РОЗРАХУНОК зубчасто-пасового привода
1. Вибірелектродвигуна та розрахунок основних параметрів привода
/>
Вихідні дані: Nз= 6.5 кВт;
Nв=70об/хв
1.1 Визначаємочастоту обертання вихідної ланки привода:
nз =70об/хв.
1.2 Визначаємо КПДелектродвигуна:
hпр = hр.п×(hпод. )m×hз.п = 0,96 × 0,992 × 0,98 = 0,95;
hп.п = 0,94…0,96 – К.К.Д пасової передачі (с.15 [1]), ηр = 0,96;
hз.п = 0,96…0,98 – К.К.Д зубчастого редуктора (с.15 [1]), ηз = 0,98;
1.3 Визначаємонеобхідну потужність двигуна, (кВт):
/>
/>
1.4 Визначаємоможливу частоту обертання двигуна(1/хв.)
/>
nэд
Беремоелектродвигун серії 4А згідно з ГОСТ 19523-81 (табл. 2 [1]) 4А132М6У3.
Параметриелектродвигуна:
Nел = 7,06кВт;nел = 970 об/хв.;
1.5 Визначаємодійсне передаточне відношення привода:
/>
1.6 Визначаємопередаточне відношення по ступенях
/>
/>
/>
Uр=3
Uз=4.62
1.7 Визначаємочастоти обертання валів привода (об/хв):
n1 = nел= 970
/>;
n3/>
1.8 Визначаємопотужності на валах привода (кВт):
N1 = Nвх.=7,06
N2 = N1× hп.п = 7,06× 0,95 = 6,7;
N3 = Nвых.=6,5
1.9 Визначаємокрутні моменти на валах привода (нм):
T1 = 9550/>;
T2 = 9550/>;
T3 = 9550 />.
1.10 Визначаємоорієнтовні діаметри валів привода (мм):
d1 = dел= 38, (табл. 3[1]);
d = />;
k = />;
d2 =29,23=> 30 =>35 ;
d3 =51=>55 =>55.
Де[t] = 15 … 30 МПа –допустиме напруження.
Приймаємо: d2= 35 мм, d3 = 55 мм.
1.11 Основніпараметри привода:№ параметры размерность Вал 1 (ел.) Вал 2 (5) Вал 3 (9) 1 N кВт 7.06 6.7 6.5 2 n об/хв 970 388 70 3 T Нм 69.5 164.9 886.8 4 d мм 38 35 60
2. Розрахунок клинопасової передачі
/>
Вихідні дані: N1= 7.06 кВт;
n1 =970 об/хв;
T1 =69.5Нм;
Uр=2.5
2.1 Визначаємопрофіль паса:
T = 69.5
Приймаємо профільпаса “Б” з розмірами перерізу (табл. 2.12):
/>
bp = 14мм;
h = 10.5 мм;
b0= 17мм;
y0 =4.0 мм;
F1 =1.38 см2;
q = 0,18 кг/м.
2.2 Визначаємодіаметр ведучого шківа (табл. 2.15):
dp1 =140 мм.
2.3 Визначаємодіаметр веденого шківа (мм):
dp2 = dp1× uп.п (1 – e) = 140 × 2.5∙ (1 – 0,02) = 384
де e = 0,01… 0,02 –коефіцієнт ковзання.
Згідно з ГОСТ17383-73 (табл. 2.4) приймаємо:
dp2 =400 мм.
2.4 Фактичнепередаточне відношення
uп.п = />/>.
2.5 Визначаємошвидкість паса (м/с):
V1 = />
2.6 Частотаобертів веденого вала (об/хв):
n2 = />.
2.7 Визначаємоміжосьову відстань (табл. 2.14), мм:
а1 = Ка× dp2= 1,05 × 400=420;
Ка=1,05.
2.8 Розрахунковезначення довжини паса (мм):
L1=/>.
Вибираємостандартну довжину паса (с. 26):
L1ст. =1800 мм.
2.9 Перевіряємоумову обмеженості числа пробігів паса (1/c):
/>] = 5
2.10 Уточнюємоміжосьову відстань (мм):
/>
a2cm=368мм
2.10.1 Мінімальнезначення міжосьової відстані (мм):
аmin =352-0,01*1600=336
2.10.2 Максимальнезначення міжосьової відстані (мм):
amax =352+0,01*1600=368.
