- •Содержание
- •Техническое задание 11
- •1 Кинематическая схема машинного агрегата
- •Условия эксплуатации машинного агрегата.
- •Срок службы приводного устройства
- •Выбор двигателя, кинематический расчет привода
- •2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя.
- •Определение передаточного числа привода и его ступеней
- •2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода
- •3 Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений
- •4 Расчет закрытой цилиндрической передачи
- •5 Расчет открытой цепной передачи
- •Нагрузки валов редуктора
- •Разработка чертежа общего вида редуктора.
- •Расчетная схема валов редуктора
- •Проверочный расчет подшипников
- •9.1 Быстроходный вал
- •9.2 Тихоходный вал
- •10 Конструктивная компоновка привода
- •10.6 Конструирование элементов открытых передач Ведущая звездочка
- •10.7 Выбор муфты
- •10.8 Смазывание.
- •11 Проверочные расчеты
- •11.1 Проверочный расчет шпонок Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по гост 23360-78.
- •11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.
- •11.3 Уточненный расчет валов
- •Технический уровень редуктор Условный объем редуктора
- •Масса редуктора
- •Литература
Определение передаточного числа привода и его ступеней
Частота вращения рабочего вала привода
nрм = 6·104v/(zp) = 6·104·1,0/(8·125) = 60 об/мин
Общее передаточное число привода
u = n1/nрм = 950/60 = 15,83
Рекомендуемые значения передаточных чисел [1c.43]:
- для цилиндрической передачи 2÷6,3
- для открытой цепной 2÷5.
Принимаем для цилиндрической передачи u1 = 5,0, тогда для открытой передачи
u2 = u/u1 = 15,83/5,0 = 3,16
2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода
Числа оборотов валов и угловые скорости:
n1 = nдв = 950 об/мин 1 = 950π/30 = 99,5 рад/с
n2 = n1/u1 = 950/5,0 = 190 об/мин 2= 190π/30 = 19,9 рад/с
n3 = n2/u2 = 190/3,16 = 60 об/мин 3= 60π/30 = 6,28 рад/с
Фактическое значение скорости тяговой цепи
v = zpn3/6·104 = 8·125·60/6·104 = 1,0 м/с
Отклонение фактического значения от заданного
δ = 0 < 5%
Мощности передаваемые валами:
P1 = Pтрηмηпк = 2310·0,98·0,995 = 2252 Вт
P2 = P1ηзпηпк = 2252·0,97·0,995 = 2173 Вт
P3 = P2ηопηпс = 2173·0,93·0,99 = 2000 Вт
Крутящие моменты:
Т1 = P1/1 = 2252/99,5 = 22,6 Н·м
Т2 = 2173/19,9 = 109,2 Н·м
Т3 = 2000/6,28 = 318,5 Н·м
Результаты расчетов сводим в таблицу
Вал |
Число оборотов об/мин |
Угловая скорость рад/сек |
Мощность кВт |
Крутящий момент Н·м |
Вал электродвигателя |
950 |
99,5 |
2,252 |
22,6 |
Ведомый редуктора |
190 |
19,9 |
2,173 |
109,2 |
Рабочий привода |
60 |
6,28 |
2,0 |
318,5 |
3 Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений
Принимаем, согласно рекомендациям [1c.52], сталь 45:
шестерня: термообработка – улучшение – НВ235÷262 [1c.53],
колесо: термообработка – нормализация – НВ179÷207.
Средняя твердость зубьев:
НВ1ср = (235+262)/2 = 248
НВ2ср = (179+207)/2 = 193
Допускаемые контактные напряжения:
[σ]H = KHL[σ]H0,
где KHL – коэффициент долговечности
KHL = (NH0/N)1/6,
где NH0 = 1·107 [1c.55],
N = 573ωLh = 573·19,9·16,0·103 = 18·107.
Так как N > NH0, то КHL = 1.
[σ]H1 = 1,8HB+67 = 1,8·248+67 = 513 МПа.
[σ]H2 = 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа.
[σ]H = 0,45([σ]H1 +[σ]H2) = 0,45(513+414) = 417 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба:
[σ]F = KFL[σ]F0,
где KFL – коэффициент долговечности
Так как N > NF0 = 4·106, то КFL = 1.
[σ]F01 = 1,03HB1 = 1,03·248 = 255 МПа.
[σ]F02 = 1,03HB2 = 1,03·193 = 199 МПа.
[σ]F1 = 1·255 = 255 МПа.
[σ]F2 = 1·199 = 199 МПа.
