Содержание:
№ и наименование раздела
№стр. Задание
3
Исходные данные
4
1. Энергосиловой и кинематический расчет
5 1.1. Определение общего коэффициента полезного действия привода 5
1.2. Выбор электродвигателя
5
1.3. Определение мощностей, частот вращения и крутящих моментов на валах.
5
2. Расчет зубчатой передачи
7
2.1. Проектировочный расчет зубчатой передачи на контактную выносливость
7
2.2. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на контактную выносливость
11
2.3. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе
12
3. Расчет валов
14
3.1. Усилие на муфте
14
3.2. Усилия в косозубой цилиндрической передаче
15
4. Разработка предварительной компоновки редуктора
16
5. Проектный расчет первого вала редуктора
17
6. Построение эпюр
18
6.1. Определение опорных реакций
19
6.2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
20
6.3. Определение диаметров валов в опасных сечениях
20
7. Выбор подшипников качения по динамической грузоподъемности для опор валов редуктора
22
7.1. Выбор подшипников качения для первого вала редуктора
22
7.2. Проектный расчет второго вала редуктора и подбор подшипников
26
8. Уточнённый расчёт на усталостную прочность одного из валов редуктора
27
8.1. Определение запаса усталостной прочности в сечении вала «А–А»
28
8.2. Определение запаса усталостной прочности в сечении вала «Б–Б»
28
8.3. Определение запаса усталостной прочности в сечении вала "B–B"
29
9. Подбор и проверочный расчет шпонок
30
9.1. Для участка первого вала под муфту
30
9.2. Для участка первого вала под шестерню
30
9.3. Для участка второго вала под колесо
30
9.4. Для участка второго вала под цепную муфту
31
10. Проектирование картерной системы смазки
32
10.1. Выбор масла
32
10.2. Объем масляной ванны
32
10.3. Минимально необходимый уровень масла
32
10.4. Назначение глубины погружения зубчатых колес
32
10.5. Уровень масла
32
10.6. Смазка подшипников качения консистентными смазками
32 Литература
33 Приложение
Nвых= 2,8кВт
u =5,6; n = 1500 об/мин
График нагрузки:
T1= Tmax
Q1= 1
l1= 0,1
Q2= 0,8
lLh = 10000ч
1. Энергосиловой и кинематический расчет1.1. Определение общего коэффициента полезного действия привода
hобщ= hм1´hз´hм2
h3– кпд зубчатой передачи с учетом потерь в подшипниках
h3= 0.97
hм1– кпд МУВП
hм1= 0,99
hм2– кпд второй муфты
hм2= 0.995
1.2. Выбор электродвигателя
Nвход= Nвых / hобщ
Nвход= 2.8 / 0.955 = 2.93 кВт
Выбираем двигатель 4А90L4
N =2.2Квт
n =1425 об/мин
d =24мм
p= (2.9 – 2.2) / 2.2 ´100% = 31.8% > 5% – этот двигатель не подходит
Беру следующий двигатель 4А100S4
N =3.0кВт
n =1435 об/мин
d =28мм
1.3. Определение мощностей, частот вращения и крутящихмоментов на валах.
1.3.1. Валэлектродвигателя («0»)
N0= Nвых =2,93кВт
n0= nдв = 1435об/мин
T0 =9550 ´(N0/ n0) =9550 ´(2.93 / 1435) = 19.5Hм
1.3.2. Входной вал редуктора («1»)
N1= N0´hм1= 2,93 ´ 0,99 = 2,9кВт
n1= n0= 1435об/мин
Т1= 9550 ´(N1 / n1) =9550 ´(2.9 / 1435) = 19.3 Hм
1.3.3. Выходной вал редуктора («2»)
N2= N1 ´h3= 2.9 ´0.97 = 2.813кВт
n2= n1 / u = 1435 / 5.6 = 256.25 об/мин
Т2 = 9550 ´(2,813 / 256,25) = 104,94Нм
1.3.4. Выходной вал привода («3»)
N3= N2 ´hм2
N3= 2.813 ´ 0.995 = 2.8кВт
n3= n2 =256.25 об/мин
Т3 = 9550 ´N3/ n3
Т3 = 9550 ´2,8 / 256,25 = 104,35Нм
2. Расчет зубчатой передачи
2.1. Проектировочный расчет зубчатой передачи наконтактную выносливость
2.1.1. Исходныеданные
n1= 1435об/мин
n2= 256.25об/мин
Т1 = 19,3Нм
Т2 = 104,94Нм
u =5.6
Вид передачи – косозубая
Ln= 10000ч
2.1.2. Выбор материала зубчатых колес
Сталь 45
HB=170…215– колеса
Для зубьев шестерни àHB1= 205
Для зубьев колеса àHB2= 205
2.1.3. Определение допускаемого напряжения на контактнуювыносливость
[GH]1,2= (GH01,2 ´KHL1,2) / SH1,2[МПа]
GH0– предел контактной выносливости поверхности зубьев
GH0= 2HB + 70
GH01= 2 ´205 + 70 = 480МПа
GH02= 2 ´ 175 + 70 = 420МПа
SH– коэффициент безопасности
SH1= SH2= 1.1
KHL– коэффициент долговечности
KHL= 6 Ö NH0/ NHE
NH0– базовое число циклов
NH0= 1.2 ´107
NHE– эквивалентное число циклов при заданном переменном графике нагрузки
NHE= 60n1,2Lhå(T1 / Tmax)3´Lhi / Lh
NHE= 60n1,2Lh(l1Q13 + l2Q23 + l3Q33)
n –частота вращения вала шестерни или вала зубчатого колеса
Lh– длительность службы
Lh= 10000ч
NHE1= 60 ´1435 ´10000 (0.1 ´13 + 0.9 ´0.83) = 6 ´101 ´1.435 ´103 ´104(0.1 + 0.461) = 48.28 ´107
KHL1= 6Ö1.2 ´107 / 48.28 ´107 = 0.539
KHL2= 6Ö1.2 ´ 107 / 8.62 ´ 107 = 0.72
Принимаю KHL1= KHL2= 1
[GH]1= 480 ´ 1 / 1.1 = 432,43МПа
[GH]1= 420 ´ 1 / 1.1 = 381,82МПа
В качестве допускаемого контактного напряжения принимаю
[GH]= 0.5([GH]1 + [GH]2)
[GH]= 0.5(432.43 + 381.82) = 407.125
должно выполняться условие
[GH] = 1.23[GH]min
469.64 =1.23 ´981.82
407.125
2.1.4. Определение межосевого расстояния
a = Ka(u+ 1) 3ÖT2KHb/ (u[GH])2yba
Ka= 430МПа
yba – коэффициентрабочей ширины зубчатого венца
yba= 2ybd/ (u+1)
ybd = 0.9
yba = 2´0.9/ (5.6 + 1) = 0.27
KHb – коэффициентраспределения нагрузки по ширине зубчатого венца
KHb=1.03
a =430 ´ 6.6 3Ö104.94 ´ 1.03 / (5.6 ´ 407.125)2 ´ 0.27 = 2838 ´3Ö108.088 /1403444.88 = 120.75
2.1.6. Согласование величины межосевого расстояния сГОСТ2185–66
Принимаю a= 125
2.1.7. Определение модуля зацепления
m =(0.01…0.02)a
m = 0.015´125 = 1.88мм
2.1.8. Определение числа зубьев шестерни "z1" и колеса"z2"
zi= 2acosb/mn
b–угол наклона зубьев
Принимаю b = 15°
zc= 2 ´ 125 ´0.966 / 2.5 = 120.8 » 120
Число зубьев шестерни
z1= z0/ (u+1) = 120 / 6.6 = 18.18 »18
zmin= 17cos3b= 15.32
z1³zmin
Число зубьев колеса
z2= zc – z1 = 120 – 18 = 120
