Главная страница
Навигация по странице:

  • 2.1 Выбор электродвигателя

  • 2.2. Разбивка передаточного числа

  • 2.4. Определение параметров вращения валов привода

  • Схема редуктора График нагрузки

  • 3.1. Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений.

  • 3.3. Проверочный расчет на контактную выносливость.

  • 3.4. Проверочный расчет на изгибную выносливость.

  • 3.5. Проверочный расчет на статическую прочность при перегрузках.

  • 4.1. Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений.

  • 4.3. Проверочный расчет на контактную выносливость.

  • 4.4. Проверочный расчет на изгибную выносливость.

  • 4.5. Проверочный расчет на статическую прочность при перегрузках.

  • 5. РАСЧЕТ ВЕДОМОГО ВАЛА.

  • 5.1. Проектный расчет. 5.1.1. Расчетный диаметр вала.

  • 5.1.2. Разработка конструкции вала в компоновочном чертеже редуктора.

  • 5.2 Проверочные расчеты: 5.2.1. Проверка статической прочности.

  • 4.2.2 Проверка на усталостную прочность.

  • 2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет редуктора


    Скачать 249.05 Kb.
    Название2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет редуктора
    Дата07.05.2018
    Размер249.05 Kb.
    Формат файлаdocx
    Имя файлаRgr.docx
    ТипДокументы
    #43042

    Изм.

    Лист

    докум.

    Подпись

    Дата

    Лист


    2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет редуктора.

    Исходные данные:

    Мощность на тихоходном валу Р3 = 8000 Вт

    Угловая скорость на тихоходном валу ω3 = 3,2π с-1

    2.1 Выбор электродвигателя

    1. Вычисляем КПД привода.

    Общий КПД привода складывается из произведения КПД двух муфт, четырех пар подшипников и двух закрытых зубчатых передач.

    Ƞ=Ƞмуф2 * Ƞпод4 * Ƞзуб2 = 0,9852 *0,99254 * 0,972 =0,886

    2. Требуемая мощность двигателя.

    Ртреб = Р3/ Ƞ = 8000/0,886 =9029,345 Вт

    3. Вычисляем примерное передаточное число привода. Значения передаточных чисел выбираются по Таблице 2.

    Первая ступень: закрытая цилиндрическая зубчатая передача

    uпр1 = 4,5

    Вторая ступень: закрытая цилиндрическая зубчатая передача

    uпр2 = 4,5

    Примерное общее передаточное число привода

    uприм. об = uпр1 * uпр2 = 4,5*4,5 =20,25

    4.Примерная частота вращения вала электродвигателя

    nприм = n3 * uприм. об = * uприм. об = *20,25 =1944 об/мин

    5. Ближайшая синхронная частота вращения вала электродвигателя 1500 об/мин.

    6. В каталоге электродвигателей с синхронной частотой вращения 1500 находим первый электродвигатель, мощность Рэд которого превысит вычисленную Ртреб.

    Это электродвигатель 4А132М4У3 с мощностью 11000 Вт

    7. Частота вращения первого вала равна частоте вращения вала выбранного электродвигателя 4А132М4У3

    n1=1460 об/мин

    2.2. Разбивка передаточного числа

    8. Фактическое общее передаточное число привода

    uоб = n1 / n3 = 1460/96 =15,21

    9. Разбивка uоб по ступеням

    Для второй ступени (зубчатой передачи) примем среднее значение из Таблицы 2

    u2 = 4,5

    Тогда передаточное число первой ступени

    u1 = uоб / u2 = 15,21/4,5 = 3,38

    10. Согласно Таблице 2 закрытая цилиндрическая зубчатая передача нормально работает при передаточный числах в диапазоне 3…6. Вычисленные передаточные числа входят в этот диапазон, но целесообразнее будет уравнять их, т.е. передаточное число для второй ступени уменьшить, а для первой-увеличить.

    2.3. Оптимизация разбивки передаточного числа

    9. Разбивка uоб по ступеням

    Для второй ступени (зубчатой передачи) примем меньшее значение

    u2 = 3,9

    Тогда передаточное число первой ступени

    u1 = uоб / u2 = 15,21/3,9 = 3,9

    10. Согласно Таблице 2 закрытая цилиндрическая зубчатая передача нормально работает при передаточный числах в диапазоне 3…6. Вычисленные передаточные числа входят в этот диапазон, следовательно, проектируемые цилиндрические зубчатые передачи будут работать без проблем.

    2.4. Определение параметров вращения валов привода

    11. Мощность на валах:

    на 1-м валу: Р1 = Ртреб * Ƞмуф * Ƞпод =9029,345 * 0,985 *0,9925 = 8827,2 Вт

    на 2-м валу: Р2 = Р1 * Ƞпод * Ƞзуб =8827,2 * 0,9925 * 0,97 = 8498,167 Вт

    на 3-м валу: Р3 = Р2 * Ƞпод2 * Ƞзуб * Ƞмуф =8498,167*0,99252 *0,97*0,985 = 8000 Вт

    Р3 совпадает с заданной в исходных данных, значит мощности вычислены верно.

