Реферат: Энергетический и кинематический расчеты редуктора привода транспортера
1. Энергетический и кинематический расчеты привода
/>
Рисунок 1-Схема привода.
Исходные данные:
— выходная мощность, Вт 5;
-частота вращения выходного вала, мин-165.
Коэффициент полезного действия (КПД) привода
/>
где /> — ориентировочные величины КПД различных видов
механических передач и отдельных элементов привода.
Расчётная мощность электродвигателя
/>
Рекомендуемое передаточное число привода
/>,
где Ui – средние значения передаточных чисел для различных видов/>механических передач.
Расчётная частота вращения вала электродвигателя
/>мин-1
По каталогу выбираю электродвигатель 4А132S4У3 (Рэ=7,5 кВт, nэ=1455мин-1, Тmax/Tnom=2).
Действительное общее передаточное число привода
/>;
/>;
/>.
Частоты вращения валов привода
/>мин-1
/>мин-1
/>мин-1
/>мин-1
Угловые скорости валов привода
/>с-1
/>с-1
/>с-1
/>с-1
Мощности, передаваемые валами привода
/>кВт,
/>кВт,
/>кВт,
/>кВт.
Крутящие моменты на валах привода
/>Н∙м,
/>Н∙м,
/>Н∙м,
/>Н∙м.
Результаты энерго-кинематического расчёта заносим в таблицу 1
Таблица 1 – Значения параметров элементов привода
№ вала
Частота
вращения
n, мин-1
Угловая
скорость
/>, с-1
Мощность
Р, кВт
Крутящий
момент
Т, Н∙м
Передаточное
xисло
U
1
1455
152,29
6,14
40,31
2,01
2
723,88
75,28
5,775
76,31
3
241,3
25,09
5,489
218,77
--PAGE_BREAK--3
4
65,21
6,8
4,999
733,1
2. Расчёт тихоходной передачи
2.1 Проектный расчёт передачи
Исходные данные:
— крутящий момент шестерни 44,33;
— частота вращения шестерни n2, мин-1 1455;
— частота вращения колеса n30, мин-1 723,88;
— передаточное число 2,01.
Материал шестерни и зубчатых колёс – сталь 20Х ГОСТ4543-71.
Термообработка для зубчатых колёс и шестерен –цементация, закалка и отпуск. Пределы текучести и твёрдость выбираем по таблице 8.8[1], результаты заносим в таблицу 2.
Таблица 2 – Механические свойства
Вид термообработки
σВ, МПа
σТ, МПа
НRС
Зубчатое колесо, шестерня
Цементация
650
400
56-63
Пределы контактной выносливости
/>
где HHRC – твёрдость поверхности зубьев.
Допускаемые контактные напряжения
/>
где ZN – коэффициенты выносливости;
SH – коэффициенты запаса прочности.
/>
где /> — меньшее из значений контактных напряжений, МПа.
Принимаем пределы изгибной выносливости
σFLIM1=750МПа
σFLIM2=800МПа
Допустимые напряжения изгиба
/>(13)
/>
где YN — коэффициенты долговечности (YN=1);
YA – коэффициенты, учитывающие одностороннее приложение
нагрузки при одностороннем приложении нагрузки YA=1;
SF — коэффициенты запаса прочности (SF=2).
Коэффициент нагрузки передачи
/>
2.3 Проектный расчет конической передачи
Расчетный диаметр шестерни определяем по формуле
/>
где ψbd-коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра
(ψbd=0.3-0.6);
KHβ-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по ширине венца;
КА-коэффициент внешней динамической нагрузки(Ка=1).
Определим ширину венца зубчатых колес
/>(15)
Принимаем b=45 мм.
Угол делительного конуса
/>(16)
Внешнее конусное расстояние определяем по формуле
/>мм
Определяем внешний делительный диаметр шестерни
/>мм (18)
Принимаем число зубьев шестерни z1=17, определяем модуль зацепления по формуле
/>мм
Принимаем mte=mn=4мм
Округляем значение модуля до ближайшей величины mnII=mII в соответствии с ГОСТ 9563-60 (таблица 4.2.1[2]).
Определяем действительное число зубьев шестерни
/>
продолжение--PAGE_BREAK--
Находим число зубьев колеса
/>
Принимаем z2=35
Действительное передаточное число
/>
Определяем действительные величины углов делительных конусов
/>
/>(20)
Определяем внешние делительные диаметры по формуле
/>(21)
Определяем внешние диаметры вершин зубьев
/>(22)
Определяем внешние диаметры впадин зубьев
/>(23)
Действительное внешнее конусное расстояние
/>(24)
Средний модуль зацепления
/>мм (25)
Средние делительные диаметры колес определяется по формуле
/>(26)
Определяем внешнюю высоту головки зуба
/>
/>(27)
Определяем внешнюю высоту ножки зуба
/>(28)
Определяем внешнюю высоту зуба
/>
Определяем угол ножки зуба по формуле
/>(29)
Угол головки зуба
/>
/>
Угол конуса вершин определяем по формуле
/>(31)
Находим угол конуса впадин по формуле
/>(32)
Расстояние от вершины до плоскости внешней окружности вершин зубьев шестерни определяем по формуле
/>мм (33)
Расстояние от вершины до плоскости внешней окружности вершин зубьев колеса
/>мм (34)
Определим внешнюю окружную толщину зуба шестерни и колеса по формуле
/>(35)
/>
2.4 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям
Определяем окружную силу в зацеплении
/>Н, (36)
где dm1-средний делительный диаметр шестерни, мм.