2.11 Перевіряємокут обхвату ведучого шківа:
a1 = 180° – 60°∙/> 180° – 60°∙/>°>[a1] = 110°
Вимогивиконуються.
2.12 Знаходимокоефіцієнт довжини паса:
/> (табл.2.19),
де L0=2240 мм – базова довжина паса “Б” (табл. 2.15).
2.13 Вихіднапотужність паса (табл. 2.15) при dp1 = 140 мм и V1 =45м/с
® N0=1,07 кВт
2.14 Коефіцієнткута обхвату (табл. 2.18)
Сa = 0,89.
2.15 Поправка дообертового моменту на передаточне відношення (табл. 2.20)
DTп = 2,3 нм.
2.16 Поправка допотужності (кВт):
DNп = 0,0001∙ DTп × n1 = 0,0001 × 2,3 × 970 = 0.22.
2.17 Знаходимокоефіцієнт режиму роботи (табл. 2.8):
Ср =0,92
2.18 Допустимапотужність на один клиновий пас (кВт):
[N] = (N0×Ca∙CL+ DNп) ∙Ср = (1,07*0,99*0,95+0,22) × 0,92 = 1,13.
2.19 Розрахунковечисло пасів:
z =/>.
2.20 Коефіцієнтнерівномірності навантаження пасів (с. 28 [1])
Сz =0,85.
2.21 Визначаємодійсне число пасів:
z/>.
Приймаємо числопасів z/>= 8.
2.22 Зусилляпопереднього натягу одного клинового пасу (н):
S01 =/>,
2.23 Визначаємосилу тиску на вали передачі (н):
Q = 2∙ S01× z/>∙sin/>.
2.24 Визначаєморозміри ободу шківа (табл. 2.21):
/>
lр = 14мм;
h =10,8 мм;
b = 4,2 мм;
l = 19±0,4мм;
f = 18,5+2;-1мм;
h1min =8 мм;
a1 = 34°;
a2 = 38°.
Зовнішній діаметршківа (мм):
de1 = dp1+ 2∙b = 140+2*4,2=148,4 мм
de2 = dp2+ 2∙b = 384+2*4,2=392,4 мм.
Ширина обода шківа(мм):
М = (z/>– 1) × L + 2∙¦ = 196.
3. РОЗРАХУНОК ЗАКРИТОїЦИЛIНДРИЧНОї ЗУБЧАТОї ПЕРЕДАЧI
/>
Вихідні дані: N1= 6,7 кВт;
n1 =388 об/хв.;
T1 = 164,9н*м;
Uз =4,62.
3.1 Вибираємоматеріал для виготовлення шестерні та колеса (табл. 8.8):№ Параметри шестерня колеса 1 марка сталi Ст.40X Ст.45 2 твердiсть середини 245HB 200 HB 3 твердiсть поверхнi
58 HRСэ
50 HRСэ 4 термообробка Зак.ТВЧ Нормалiзацiя 5 межа текучестi 800 МПа 450 МПа 6
межа мiцнiстi (Gв) 1000 МПа 750 МПа
3.1.2 Вибираємоприпустиме напруження перетина для шестерні:
/> МПа
Значення вибираємоз табл.3.19:
SF′= 1,75;
SF″= 1,0;
G0Flim1= 600 Мпа;
YS =1,0;
YR =1,0;
kFL1 =1,0;
kFl1 =1,0.
3.1.3 Вибираємоприпустиме напруження перетина для колеса:
/> МПа
G0Flim2= 1,8 HB = 360 Мпа.
3.1.4 Вибираємоприпустиме напруження перетина для шестерні з перенавантаженнi:
/>
GFlimM1= 2450 (табл.3.19).
3.1.5 Вибираємоприпустиме напруження перетина для колеса з перенавантаженнi:
/> МПа
GFlimM2= 4,8 HB.
3.1.6 Визначаємодопустиме контактне напруження для зубців шестерні (МПа):
[Gн1] =/> МПа
GHlim1= 1,8 ∙HRСэ+150 = 1194 МПа;
SH=1,25;
SHL=1,0;
zR =0,95;
zV =1,0.
3.1.7 Визначаємодопустиме контактне напруження для зубців колеса (МПа):
[Gн2]= /> МПа
GHlim2= 2 ∙HB+70 = 470 МПа.
