регистрация / вход

Узел редуктора электромеханического привода

Проект узла электромеханического привода редуктора. Разработка эскизного проекта с целью минимизации габаритов редуктора в результате рационального выбора материалов зубчатых колёс и других деталей. Оценка параметров основных составляющих привода.

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ

ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра машиноведения и деталей машин

Курсовая работа

« УЗЕЛ РЕДУКТОРА ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА »

Исполнитель:

студентка гр. 2856/1

Касимова Е.К.

Преподаватель:

Ружков В.А

Санкт-Петербург

2010

Оглавление

Техническое задание

Введение

1. ОЦЕНКА ПАРАМЕТРОВ ОСНОВНЫХ СОСТАВЛЯЮЩИХ ПРИВОДА

1.1 Определение КПД привода и выбор электродвигателя

1.2 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

1.3 Определение частот вращения, мощности и крутящих моментов на валах

1.4 Проектировочный расчёт валов, выбор подшипников и определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников

1.4.1 Выбор муфты

1.4.2 Проектировочный расчёт валов

1.4.3 Предварительный выбор подшипников качения

1.4.4 Определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников

1.5 Геометрический расчёт параметров зубчатых колёс

Литература

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Выполнить анализ параметров электромеханического привода и разработать эскизный проект с целью

минимизации габаритов редуктора в результате

рационального выбора материалов зубчатых колёс и других деталей.

Привод состоит из

- электродвигателя,

- клиноременной передачи,

- двухступенчатого цилиндрического редуктора по развёрнутой схеме (или по соосной схеме) с раздвоением мощности (или без раздвоения мощности) на входном (или на выходном валу),

- зубчатой муфты на выходном валу редуктора.

Характер производства крупносерийный.

Привод реверсивный.

1. Номинальный крутящий момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Тим =1500 Н×м;

2. Частота вращения выходного вала редуктора nим =80 об/мин;

3. Синхронная частота вращения вала электродвигателя nс =3000 об/мин;

4. Расчётный ресурс L=8000 час.

ВВЕДЕНИЕ

Цель анализа работоспособности механизма в данной работе – разработка проекта узла привода редуктора минимально возможных габаритов , находящегося в составе электромеханического привода.

Средство достижения этой цели – рациональное применение объёмного и поверхностного упрочнения зубьев зубчатых передач.

Способрасчётная оценка работоспособности деталей зубчатых зацеплений и других деталей редуктора с учётом ограничений, обусловленных их взаимодействием с другими деталями и узлами редуктора и привода в целом.

В работе представлены результаты оценки диаметров выходного вала редуктора с учётом установки на нём зубчатой муфты. Конструктивно определены внутренние диаметры подшипников, выполнен предварительный выбор типа и номера подшипников всех валов, определены межосевые расстояния и геометрический расчёт параметров зубчатых передач.


1. ОЦЕНКА ПАРАМЕТРОВ ОСНОВНЫХ СОСТАВЛЯЮЩИХ ПРИВОДА

электромеханический привод редуктор габариты

Результат данного этапа работы – выбор электродвигателя; значения передаточных чисел, крутящих моментов, частоты вращения валов; значения допускаемых контактных напряжений зубчатых колёс и межосевых расстояний (рис.1).

1.1 Определение КПД привода и выбор электродвигателя


Мощность, которая должна быть передана исполнительному механизму, вычисляется по формуле

Р ИМ = Т ИМ wИМ , (1.1)

где ωим – угловая скорость, рад/с.

Угловая скорость вычисляется по формуле

ωим =π·nим /30 (1.2)


ωим =3,14·80/30=8,37 рад/с

Подставляя полученную величину в формулу (1.1) получим

Pим =1500·8,37 =12560 Вт

Мощность электродвигателя можно вычислить по формуле

Pэл = Pимпр , (1.3)

где Pэл – мощность электродвигателя, Вт; ηпр – коэффициент полезного действия привода.

ηпр = (ηрп ·ηп ·ηзп )(ηзп ·ηп )(ηп ·ηм ), (1.4)

где ηрп – КПД ременной передачи; ηп - КПД подшипников качения вала; ηзп – КПД зубчатой передачи быстроходного и тихоходного валов соответственно; ηм – КПД муфты.

Выбираем ηрп =0,95;

ηп =0,99;

ηзп =0,99;

ηм =0,99.