    12. Числа оборотов вращения валов:

    1-го вала: n1=1460 об/мин

    2-го вала: n2 = n1/ u1 = 1460/3,9 = 374,359

    3-го вала: n3 = n2/ u2 = 374,359/3,9 = 96

    13. Угловые скорости вращения валов

    1-го вала: ω1 = = = 152,89 с-1

    2-го вала: ω2 = = = 39,203 с-1

    3-го вала: ω3 = = = 3,2 π с-1 =10,053 с-1

    ω3 совпадает с заданной в исходных данных, значит угловые скорости вычислены верно

    14. Крутящие моменты на валах

    на 1-м валу: Т1 = Р1 / ω1 = 8827,2/152,89 = 57, 736 Н*м

    на 2-м валу: Т2 = Р2 / ω2 = 8498,167/39,203= 216,773 Н*м

    на 3-м валу: Т3 = Р3 / ω3 = 8000/10,053= 795,782 Н*м




    Мощность

    Р, Вт

    Число оборотов

    n, об/мин


    Угловая скорость

    ω, рад/с

    Крутящий момент Т, Н*м

    1-й вал

    Р1 = 8827,2

    n1=1460

    ω1 = 152,89

    Т1 = 57, 736

    2-й вал

    Р2 = 8498,167

    n2 = 374,359

    ω2 = 39,203

    Т2 = 216,773

    3-й вал

    Р3 = 8000

    n3 = 96

    ω3 =10,053

    Т3 = 795,782

    3. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ (1 ступень)
    Исходные данные для расчёта
    T

    0,4 Т

    0,25Т

    0,4t

    0,5t

    0,1t

    t

    t

    T


    Схема редуктора

    График нагрузки



    1. Мощность на ведущем валу P1=8,826 кВт

    2. Частота вращения ведущего вала n1=1460 об/мин

    3. Передаточное число U=3,9

    4. Срок службы передачи L=10 лет

    5. Режим нагружения переменный

    Коэффициенты: Kсут=0.67; Кгод=0.715

    3.1. Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений.

    1. Материалы и термическая обработка зубчатых колес.

    Шестерня – сталь 45, улучшение HB1=192…240, для расчёта

    HB1=220

    Колесо - сталь 45, нормализация HB1=170…217, для расчета HB1=200

    1. Механические характеристики материала.

    шестерня: предел прочности - в=750, сечение S  100 мм

    предел текучести - т=450

    колесо: предел прочности - в=600, сечение S  80 мм

    предел текучести - т=340

    1. Предел контактной выносливости поверхности зубьев Hlim.





    1. Коэффициент безопасности при расчете на контактную площадь.

    SH1=1,1; SH2=1,1;

    1. Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев ZR при определении допускаемых контактных напряжений. Принимаем RA=1,8; ZR=0,95.

    2. Коэффициент, учитывающий окружную скорость колес ZV.

    Принимаем V=5 м/сек; ZV=1,0.

    1. Срок службы работы передачи Lh за расчетный срок службы.



    1. Коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость KHL.



    NHO =30(HB)2,4

    NHO1 =30*2202,4=12,56*106

    NHO2 =30*2002,4=107

    NHE = 60*Lh*c*3 * ni * ti

    NHE1 = 60*1(13*0,4+0,43*0,5+0,253*0,1)*1460*41964,78=159,38*107

    NHE2 = 60*1(13*0,4+0,43*0,5+0,253*0,1)*374,358*41964,78=40,87*107

    KHL1== = 0,446094

    KHL2=== 0,538806

    Принимаем KHL1= KHL2 =1

    1. Допускаемые контактные напряжения [H]1, [H]2



    Принимаем[H] =423 МПа.

    1. Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба Flim .



    1. Коэффициент безопасности при расчете на изгиб SF.

    Принимаем SF=1,75.

    1. Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности при расчете допускаемых напряжений изгиба YR.

    Принимаем YR=1.

    1. Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки KFC=0,65.

    2. Коэффициент долговечности при расчете на изгиб KFL.

    KFL = , причем 1 KFL2

    NFO = 4 *106

    mF = 6

    NFE = 60*Lh*c*mf * ni * ti

    NFE1= 60*1(16*0,4+0,46*0,5+0,256*0,1)*1460*41964,78 =147,8*107

    NFE2= 60*1(16*0,4+0,46*0,5+0,256*0,1)*374,358*41964,78 =37,9*107

    KFL1 = = = 0,373305

    KFL2 = = = 0,468350

    Принимаем KFL1 = KFL2 = 1

    1. Допускаемые напряжения изгиба [F]1, [F]2

    ;



    1. Предельные допускаемые контактные напряжения при кратковременных перегрузках [H]max1, [H]max2.



