- •Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего профессионального образования
- •Оглавление
- •1.Проектирование Кинематические и энергосиловые параметры привода. 6
- •Проектирование
- •1.Проектирование Кинематические и энергосиловые параметры привода.
- •1.1.Сбор электродвигателя
- •1.3.Мощности, передаваемые валами.
- •7.2. Тихоходный вал:
- •Список литературы
Проектирование
1.Проектирование Кинематические и энергосиловые параметры привода.
1.1.Сбор электродвигателя
Подбор двигателя выполняется по требуемой мощности и частоте вращения. Двигатель выбирается из соображений минимума металлоемкости привода.
Pm – мощность
nm – частота вращения вала
требуемая мощность
P1= , где P3 – мощность на ведомом валу двигателя (кВт)
КПД привода
=м2nkзпрп, где
м – КПД муфты
knk – КПД подшипников качения
зп – КПД зубчатой передачи
рп – КПД ременной передачи
м=0,9
nk=0,99
зп=0,96
рп=0,92
U=UзпUрп
Uзп (ГОСТ 2185 – 66) 5
Uзп в промежутке [2,8 .. 5]
n1=ns(1-S), мин-1
Uрп=
Для nc=3000:
n1=3000(1-0,021)=2937
U = = = 19,58
Uрп= 3,9
Окончательно выбираем двигатель согласно ГОСТ 19523-81
Pдв = 15 кВт
S = 2,1%
nс = 3000 мин-1
d = 42 мм
1.2. Частота вращения валов.
Ведущий вал n1=ns(1-S) =2937 мин-1
Промежуточный вал привода n2 = мин-1
Ведомый вал n3 =150 мин-1
1.3.Мощности, передаваемые валами.
= P2=P1nkрп =13,7 кВт
=12 кВт
1.4. вращающие моменты, передаваемые валами
Т1=9555 = 9555 =48,8 н∙м
Т2=9555 = 173,9 н∙м
Т3=9555 = 764,4 н∙м
2. Выбор материалов. Допускаемое напряжение.
2.1 Выбор материалов.
Материалы, соответствующие механическим свойствам, выбираются в зависимости от ответственности передачи, а так же, формы и размеров заготовок.
Материал шестерни-40Х
=24⋅=50,9 мм
Термообработка – У
Твердость поверхности: 269-302НВ
Предел прочности: 900МПа
Число циклов нагружения (базовое число циклов)
NHO=23,5106
Материал колеса:
Твердость поверхности: 163-192НВ
= 550 Мпа.
= 2,5⋅
2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений.
Чтобы предотвратить разрушения зубчатых передач, выполняются расчеты по контактным и изгибающим напряжениям
н – контактное нормальное напряжение
F – изгибающее нормальное напряжение
Для щестерни:
=583 МПа
HB==285,5МПа
=2H +70=2⋅285,5+70=641МПа
=1,1
1
=0,18⋅465435324=83778358,32
=0,18
С=1
=60⋅753⋅1⋅10301,8=465435324
=365L24ПВ=365⋅7⋅24⋅0,6⋅0,8⋅0,35=10301,8 часов
Для колеса:
HB==177,5МПа
=2H +70=2⋅177,5+70=425МПа
=1,1
=0,18⋅92716200=16688916
=0,18
С=1
=60⋅150⋅1⋅10301,8=92716200
=365L24ПВ=365⋅7⋅24⋅0,6⋅0,8⋅0,35=10301,8 часов
Окончательно: =0,45(583+386)=436МПа.
2.3. Допускаемое напряжение изгиба.
Для шестерни:
=191МПа
=1,75 285,5=499,6МПа
=1,7
=0,65.
=1
=4⋅
==0,06465435324=27926119,44
Для колеса:
=119МПа
=1,75 177,5=310,6МПа
=1,7
=0,65.
=1
=4⋅
==0,0692716200=5562972
3. Геометрические размеры зубчатых передач
3.1. Межосевое расстояние для косозубой передачи
мм
Окончательно по ГОСТ 2185-66 примем мм
3.1.2.модуль, суммарное число зубьев, угол наклона зуба
мм
мм
мм по ГОСТ 6636 – 69
Число зубьев:
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
=4,9
3.3. Ширина зубчатых венцов и диаметры колец.
По ГОСТ 6636-69
Диаметр делительной окружности шестерни:
=84,1837 мм
Диаметр делительной окружности колеса:
=415,8163 мм
Диаметр вершин шестерни:
=
Диаметр впадин шестерни:
=
Диаметр вершин колеса:
=
Диаметр впадин колеса:
=
3.4. Окружная скорость зацеплений, степень точности
В соответствии с ГОСТ 1643 – 81: , учитывая, что закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется.
4. Проверочный расчет зубчатой передачи.
4.1. Проверка контактных прочностей зуба.
=394МПа
=1,06751,0451,06=1,18
=1+0,15
А=0,15
=0,002177,5+0,036(-5,7)=0,15
=1+(1,03-1)0,15=1,045
=0,50,25(5+1)=0,75
4.2. Проверка изгибной прочности зуба.
Для шестерни:
==35,1
=1+0,153=1,45
A=0,15
Для колеса:
==254,7
5.Проверочный расчет валов. Подбор подшипников.
5.1.Быстроходный вал.
=30мм
[τ]=(0,025…0,03)=(0,025…0,03)900=27
№207:
d=35мм
D=72мм
B=17мм
r=2мм
C=25,5кН
=15,3кН
5.2.Тихоходный вал.
Материал: сталь 35
=60мм
[τ]=(0,025…0,03)=(0,025…0,03)550=16,5
+(3…10)=65мм
+(5…10)=45+5=70мм.
Подшипник легкой серии ГОСТ 8338-75
№213
d=65мм
D=120мм
B=23
r=2,5
С=56 кН
=34 кН
6. Размеры основных элементов корпуса.
6.1. Длина гнезда подшипника.
δ+x+b2+t=8+3+40+5=56мм
δ = 0,025+1=0,025⋅250+1=8мм
х=3мм
в2=40мм
=0,036⋅250+12=21=М20
=М16
=0,6328=17,64
Н=28
=8+3+33=44мм
=8+3+21=32мм
=
Диаметр бобышки для тихоходного вала:
1,4D=1,4120=168мм
D+2d2=120+2=152мм
Диаметр бобышки для быстроходного вала:
1,4D=1,472=100мм
D+2d2=72+2=15=104мм
7. Определение опорных реакций. Построение эпюр изгиба и кртящих моментов.
7.1. Быстроходный вал.
=0
=0
Проверка
Определение изгибающих моментов
н∙м
н∙м
Плоскость XOZ
=0
Проверка
Определение изгибающих моментов:
Суммарные реакции:
=4238,75Н
=4670,65Н
Масштаб на чертеже:
Мих=hx=1232,36=290,28
Крутящие моменты: