САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедрамашиноведения и деталей машин
Курсоваяработа
«УЗЕЛ РЕДУКТОРА ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКОГОПРИВОДА»
Исполнитель:
студентка гр. 2856/1
Касимова Е.К.
Преподаватель:
Ружков В.А
Санкт-Петербург
2010
Оглавление
Техническое задание
Введение1. ОЦЕНКА ПАРАМЕТРОВ ОСНОВНЫХ СОСТАВЛЯЮЩИХ ПРИВОДА
1.1 Определение КПД привода и выборэлектродвигателя
1.2 Определение общего передаточногоотношения привода и разбивка его по ступеням
1.3 Определение частот вращения,мощности и крутящих моментов на валах
1.4 Проектировочный расчётвалов, выбор подшипников и определение межосевых расстояний с учётом габаритовподшипников
1.4.1 Выбор муфты
1.4.2 Проектировочный расчётвалов
1.4.3 Предварительный выбор подшипников качения
1.4.4 Определение межосевых расстояний с учётом габаритовподшипников
1.5 Геометрический расчётпараметров зубчатых колёс
Литература
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ
Выполнить анализпараметров электромеханического привода и разработать эскизный проект с целью
минимизациигабаритов редукторав результате
рационального выбораматериаловзубчатых колёс и других деталей.
Привод состоит из
- электродвигателя,
- клиноременнойпередачи,
- двухступенчатогоцилиндрического редуктора по развёрнутой схеме (или по соосной схеме) сраздвоением мощности (или без раздвоения мощности) на входном (или на выходномвалу),
- зубчатой муфтына выходном валу редуктора.
Характер производства крупносерийный.
Привод реверсивный.
1. Номинальныйкрутящий момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Тим =1500 Н×м;
2. Частота вращениявыходного вала редуктора nим =80 об/мин;
3. Синхроннаячастота вращения вала электродвигателя nс =3000 об/мин;
4. Расчётный ресурс L=8000 час.
ВВЕДЕНИЕ
Цель анализа работоспособности механизма в данной работе – разработка проекта узлапривода редуктораминимально возможных габаритов, находящегося в составеэлектромеханического привода.
Средство достижения этой цели – рациональное применение объёмного и поверхностногоупрочнения зубьев зубчатых передач.
Способ – расчётнаяоценка работоспособности деталей зубчатых зацеплений и других деталейредуктора с учётом ограничений, обусловленных их взаимодействием с другими деталямии узлами редуктора и привода в целом.
В работе представлены результаты оценки диаметроввыходного вала редуктора с учётом установки на нём зубчатой муфты.Конструктивно определены внутренние диаметры подшипников, выполненпредварительный выбор типа и номера подшипников всех валов, определенымежосевые расстояния и геометрический расчёт параметров зубчатых передач.
1. ОЦЕНКА ПАРАМЕТРОВ ОСНОВНЫХСОСТАВЛЯЮЩИХ ПРИВОДА
электромеханический привод редукторгабариты
Результат данного этапа работы – выбор электродвигателя;значения передаточных чисел, крутящих моментов, частоты вращения валов;значения допускаемых контактных напряжений зубчатых колёс и межосевыхрасстояний (рис.1).
1.1 Определение КПДпривода и выбор электродвигателя
/>
Мощность, которая должнабыть передана исполнительному механизму, вычисляется по формуле
РИМ = ТИМ wИМ, (1.1)
где ωим –угловая скорость, рад/с.
Угловая скоростьвычисляется по формуле
ωим=π·nим/30 (1.2)
ωим=3,14·80/30=8,37рад/с
Подставляя полученнуювеличину в формулу (1.1) получим
Pим=1500·8,37 =12560 Вт
Мощность электродвигателяможно вычислить по формуле
Pэл= Pим/ηпр, (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 валовсоответственно; ηм – КПД муфты.
Выбираем ηрп=0,95;
ηп=0,99;
ηзп=0,99;
ηм=0,99.