Подставив выбранные значения КПД в формулу (1.4), получаем

ηпр =0,95∙0,99∙0,99∙0,99∙0,99∙0,99∙0,99=0,894

Воспользовавшись формулой (1.3), находим мощность электродвигателя

Pэд =12560/0,894=14049 Вт

Выбираем асинхронный трехфазный электродвигатель переменного тока так, что бы номинальная мощность была больше, чем мощность электродвигателя с синхронной частотой nc =3000 об/мин.

Технические характеристики двигателя

По справочнику:

Выбран электродвигатель марки 4А160S2;

паспортная мощность Р ЭД = 15,0 кВт ;

синхронная частота n с = 3000 об/мин;

частота двигателя n дв = 2940 об/мин;

отношение пускового момента к номинальному моменту Т П / Т Н =1,4;

диаметр присоединительного участка вала ЭД d ЭД =42 мм,

длина присоединительного участка вала ЭДl ЭД =110 мм.

1.2 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

Общее передаточное отношение привода вычисляется по формуле

iпр =nдв /nим , (1.5)

где nдв – асинхронная частота вращения двигателя, об/мин;

iпр – общее передаточное отношение привода.

Подставив численные значения, получим

iпр =2940/80=36,25

Для нахождения передаточного отношения редуктора назначим iрп =2

и воспользуемся формулой

iпр = iрп ·iрд , (1.6)

где iрд – передаточное отношение редуктора.

Преобразуя (1.6), получим

iрд = iпр /iрп =36,25/2=18,12 (1.7)


Передаточное отношение редуктора так же можно выразить через формулу

iрд =uб ·uт , (1.8)

где uб и uт – передаточные отношения быстроходного и тихоходного валов соответственно.

Значение передаточного отношения тихоходного вала вычисляем по формуле

uт = (1.9)

Преобразуя формулу (1.8) и подставляя полученные ранее численные значения, получаем

uб = iрд / uт =18,12/4=4,53 (1.10)

Стандартизуем рассчитанные передаточные отношения: uб =5, uт =4.

Уточняем передаточное отношение ременной передачи по формуле

iрп = iпр / (uб ·uт )=36,25/(4*5)=1,81

1.3 Определение частот вращения, мощности и крутящих моментов на валах

Угловая скорость

входного вала редуктора wВВх = wим u т u б = 8,37* 20 = 167,4 1/с;

промежуточного вала wПР = wим u т = 8,37*4 =33,48 1/с;

Мощность Р i , передаваемую каждым валом, зубчатыми колёсами и шестернями определяем согласно принятым значениям частных КПД, входящих в соотношение (1.4):

Р i = Р им / hi ,

где hi – КПД, учитывающий потери при передаче мощности от данного вала (зубчатого колеса или шестерни) к выходному валу.

Крутящие моменты Т i определяются по значению передаваемой мощности Р i и угловой скорости данного валаwi :

Т i = Р i / wi .

С помощью следующих формул найдем численные значения частот вращения первого и второго валов

n1 = nдв / iрп =2940/1,81=1624 об/мин (1.11)

n2 = n1 / uб =1624/5=325 об/мин (1.12)

Для вычисления мощностей первого и второго валов воспользуемся формулами

P1 =Pэл ·ηрп =14037·0,95=13335 Вт (1.13)

P2 =P1 ·ηпк ·ηзпб =13335·0,99·0,99=13070 Вт (1.14)

Вычислим крутящие моменты валов по формуле

Ti = Pii , (1.15)

ωi =π·ni /30 (1.16)

где i=1; 2; эл.

Преобразуя формулы (1.15) и (1.16), получим

Ti = Pi ·30/(π·ni ) (1.17)

Tэл = Pэл ·30/(π·nэл )=14037·30/(3,14·2940)=45,57 Н·м

T1 = P1 ·30/(π·n1 )= 13335·30/(3,14·1600)=79,65 Н·м

T2 = P2 ·30/(π·n2 )= 13070·30/(3,14·320)=390,38 Н·м

Таблица 1

Энерго-кинематические параметры элементов привода

Мощность,

Вт

Частота вращения,

об/мин

Угловая скорость,

рад/с

Момент,

Нм

Передаточное

число

Исполнительный механизм

12555

80

8,37

1500

Муфта выходного вала

12681

80

8,37

1515

Зубчатое колесо выходного вала

12809

80

8,37

1530

uт =4

Шестерня промежуточного вала

12939

320

33,48

386

Зубчатое колесо промежуточного вала

13070

320

33,48

390,38

uб =5

Шестерня входного вала

13202

1600

167,4

78,86

Входной вал редуктора

13335

1600

167,4

79,65

iрп =1,84

Вал электродвигателя

14037

2940

308

45,57

Пример расчёта параметров условий работы шестерни промежуточного вала

1. Угловая скорость w ПР = 33,48 /с;

2. Значение h I = h зп h пкh м = 0,99∙0,99∙0,99= 0.97 ;

где hI – КПД, учитывающий потери при передаче мощности от данного вала (зубчатого колеса или шестерни) к выходному валу.

