- •1. Назначение и краткое описание привода
- •2. Выбор электродвигателя, кинематический и энергетический расчет
- •2.1 Определение требуемой мощности электродвигателя_и общего кпд привода
- •2.3 Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода
- •3. Расчет клиноременной передачи
- •4.1.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб
- •4.1.5 Определение внешнего окружного модуля
- •4.1.6 Проверка величины расчетного контактного напряжения
- •4.1.7 Проверка на пиковые нагрузки по контактным напряжениям
- •4.1.8 Проверка зубьев на выносливость при изгибе
- •4.1.9 Проверка зубьев на изгиб при кратковременных нагрузках
- •4.1.10 Определение геометрических параметров зубьев и сил в зацеплении
- •4. 2 Ориентировочный расчет валов редуктора
- •4.3. Определение конструктивных размеров зубчатых колес.
- •4.4. Определение основных размеров корпуса редуктора
- •4.5 Выбор подшипников, схемы их установки и способа смазки
- •4.5.1 Выбор типа и размеров подшипников
- •4.5.2 Выбор схемы установки подшипников
- •4.5.3 Выбор смазки подшипников и зацепления
- •4.6 Первый этап компоновки редуктора
- •Библиографический список
2.3 Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода
а) Частота вращения вала электродвигателя:
nдв= 1445 мин-1
угловая скорость вращения вала электродвигателя:
ДВ =nДВ/30= рад/с
б) Частота вращения ведущего вала редуктора:
n1= nдв/ iр.п.= 1445/3,5 =412,8 мин-1
угловая скорость вращения ведущего вала редуктора:
1 =n1/30= рад/с
в) частота вращения ведомого вала редуктора:
n2=n1/iзп= 412,8/2,5= 165 мин-1
угловая скорость вращения ведомого вала редуктора:
2=1/iзп= 43, 18/2,5=17,27рад/с
2.4 Определение вращающих моментов на валах привода.
а) Вращающий момент на валу электродвигателя:
ТДВ=РТР ДВ/ДВ= Нм
б) Вращающий момент на ведущем валу редуктора :
T1=TДВ . iрп. . рем =40,4.3,5.0,95.0,99=132,9 Нм
в) Вращающий момент на ведомом валу редуктора :
Т2= Т1.iзп.зп = 132,9.2,5.0,97. 0,99= 319 H.м
Определение мощности на валах привода
Мощность на валу электродвигателя:
РТР ДВ =6,1кВт
Мощность на ведущем валу редуктора:
Р1= РТР ДВ. рем ηподш.=6,1.0,95.0,99=5,74кВт.
Мощность на ведомом валу редуктора:
Р2= P1. зп ηподш.=5,74.0,97.0,99=5,5кВт.
Проверка:
Рвых=Т2. 319. 17,27=5,51 кВт.
Величина ошибки: ΔР=(5,51 -5)/5,51.100%=0,18 % .
Конические редукторы с такими параметрами промышленность не выпускает.
Аналогом может быть редуктор цилиндрический одноступенчатый типа ЦУ—160-2,5 с передаточным числом iзп=2,5 и крутящим моментом на выходном валу Твых= 1000Нм (рис.3) [5, Т.3, с.485].
Рис.3. Редуктор цилиндрический одноступенчатый типа ЦУ- 160-2,5
Таблица 2 Основные размеры редуктора, мм
Типоразмер редуктора |
Аw |
В |
В1 |
L |
L1 |
L2 |
L3 |
L4 |
L5 |
L6 |
H |
H0 |
1ЦУ-160 |
160 |
175 |
125 |
475 |
136 |
355 |
110 |
60 |
230 |
218 |
335 |
170 |
3. Расчет клиноременной передачи
При передаваемой мощности Р = 6,1 кВт и частоте вращения ведущего шкива n1= 1445 мин-1 принимаем ремень типа Б ГОСТ 1284.1-80 с параметрами:
ширина ремня W =17 мм, высота Т0=10,5 мм, площадь поперечного сечения А=133 мм2 ,наименьший диаметр ведущего шкива d1= 125 мм [1, табл.7.7].
3.1 Вращающий момент на ведущем шкиве Т1= 40,4 Нм.
3.2 Определение диаметра меньшего шкива:
По ГОСТ 17383-74 [1, табл.7.7] принимаем d1= 125мм.
3.3 Определение диаметра большего шкива:
где iрем – передаточное отношение ременной передачи;
ε – величина скольжения; ε =0,01
Округляем полученное значение по ГОСТ 17383-84 ;d2=450мм.
3.4 Уточняем передаточное отношение ременной передачи:
3.5 Межосевое расстояние:
где То – высота сечения ремня, мм [1, табл.7.7]. Принимаем а= 350 мм
3.6 Определение длины ремня.
Принимаем Lp= 1800 мм по ГОСТ 1284.1-80 [1, табл.7.7].
3.7 Уточняем межосевое расстояние:
где W = 0,5π(d1+d2)= 0,5.3,14(125+450)=902,7 мм;
y=(d2 - d1)2 = (450-125)2 =105625 мм2.