Подставив выбранныезначения КПД в формулу (1.4), получаем
ηпр=0,95∙0,99∙0,99∙0,99∙0,99∙0,99∙0,99=0,894
Воспользовавшисьформулой (1.3), находим мощность электродвигателя
Pэд=12560/0,894=14049 Вт
Выбираем асинхронныйтрехфазный электродвигатель переменного тока так, что бы номинальная мощностьбыла больше, чем мощность электродвигателя с синхронной частотой nc=3000 об/мин.
Техническиехарактеристики двигателя
По справочнику:
Выбран электродвигатель марки 4А160S2;
паспортная мощностьРЭД = 15,0кВт;
синхронная частота nс = 3000 об/мин;
частота двигателя nдв= 2940 об/мин;
отношение пускового момента к номинальному моменту ТП /ТН =1,4;
диаметр присоединительного участка вала ЭД dЭД =42 мм,
длина присоединительного участка вала ЭДlЭД =110 мм.
1.2 Определение общегопередаточного отношения привода и разбивка его по ступеням
Общее передаточноеотношение привода вычисляется по формуле
iпр=nдв/nим, (1.5)
где nдв – асинхронная частота вращениядвигателя, об/мин;
iпр – общее передаточное отношениепривода.
Подставив численныезначения, получим
iпр=2940/80=36,25
Для нахожденияпередаточного 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 редукторатак же можно выразить через формулу
iрд=uб·uт, (1.8)
где uб и uт– передаточныеотношения быстроходного и тихоходного валов соответственно.
Значение передаточногоотношения тихоходного вала вычисляем по формуле
uт=/> (1.9)
Преобразуя формулу (1.8) и подставляяполученные ранее численные значения, получаем
uб= iрд/ uт=18,12/4=4,53 (1.10)
Стандартизуем рассчитанныепередаточные отношения: uб=5, uт=4.
Уточняем передаточноеотношение ременной передачи по формуле
iрп= iпр / (uб·uт)=36,25/(4*5)=1,81
1.3 Определение частотвращения, мощности и крутящих моментов на валах
Угловая скорость
входного вала редуктора wВВх= wимuт uб = 8,37* 20 = 167,4 1/с;
промежуточного вала wПР= wим uт = 8,37*4 =33,48 1/с;
МощностьРi, передаваемую каждым валом, зубчатыми колёсами и шестернямиопределяем согласно принятым значениям частных КПД, входящих в соотношение(1.4):
Рi= Рим/ hi,
где hi – КПД, учитывающий потери при передаче мощности от данного вала(зубчатого колеса или шестерни) к выходному валу.
Крутящие моменты Тi определяются по значениюпередаваемой мощности Рiи угловой скорости данного вала wi:
Тi = Рi/ wi.
С помощью следующих формул найдемчисленные 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 ивторого валов воспользуемся формулами
P1=Pэл·ηрп=14037·0,95=13335Вт (1.13)
P2=P1·ηпк·ηзпб=13335·0,99·0,99=13070 Вт (1.14)
Вычислим крутящие моменты валов поформуле
Ti=Pi/ωi, (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 шестернипромежуточного вала
1. Угловая скорость wПР= 33,48/с;
2. Значение hI = hзпhпк∙hм= 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 РШ-ПР,передаваемая шестерней промежуточного вала
РШ-ПР = РИМ/hI=12555/0.97 = 12939 Вт;
4. Момент ТШ-ПР, передаваемыйшестерней промежуточного вала
ТШ-ПР =РШ-ПР/ wПР= 12939/33,48= 386 Нм.
1.4 Проектировочный расчёт валов, выбор подшипников иопределение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников
1.4.1Выбор муфты
Наибольший расчётный момент на выходном валу не долженпревышать допускаемого для данного номера муфты момента М кр
kTИМ£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 ТП/ТН. В данном случае
М кр ≥ 2∙1500=3000Нм.