3. Мощность Р Ш-ПР , передаваемая шестерней промежуточного вала

Р Ш-ПР = Р ИМ /h I = 12555/0.97 = 12939 Вт;

4. Момент Т Ш-ПР , передаваемый шестерней промежуточного вала

Т Ш-ПР = Р Ш-ПР / w ПР = 12939/33,48 = 386 Нм.

1.4 Проектировочный расчёт валов, выбор подшипников и определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников

1.4.1 Выбор муфты

Наибольший расчётный момент на выходном валу не должен превышать допускаемого для данного номера муфты момента М кр

k T ИМ £ М кр , (1.18)

где k - коэффициент перегрузки привода; для транспортёров, компрессоров и воздуходувок, центробежных насосов k = 1,25 ... 2. Принимаем к= 2. Как правило, k < Т П / Т Н . В данном случае

М кр 2∙1500=3000 Нм.

Выбираем ближайшее к данному значение М кр (муфта №3)

М кр = 3090 Нм.

Для этого значения также:n max = 4000об/мин; d M = 60мм; l M =85мм; D M =90мм.

Значение диаметра выходного вала редуктора d В можно принять, исходя из следующего. Прочностной расчёт вала выполняется с учётом напряжений от изгиба и кручения, которые зависят от значения диаметра в третьей степени. Если при выборе муфты значение k T ИМ практически равноМ кр , то принимаем d В = d М , где d М – наибольший присоединительный диаметр данного номера муфты.

Но так как у нас k T ИМ < М кр , то предварительно значение диаметра d В определяем по формуле

d В » d М (k T ИМ /М кр )1/3 =60 (2∙1500/ 3090)1/3 =59,4 мм. (1.19)

Окончательно принимается значение d В из ряда нормальных линейных размеровR 40. И у нас d В = 62 мм.

1.4.2 Проектировочный расчёт валов

На этом этапе разработки проекта известны только крутящие моменты на валах.

При проектировочном расчёте значение диаметра вала в местах установки зубчатых колёс можно определяют, исходя из условия

d » (Т/ 0,2 [ t ])1/3 , (1.20)

где допускаемое напряжение [ t ] = ( 0,026 ...0,036) s в ; наименьшие значения принимаются для быстроходных валов, средние – для промежуточных, наибольшие – для тихоходных валов.

Примем допускаемое напряжение для входного вала [t] = 0,026sв = 15 МПа; для промежуточного вала [t] = 0,030sв = 17,5 МПа; для выходного вала [t] = 0,036sв = 21 МПа.

Обычно в качестве материала валов при положительных климатических температурах используют сталь 40 нормализованную, временное сопротивление которой равно s в = 580 МПа для заготовок диаметром до 100 мм.

Таким образом диаметр для быстроходного вала, на входном валу редуктора

мм,

мм,

мм.

На данном этапе разработки проекта необходимо определить диаметры валов в местах установки подшипников качения.

1.4.3 Предварительный выбор подшипников качения

Зная значения внутренних диаметров подшипников качения d п диаметров, назначим тип подшипников.

Принимаем для быстроходного вала конические подшипники средней серии, для промежуточного вала конические подшипники средней серии, для тихоходного вала радиально-упорные подшипники легкой серии.

Таблица 3

Параметры подшипников

Вал Обозначение d п D п В С,кН Сo ,Кн
Тихоходный 36214 70 125 24 80,2 54,8
Промежуточный 46309 45 100 25 61,4 37,0
Быстроходный 46308 40 80 23 50,8 30,1

1.4.4 Определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников

Конструктивно межосевое расстояние (рис.2.1.) зубчатой пары

a Т ³ 0,5(D п 1 + D п 2 )+ 2g , (1.24)

a б ³ 0,5(D п 3 + D п 2 )+ 2g ,

где D п 1 D п2 иD п 3 – наружные диаметры подшипников качения соответственно выходного вала, промежуточного вала и входного вала;

2g – минимальное расстояние между внешними кольцами подшипников, принимается в зависимости от диаметра болтов, соединяющих верхнюю крышку и корпус редуктора.

Диаметр болта должен быть

d » 1,25 T ИМ 1/3 ³10 мм, (1.25)

где T ИМ в Нм.

По формуле (1.25)

d = мм.