uф= z2 / z1 =102 / 18 = 5.67
Ùu = 1.24%
2.1.9. Уточнение угла наклона зубьев
bф= arcos((z1ф+ z2ф) mn / 2a)
bф= arcos((102 + 18) ´2 / 2 ´125) = arcos0.96 = 15°12'4''
2.1.10. Определение делительных диаметров шестерни иколеса
d1= mn ´z1 / cosbф= 2.18 / 0.96 = 37.5мм
d2= mn ´z2 / cosbф= 2.102 / 0.96 = 212.5мм
2.1.11. Определение окружной скорости
V1= pd1n1/ 60000 = 3.14 ´37.5 ´ 1435 / 60000 = 2.82 м/с
2.1.12. Назначение степени точности n` передачи
V1= 2.82 м/с à n` = 8
2.1.13. Уточнение величины коэффициента yba
yba= (Ka3 (uф+ 1)3 T2 KHb) / (ua[bn]2 a3)
yba = 4303 ´ 6.63 ´ 104.94 ´1.03 / (5.6 ´407.125)2 ´1253 =
= 2.471 ´1012 / 10.152 ´1012 = 0.253
По ГОСТ2185–66 à yba = 0.25
2.1.14. Определение рабочей ширины зубчатого венца
b = yba´a
b = 0.25 ´125 = 31.25
b =31
2.1.15. Уточнение величины коэффициента ybd
ybd= b / d1
ybd= 31.25 / 37.5 = 0.83
2.2. Проверочный расчетзубчатой цилиндрической передачи на контактную выносливость
2.2.1. Уточнение коэффициента KHb
KHb =1.03
2.2.2. Определение коэффициента FHV
FHV= FFV = 1.1
2.2.3 Определение контактного напряжения и сравнение егос допускаемым
GH= 10800 ´zEcosbф / a = Ö(T1 ´(uф + 1)3/ b´uф) ´KHa´Khb´KHV£[GH]МПа
zE= Ö1 / Ea
Ea = (1.88 – 3.2 ´ (1 / z1ф + 1 / z2ф)) ´cosbф
Ea= (1.88 – 3.2 ´(1 / 18 + 1 / 102)) ´0.96 = 1.6039
zE= Ö1 / 1.6039 =0.7895
Kha = 1.09
GH= 10800 ´ 0.7865 ´0.96 / 125 ´Ö(19.3 / 31) ´ (6.63 / 5.6) ´ 1.09 ´1.03 ´1.1 =
= 65.484 ´ 6.283 = 411.43
ÙGH = (411.43 –407.125) / 407.125 ´100% = 1.05%
2.3. Проверочный расчетзубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе
2.3.1. Определение допускаемых напряжений на выносливостьпри изгибе для материала шестерни [GF]1 и колеса [GF]2
[GF]1,2= (GF01,2 ´KFa) / SF1,2
GF0– предел выносливости при изгибе
GF0= 1.8HB
GF01= 1.8 ´205 = 368
GF02= 1.8 ´ 175 = 315
SF– коэффициент безопасности
SF= 1.75
KFa– коэффициент долговечности
KFa = 6ÖNF0/ NKFE
KF0– базовое число циклов
NF0= 4 ´ 106
NFE– эквивалентное число циклов
NFE= 60nLh ´å(Ti / Tmax)6´Lhi / Lh
NFE1= 60 ´1435 ´10000 ´(0.1 ´16 +0.9 ´0.86) = 289.24 ´106
NFE2= 60 ´256.25 ´10000 ´(0.1 ´16 +0.9 ´0.86) = 55.68 ´106
KFL1= 6Ö4 ´106 / 289.24 ´106 = 0.49
KFL2= 6Ö4 ´ 106 / 55.68 ´ 106 = 0.645
Принимаю KFL1= KFL2= 1
[GF]1= 369 / 1.75 = 210.86
[GF]2= 315 / 1.75 = 180
2.3.2. Определение эквивалентных чисел зубьев шестерни иколеса
zv1= z1 / cos3b= 20
zv2= z2 / cos3b= 113
2.3.3. Определение коэффициентов формы зубьев шестерни иколеса
YF1= 4.08
YF2= 3.6
2.3.4. Сравнение относительной прочности зубьев
[GF] / YF
[GF]1 / YF1
[GF]1 / YF1 = 210.86 / 4.20 = 51.47
[GF]2 / YF2
[GF]2 / YF2 = 180 / 3.6 = 50
Менее прочны зубья колеса
2.3.6. Определение напряжения изгиба и сравнение его сдопускаемым
GF2= 2000 ´T2 ´KFa´KFb´KFV´YF2´Yb/ b´m´d2 £[GF]МПа
Eb= b ´sinbф/ p´mn
Eb= 31.25