Таблица 3.1
Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Элемент передачи |
Марка стали |
Dпред |
Термоо-бработка |
НВср |
σв |
σ-1 |
[σ]Н |
[σ]F |
Sпред |
Н/мм2 | |||||||
Шестерня |
45 |
125/80 |
Улучш. |
248 |
600 |
260 |
513 |
255 |
Колесо |
45 |
- |
Норм-ия |
193 |
780 |
335 |
414 |
199 |
4 Расчет закрытой цилиндрической передачи
Межосевое расстояние
,
где Ка = 43,0 – для косозубых передач [1c.58],
ψba = 0,315 – коэффициент ширины колеса,
КНβ = 1,0 – для прирабатывающихся колес.
аw = 43,0(5,0+1)[73,8·103·1,0/(4172·5,02·0,315)]1/3 = 97 мм
принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] аw = 100 мм.
Модуль зацепления
m > 2KmT2/(d2b2[σ]F),
где Km = 5,8 – для косозубых колес,
d2 – делительный диаметр колеса,
d2 = 2awu/(u+1) = 2·100·5,0/(5,0 +1) = 167 мм,
b2 – ширина колеса
b2 = ψbaaw = 0,315·100 = 32 мм.
m > 2·5,8·73,8·103/167·32·199 = 0,80 мм,
принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 1,5 мм.
Основные геометрические размеры передачи
Суммарное число зубьев:
zc = 2awcosβ/m
β – угол наклона зубьев
βmin = arcsin(3,5m/b2) = arcsin(3,5·1,5/32) = 9°
zc = 2·100cos9°/1,5 = 132
Число зубьев шестерни:
z1 = zc/(u+1) =132/(5,0 +1) = 22
Число зубьев колеса:
z2 = 132 – 22 = 110;
уточняем передаточное отношение:
u = z2/z1 =110/22 = 5,00,
Отклонение фактического значения от номинального 0%
Действительное значение угла наклона:
cos = zcm/2aW = (110+22)1,5/2100 = 0,99 = 8,11°.
Фактическое межосевое расстояние:
aw = (z1+z2)m/2cosβ = (110+22)·1,5/2cos 8,11° = 100 мм.
делительные диаметры
d1 = mz1/cosβ = 1,5·22/0,990 = 33,33 мм,
d2 = 1,5·110/0,990 = 166,67 мм,
диаметры выступов
da1 = d1+2m = 33,33+2·1,5 = 36,33 мм
da2 = 166,67+2·1,5 = 169,67 мм
диаметры впадин
df1 = d1 – 2,5m = 33,33 – 2,5·1,5 = 29,58 мм
df2 = 166,67 – 2,5·1,5 = 162,92 мм
ширина колеса
b2 = baaw = 0,315·100 = 32 мм
ширина шестерни
b1 = b2 + 5 = 32+5 = 37 мм
Окружная скорость
v = ω2d2/2000 = 19,9·166,67/2000 = 1,65 м/с
Принимаем 8-ую степень точности.
Силы действующие в зацеплении
- окружная
Ft = 2T2/d2 = 2·109,2·103/166,67 = 1310 H
- радиальная
Fr = Fttg/cosβ = 1310tg20º/0,990 = 482 H
- осевая сила:
Fa = Fttg = 1310tg 8,11° = 187Н.
Расчетное контактное напряжение
,
где К = 376 – для косозубых колес [1c.61],
КНα = 1,09 – для косозубых колес,
КНβ = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев,
КНv = 1,02 – коэффициент динамической нагрузки [1c.62].
σH = 376[886(5,00+1)1,09·1,0·1,02/(166,67·32)]1/2 = 403 МПа.
Недогрузка (417 – 403)100/417 = 3,5% допустимо 10%.
Расчетные напряжения изгиба
σF2 = YF2YβFtKFαKFβKFv/(mb2),
где YF2 – коэффициент формы зуба,
Yβ = 1 – β/140 = 1 – 8,11/140 = 0,942,
KFα = 1,91 – для косозубых колес,
KFβ = 1 – для прирабатывающихся зубьев
KFv = 1,04 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64].
Коэффициент формы зуба:
при z1 = 22 → zv1 = z1/(cosβ)3 = 22/0,9903 = 22,7 → YF1 = 3,96,
при z2 =110 → zv2 = z2/(cosβ)3 =110/0,9903 = 113,4 → YF2 = 3,60.
σF2 = 3,60·0,942·1310·1,0·1,0·1,04/1,5·32 = 96,3 МПа < [σ]F2
σF1 = σF2YF1/YF2 = 96,3·3,96/3,60 = 105,9 МПа < [σ]F1.
Так как расчетные напряжения σH < [σH] и σF < [σ]F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.