Для М14 2g =44 мм. Подставим эти значения в формулу (1.24) и произведем расчет

a Т ³ 0,5(125+ 100) + 44=156,5 мм,

a б ³ 0,5(100+90) + 44=139 мм.

Полученные конструктивно значения межосевых расстояний a Т и a Б округлим по ряду R 40. Таким образом a Т =160 мм, a б =140 мм.


Согласно условию сборки двухступенчатого редуктора межосевое расстояние тихоходной зубчатой передачи должно быть таким, чтобы обеспечивался зазор с о между зубчатым колесом быстроходной пары (диаметр

a т ³ 0,5d а + 0,5d * + с о ,

где с о = (3 … 5) мм,

значение d * принимается согласно эскизу выходного вала редуктора,

d а = d + 2m б = 2a б u б /(u б + 1) + 2m б , d – делительный диаметр зубчатого колеса, m б – модуль зацепления быстроходной передачи. (Согласно ТЗ значение модуляm б находится в пределах от 1,5 до 3 мм).

d а = d + 2m б = 2a б u б /(u б + 1) + 2m б =2*5*140/6 + 2*3=239мм

a т ³ 0,5*239+ 0,5*72 + 5=160 мм ,

принятое значение межосевого расстояния a т не удовлетворяет условию a т ³ 0,5d а + 0,5d * + с о , необходимо принять новое значениеa т =160 мм по ряду R 40.

1.5 Геометрический расчёт параметров зубчатых колёс

Принятые выше значения a Т иa Б используем для определения делительных диаметров шестерни и колеса тихоходной пары и быстроходной пар (рис 2.1):

d 1 Т = 2 a Т /(1 + u Т ); d 2 Т = u Т d 1 Т

d 2 Б = 2 a Б /(1 + u Б ); d 2 Б = u Б d 1 Б . (1.26)

Одна из основных характеристик, определяющих геометрические параметры зубчатых передач,m - модуль зацепления. Z 1 - число зубьев шестерни.

При назначении остальных параметров каждой зубчатой передачи необходимо выполнять следующие требования и условия.

1. Учитывая требование минимизации габаритов редуктора, выполняем расчёт косозубых цилиндрических передач; т.е. b ¹0, следовательно, cos b < 1 , mz 1 < d 1 и m < ( d 1 /z 1 ) .

2. Число зубьев шестерни по условиям отсутствия подрезания зубьев должно быть z 1 ³ 17 (обычно z 1 принимается 20 и более).

3. Кроме того, необходимо, чтобы число зубьев шестерни z 1 и число зубьев колеса z 2 = u z 1 были целым числами.

Значения коэффициента y m

Характеристика передач y m = b / m b min

Высоко нагруженные точные передачи, повышенная жёсткость деталей и корпуса

Н £ 350 НВ

Н > 350 НВ

Передачи редукторного типа в отдельном корпусе с жёсткими валами и опорами

Н £ 350 НВ

Н > 350 НВ

£ 45 … 30

£ 30 … 20

£ 30 … 20

£ 20 … 15

6 ° 3 0 ¢

9 ° 3 0 ¢

9 ° 3 0 ¢

12 ° 3 0 ¢

Произведем расчеты для быстроходной передачи

Межосевое расстояние на входном валу а =140 мм, u = 5. Выполнить геометрический расчёт передачи.

u = 110/22=5

cos b = 0,5 m z 1 ( u + 1)/а=0.5*2*22*(5+1)/140=0,942, приемлемо.

Произведем расчет для тихоходной передачи на выходном валу

Межосевое расстояние а=160 мм, и=4. Выполнить геометрический расчет передачи.

Решение

u = 80/20=4

Соответственно,

cos b = 0,5 m z 1 ( u + 1)/а=0.5*3*20*(4+1)/160=0,937 , приемлемо.

Геометрические характеристики зубчатых передач

Передача

Межосе-вое рассто-яние а, мм

Модуль зцеп-ления

m

Число зубьев

Z 1

Число зубьев

Z 2

Переда-точное число

u

Дели-тельный диаметр

d 1

Дели-тельный диаметр

d 2

Шири-

на за-

цепле-ния b

cos b

Быстроходная 140 2 22 90 5 46.7 233 30 0,942
Тихоходная 160 3 20 80 4 64 256 45 0,937

Проверка .

1. а = 0,5( d 1 + d 2 );

Быстроходная передача аб = 0,5∙(46.7+233)= 139.5;

Тихоходная передача ат =0,5(64+256)=160 .