Окружная скорость колеса определяется по формуле
/>(37)
Определяем условное межосевое расстояние
/>(38)
Находим удельную окружную динамическую силу
/>Н/мм, (39)
где δН-коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и
модификации профиля на динамическую нагрузку (δН=0,06);
go-коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления
зубьев шестерни и колеса (go=9);
Определяем удельную расчетную окружную сила в зоне ее наибольшей концентрации
/>Н/мм (40)
Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении по формуле
/>(41)
Удельная расчетная окружная сила рассчитывается по формуле
/>Н/мм, (42)
где b-ширина венца зубчатых колес, мм.
Определяем расчетные контактные напряжения и сравниваем их с допустимыми
продолжение--PAGE_BREAK--
/>(43)
где ZH — коэффициент, учитывающий форму сопряженных
поверхностей зубьев (ZH=1.77);
ZE — коэффициент, учитывающий механические свойства
материалов колес (ZE=275);
Zε — коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных
линий (Zε=1.0).
2.5 Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба
Удельная окружная динамическая сила определяется по формуле
/>Н/мм, (44)
где δF- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку (δF=0,16).
Определяем удельную расчетную окружную силу в зоне ее наибольшей концентрации
/>Н/мм, (45)
где KFβ — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по ширине венца (KFβ=1,15).
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении определяется по формуле
/>(46)
Удельная расчетная окружная сила при изгибе
/>Н/мм (47)
Определяем коэффициент, учитывающий форму зуба по формуле
/>(48)
Определяем расчетные напряжения изгиба зуба шестерни по формуле и сравниваем их с допускаемыми
/>(49)
Определяем расчетные напряжения изгиба зуба колеса по формуле и сравниваем их с допускаемыми
/>(50)
где Yβ — коэффициент, учитывающий наклон зуба (Yβ=1)
Yε — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (Yε=1)
Находим силы действующие в зацеплении зубчатых колес:
-уточненный крутящий момент на колесе
/>(51)
-окружная сила
/>(52)
-радиальная сила
/>(53)
-осевая сила
/>(54)
4. Расчет тихоходного вала
4.1 Проектный расчет вала
Исходные данные:
— материал вала Сталь 3 ГОСТ380-88
— крутящий момент на валу, Нм 303,965.
Минимальный диаметр вала определяем по формуле
/>мм
По конструктивным соображениям принимаем следующие диаметры вала:
— диаметр выходного конца d=30 мм;
— диаметр для посадки подшипника d=35 мм;
— диаметр для посадки колеса d=38 мм.
Длины участков вала принимаем конструктивно:
— участки на посадку подшипников L1=25 мм, L2=48 мм;
— участок на посадку колес L3=40 мм;
— выходной конец вала, L4=58 мм.
Общая длина вала составляет 294 мм.
4.2 Проверочный расчёт вала
Исходные данные:
— окружные силы колес Ft3 = Ft4, кН 2,039;
— радиальные силы Fr3 = FR4, кН 0.85;
— осевые силы зацеплений FA3= FA4, кН0,44;
— нагрузка на вал передачи от звёздочки FЦ., кН 4,53;
-угол наклона цепной передачи к горизонту 80
— начальный диаметр колес dw, м 0,142;
Схема приложения сил приведена на рисунке 2.
Реакции на опорах действующие в горизонтальном направлении
/>
/>кН
/>
продолжение--PAGE_BREAK--
/>кН
Реакции на опорах действующие в вертикальном направлении
/>
/>кН
/>
/>/>кН
Полные поперечные реакции в опорах
/>кН
/>кН
Определяем изгибающие моменты в плоскости XOZ
/>
/>кН·м
/>
/>кН·м
/>кН·м
/>кН·м
/>
Определяем изгибающие моменты в плоскости YOZ
/>
/>кН·м
/>кН·м
/>кН·м
Суммарные изгибающие моменты МИЗ в характерных участках вала
/>кН·м
/>кН·м
/>кН·м
/>кН·м
/>кН·м
/>кН·м
/>
По полученным данным строят эпюры изгибающих моментов, эпюру крутящих моментов и эпюру суммарных крутящих моментов и изображаем их на рисунке 2.
Так как основным видом разрушения валов является усталостное, а статическое встречается крайне редко, поэтому расчёт на усталость является основным, а на статическую прочность проверочным.
Для выбранных опасных сечений (под колесом и под подшипником) определяем запасы сопротивления усталости и сравниваем с допустимым ([S]=1.5).
/>,
где /> — запас сопротивления усталости по изгибу;
/>— запас сопротивления усталости по кручению.
