Расчет привода с клиноременной и зубчатой передачами

Размещено на http://www.allbest.ru

Содержание

1. Исходные данные

2. Кинематический расчет привода

3. Расчет зубчатой передачи

4. Расчет клиноременной передачи

5. Определение конструктивных размеров элементов корпуса

6. Расчет размеров валов

7. Расчет опорных реакций и изгибающих моментов тихоходного вала

8. Проверка вала на статическую прочность

9. Расчет подшипников тихоходного вала

10. Расчет шпонок редуктора

11. Выбор смазки

Список использованных источников



1. Исходные данные:

привод корпус вал редуктор

Р2 = 9,5 кВт;

щ2 = 4р = 12,56 рад/с.

2. Кинематический расчет привода

Оценка КПД привода.

Общий КПД привода:

з = зр•зк•з²пп; (1)

зр - КПД ременной передачи,

зк - КПД конической передачи,

зпп - КПД пары подшипников.

з = 0,98•0,95•0,99² =0,912.

Определение мощности двигателя

Требуемая мощность электродвигателя, кВт, определяется:

Ртр = Р2/з; (2)

Где Р2 - мощность на выходном валу, кВт;

з - КПД привода.

Ртр = 9,5/0,912 = 10,4,

Определение передаточных чисел привода и выбор двигателя



Диапазон передаточных отношений привода:

U12 = Uр•Uк =(2…4)•(2...5)=4…20 (3)

Частота вращения приводного вала, об/мин, определяется:

n3 = 30 •щ3/3.14; (4)

n3 = 30•12,56/3.14 = 120.

Диапазон частот вращения двигателя:

n1 = (4…20)•120 = 480…2400 об/мин.

Из таблиц характеристик стандартных электродвигателей единой серии 4А выбираем электродвигатель 132M4/1460, у которого: Ш_n =2,0; n_таб = 1460 об/мин, Р_таб = 11 кВт

Зарисовываем эскиз выбранного электродвигателя с указанием его основных характеристик.

Таблица 1.

b1	L30	h31	d30	h	d1	d10	L1	L10	L31	b10	h10	h1
12	530	350	302	132	38	12	80	178	89	216	16	10

Определение передаточных чисел привода

Передаточное число привода:

U = n1/n3 = 1460/120 = 12.16, (5)

Назначим передаточное число ременной передачи U_р = 3,

Тогда передаточное число редуктора:

U_к = U/U_р = 12,16/3 = 4,05.

Назначим для конического редуктора стандартное передаточное число:

U_к = 4,0.

Определение угловых скоростей валов привода

щ1 = рn1/30; (6)

щ1 = 3,14•1460/30 = 152.8 рад/с;

щ2 = щ1/Uр = 152,8/3 = 50,9 рад/с,

щ3 = 12,56 рад/с.

Определение крутящих моментов валов

Т1 = 9550•Р /n; (7)

Вычисляем параметры валов и заносим их значения в таблицу 2.



Таблица 2. Параметры валов.

№ вала	ni, об/мин	Pi, кВт	Ti, Нм
1	n1 = 1460	Р1 = Ртр = 10,4	Т1 = 68
2	n2 = n1/Uр = 486,6	Р2 = Р1?зр?зпп = 10,1	Т2 = 198,2
3	n3 = n2/Uк = 121,6	Р3 = Р2?зк?зпп = 9,5	Т3 = 746,1

3. Расчет зубчатой передачи

Выбор материалов колес и определение допускаемых напряжений

Для шестерни выбираем сталь Ст 40ХН , улучшение, ТВЧ , 269…302 НВ;

Для колеса выбираем сталь Ст 40ХН , улучшение, 235…262 НВ.

Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения, МПа:

[ун] = уНlimb•ZR• ZV/Sн; (8)

Где уНlim - предел контактной усталости поверхностей зубьев, МПа;

уНlim = (2НВср + 70);

уНlim1 = ((269+302) + 70) = 641 - для шестерни;

уНlim1 = ((235+262) + 70) = 567 - для колеса;

ZR - коэффициент шероховатости сопряженных зубьев;

ZV - коэффициент окружной скорости передачи;

Sн - коэффициент безопасности.

[ун1] = 641•1•1/1,1 = 582,7;

[ун2] = 567•1•1/1,1 = 515.



Расчетное контактное напряжение, МПа:

[ун] = 0,45•([ун1] + [ун2]); (9)

[ун] = 0,45•(582,7 + 515) = 494.

Определение допускаемых напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба, МПа:

[у_F] = уFlim•KFL/SF; (10)

Где S_F - коэффициент безопасности;

K_FL - коэф-т долговечности .