Выбираем ближайшее кданному значениеМ кр (муфта №3)
М кр=3090 Нм.
Для этого значения также:nmax=4000об/мин; dM=60мм; lM=85мм; DM=90мм.
Значение диаметравыходного вала редуктора dВ можно принять, исходя из следующего. Прочностной расчёт вала выполняетсяс учётом напряжений от изгиба и кручения, которые зависят от значения диаметрав третьей степени. Если при выборе муфты значение kTИМ практически равноМкр,то принимаем dВ= dМ, где dМ – наибольший присоединительныйдиаметр данного номера муфты.
Но так как у нас kTИМ М кр, то предварительно значениедиаметра dВ определяемпо формуле
dВ »dМ (kTИМ /М кр)1/3=60 (2∙1500/3090)1/3 =59,4 мм. (1.19)
Окончательно принимается значение dВ изряда нормальных линейных размеровR40. И унас dВ=62 мм.
1.4.2 Проектировочный расчёт валов
На этом этапе разработки проекта известны толькокрутящие моменты на валах.
При проектировочном расчёте значение диаметра вала вместах 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) sв ; наименьшие значения принимаются для быстроходныхвалов, 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 положительныхклиматических температурах используют сталь 40 нормализованную, временноесопротивление которой равно sв= 580 МПа для заготовок диаметром до 100 мм.
Таким образом диаметр для быстроходного вала, навходном валу редуктора
/>мм,
/>мм,
/>мм.
На данном этаперазработки проекта необходимо определить диаметры валов в местах установкиподшипников качения.
1.4.3Предварительный выбор подшипниковкачения
Зная значения внутреннихдиаметров подшипников качения d п диаметров, назначим тип подшипников.
Принимаем для быстроходного вала коническиеподшипники средней серии, для промежуточного вала конические подшипники среднейсерии, для тихоходного вала радиально-упорные подшипники легкой серии.
Таблица 3
Параметры подшипниковВал Обозначение
d п
Dп 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
1.4.4Определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников
Конструктивно межосевое расстояние (рис.2.1.) зубчатойпары
aТ ³ 0,5(Dп1+ Dп2)+ 2g, (1.24)
aб ³ 0,5(Dп3+ Dп2)+ 2g,
где Dп1Dп2иDп3 – наружные диаметрыподшипников качения соответственно выходного вала, промежуточного вала ивходного вала;
2g– минимальное расстояние между внешними кольцамиподшипников, принимается в зависимости от диаметра болтов, соединяющих верхнююкрышку и корпус редуктора.
Диаметр болта должен быть
d»1,25 TИМ1/3 ³10 мм, (1.25)
где TИМ в Нм.
По формуле (1.25)
d=/>мм.
Для М14 2g=44 мм.Подставим эти значения в формулу (1.24) и произведем расчет
aТ ³ 0,5(125+100) + 44=156,5 мм,
aб³ 0,5(100+90) + 44=139 мм.
Полученные конструктивно значения межосевых расстоянийaТ и aБ округлимпо ряду R40. Таким образом aТ=160 мм, aб=140 мм.
/>
Согласно условию сборки двухступенчатого редукторамежосевое расстояние тихоходной зубчатой передачи должно быть таким, чтобыобеспечивался зазор со между зубчатым колесом быстроходнойпары (диаметр
aт ³ 0,5dа2б + 0,5d* + со,
где со = (3 … 5) мм,
значение d* принимается согласно эскизувыходного вала редуктора,
dа2б= d2б + 2mб = 2aб uб /(uб+ 1) + 2mб, d2б – делительный диаметрзубчатого колеса, mб – модульзацепления быстроходной передачи. (Согласно ТЗ значение модуляmб находится в пределах от 1,5до 3 мм).
dа2б = d2б + 2mб = 2aб uб /(uб+ 1) + 2mб =2*5*140/6 + 2*3=239мм
aт ³ 0,5*239+ 0,5*72 + 5=160 мм ,
принятое значение межосевого расстояния aт не удовлетворяет условию aт ³ 0,5dа2б + 0,5d* + со, необходимо принять новоезначениеaт =160 мм поряду R40.