/>
/>,
где /> — амплитуды переменных составляющих циклов напряжений
/>— амплитуды постоянных составляющих циклов напряжений
/>— коэффициенты учитывающие влияние постоянной
составляющей цикла напряжений на сопротивление
усталости />
/>— пределы выносливости, МПа
/>— факторы масштабный и шероховатости />
/>— эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении />
Расчёт вала под подшипником
/>МПа
/>МПа
/>
/>
/>
Условие прочности выполняется S>[S].
Расчёт вала под колесом
/>МПа
/>МПа
/>
/>
/>
Условие прочности выполняется S>[S].
Статическую прочность проверяем с целью предупреждения статических деформаций и разрушения с учётом кратковременных перегрузок
продолжение--PAGE_BREAK--
/>
/>
/>
/>МПа
Расчёт вала под подшипником
/>
Условие прочности выполняется />.
Расчёт вала под колесо
/>
Условие прочности выполняется />.
5. Подбор подшипников
5.1 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала по статической грузоподъемности
Для тихоходного вала принимаем подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами N92207 ГОСТ 831-75. Они имеют следующие характеристики
С=48400 Н
С=26500 Н
Производим проверочный расчет подшипников качения тихоходного вала по статической грузоподъемности
/>
где Х0,Y0-коэффициенты для роликовых радиальных подшипников
(Х=1,Y=0)
/>
Условие статической грузоподъемности выполняется.
Проверочный расчет подшипников тихоходного вала по динамической грузоподъемности
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по формуле
/>,
где /> — коэффициент, зависящий от типа подшипника,/>;
/>— коэффициент вращения,/>;
kδ – коэффициент безопасности. Определяем по таблице 7.5.3[2]
/>;
kТ– коэффициент, учитывающий влияние температуры
подшипникового узла. Находим по таблице 7.5.4[2] />;
Fr – радиальная нагрузка в опорах: />.
/>
Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность
/>
где /> — частота вращения вала;
/> — продолжительность работы передачи.
/>
Условие по динамической грузоподъемности выполняются.
Подбор шпонок соединений валов с колесами
Расчет шпонки тихоходного вала по напряжениям среза
Выполним проверочный расчет шпонки под ступицей. Размеры поперечного сечения шпонки выбираем по ГОСТ 23360-78. Расчетную длину округляем до стандартного значения, согласуя с размером ступицы.
Выбранные шпонку проверяем на срез по формуле
/>
где /> — ширина шпонки (/>);
[τ]-допускаемое напряжение среза [τ]=96Мпа.
/>
Из вышеприведенного расчета следует, что выбор шпонки по напряжениям изгиба выполняются.
Расчет шпонки тихоходного вала по напряжениям смятия
Выполним проверочный расчет шпонки под ступицей на смятие по формуле
/>,
где /> — высота шпонки (/>);
[σсм]- допускаемое напряжение смятия, [σсм]=110МПа
/>МПа
Из вышеприведенного расчета следует, что все условия для выбора шпонки выполняются.
Смазка редуктора
Так как окружная скорость не превышает 12 м/с, то для смазка зацепления осуществляется окунанием колеса в масляную ванну на глубину не менее высоты зуба.
Объём масла:
/>литров [1].
Рекомендуемая вязкость в градусах Энглера Е◦50.
Выбираем марку масла — />. Это индустриальное масло по ГОСТ 20799-75.
Масло />заливается в редуктор через смотровое окно, сливается – через сливное отверстие, уровень масла показывается с помощью маслоуказателя.
Смазка подшипников осуществляется тем же маслом что и зубчатые колеса путем разбрызгиванием масла.
Заключение
При выполнении данной курсовой работы рассчитан привод и спроектирован редуктор привода.
При расчёте двухступенчатого редуктора мы выбрали двигатель 4А132S4У3, у которого мощность />, частота вращения />.
При разработке редуктора для конической передачи приняли сталь 20Х. В результате термообработки допускаемое контактное напряжение получилось />, допускаемое напряжение изгиба />.Выполняя проверочный расчёт на выносливость по напряжениям изгиба получили />, что меньше чем допускаемое напряжение изгиба />. Контактное напряжение получилось />, что меньше чем допускаемое контактное напряжение />.
Применив термообработку мы увеличили прочность зубчатых колес конической передачи, а следовательно снизили их габариты и габариты всего редуктора.
Для цилиндрической передачи принимали сталь 45 и получили запас прочности по напряжениям контакта и изгиба, что позволяет не применять закалку и дорогостоящую термообработку.
При расчёте валов на сопротивление усталости получили запас сопротивления усталости />, что больше требуемого запаса сопротивления усталости />. Из этого следует, что возможно использование полых валов, а также материала с более слабыми техническими характеристиками.
При расчёте подшипников выбрали подшипники легкой серии.
Список использованных источников
1 Иванов М.Н. “Детали машин”. М., Высшая школа, 1998.-383с.
2 Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда Детали машин. Проектирование: Учеб. пособие.- Мн.: УП «Технопринт», 2001.- 290с.
3 Кузьмин А.В. и др. “Курсовое проектирование деталей машин”. Справочное пособие. Часть 2. Минск, Высшая школа 1982
4 Методические указания по курсовому проектированию, 1999.-48с.