у_Flim - предел выносливости зубьев при изгибе, МПа:

уFlim = 1,8НВср;

уFlim1 = 1,8•(269+302)/2 = 514;

уFlim2 = 1,8•(235+262)/2 = 447,3;

[у_F1] = 514•1/1,75 = 293;

[у_F2] = 447,3•1/1,75 = 255,6.

Внешний делительный диаметр шестерни:

dм1 = 675v[T2*KHB*vU²+1]/ 0.85шbd*[ун2]²*U, м (11)

KHB - коэффициент неравномерности распределения нагрузки ,

KHB = 1,25;

шbd - коэф-т ширины зуба шестерни.

Шbd = 0,4.

KHV - коэф-т внутренней динамической нагрузки .



dм1 = 675v[198,2*1,25*v4²+1]/0,85*0,4*494²*4= 72,3 мм.

Угол делительного конуса, конусное расстояние и ширина зубчатого венца

Угол делительного конуса колеса, град

д 2 = arctgU; (12)

д2 = arctg4 = 75°50';

Угол делительного конуса шестерни, град:

д1 = 90є- д2 = 90°-75°50' = 14°10'.

Ширина зуба, мм:

b = dм1*шbd = 72,3*0.4=28,9. (13)

Примем b = 30 мм.

Модуль передачи

me > b/10 = 30/10 = 3 мм; (14)

внешний делительный диаметр шестерни

de1 = dм1 + b*sinд1 = 72,3+30*0.243 = 79,6 мм ? 80 мм. (15)

Определение чисел зубьев

Число зубьев шестерни:

Z1 = de1/ me = 80/3 = 26,67 ? 27;

Число зубьев колеса:

Z2 = Z1*UK = 27*4 = 108. (16)

Определение размеров колес

Внешние делительные диаметры колес, мм :

de1 = me*Z1 = 3*27 = 81; (17)

de2 = me*Z2 = 3*108 = 324;

Внешнее конусное расстояние, мм:

Re = 0.5*m*v Z²1 + Z²2; (18)

Re = 0.5*3*v27² + 108² = 167;

Среднее конусное расстояние, мм :

R = Re - 0.5b = 167-0.5*30 = 152; (19)

Внешние делительные диаметры шестерни и колеса, мм:

dae1 = de1-b*sin д1; (20)

dae2 = de2-b*sin д2;

dae1 = 80 - 30*sin 14°10' = 72,7;

dae2 = 324 - 30*sin 75°50' = 294,9;

Средний нормальный модуль, мм

m = m_e(1-0.5b/Re)*cosв= 3(1-0.5*30/167)*cos35 = 2,23; (21)



Средняя окружная скорость колес, м/с:

V = щ2*d1 /2 = 50,9*0.081/2 = 2,06; (22)

Высота ножки зуба, мм:

hf = 1.2*me = 3,6; (24)

Высота головки зуба, мм,

ha = me = 3. (25)

Высота зуба, мм:

h = hf + ha = 6,6. (26)

Проверочные расчеты зубчатой передачи

Условие прочности при расчете на контактную выносливость:

уH = Zн*Zм*Zе vщ_ht*vU²+1/0.85d1*Uк < [ун] (27)

где Zм - коэф-т свойств материала;

Zн - коэф-т формы сопряженных зубьев;

Ze - коэф-т суммарной длины контактных линий.

Ze = 1/vЕа = 1/ v1.72 = 0,76

Еа = (1,88-3,2(1/Z1 + 1/Z2));

Еа = (1,88-3,2(1/27+1/108)) = 1.72.

Zм = 190;

Zн = 1,77*cos в = 1.77*0.819 = 1.45.

щ_ht = (Ft/b)*K_Hв*K_HV.

Окружная сила, Н:

Ft = 2*T2/d1 = 2000*198,2/81 = 4893,8.

K_Hв = 1.25,

K_HV = 1+ щ_hv /щ_htp,

щ_hv =(д_н*g₀*V/U)*vR_m(U²+1);

щ_hv =(0.004*73*2,06/4)*v152(4²+1) = 7,6 Н/мм;

щ_htp = (Ft/b)*K_Hв = 4893,8*1,25/30 = 203,9 Н/мм,

K_HV = 1+7,6 /203,9 = 1,03,

щ_ht = 4893,8*1,25*1,03/30 = 210 Н/мм.

уH = 1,45*190*0,76 v210*v4²+1/0.85*81*4 = 371 МПа <515 МПа.

Условие прочности выполняется.