1.5 Геометрический расчёт параметров зубчатых колёс
Принятые выше значения aТ иaБиспользуем для определенияделительных диаметров шестерни и колеса тихоходной пары и быстроходной пар (рис2.1):
d1Т = 2aТ/(1+ uТ); d2Т=uТd1Т
d2Б = 2aБ/(1+ uБ); d2Б=uБ d1Б. (1.26)Одна из основныххарактеристик, определяющих геометрические параметры зубчатых передач,m — модуль зацепления. Z1 — число зубьев шестерни.
При назначении остальных параметров каждой зубчатойпередачи необходимо выполнять следующие требования и условия.
1. Учитывая требование минимизациигабаритов редуктора, выполняем расчёт косозубых цилиндрических передач; т.е. b ¹0, следовательно, cosb1, mz1d1 и m(d1 /z1).
2. Число зубьев шестерни по условиямотсутствия подрезания зубьев должно быть z1 ³17 (обычно z1 принимается 20 и более).
3. Кроме того, необходимо, чтобы числозубьев шестерни z1 и число зубьев колеса z2 = uz1были целым числами.
Значения коэффициента ym
Характеристика передач
ym= b/m
bmin
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¢
9°3¢
9°3¢
12°3¢
Произведем расчеты длябыстроходной передачи
Межосевое расстояние навходном валуа =140 мм, u = 5. Выполнить геометрический расчётпередачи.
/>
/>
/>
/>
u=110/22=5
cosb= 0,5mz1(u+ 1)/а=0.5*2*22*(5+1)/140=0,942, приемлемо.
/>
/>
/>
Произведем расчет длятихоходной передачи на выходном валу
Межосевое расстояниеа=160 мм, и=4. Выполнить геометрический расчет передачи.
Решение
/>
/>
/>
/>
u=80/20=4
Соответственно,
cosb= 0,5mz1(u+ 1)/а=0.5*3*20*(4+1)/160=0,937, приемлемо.
/>
/>
/>
Геометрические характеристикизубчатых передачПередача
Межосе-вое рассто-яние а, мм
Модуль зцеп-ления
m
Число зубьев
Z1
Число зубьев
Z2
Переда-точное число
u
Дели-тельный диаметр
d1
Дели-тельный диаметр
d2
Шири-
на за-
цепле-ния b
cosb 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(d1+d2);
Быстроходная передача аб= 0,5∙(46.7+233)= 139.5;
Тихоходная передача ат=0,5(64+256)=160 .
2.mz1= d1cosb;
Быстроходная передача 2∙22=46.7∙0,942, 44=43.9;
Тихоходная передача 3∙20=64∙0,937, 60=59.9.
3.d2cosb/z2= m;
Быстроходная передача 233∙0,942/90=2, 2=2;
Тихоходная передача 256∙0,937/80=2.9, 2,9=3.
4.d2/d1= z2/z1= 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. Схемаопределения межосевых расстояний зубчатых передач
гдеаб иат – межосевые расстояния быстроходной и тихоходной зубчатыхпар соответственно, мм; Dп1Dп2иDп3 – наружные диаметры подшипниковкачения, мм;
2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ И ВЫБОРМАТЕРИАЛОВ
2.1 Расчёт контактныхнапряжений зубчатых передач
Критерий контактнойусталостной прочности зубьев записывается в виде
sH£ [sH], (2.1)
где sH, [sH] — соответственно расчётное и допускаемое контактныенапряжения.
Расчётное значение sH для косозубой передачи с внешним зацеплениемопределяют по формуле
sH= 1,18 ZHb/>, (2.2)
где Eпр– приведенныймодуль упругости материалов контактирующих зубьев.