3.1.8 Визначаємодопустиме контактне напруження, дiюче в зацiпленнi:
[Gн]=min {[Gн1], [Gн2] } = 392МПа.
3.2 Проектуючийрозрахунок зубчатой передачi
3.2.1 Визначаємоколову швидкість (м/с):
Vt =/>0,6.
3.2.2 Необхіднаступінь точності передачі (табл. 3.33:
nt = 9.
3.2.3 В основупокладена залежнiсть:
/>,
де КНα =1,0 – коефіцієнт нерівномірності навантаження по зуб’ям;
КНb = 1,08 –коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців (рис. 8.15[2]);
КНV =1,05 – коефіцієнт динамічного навантаження (табл. 8.3 [2]);
zM = /> МПа1/2
– коефіцієнт, щовраховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс;
zH = />
— коефіцієнт формиспряжених поверхонь зубців;
zε= />
— коефіцієнтторцевого перекриття зуба,
де
/>,
де z1 =29-кiлькiсть зубців шестернi,
z2 =29*4,62=133,98=>134- кiлькiсть зубців колеса,
cosβ = 1,
εα= [1,88-3,2∙(1/29 + 1/134)] = 1,75,
zε=0.75;
yd = 1 –коефіцієнт ширини зубчатого вінця (табл. 8.4 [2]);
dw1=86.6мм.
3.2.4 Визначаємомодуль зубців (мм):
/>,
Приймаємостандартний модуль зубців (табл. 8.1 [2]):
m = 4 мм.
3.2.5 Були отриманiслiдуючi розрахунки:
m= 4мм;
z1 =29;
z2 =134;
dw1 = m∙z1=4*29=87 мм;
bw =ψd∙dw1 = 86.6.
3.3 Геометричнийрозрахунок зубчатої передачi.
3.3.1 Обчислюємоділильний кут профiля:
/>.
3.3.2 Обчислюємокут зацiплення:
/>;
х1+х2=0;
αtw=αt=20°.
3.3.3 Визначаемомiжосьову вiдстань:
/>мм.
3.3.4 Обчислюємоділильний діаметр шестірні та колеса (мм):
di= />,
d1=29*4=87мм;
d2=4*134=402 мм.
3.3.5 Обчислюємодіаметри вершин зубцiв шестірні та колеса (мм):
dai = />;
da1=/>мм;
da=/>мм.
3.3.7 Обчислюємодіаметри осьових кругов впадiн шестірні та колеса (мм):
dfi=/>
df1=87-27.5=79.5мм;
df2=402-7.5=394.5мм.
3.3.8 Обчислюємокут профiля зуба у точцi на вершинах:
/>
/>;
/>.
3.3.9 Обчислюємо складовікоефицiенти торцевого перекриття:
/>
/>;
/>.
3.3.10 Обчислюємокоефицiент торцевого перекриття:
/>.
3.3.11 Обчислюємоосьовій шаг перекриття:
/>.
3.3.12. Обчислюємокоефiциент осьового перекриття:
/>.
3.3.13. Сумарний коефіциент перекриття:
/>.
3.3.14 Обчислюємо еквівалентнічисла зубчатої передачі:
/>
/>;
/>
3.3.15 Визначаємоколову швидкість (м/с):
Vt =/>.
3.4 Перевiрочнийрозрахунок зубчатоi передачi.
3.4.1 Виконуємоперевірочний розрахунок по контактному напруженню для зубців колеса:
GН = />[GН]=392 МПа,
де zM =/> МПа1/2 –коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс;
zH = /> — коефіцієнт формиспряжених поверхонь зубців;
zε= /> - коефіцієнт торцевогоперекриття зуба,
КНα =1,0,
КНb = 1,08,
КНV =1,1,
GH = /> МПа.
Вимоги поконтактному напруженню для зубців колеса виконуються.
3.4.2 Виконуємоперевірочний розрахунок на втому при згибі:
GFi = />£ [GFi],
де FtF — колова сила,
FtF= /> н,
КА = 1– коефіцієнт роботи,
КFα= 1 — коефіцієнт нерівномірності навантаження мiж зубцями,
КFb = 1,12 –коефіцієнт нерівномірності навантаження,
КFV =1,13 – коефіцієнт динамічного навантаження,
YFSi –коефіцієнт форми зубців (рис. 8.20 [2])
для не коригованихзубчастих коліс х = 0 знаходимо:
YFS1 =4,1, YFS2 = 3,62,
Yβ= 1 – коефіцієнт кута нахилу зуба,
Yε= 1 — коефіцієнт перикриття зуба,
GF1 = /> ≤ [GF1] =343МПа,
GF2 = />≤ [GF2] =206 МПа,
Вимоги поперевірочний розрахунок на втому при згин виконуються.