Проверка зуба на выносливость по напряжениям изгиба

Условие прочности:

уf = Yв*YF *щ_ft/0.85*m_nm < [у_F] ; (28)

Yв = 1- в/140 = 0.75.

YF = 4.4,

щ_ft = (Ft/b)*K_Fв*K_FV,

K_FV = 1+ щ_fv /щ_ftp,

щ_fv =(д_f*g₀*V/U)*vR_m(U²+1) = (0.006*73*2,06)/4v152*(4²+1) = 11,4 Н/мм;

щ_ftp = 4893,8*1,28/30 = 208,8 Н/мм,

K_FV = 1+11,4/208,8 = 1,05,

щ_ft = (4893,8/30)*1,28*1,05 = 219,2 Н/мм.

уf = 0,75*4,4*219,2/0.85*3 = 183,9< 255 МПа.



Условие прочности выполнено.

Силы в зацеплении

Окружная сила, Н:

Ft = 2000*T1/d1 ; (29)

Ft = 2000*198,2/81 = 4893,8;

Радиальная сила на шестерне, равная осевой на колесе, Н:

Fr1 = Fx2 = Ft*tg a*cos д1 ; (30)

Fr1 = Fx2 = 4893,8*0.364*0.969 = 1727,6;

Осевая сила на шестерне, равная радиальной на колесе, Н:

Fr2 = Fx1 = Ft*tg a*sin д1; (31)

Fr1 = Fx2 = 4893,8*0.364*0.243 =432,8.

4. Расчет клиноременной передачи

Выбор сечения ремня

При передаваемой мощности Р = 10,4 кВт и частоте вращения 1460 об/мин выбираем ремень клиновой сечением В.

Выбор диаметра малого шкива

При передаваемой мощности Р = 10,4 кВт и частоте вращения 1460 об/мин выбираем диаметр малого шкива d1 = 125 мм.

Диаметр большого шкива , мм

d2 = d1•Up = 125•3 = 375. (32)



Примем стандартное значение d2 = 375 мм.

Межосевое расстояние передачи

a > 0.55•(d1 + d2 )+h; (33)

h - высота сечения ремня , мм

a > 0.55•(125+375)+11 = 286;

Расчетная длина ремня

Lp = 2a + 0.5•3.14•(d1+ d2)+0.25(d2-d1)²/a ; (34)

Lp = 2•286 + 0.5•3.14•(125+375)+0.25(375-125)²/286 = 1411,6 мм;

Выбираем ремень Lp = 1450.

Уточнение межосевого расстояния

a = 0.125•[2Lp-3.14•(d1+ d2)+v[ 2Lp-3.14•(d1+ d2)]²-8(d2-d1)²]; (35)

a = 0.125•[2•1450-3.14•500+v[2•1450-3.14•500]²-8•250²] = 295,2 мм .

Угол обхвата ремнем малого шкива

a1 = 180?-57?(d2-d1)/a ; (36)

a1 = 180°-57°(375-125)/295,2 =131є40';

Определение числа ремней

Число ремней определяется:

Z = P1/([P]•CZ); (37)

Где C_Z - коэф-т распределения нагрузки,

[P] - мощность , передаваемая одним ремнем, кВт.

[P] = [P0]•Ca•Cl•Cu/Cp; (38)

C_a - коэф-т влияния угла обхвата шкива;

Cl - коэф-т влияния длины ремня;

C_u - коэф-т учета передаточного числа;

C_р - коэф-т учета режима работы.

[P0] - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним ремнем, кВт.

[P] = 2.26•0,86•0.95•1,14/1,1 = 1.91;

Z = 10,4/(1.91•0,95) = 5,73 > 6 ремней.

5. Определение конструктивных размеров элементов корпуса

Толщина стенки корпуса , мм :

B = 0.03*Re + 5 = 0.03*167 + 5 = 10,1 ? 10;

Толщина стенки крышки редуктора , мм :

Bo = 0.025*Re + 5 = 0.025*167 + 5 = 9,1 ? 9;

Толщина верхнего пояса корпуса редуктора, мм:

S = 1.5*B = 15;

Толщина пояса крышки редуктора, мм:

S1 = 1.5*Bo = 1.5*9 = 13,5;

Толщина нижнего пояса корпуса редуктора, мм:

F = 2*B = 20;

Толщина ребер жесткости корпуса, мм:

C = 0.85*B = 0.85*10 = 8,5;

Диаметр фундаментных болтов, мм:

Dф = 2*В = 20 мм;

Диаметр болтов крышки редуктора , мм,

DK = 0.8*Dф = 16;

Расстояние между стенкой корпуса и окружностью вершин зубьев колеса, мм:

L = 1.5*B = 15;

Диаметр болтов крышек подшипников, мм:

DП = 0,8*В = 0,8*10 = 8.