2.m z 1 = d 1 cos b ;

Быстроходная передача 2∙22=46.7∙0,942,44=43.9;

Тихоходная передача 3∙20=64∙0,937,60=59.9.

3.d 2 cos b / z 2 = m ;

Быстроходная передача 233∙0,942/90=2 , 2=2;

Тихоходная передача 256∙0,937/80=2.9 , 2,9=3.

4.d 2 / d 1 = z 2 / z 1 = u ;

Быстроходная передача 233/46.7=90/22, 4.98=4.9=5;

Тихоходная передача 256/64=80/20, 4=4=4.

Таким образом все подобрано.

Рис. 2.1. Схема определения межосевых расстояний зубчатых передач

где аб и ат – межосевые расстояния быстроходной и тихоходной зубчатых пар соответственно, мм; D п 1 D п2 иD п 3 – наружные диаметры подшипников качения, мм;

2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ И ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ

2.1 Расчёт контактных напряжений зубчатых передач

Критерий контактной усталостной прочности зубьев записывается в виде

sH £ [sH ], (2.1)

где s H , [ s H ] - соответственно расчётное и допускаемое контактные напряжения.

Расчётное значение s H для косозубой передачи с внешним зацеплением определяют по формуле

sH = 1,18 ZH b , (2.2)

где E пр приведенный модуль упругости материалов контактирующих зубьев.

Примем E пр =2× 105 МПа.

Т ш момент, передаваемый шестерней рассчитываемой зубчатой пары;

d ш – делительный диаметр этой шестерни;

y bd = b / d ш - коэффициент ширины b зацепленияотносительно делительного диаметра шестерни d ш.

определим значения y bd

ybd = b / d ш (2.3)

y bd б ==0,642,

ybd т ==0,703.

y bd т и ybd б не превышают наибольшие допустимые значения.

Окружная скорость рассчитывается по формуле

v = w d /2 (2.4)

v б ==3.85 м/с,

v т ==1.071 м/с.

Расчётная ширина тихоходной пары равна

b Т = ybd Тd шТ , (2.5)

а быстроходной пары

b Б = ybd Бd шБ (2.6)

Коэффициент К H учитывает влияние на неравномерность распределения нагрузки по длине зуба схемы расположения зубчатых колёс редуктора

И рассчитывается по формуле

КH = КH b ∙КHv , (2.7)

где КH b , КHv коэффициенты, выбирающиеся из стандартных значений.

Для тихоходной пары

КH т =1.25∙1.01=1,57.

Для быстроходной пары

КH б =1,11∙1,03=1,14.

Коэффициент ZH b учитывает повышение прочности косозубых передач по сравнению с прямозубыми передачами

ZH b = КH a (cos2 b/ ea )1/2 , (2.8)

где ea -коэффициент торцового перекрытия

ea = [1,88 – 3,22(1/z ш + 1/z к )]cos b. (2.9)

Коэффициент К H a введён для учёта влияния неточности нарезания зубьев на одновременность многопарного зацепления косозубых цилиндрических передач.

При α=40˚, sin 2α=0,6428.

Рассчитаем sH тихоходного и быстроходного валов по формуле (2.2)

sH т =1,18∙0,749=1036 МПа,

sH б =1,18*0,743=609.1 МПа.

Заполним таблицу параметров

Таблица 8

Параметр Тихоходная передача Быстроходная передача
Межосевое расстояние а T =160 мм а Б =140 мм
Передаточное отношение u T = 4 u Б = 5
Момент T ш T шT =386 Нм T шБ =78.86 Нм
Коэффициент y bd y bd =0,703 y bd =0,642
Коэффициент К H b К H b =1,25 К H b =1,11
Окружная скорость u , м/с u =1.07 м/с u =3.85 м/с
Коэффициент К H v К H v =1.01 К H v =1,03
Коэффициент К H a К H a =1 К H a =1.02
cos b cos b=0,942 cos b=0,937
Число зубьев z ш z ш =20 z ш =22
Число зубьев z к z к =80 z к =90
Коэффициент e a ea =1,581 ea =1,591
КоэффициентZH b ZH b =0,749 ZH b =0,743
Расчётноезначениеs H sH =1036.6 МПа sH =609.1 МПа

2.2 Выбор поверхностного и объёмного упрочнения и проверочный расчёт зубьев колёс

Значения предела контактной выносливости зубьев [s H lim ] быстроходной и тихоходной пар определим по формуле

[s H lim ] ³s H [sH ], (2.10)

где[sH ] - нормативный коэффициент запаса контактной прочности;

Примем [sH ] = 1,2 .