Примем Eпр=2× 105 МПа.
Тш –момент, передаваемыйшестерней рассчитываемой зубчатой пары;
dш –делительный диаметр этой шестерни;
ybd=b/ dш — коэффициент ширины bзацепленияотносительно делительного диаметра шестерни dш.
определим значения ybd
ybd= b/ dш (2.3)
ybdб=/>=0,642,
ybdт=/>=0,703.
ybdти ybdбне превышают наибольшиедопустимые значения.
Окружная скорость рассчитывается поформуле
v= wd/2 (2.4)
vб =/>=3.85м/с,
vт =/>=1.071м/с.
Расчётная ширина тихоходной пары равна
bТ = ybdТ∙dшТ, (2.5)
а быстроходной пары
bБ = ybdБ∙dшБ (2.6)
Коэффициент КHучитываетвлияние на неравномерность распределения нагрузки по длине зуба схемырасположения зубчатых колёс редуктора
И рассчитывается по формуле
КH = КHb ∙КHv, (2.7)
где КHb, КHv коэффициенты, выбирающиеся из стандартных значений.
Для тихоходной пары
КHт =1.25∙1.01=1,57.
Для быстроходной пары
КHб =1,11∙1,03=1,14.
Коэффициент ZHb учитывает повышение прочности косозубых передач посравнению с прямозубыми передачами
ZHb = КHa (cos2b/ ea)1/2, (2.8)
где ea-коэффициентторцового перекрытия
ea = [1,88 – 3,22(1/zш+ 1/zк)]cosb. (2.9)
Коэффициент КHaвведён для учёта влияния неточности нарезания зубьев на одновременностьмногопарного зацепления косозубых цилиндрических передач.
При α=40˚, sin2α=0,6428.
Рассчитаем sHтихоходного и быстроходного валов по формуле (2.2)
sHт =1,18∙0,749/>/>=1036 МПа,
sHб =1,18*0,743/>/>=609.1 МПа.
Заполним таблицу параметров
Таблица 8Параметр Тихоходная передача Быстроходная передача Межосевое расстояние
аT=160 мм
аБ=140 мм Передаточное отношение
uT = 4
uБ=5
Момент Tш
TшT =386 Нм
TшБ =78.86 Нм
Коэффициент ybd
ybd=0,703
ybd=0,642
КоэффициентКHb
КHb=1,25
КHb=1,11
Окружная скорость u, м/с
u=1.07 м/с
u=3.85 м/с
КоэффициентКHv
КHv=1.01
КHv=1,03
КоэффициентКHa
КHa=1
КHa=1.02
cosb
cosb=0,942
cosb=0,937
Число зубьев zш
zш=20
zш=22
Число зубьев zк
zк=80
zк=90
Коэффициент ea
ea=1,581
ea=1,591
КоэффициентZHb
ZHb=0,749
ZHb=0,743
РасчётноезначениеsH
sH=1036.6 МПа
sH=609.1 МПа
2.2 Выбор поверхностного и объёмногоупрочнения и проверочный расчёт зубьев колёс
Значения пределаконтактной выносливости зубьев [sHlim] быстроходной и тихоходной паропределим по формуле
[sHlim] ³ sH[sH], (2.10)
где[sH] — нормативный коэффициент запаса контактнойпрочности;
Примем [sH] = 1,2 .
Тогда
[sHlim]т ³1036.6∙1,2=1243.2 МПа,
[sHlim]б ³609.1∙1,2=730.8 МПа.
В качестве термической обработки зубьев тихоходнойзубчатой передачи выберем цементацию + закалку и низкий отпуск (23HRC),при твёрдости зубьев 55 HRC. Вкачестве материала возьмем сталь 20ХФ.
[sHlim]т=1265МПа.
В качестве термической обработки зубьев быстроходнойзубчатой передачи выберем объёмную закалку (18HRC+150), притвёрдости зубьев 35 HRC.В качестве материала возьмем сталь 40Х.