3.4.3 Виконуємоперевірочний розрахунок на контактну та згінну міцність при дії максимальногонавантаження (МПа):
/>,
GFMi = /> ≤ [GFMi],
GFM1 = /> ≤ [GFM1]= 1420 МПа,
GFM1 = /> ≤ [GFM1]= 549 МПа,
Вимоги порозрахунок на контактну та згінну міцність виконуються.
Отримали всiданнi.
4. перевірочний розрахунок веденого вала
/>
Вихідні дані:
Т = 886.8 нм;
а = в = 64 мм;
с = 97 мм.
4.1. Вибираємоматеріал для виготовлення вала (табл. 5.1)
Сталь 45,нормалізована НВ = 200;
Механічніхарактеристики:
sВ = 610 МПа; sТ = 360 МПа;
tт = 210 МПа; s-1 = 270 МПа;
t-1 = 150; ys = 0,1; yt = 0,05.
4.2 Визначаємосили, що діють на вал (н):
Ft = /> – колова сила;
Fr = Ft× tga = 4411× tg20° = 9868– радіальнасила;
FМ = />– радіальна сила муфти,
де D1 =210 мм – діаметр розташування пальців (табл. 36).
4.3 Розробляєморозрахункову схему вала з діючими силами
4.4 Визначаємореакції в опорах вала у вертикальній площині:
å/>
/>;
/>/>=-1223н;
å/>
/>;
/>/>н.
Перевірка:
/>
/>;
6533-9868+1223+2111=0
4.5 Будуємо епюрузгинаючих моментів у вертикальній площині (нм):
/>;
/>.
4.6 Визначаємореакції в опорах вала у горизонтальній площині (н):
/>.
/>
4.7 Будуємо епюрузгинаючих моментів у горизонтальній площині (нм):
/>.
4.8 Будуємо епюрусумарних згинаючих моментів (нм):
/>.
4.9 Будуємо епюруобертового моменту (нм):
Моб = Т= 886.8.
4.10 Визначаємонебезпечний переріз при розрахунку на статичну міцність.
Небезпечнийпереріз знаходиться там, де максимальний згинаючий момент, тобто він проходитьчерез точку К.
4.11 Визначаємоприведений момент в небезпечному перерізі (нм):
/>.
4.12 Визначаєморозрахунковий діаметр вала у небезпечному перерізі на статичну міцність:
/>мм
/> МПа.
4.13 Перевіряємовал на втомну міцність
Знаходимонебезпечний переріз при розрахунку на втомленність. Він проходить через точкуК, тому що тут маємо найбільшу кількість концентраторів напружень: шпонковийпаз та посадка маточини колеса на вал
/>,
де n, ns, nt — запас міцності загальний, нормальний, дотичний.
4.14 Визначаємозапас міцності за нормальними напруженнями (симетричний цикл):
/>
/>,
де G-1= 270 МПа – границя втомленності матеріалу при симетричному циклі;
Кs = 1,73 — коефіцієнт концентрації напружень;
Кd =1,9 – коефіцієнт, що враховує абсолютні розміри перерізу (рис. 15.5);
КF =1,07 – коефіцієнт, що враховує стан поверхні (рис. 15.6).
sа = />МПа – амплітуда нормальнихнапружень
/>мм3– осьовий момент опору переріза (табл. 5.9)
/>.
4.15 Визначаємозапас міцності за дотичними напруженнями
/>
(асиметричний цикл– откольовий)
/>,
де t-1 = 150 МПа – межа втомленності матеріалу при асиметричному циклі;
Кt = 1,55–коефіцієнт концентрації напружень;
tа = tm = />МПа
– амплітудні тасередні значення дотичних напружень;
/>мм3– полярний момент опору перерізу (табл. 5.9);
yt = 0,05 – коефіцієнт чутливості матеріалу до асиметрії циклу;
/>.