Тогда

[s H lim ]т ³1036.6∙1,2=1243.2 МПа,

[s H lim ]б ³609.1∙1,2=730.8 МПа.

В качестве термической обработки зубьев тихоходной зубчатой передачи выберем цементацию + закалку и низкий отпуск (23HRC), при твёрдости зубьев 55 HRC. В качестве материала возьмем сталь 20ХФ.

[s H lim ]т =1265 МПа.

В качестве термической обработки зубьев быстроходной зубчатой передачи выберем объёмную закалку (18HRC+150), при твёрдости зубьев 35 HRC. В качестве материала возьмем сталь 40Х.

[s H lim ]б =780 МПа.


2.3 Проверочный расчёт зубчатых колёс по изгибной прочности

Проверочный расчёт зубьев косозубых передач выполняется по критерию изгибной усталостной прочности зубьев

sF = 2YFS YF b К F Т / (m d ш b ш ) £ [sF ], (2.11)

где Т момент, передаваемый данной шестерней.

YFS коэффициент формы зуба;

YF b коэффициент повышения изгибной прочности косозубых передач по сравнению с прямозубыми;

К F - коэффициент расчётной нагрузки

КF = КF b ∙КFv ; (2.12)

К F b - коэффициент концентрации нагрузки (см. рис.4 и табл.9);

К F v коэффициент динамической нагрузки;

Для тихоходной передачи примем К F v т =1,01, а для быстроходной К F v б =1,05;

К F b для учебного расчёта можно принять

КF b = 2(КН b -1)+1; (2.13)

КF b т =2∙(1,25-1)+1=1,5;

КF b б =2∙(1,11-1)+1=1,22.

Подставим значения в (2.12) и вычислим КF

КF т =1,5∙1,01=1,575;

КF б =1,22∙1,05=1,281.

Вычислим эквивалентное число зубьев шестерни

z v = z ш / cos 3 b,(2.14)

где z v - эквивалентное число зубьев шестерни.

Для быстроходного вала

z v б ==26,74.

Для тихоходного вала

z v т ==23,92.

Для тихоходного вала примем YFS т =4 ;для быстроходного YFS б =3,9

YF b находится по формуле

YF b = КF a Yb / ea (2.15)

где e a - коэффициент торцового перекрытия.

К F a - коэффициент неравномерности нагрузки находящихся одновременно в зацеплении пар зубьев;

Y b - коэффициент, учитывающий влияние наклона контактной линии;

ea = [1,88 – 3,22(1/zш + 1/zк )] cosb, (2.16)

ea т =[1,88 – 3,22 ∙ (1/20+ 1/80)] ∙0,942=1,581;

ea б =[1,88 – 3,22 ∙ (1/22+ 1/90)] ∙ 0,857=1,591.

Для учебного расчёта К F a примем

КF a = 3∙ (К H a -1)+1, (2.17)

КF a т = 3∙ (1-1)+1=1,

КF a б =3∙ (1,02-1)+1=1,06.

Рассчитаем Y b т =19, а βб =20)

Yb = 1 - b°/140 , (2.18)

Yb т = 1- 20/140=0,864;

Yb б =1-20/140=0,857.

Подставим найденные значения в формулу (2.15) и вычислим YF b для тихоходной и быстроходной передачи

YF b т =1∙0,864/1,581=0,546,

YF b б =1,06∙0,857/1,591=0,571.

Вычислим sF с помощью формулы (2.11)

sF т =2∙4∙0,546∙1,575∙386/(3∙0,064∙0,040)=369 МПа

sF б = 2∙3,9∙0,571∙1,281∙78,86/(2∙0,045∙0,030)=167 МПа

Допускаемое напряжение при данном виде упрочнения определим как отношение

[sF ] = sF lim / [sF ], (2.19)

гдеs F lim - предел выносливости зубьев при изгибе;

[sF ] - нормативный коэффициент запаса усталостной прочности зубьев при изгибе;

Примем [sF ] = 1,75

sF б =167 МПа

sF т =369 МПа

Условие sF ≤ [sF ] выполняется для быстроходной зубчатой передачи, при твёрдости зубьев HRC=55

s F lim б =750 МПа,

sF б = 167 МПа≤ [sF ]= s F lim б / [sF ]=750/1,75=428,6 МПа;

В качестве материала быстроходной зубчатой передачи возьмем ранее выбранную сталь 20ХФ.

Условие sF ≤ [sF ] выполняется для тихоходной зубчатой передачи, уже при твёрдости зубьев HB=210

s F lim т =378 МПа,

sF = 369 МПа≤ [sF ]= s F lim б / [sF ]=378/1,75=216МПа.