[sHlim]б =780МПа.
2.3 Проверочный расчётзубчатых колёс по изгибной прочности
Проверочный расчёт зубьев косозубых передачвыполняется по критерию изгибной усталостной прочности зубьев
sF= 2YFSYFbКFТ / (mdшbш) £ [sF], (2.11)
где Т – момент,передаваемый данной шестерней.
YFS– коэффициент формы зуба;
YFb– коэффициент повышения изгибной прочности косозубыхпередач по сравнению с прямозубыми;
КF— коэффициент расчётной нагрузки
КF = КFb∙КFv; (2.12)
КFb - коэффициент концентрации нагрузки (см. рис.4 итабл.9);
КFv– коэффициент динамической нагрузки;
Для тихоходной передачипримем КFvт=1,01, а для быстроходной КFvб=1,05;
КFb для учебного расчёта можно принять
КFb = 2(КНb-1)+1; (2.13)
КFbт=2∙(1,25-1)+1=1,5;
КFbб=2∙(1,11-1)+1=1,22.
Подставим значения в(2.12) и вычислим КF
КFт=1,5∙1,01=1,575;
КFб=1,22∙1,05=1,281.
Вычислим эквивалентноечисло зубьев шестерни
zv= zш / cos3 b, (2.14)
где zv- эквивалентное число зубьев шестерни.
Для быстроходного вала
zvб=/>=26,74.
Для тихоходного вала
zvт=/>=23,92.
Для тихоходного вала примем YFSт =4; длябыстроходного YFSб =3,9
YFb находится по формуле
YFb= КFa Yb/ ea (2.15)
где ea— коэффициент торцового перекрытия.
КFa— коэффициент неравномерности нагрузки находящихсяодновременно в зацеплении пар зубьев;
Yb— коэффициент, учитывающий влияние наклона контактнойлинии;
ea = [1,88 – 3,22(1/zш+ 1/zк)] cosb, (2.16)
eaт=[1,88 – 3,22 ∙ (1/20+ 1/80)] ∙0,942=1,581;
eaб=[1,88 – 3,22 ∙ (1/22+ 1/90)] ∙ 0,857=1,591.
Для учебного расчёта КFa примем
КFa= 3∙ (КHa-1)+1, (2.17)
КFaт=3∙ (1-1)+1=1,
КFaб=3∙ (1,02-1)+1=1,06.
Рассчитаем Yb(βт =19, а βб=20)
Yb= 1 — b°/140, (2.18)
Ybт = 1- 20/140=0,864;
Ybб =1-20/140=0,857.
Подставим найденныезначения в формулу (2.15) и вычислим YFbдля тихоходной и быстроходнойпередачи
YFbт=1∙0,864/1,581=0,546,
YFbб=1,06∙0,857/1,591=0,571.
Вычислим sFс помощью формулы (2.11)
sFт=2∙4∙0,546∙1,575∙386/(3∙0,064∙0,040)=369МПа
sFб=2∙3,9∙0,571∙1,281∙78,86/(2∙0,045∙0,030)=167МПа
Допускаемое напряжениепри данном виде упрочнения определим как отношение
[sF] = sFlim/ [sF], (2.19)
гдеsFlim- предел выносливости зубьев при изгибе;
[sF] — нормативный коэффициент запасаусталостной прочности зубьев при изгибе;
Примем [sF] = 1,75
sFб =167 МПа
sFт =369 МПа
Условие sF≤ [sF] выполняетсядля быстроходной зубчатой передачи, при твёрдости зубьев HRC=55
sFlimб=750 МПа,
sFб=167 МПа≤ [sF]= sFlimб/ [sF]=750/1,75=428,6 МПа;
В качестве материала быстроходнойзубчатой передачи возьмем ранее выбранную сталь 20ХФ.