4.16 Визначаємозагальний запас міцності від втомленності у перерізі:
/>> [n] = 1,8;
[n] = 1,5… 1,8(стор. 185 [1]).
4.17 Перевіряємостатичну міцність при перевантаженні (МПа):
sеквIV = />
s3Г = />;
tкр = />;
[s]p = 0,8∙sт = 0,8 × 360 = 288, (стор. 302);
sеквIV = />
5. Перевірний розрахунок пІдшипників коченняведеного вала
Вихідні дані:
d = 60 мм;
n = 70 об/хв.;
5.1 Спочаткувибираємо радіальний підшипник середньої серії 312, у якого (табл. 15):
С = 37800н –динамічна вантажність;
С0 =26700 н – статична вантажність.
5.2 Визначаємореакції в опорах вала (н):
/>;
/>.
Розрахунок ведемодля опори В; Fr = FB = 5083н.
5.3 Визначаєморозрахункове еквівалентне навантаження (н):
Р = Х∙V ∙Fr∙Kб∙Кt= 1×1 × 5083 × 1,5 × 1 = 7624
деХ = 1, V = 1 –коефіцієнт обертання;
Kб =1,3… 1,5 – коефіцієнт безпеки (табл. 6.3);
Kt = 1– температурний коефіцієнт (табл. 6.4 ).
5.4 Розрахунковадовговічність
/> млн. об.
5.5 Розрахунковадовговічність до появи ознак втомленності (год):
/> > t = 5000.
5.6 Габаритнірозміри підшипника 312 (табл. 15), мм:
d = 60;
D = 130 ;
В = 31.
5.7 Перевіряємопідшипник на статичну вантажність (н):
Р0= kn∙Fr= 2,2∙9868 = 21709.6
Р0=21709.6н
6. Перевірний розрахунок шпонкових з’єднаньведеного вала
6.1 Основнимрозрахунком є перевірка за умови обмеження напружень змикання:
sзм = /> £ [sзм]
[sзм] = 80… 150 МПа (стор. 191).
6… Виконуємоперевірку шпонкових з’єднань (табл. 5.19).Параметр Позначення Розмір Колесо Муфта Діаметр вала D мм 36 52 Розмір шпонки Bxhxl мм 10x8x70 16х10х54 Робоча довжина
lp = l – b мм 60 38 Крутний момент Т нм 275 Напруження змикання
sзм МПа 0.06 0.05
7. Змащування редуктора
8.1 Змащуванняредуктора здійснюємо зануренням зубчастого колеса у масло, що знаходиться унижній частині корпусу.
8.2 Визначаємокількість мастила (л)
V = (0,35… 0,7)∙N = (0,35… 0,7) × 6.5= 0.8575..1.715
8.3 Глибиназанурення зубчастого колеса (мм):
h = (3… 5) m =(3… 5) × 4= (90...150).
8.4 Відстань відзубчатого колеса до днища корпусу (мм):
b0= (5… 10) m = (5 … 10) × 4= (15…30).
8.5 Визначаємов’язкість мастила (табл. 3.61):
V50=180 (23) cCт.
8.6 Приймаємомастило індустріальне 50 (табл. 6.10 ), яке може бути використане длязмащування підшипників
Висновки
1. Достоїнствомзубчасто-пасового привода є його простота конструкції; високий ступіньнадійності та тривалість роботи.
2. Виконанорозрахунок пасової та зубчастої передачі, а також виконано перевірнийрозрахунок вала, підшипників, шпонкових з’єднань та муфт.
3. Визначенняпрофілю паса та їх кількість, зроблено з урахуванням допустимої потужності наодин клиновий пас.
4. Розрахунокзубчастої передачі виконано з урахуванням контактних напружень для зубцівколеса для запобігання втомного руйнування матеріалу.
5. Перевірка валавиконувалась на статичну та втомну міцність матеріалу, а також приперевантаженні.
6. Перевірнийрозрахунок підшипників кочення виконано по динамічній та статичній вантажності.
7. Перевіркашпонок та муфт підтвердила конструктивну слушність використаних рішень.
СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ
1. КиркачМ.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин: [учебн. пособие длятехн. вузов].- 3-е перераб. и дополн.- Харьков: Основа, 2001 – 276 с.
2. ИвановМ.Н. Детали машин. Учебник для ВУЗов. — М.: Высш. шк.”, 2004