3.8 Определение угла обхвата меньшего шкива:
3.9 Определение числа ремней
где Ср - коэффициент режима работы: Ср =1,2 [1, табл.7.10];
СL – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня СL =0,95 [1, табл.7.9];
Сα – коэффициент угла обхвата Сα =0,96 [1, с.135];
Сz – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче :Сz =0,96 [1, с.135].
Р0-мощность передаваемая одним ремнем; Р0=3,2 кВт[1, табл.7.8].
Принимаем, исходя из условия кратности числа ремней целому числу, z=3
3.12 Определение натяжения ветви ремня:
где скорость ремня:
Θ – коэффициент, учитывающий центробежную силу, (Н·с2)/м2 ;Θ =0,1 [1, с.136]
3.13 Определение силы, действующей на вал:
где α1 – угол обхвата меньшего шкива.
3.14 Определение рабочего ресурса передачи:
где Nоц- базовое число циклов [1, с.136]; Nоц= 4,7.106 ;
σ-1 – предел выносливости МПа; σ-1 =7 МПа [1, с.139];
σmax – максимальное напряжение в сечении ремня, МПа:
σmax = σ1 + σu + συ, МПа;
где σ1 – напряжение от растяжения ремня, МПа;
,
где F1- натяжение ведущей ветви ремня;
F1= F0+ 0,5Ft;
Ft- сила тяги ремня; Ft=
F1=228+0,5.215,2 =335,6Н
σu – напряжение от изгиба ремня, МПа:
,
где Еu- модуль упругости материала ремня, МПа; Еu=50МПа [1, с. 123];
συ – напряжение от центробежной силы, МПа:
,
где ρ – плотность ремня, т/м3 ; ρ =1100 т/м3 [1, стр. 123];
σmax =1,88+2,1+0,09827=4,07МПа
Сi – коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения:
;
Сн - коэффициент, учитывающий режим нагружения; при постоянной нагрузке Сн =1,0.
Полученная долговечность ремня больше требуемой [Но]=2000 часов.
Рис.4. Схема ременной передачи
Шкивы изготавливаются из серого чугуна Сч15 ГОСТ 1415-79.Основные размеры приведены на рис.5.
Рис.5.Эскиз шкива клиноременной передачи
Таблица 3 Основные размеры шкивов
|
d, мм |
dВ, мм |
lcт, мм |
d ст, мм |
h, мм |
c, мм |
f, мм |
e, мм |
в, мм |
Ведущий |
125 |
38 |
80 |
57 |
10,8 |
16 |
12,5 |
19 |
63 |
Ведомый |
450 |
28 |
42 |
38 |
10,8 |
16 |
12,5 |
19 |
63 |
Диаметр ступицы dст=1,5dв=1,5. 38=57мм
Длина ступицы lст=1,2 dв=1,2. 32=38мм
Длину ступиц принимаем по длине консольных участков валов 2, табл.7.1.
4. Проектирование редуктора
4.1 Расчет зубчатой передачи редуктора
4.1.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки.
Принимаем для шестерни и колеса сталь одной и той же марки сталь 40Х, но обеспечиваем соответствующей термообработкой одинаковую твердость поверхности зубьев шестерни и колеса. Для шестерни термообработка – улучшение и закалка ТВЧ НRC1=48 , для колеса термообработка - улучшение и закалка ТВЧ НRC1=48 [3,табл.1]
4.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса
Определение допускаемых контактных напряжений [σ]н регламентировано ГОСТ 21354-75:
,
где σно – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа;
Расчетное допускаемое напряжение:
σно=17(НRC)+200;
для шестерни и колеса: σно1 = σно2 =17. 48+200=1016 МПа;
SH– коэффициент безопасности определяется в зависимости от термической обработки материала; SH=1,2 [2,табл. 2].
КНL – коэффициент долговечности.
Коэффициент долговечности определяется по формуле:
, [3,с.8];
где Nно – базовое число циклов; Nно1= Nно2=( (НВ)3= 4803=110,5.106 циклов
нагружения;
NНЕ- эквивалентное число циклов нагружения на весь срок службы передачи.
При постоянной нагрузке эквивалентное число циклов нагружения определяется по формуле:
,
где n – частота вращения шестерни (колеса), мин-1;
t – срок службы передачи под нагрузкой, ч; с – число зацеплений, с=1;
Срок службы в часах определяется по формуле:
tΣ= Lг·365·24·Ксут· Кгод, час,
где Lг- срок службы в годах; Lг=6 лет; тогда
tΣ= 6·365·0,6.0,6.24=18922часа
n1 – частота вращения шестерни, мин-1, n1 =412,8 мин-1,
NHE1=60.412,8. 18922= циклов нагружения.
Эквивалентное число циклов нагружения для колеса :
NHE2= NHE1/ iз.п. =467,7·106/ 2,5=187,1·106 циклов.
Пари реверсивной нагрузке NHE= уменьшается в два раза , поэтому
NHE1=248,8.106 циклов нагружения, NHE2=93,55 ·106 циклов.
Коэффициент долговечности для шестерни и колеса :
Значение КHL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 1< КHL>2,3 при <350НВ. Принимаем КHL1=1; КHL2=1,02.
Допускаемые контактные напряжения:
[σ]н1=[σ]н2= МПа;