В качестве материала возьмем ранее выбранную сталь 40Х.


3. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ

3.1 Определение реакций опор и расчёт подшипников промежуточного вала

Значения длин участков вала определяются по компоновке редуктора. В качестве расчётной длины участков вала рекомендуется принимать:

- расстояние от средней плоскости радиальных подшипников до средней плоскости (по ширине) шестерни или колеса;

- расстояние между средними плоскостями (по ширине) шестерни и колеса;

- расстояние от торца опорной поверхности внутреннего кольца радиально-упорного подшипника или конического подшипника до средней плоскости шестерни или колеса.

В каждой зубчатой паре промежуточного вала определяются:

- тангенциальная (окружная) сила

Ft = T ш / d ш илиFt = 2∙T ш / d ш (3.1)

- осевая сила

F а = Ft tg b (3.2)

- радиальная силы

Fr = Ft tg a / cos b (3.3)

Ft ТП =1530*2/0,256= 11953,13 Н;

Fx ТП =11953,13∙0,3728= 4456,125 Н;

Fr ТП =11953,13*0,364/0,937= 4643,477 Н;


Таблица 15

Крутящий момент Т , Нм Делительный диаметр d , мм cos b

Окружная сила

Ft

Осевая

сила Fx , Н

Радиальная сила

Fr , Н

Шестерня Т П 1530 256 0,937 11953,13 4456,125 4643,477

Н

Рис. 2.2.Схема нагружения вала в горизонтальной плоскости z 0 x

Составим схему нагружения промежуточного вала в горизонтальной плоскости z 0 x .

Из технического задания a =46мм, b =100мм,l =260мм.

Пользуясь рис. 2.2. произведём расчёт реакций ZA и ZB .

ZA = (- Fr · b + Fx · R2 )/(a+b) = (2.4)

= (-4643.477· 0,100+4456.125· 0,128)/0,146=726.276 Н

ZB = (- Fr · а - Fx · R 2 )/(а+ b ) = (2.5)

=(-4643.477·0,046-4456.125· 0,128)/0,146= -5369.75Н

Пользуясь уравнением ( 2.1), выполним проверку

ZA + ZB + Fr = 726-5369+4643=0

Аналогично составим схему нагружения промежуточного вала в вертикальной плоскости y 0 x .

Рис.2.3. Схема нагружения вала в вертикальной плоскости y 0 x

Пользуясь рис. 2.3. произведём расчёт реакцийYA и YB .

Из уравнения (2.2) следует, что суммы моментов сил около точек А и В равны нулю.

Y В =(Fm l +Ft · a )/(a+b) = (2.8)

=(11953.13·0,046+4841.2·0,260)/0,146= 12387.37Н

Y А = (-Fm ·(l-a-b )+ Ft ·b )/( а +b) =

=(-4841.2·0,114+11953.13·0,100)/0,146=4406.96 H

Выполним проверку, используя формулы ( 2.1)

Y A +YB Fm - Ft = 4406.96+12387.37-4841.2-11953.13=0 (2.9)


3.1 Проверочный расчёт конических подшипников опор

Проверочный расчёт конических подшипников опор промежуточного вала выполняется по динамической грузоподъёмности.

А. Критерий надёжности подшипников качения по усталостной прочности тел качения имеет вид

С £ С п ,(3.12)

где С – расчётная динамическая грузоподъёмность, С п – паспортная динамическая грузоподъёмность данного подшипника.

Расчётная динамическая грузоподъёмность С определяется по следующей зависимости

С = Р [ L / ( a 1 a 2 )] 1/ p ,(3.13)

где Р эквивалентная нагрузка данного подшипника, Н;

L - ресурс, млн. оборотов вала; примем

L = 60 n пв Lh / 106 = 60∙80∙8000/106 = 38.4 млн. об., (3.14)

где n пв – частота вращения промежуточного вала в об/мин; Lh - ресурс редуктора в часах;

р показатель степени, р =10/3 для роликовых подшипников;

a 1 коэффициент надёжности:

Надёжность ............. 0,9 0,95 0,96 0,97 0,98 0,99

Коэффициентa 1 ..........1 0,62 0,53 0,44 0,33 0,21;

a 2 коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, для конических роликоподшипников в обычных условий a 2 =0,6 .. 0,7 и для

и для подшипников из высококачественных сталей при наличии гидродинамической плёнки масла без перекосов a 2 = 1,1 ..1,3.

Примем a 1 =1 иa 2 =0,7.