6. Расчет размеров валов

Расчет размеров быстроходного вала

Диаметр концевого участка вала, мм, определяется:

d >10vT2/(0.2 •[ф]к) ; (39)

где Т2 - крутящий момент на валу, Нм;

[ф]к - допускаемое напряжение на кручение, Н/мм².

d > 10v198,2/(0.2•40) = 29,1.

Диаметр концевого участка вала примем d = 30 мм.

Диаметры вала в месте расположения подшипников принимаем dп = 40 мм.

Диаметр буртика подшипника назначаем dбп = 50 мм.

Расчет размеров тихоходного вала

d > 10v746,1/(0.2•40) = 45,3.

Диаметр концевого участка вала примем d =45 мм.

Диаметры вала в месте расположения подшипников принимаем dп = 55 мм.

Диаметр буртика подшипника назначаем dбп = 63 мм.

7. Расчет опорных реакций и изгибающих моментов тихоходного вала

Исходные данные:

Ft = 4893,8 H; Fr = 432,8 H, Fа = 1727,6 Н;

Реакции опор, определяются:

- по оси Х:

УМв = 0; Ft •с - Rах •(в+с)) = 0; (40)

Rах = Ft •с/(в+с);

Rвх = 4893,8•0.12/0.18 = 3262 Н;

УY = 0; Rax + Rвx - Ft = 0; (41)

Rax = Ft - Rвх;

Rax = 4893,8 - 3262 = 1631,8 Н.

- по оси Y:

УМв = 0; Fr •с + Fa •d₂/2 - Rаy •(в+с) = 0; (42)

Rаy = Fr •с + Fa •d₂/2/( в+с);

Rау = (432,8•0,12 + 1727,6•0,324/2)/0.18 = 1843,4;

Rвy = Fr•b - Fa •d₂/2/( в+с);

Rву = (432,8•0,06 - 1727,6•0,324/2)/0.18 = -1410,6;

Суммарные реакции опор, Н:

Ri = vRx² + Ry²; (43)

Rа = v1631,8² + 1843,4² = 2641,9.

Rв = v3262² + 1410,6² = 3553,9,

Расчет изгибающих моментов в сечении вала.

Опасное сечение - сечение 1 (под центром колеса).

Изгибающие моменты в опасном сечении вала , Нм ,определяются :

Mx = Rax•в = 3262•0.06 = 195,7; (44)

My = Ray•в = 1410,6•0.06 = 84,6; (45)

Суммарный момент в сечении, Нм:

М = vMx² + My²; (46)

M = v195,7²+84,6² = 213,2.

Приведенный крутящий момент в опасном сечении:

М_пр = vМ² + Т₃² = v213,2² + 746,1² = 775,9 Нм.

Диаметр вала в опасном сечении:

d >10v10М_пр/[у]и; (47)

d >10v10•775,9/40 = 57,8 мм;

Увеличив на 5%, получим:

d = 60,7 мм.

8. Проверка вала на выносливость

Амплитуда колебаний симметричного цикла при изгибе:

у_а = 10³М/W_и;

W_и = рd³/32 - b•t₁(d-t₁)²/2d = 3.14•63³/32 - 11•7(63-7)²/2•63 = 22619 мм³,

у_а = 10³•213,2/22619=9,4 МПа.

Среднее напряжение цикла при изгибе при действии осевой силы:



у_м = F_a / рd²/4,

у_м = F_a / рd²/4 = 1727,6/3.14•63²/4 = 0.55 МПа,

Запас прочности при действии изгибающих напряжений:

n_у = у_-1 / (у_a •k_у/е_у + ш_у •у_m),

у_-1 = 0.43у_в = 0,43•780 = 335,4 МПа,

у_{в -} предел выносливости материала вала.

n_у = 335,4/(9,4•2,01/0,85+0,1•0,55) = 15,

Определим коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям.

ф_-1 = 0,58у_-1 = 0,58•335,4 = 194,5 МПа,

Амплитуда и среднее значение цикла напряжений кручения:

ф_а = ф_м = Т₃/2W_кр,

W_кр = рd³/16 - b•t₁(d-t₁)²/2d = 3.14•63³/16 - 11•7(63-7)²/2•63 = 47155 мм³.

