1-электродвигатель; 2- открытая зубчатая пара; 3-цилиндрический редуктор; 4- цепная передача.
Исходные данные: ,
Выбор электродвигателя, кинематический и силовой
расчет привода
1.1 Находим общий КПД привода:
где:
= 0,95 – КПД цепной передачи;
= 0,98 – КПД зубчатой с цилиндрическим колесами (редуктора)
= 0,96 – КПД зубчатой открытой передачи;
= 0,99 – КПД пары подшипников
Определяю требуемую мощность электродвигателя:
Выбираю электродвигатель 132М6/970 ,
1.3 Общее передаточное отношение привода.
Частота вращения валов:
=
1.5 Угловые скорости валов:
1.6 Мощности на валах:
1.7 Крутящий момент на валах:
1.8 Данные заношу в таблицу:
№ вала |
параметры |
|||
Т, Н·м |
ω, рад/с |
Р, кВт |
n, мин-1 |
|
1 |
56,65 |
101,5 |
5,75 |
970 |
2 |
123,8 |
44,13 |
5,46 |
421,7 |
3 |
480,4 |
11,03 |
5,29 |
105,4 |
4 |
1355,4 |
3,67 |
5 |
35 |
2 Расчет цилиндрической передачи редуктора
2.1 Выбор материалов зубчатых колёс и термической обработки
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал с механическими: для шестерни - сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ=230, для колеса сталь 45, термическая обработка - улучшение, НВ=200.
2.2. Определяю допускаемые контактные напряжения:
Где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По таблице для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев меннее HB 350 и термообработкой (улучшение):
Колесо: ϬHlimb=2HB+70=2 200+70=400+70=470 н/мм2;
Шестерня: ϬHlimb=2HB+70=2 230+70=460+70=530 н/мм2;
KHL-коэффициент долговечности работы зубчатой пары; если число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового то принимают KHL=1. коэффициент безопасности: принимается [SH]=1,1. Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:
для шестерни:
для колеса:
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:
Требуемое условие выполнено.
Коэффициент нагрузки , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны ременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведущего вала и ухудшающие контакт зубьев.
Принимаем предварительно по табл. 3.1, как в случае несимметричного расположения колес, значение
Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию
2.3 Определяю межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
где для косозубых колес .
Принимаем:
2.4 Модуль зацепления
=(0,01-0,03); αw=0,02 125=2,5мм
Приравниваем по стандартному значению по ГОСТ9563-80 =2,5мм.
Определяю число зубьев шестерни и колеса:
Принимаем предварительно угол наклона зубьев .
Принимаем = 20
Тогда = · U = 20 · 4 = 80
Уточненное значение угла наклонов зубьев
2.6Основные размеры шестерни и колеса:
Делительные диаметры:
=
=
Проверка:
= = = 125 мм
Диаметры вершин зубьев:
da1 = d1 + 2 = 50 + 2· 2,5 = 55 мм
da2 = d2 + 2 = 200 + 2· 2,5 = 205 мм
Ширина колеса:
b2 = · = 0,4 125= 50 мм
Ширина шестерни:
b1= b2 + 5 = 50 + 5 = 55 мм
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
= = = 1,1
Окружная скорость колес:
с
При такой скорости принимаем 8-ую степень точности.
2.7 0пределяем коэффициент нагрузки:
Значения даны в таблице: при , твердости HB350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжений цепной передачи
По таблице при и 8-й степени точности По таблице для косозубых колес при имеем = 1,0.
Таким образом
2.8 Проверка контактных напряжений
Н = = = 337 МПа
2.9 Силы действующие в зацеплении
Окружная:
Радиальная:
Осевая:
2.10 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба
где:
По таблице при , твердости HB350 и несимметричном расположении колес относительно опор по таблице Таким образом, коэффициент
– коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев :
У шестерни:
У колеса:
При этом и
Допускаемые напряжение:
По таблице для стали 45 улучшенной при твердости HB350
Для шестерни:
Для колеса:
Коэффициент безопасности
, поэтому
Определяем допускаемое напряжение:
-для шестерни
-для колеса
Находим отношения :
Для шестерни:
Для колеса:
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определим коэффициент и
Для средних значений коэффициента торцового перекрытия пени точности
Проверяем прочность зуба
Условие прочности выполнено.
3 Рассчитываю цепную передачу
Выбираем цепь приводную роликовую однорядную ПР (по ГОСТ 13568-75) и определяем шаг; предварительно вычисляем величины, входящие в эту формулу:
а) - вращающий момент на валу ведущей звёздочке, ;
б) – коэффициент:
Следовательно:
в) числа зубьев звёздочек:
ведущей:
ведомой :
г)среднее значение [p] принимаем ориентировочно по табице;
[p]= 20 ;
число рядов цепи m=1;
д) находим шаг цепи:
мм
По таблице принимаю ближайшее большее значение t=38,1;
проекция опороной поверхности шарнира ; разрушающая нагрузка Q=31,8кг/м; q=1,9 кг/м.