Б. Эквивалентная динамическая нагрузка определяется

для А – опоры

P A = (X FrA +YFx А )K б K т , (3.15)

для В - опоры

P В = (X Fr В +YFx В )K б K т , (3.16)

где FrA иFr В радиальные силы, действующие на А - опору и В – опору; Fx А иFx В осевые силы, действующие на А - опору и В – опору;

X иY – коэффициенты, учитывающие влияние соответственно радиальной и осевой составляющих реакции в данной опоре (определяются по каталогу подшипников раздельно для каждой опоры);

K б – коэффициент безопасности, при спокойной нагрузкеK б =1, при умеренных толчках K б =1,3 ...1,5, при ударах K б =2,5 ...3;примем K б =1,3.

K т – температурный коэффициент (для подшипников из стали ШХ15); примем

K т =1 при рабочей температуре до 100°С.

Параметр осевой нагрузкие указан в каталоге подшипников, e = 0,68

SА = e ∙Fr А = 0,68∙0.83· = 2520.839 Н (3.17)

SВ = e ∙Fr В = 0,68*0.83* = 7620 Н(3.18)

Рис.3.4. Схема осевых сил, действующих на вал

Fx а = Fx + SA = 1960 + 425 = 2385 Н

S =SA + Fx -SB = (3.19)

= 2520.839 +4456.125 – 7620 = -643.086 < 0,

значит вал сместится в сторону левой опоры, следовательно

FxB = SВ = 7620 Н.

Определим силу Fx А из уравнения равновесия вала

Fx А =SB -Fx ; (3.20)

Fx А = 7620-4456 = 3164 Н.

Т.к. = 3164/4466.405= 0.7084 ≥ e = 0,68 , принимаемX = 0,41, Y = 0,87.

= 7620/13501.15= 0,564< e = 0,68 , принимаем X = 1, Y = 0.

Подставив найденные значения в формулы (3.15) и (3.16), найдем эквивалентную динамическую нагрузку для опор A и B

PA = (0,41∙4466.405 + 0,87∙3164) ∙1,3∙1 = 5959 Н,

PB = (0 + 1∙13501.15) ∙1,3∙1 =17551.495 Н.

Подставив PB , так как для тихоходной больше нагрузки, то в формулу (3.13), определим расчётную динамическую грузоподъёмность С

C =17551.495∙()0,3 = 58.34 кН £ Сп = 80.2 кН

Критерий надёжности подшипников качения по усталостной прочности тел качения выполняется.

Заключение

1. Для обеспечения требуемого крутящего момента и частоты вращения на выходном валу необходимо использовать асинхронный электродвигатель переменного тока 4А160S2

2. Для обеспечения ресурса тихоходной зубчатой передачи необходимо изготовить её из стали 20ХФ с твердостью зубьев 55 HRC и использовать цементацию + закалку и низкий отпуск в качестве термообработки. Для обеспечения ресурса быстроходной зубчатой передачи её необходимо изготовить из стали 40Х с твердостью зубьев 35 HRC и использовать объемную закалку.

3. На промежуточном валу следует установить подшипники ГОСТ 7308.

4. Для крепления крышек подшипниковых узлов следует использовать болты Болт М14 для тихоходной и быстроходной передач.

5. Для соединения выходной вал – муфта необходимо использовать шпоночное соединение.


ЛИТЕРАТУРА

1. Правила оформления студенческих выпускных работ и отчётов/ Сост.: Г.П. Голованов, К.К. Гомоюнов, В.А. Дьяченко, С.П. Некрасов, В.В. Румянцев, Т.У. Тихомирова; Под ред. В.В. Глухова. СПб.: Изд-во СПбГТУ, 2002. 32 с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. - м.: Высш. шк., 1998. 447 с., ил.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие... / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. М.: Машиностроение, 1988. 418 с., ил.

4. Справочник металлиста /Под ред. С.А. Чернавского и В.Ф. Рещикова. М.: Машиностроение, 1976. В 5-ти т. Т.1.768 с.

5. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов втузов / Под ред. В.А. Финогенова. М.: Высш. шк., 1998. 383 с., ил.

6. Детали машин: Справочные материалы по проектированию/ Сост. Ю.Н. Макаров, В.И. Егоров, А.А. Ашейчик, Р.Д. Макарова, 1995. 75 с.

7. Детали машин: разработка и оформление конструкторской документации курсового проекта/ В.И. Егоров, Е.В. Заборский, В.И. Корнилов и др., 2003. 40

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ [можно без регистрации]

Ваше имя:

Комментарий