Условие sF≤ [sF] выполняетсядля тихоходной зубчатой передачи, уже при твёрдости зубьев HB=210
sFlimт =378 МПа,
sF=369 МПа≤[sF]= sFlimб/ [sF]=378/1,75=216МПа.
В качестве материалавозьмем ранее выбранную сталь 40Х.
3. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТУЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ
3.1 Определение реакций опор и расчёт подшипниковпромежуточного вала
Значения длин участков валаопределяются по компоновке редуктора. В качестве расчётной длины участков валарекомендуется принимать:
- расстояние отсредней плоскости радиальных подшипников до средней плоскости (по ширине)шестерни или колеса;
- расстояние междусредними плоскостями (по ширине) шестерни и колеса;
- расстояние отторца опорной поверхности внутреннего кольца радиально-упорного подшипника иликонического подшипника до средней плоскости шестерни или колеса.
В каждой зубчатой паре промежуточноговала определяются:
— тангенциальная (окружная) сила
Ft = Tш/ d шили Ft = 2∙Tш/ d ш (3.1)
— осевая сила
Fа = Ft∙tgb (3.2)
— радиальная силы
Fr = Ft∙tga/ cosb (3.3)
FtТП =1530*2/0,256= 11953,13 Н;
FxТП =11953,13∙0,3728= 4456,125 Н;
FrТП =11953,13*0,364/0,937= 4643,477 Н;
Таблица 15
Крутящий момент Т, Нм
Делительный диаметр d, мм
cosb
Окружная сила
Ft, Н
Осевая
сила Fx, Н
Радиальная сила
Fr, Н
Шестерня ТП 1530 256 0,937 11953,13 4456,125 4643,477
/>/>Н
/>
Рис. 2.2.Схема нагружениявала в горизонтальной плоскости zx
Составим схему нагруженияпромежуточного вала в горизонтальной плоскости zx.
Из технического задания a=46мм, b=100мм,l=260мм.
Пользуясь рис. 2.2. произведём расчётреакций 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· R2)/(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 схемунагружения промежуточного вала в вертикальной плоскости yx.
Рис.2.3. Схема нагружениявала в вертикальной плоскости yx
Пользуясь рис. 2.3.произведём расчёт реакцийYAи YB.
Из уравнения (2.2)следует, что суммы моментов сил около точек А и В равны нулю.
YВ=(Fml +Ft· a )/(a+b)= (2.8)
=(11953.13·0,046+4841.2·0,260)/0,146= 12387.37Н
YА= (-Fm·(l-a-b)+Ft·b)/(а+b) =
=(-4841.2·0,114+11953.13·0,100)/0,146=4406.96H
Выполним проверку,используя формулы (2.1)
YA+YB– Fm — Ft=4406.96+12387.37-4841.2-11953.13=0 (2.9)
3.1Проверочный расчёт коническихподшипников опор
Проверочный расчёт конических подшипников опорпромежуточного вала выполняется по динамической грузоподъёмности.
А. Критерий надёжности подшипниковкачения по усталостной прочности тел качения имеет вид
С £С п , (3.12)
где С – расчётнаядинамическая грузоподъёмность, С п – паспортнаядинамическая грузоподъёмность данного подшипника.
Расчётная динамическаягрузоподъёмность С определяется по следующей зависимости
С = Р [L/ (a1a2)] 1/p, (3.13)
где Р – эквивалентнаянагрузка данного подшипника, Н;
L— ресурс, млн. оборотов вала; примем
L= 60 nпвLh/ 106 = 60∙80∙8000/106 =38.4 млн. об., (3.14)
где nпв – частота вращения промежуточноговала в об/мин; Lh— ресурсредуктора в часах;
р – показатель степени, р =10/3 дляроликовых подшипников;
a1– коэффициент надёжности:
Надёжность… 0,9 0,95 0,960,97 0,98 0,99
Коэффициентa1..........1 0,62 0,53 0,44 0,33 0,21;
a2– коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, дляконических роликоподшипников в обычных условий a2=0,6… 0,7 и для
и для подшипников извысококачественных сталей при наличии гидродинамической плёнки масла без перекосовa2= 1,1 ..1,3.