4 Проектный расчет валов редуктора
4.1 Принимаем материал для ведущего вала Сталь 45 термообработка – улучшение,
Определяем диаметр выходного конца :
Диаметр вала;
Диаметр под уплотнение;
Диаметр вала под подшипник;
Диаметр вала под шестерню.
Подбираю радиальные шариковые подшипники средней серии 306.
4.2 Принимаем материал для ведомого вала Сталь 45, термообработка – нормализация,
Определяем диаметр выходного конца
мм – диаметр выходного конца вала;
мм – диаметр вала под подшипник;
мм – диаметр вала под зубчатое колесо;
мм – диаметр вала под буртик.
Подбираю радиальные шариковые подшипники средней серии 308.
Рисунок 3. Эскиз ведомого вала
5. Конструктивное оформление зубчатых колес редуктора
Шестерню выполняем за одно целое с валом. Ее размеры d1 = 44,8 мм; da1 = 48,8 мм; b1 = 50 мм
Размеры кованого колеса: d2 = 179,2 мм; da2 = 183,2 мм; b2 = 45 мм;
Определяем диаметр ступицы:
мм (79)
Определяем длину ступицы:
67,5 мм (80)
Принимаем
Определяем толщину обода
(81)
Принимаем:
Определяем толщину диска
С = 0,3 · (82)
(83)
(84)
(85)
6. Конструктивное оформление корпуса и крышки редуктора
Определяем толщину стенок крышки
принимаем
(87) принимаем
Определяем толщину фланцев поясов корпуса и крышки
Верхнего пояса корпуса и крышки
b = 1,5 = 1,5 (88)
b1 = 1,5 = 1,5 ;
Нижнего пояса корпуса
р = 2,35 принимаем р= 20 мм
Определяем диаметры болтов
Фундаментальных болтов
d1 = ( )a + 12 = ( )112 +12 =15,4 16,03 мм, принимаем болты с резьбой М16. (89)
Крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2 = ( ) d1 = ) =11,2 12 мм, принимаем болты с резьбой М12. (90)
Соединяющих крышку с корпусом
d3 = ( ) d1 = ) =8 9,6 мм, принимаем болты с резьбой М10. (91)
7. Расчет подшипников на долговечность
Подбор подшипников
Для ведущего вала подбираем шариковые радиальные 306 с параметрами:
d = 30 мм; D = 72 мм; B = 19 мм; C = 21,6 кН;
Для ведомого вала 208 с параметрами:
d = 40 мм; D = 80 мм; B = 18 мм; C = 25,1 кН;
Усилия действующие на валы
Ведущий вал:
От ременной передачи:
; (92)
От косозубой цилиндрической передачи редуктора:
Окружная
Силы в зацеплении равны, но направлены в разные стороны
Ведомый вал:
Ведущий вал. Определяем опорные реакции, предварительно составив расчетную схему, изгибающие моменты и строим эпюры
Расстояние между опорами (подшипниками) и точками приложения сил находим по чертежу
Горизонтальная плоскость «Н»
∑m(A) = 0; (93)
(94)
∑m(B) = 0; (95)
(96)
Проверка: (97)
Изгибающие моменты:
; (98) ; (99)
; (100)
Вертикальная плоскость «V»
∑m(A) = 0; (101)
(102)
∑m(B) = 0; (103)
(104)
Изгибающие моменты:
(105)
Проверка долговечности подобранных подшипников
Суммарные реакции
(106)
(107)
Эквивалентная нагрузка для подшипника А не воспринимающего нагрузку
; (108)
Расчетная долговечность млн.об.
(109)
Расчетная долговечность, ч.
ч (110)
Рассмотрим подшипник В, воспринимающий осевую нагрузку
Отношение этой величине (табл. 7.3 [1]) соответствует С 0,216
Отношение
По табл. 7.3 [1] при находим
Х = 0,56; y = 2,256
Эквивалентная нагрузка ; (111)
X = 0,56; V = 1; = 1,2
ч.
Найденная долговечность подшипников приемлема.
Рисунок 4. Эпюры ведущего вала
Ведомый вал
Горизонтальная плоскость «Н»
∑m(A) = 0; (112)
(113)
∑m(B) = 0; (114)
(115)
Проверка: (116)
Изгибающие моменты:
; (117)
; (118)
Вертикальная плоскость «V»
Опорные реакции
(119)
Изгибающие моменты:
(120)
Суммарные реакции
(121)
(122)
Более нагруженным является подшипник А, воспринимающий, кроме радиальных усилий, осевую.
Для него эквивалентная нагрузка
; (123)
V = = 1;
По табл. 7.3 [1] при находим е= 0,207
Находим отношение
По табл. 7.3 [1] при оределим
Х = 0,56; y = 2,008
Получим
Расчетная долговечность млн.об.
Расчетная долговечность, ч.
ч
Рисунок 4. Эпюры ведомого вала
8. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок (см. табл.6.9)
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности [по формуле 6.22]
(124)
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице
Ведущий вал.
d = 24 мм; b · h = 8 · 7 мм; = 4 мм; длина шпонки l = 30 мм (при длине ступицы шкива 38 мм); момент на ведущем валу