ф_а = ф_м = 746,1•10³/2•47155 = 7,9 МПа,

Запас прочности при действии изгибающих напряжений:

n_ф = ф_-1 / (ф_a •k_ф/е_ф + ш_ф •ф_m),

n_ф = 194,5/(7,9•1,88/0,85+0,05•7,9) = 10,9,

Общий коэффициент запаса усталостной прочности:



n = 1/v(1/n_у)² +(1/n_ф)²;

n = 1/v(1/15)² +(1/10,9)² = 8,8 > [n] = 1.5.

Условие прочности выполняется.

9. Расчет подшипников тихоходного вала

Для тихоходного вала выбираем подшипник № 7211, роликовый конический легкой серии с коэффициентами грузоподъемности:

С = 65000; Со = 46000.

Соотношение Fa/Co = 1727,6/46000 = 0,037,

При этом X = 0,45, Y = 2,16, е = 0,28,

Соотношение Fa/Rв = 1727,6/3553,9 = 0,48 > e = 0.28.

Эквивалентная нагрузка на подшипник, H:

Рэ = (Х•V•Rв + Y•Fa)•Кб•Кт; (48)

Где V - коэффициент вращения кольца подшипника (вращается внутреннее кольцо);

Кб - коэффициент безопасности для подшипника;

Кт - температурный коэффициент (при t менее 100 град);

Рэ = (0,45•1•3553,9 + 2,16•1727,6)•1,4•1 = 7463,2;

Требуемая долговечность подшипника, ч:

Lтр = 5000;

Расчетная долговечность подшипника, ч:



Lh = [C/Pэ]³•10⁶/60•n2; (49)

Где n3 - частота вращения вала.

Lh = [65000/7463,2]^3,33•10⁶/60•121,6 = 184960 ч.

Т.к. расчетная долговечность подшипника больше требуемой, то подшипник № 7211 для вала подходит.

10. Расчет шпонок редуктора

Быстроходный вал

Шпонка концевого участка вала

Условие прочности для шпонки по напряжению смятия:

у = 2•Т1/d•(h-t1)•Lp < [у]см; (50)

Где Т1 - крутящий момент на валу, Нм;

d - диаметр вала под шпонкой, м;

h - высота шпонки, м;

t1 - глубина шпоночного паза, м;

Lp - рабочая длина шпонки, м.

Для диаметра вала D = 30 мм назначаем шпонку размером:

B•H•t1•L= 10•8•5•50 мм,

Напряжение смятия для шпонки, МПа:

у = 2•198,2/0,03•(0,008-0,005)•0,05 = 88,



Допустимое напряжение смятия для шпонки

[у]_см= 120 МПа;

у >[у]_см, условие прочности выполняется.

Тихоходный вал

Шпонка участка вала под колесом:

Для диаметра вала D = 63 мм назначаем шпонку размером

B•H•t1•L= 18•11•7•60 мм,

Напряжение смятия для шпонки:

у = 2•746,1 / 0,063•(0,011-0,007)•0,06 = 98,6,

допустимое напряжение смятия для шпонки:

[у]_см= 120 МПа; у >[у]_см,

Условие прочности выполняется.

11. Выбор смазки

Экономичность и долговечность машины в большой степени зависит от правильности выбора смазочного материала. Обычно значения коэффициентов трения в парах трения снижается с ростом вязкости смазочного материала, но вместе с тем повышаются гидромеханические потери на перемешивание смазочного материала.

Из рекомендуемого диапазона значений вязкости [2 стр. 346] выбирают величину, наиболее соответствующую конкретным условиям. Верхний предел рекомендуется назначать при зубчатых колесах из стали одной марки или, если хотя бы одно из них выполнено из никелевой или хромоникелевой стали.

Определяем марку масла: индустриальное масло (ГОСТ 20799-75) И-40А.

Объем данного масла необходимого для нормальной работы равен:

V= 4 л.

При смазывании погружением конических зубчатых колес уровень масла в ванне должен обеспечивать смачивание зубьев одного из колес по всей длине зуба.

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываем в подшипниковые пары при монтаже. Сорт смазки выбираем по таблице 19.2 [2 стр. 345] - солидол жировой УС-2 ГОСТ 1033-79.



Список литературы

1. АнурьевВ.И. Справочник конструктора-машиностроителя.- В 1т. - М.: Машиностроение, 1992.

2. АнурьевВ.И. Справочник конструктора-машиностроителя.- В 2т. - М.: Машиностроение, 1992.

3. АнурьевВ.И. Справочник конструктора-машиностроителя.- В 3т. - М.: Машиностроение, 1992.

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 2003.

5. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высшая школа, 1975.

Размещено на Allbest.ru

...