Примем a1 =1 иa2 =0,7.
Б. Эквивалентная динамическаянагрузка определяется
для А – опоры
PA= (X FrA +YFxА)K бK т, (3.15)
дляВ — опоры
PВ= (X FrВ+YFxВ)K бK т, (3.16)
где FrA иFrВ – радиальные силы, действующие на А- опору иВ – опору; FxА иFxВ– осевые силы, действующие на А -опоруиВ – опору;
XиY – коэффициенты, учитывающие влияниесоответственно радиальной и осевой составляющих реакции в данной опоре(определяются по каталогу подшипников раздельно для каждой опоры);
Kб– коэффициент безопасности, приспокойной нагрузкеKб=1, при умеренных толчках Kб=1,3 ...1,5, при ударах Kб=2,5 ...3; примем Kб=1,3.
Kт – температурный коэффициент (дляподшипников из стали ШХ15); примем
Kт =1 при рабочей температуре до 100°С.
Параметр осевой нагрузкие указан в каталогеподшипников, e= 0,68
SА= e∙FrА= 0,68∙0.83·/> = 2520.839 Н (3.17)
SВ= e∙FrВ = 0,68*0.83*/> = 7620 Н(3.18) Рис.3.4. Схема осевых сил, действующих на вал />
Fxа= Fx + SA = 1960 + 425 = 2385 Н
S =SA+ Fx -SB = (3.19)
=2520.839+4456.125 – 7620 = -643.086
значит вал сместится в сторону левой опоры, следовательно
FxB= SВ= 7620 Н.
Определим силу FxАиз уравнения равновесия вала
FxА =SB -Fx; (3.20)
FxА = 7620-4456 = 3164 Н.
Т.к. /> = 3164/4466.405=0.7084 ≥ e= 0,68, принимаемX = 0,41, Y= 0,87.
/> = 7620/13501.15= 0,564e= 0,68, принимаем X = 1, Y= 0.
Подставив найденные значения в формулы (3.15) и (3.16),найдем эквивалентную динамическую нагрузку для опор Aи 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 большенагрузки, то в формулу (3.13), определим расчётную динамическуюгрузоподъёмность 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 обеспечениятребуемого крутящего момента и частоты вращения на выходном валу необходимоиспользовать асинхронный электродвигатель переменного тока 4А160S2
2. Для обеспеченияресурса тихоходной зубчатой передачи необходимо изготовить её из стали 20ХФ ствердостью зубьев 55 HRC и использоватьцементацию + закалку и низкий отпуск в качестве термообработки. Для обеспеченияресурса быстроходной зубчатой передачи её необходимо изготовить из стали 40Х ствердостью зубьев 35 HRC и использоватьобъемную закалку.
3. На промежуточномвалу следует установить подшипники ГОСТ 7308.
4. Для креплениякрышек подшипниковых узлов следует использовать болты Болт М14 для тихоходной ибыстроходной передач.
5. Для соединениявыходной вал – муфта необходимо использовать шпоночное соединение.
ЛИТЕРАТУРА
1. Правила оформлениястуденческих 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 проектированиедеталей машин: Учеб. пособие… / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин идр. М.: Машиностроение, 1988. 418 с., ил.
4. Справочник металлиста /Подред. 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. 383с., ил.
6. Детали машин: Справочныематериалы по проектированию/ Сост. Ю.Н. Макаров, В.И. Егоров, А.А. Ашейчик,Р.Д. Макарова, 1995. 75 с.
/> 7. Детали машин: разработка и оформлениеконструкторской документации курсового проекта/ В.И. Егоров, Е.В. Заборский,В.И. Корнилов и др., 2003. 40