительный диаметр шестерни d1и колеса d2, мм:
d1=0,857×de1=0.857×67,47=59,04;
d2=0,857×de2=0.857×266,42=228,32;