    1. Предельные допускаемые напряжения изгиба при кратковременных перегрузках [F]max1, [F]max2.



    3.2. Проектный расчёт.

    1. Крутящий момент на выходном валу Т2.

    T2 = T1 * U * ɳ = 57,733*3,9*0,97 =218,4 Н*м

    T1 = P11 =8826,863/152,89 =57,733 Н*м

    19. Коэффициент ширины зубчатого венца bа, относительно межосевого расстояния. Считаем, что колеса расположены симметрично относительно опор, поэтому =0,5.

    20. Коэффициент ширины зубчатого венца bd, относительно диаметра d1.



    21. Коэффициент концентрации нагрузки при расчёте на контактную выносливость КН =1,08.

    22. Вспомогательный коэффициент Ка.



    23. Межосевое расстояние aw.



    24. Ширина зубчатого венца bw1; bw2.



    25. Окружной модуль зубьев mn.



    26. Угол наклона зубьев .



    27. Суммарное число зубьев Zc.



    Принимаем Zc=99;

    28. Число зубьев ведущего колеса Z1.



    29. Число зубьев ведомого колеса Z2.

    Z2=Zc-Z1=99-20=79;

    30. Фактическое передаточное число U.



    Отличается от заданного на 1,3% < 4%

    31. Уточненное значение угла наклона зубьев .



    32. Диаметр делительной окружности ведущего колеса d1.



    33. Диаметр делительной окружности ведомого колеса d2.



    34. Окружная скорость колес v.



    35. Степень точности изготовления передачи = 8.

    3.3. Проверочный расчет на контактную выносливость.

    36. Коэффициент, учитывающий механические свойства материала зубчатых колес ZМ.



    37. Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей.



    38. Коэффициент, учитывающий длину контактной линии Zε.



    39. Силы, действующие в зацеплении.

    Окружная сила.



    40. Коэффициент динамической нагрузки КHV.

    КHV=1,01;

    41. Удельная расчетная окружная сила .



    42. Контактные напряжения при расчете на выносливость.



    3.4. Проверочный расчет на изгибную выносливость.

    43. Коэффициент формы зуба YF; X=0.

    YF1=3,88; YF2=3,62;

    44. Коэффициент, учитывающий угол наклона зуба Y.



    45. Коэффициент, учитывающий многонарность зацепления Yε.



    46. Коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгиб.

    КF=1,08.

    47. Коэффициент динамической нагрузки при расчете на изгиб.

    КFV=1,03.

    48. Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб Ft.



    49. Напряжение изгиба при расчете на выносливость.



    3.5. Проверочный расчет на статическую прочность при перегрузках.

    50. Максимальные контактные напряжения при перегрузке.



    51. Максимальные напряжения изгиба при перегрузках.




    4. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ (2 ступень)
    Исходные данные для расчёта
    T

    0,4 Т

    0,25Т

    0,4t

    0,5t

    0,1t

    t

    t

    T


    Схема редуктора

    График нагрузки



    1. Мощность на промежуточном валу P2=8,497 кВт

    2. Частота вращения промежуточного вала n2=374 об/мин

    3. Передаточное число U=3,9

    4. Срок службы передачи L=10 лет

    5. Режим нагружения переменный

    Коэффициенты: Kсут=0.67; Кгод=0.715

    4.1. Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений.

    1. Материалы и термическая обработка зубчатых колес.

    Шестерня – сталь 45, улучшение HB1=192…240, для расчёта

    HB1=220

    Колесо - сталь 45, нормализация HB1=170…217, для расчета HB1=200

    1. Механические характеристики материала.

    шестерня: предел прочности - в=750, сечение S  100 мм

    предел текучести - т=450

    колесо: предел прочности - в=600, сечение S  80 мм

    предел текучести - т=340

    1. Предел контактной выносливости поверхности зубьев Hlim.





    1. Коэффициент безопасности при расчете на контактную площадь.

    SH1=1,1; SH2=1,1;

    1. Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев ZR при определении допускаемых контактных напряжений. Принимаем RA=1,8; ZR=0,95.

    2. Коэффициент, учитывающий окружную скорость колес ZV.

    Принимаем V=5 м/сек; ZV=1,0.

    1. Срок службы работы передачи Lh за расчетный срок службы.



    1. Коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость KHL.



    NHO =30(HB)2,4

    NHO1 =30*2202,4=12,56*106

    NHO2 =30*2002,4=107

    NHE = 60*Lh*c*3 * ni * ti

    NHE1 = 60*1(13*0,4+0,43*0,5+0,253*0,1)* 374,358*41964,78=40,87*107

    NHE2 = 60*1(13*0,4+0,43*0,5+0,253*0,1)*96*41964,78=10,48*107

    KHL1== = 0,559668

    KHL2=== 0,675989

    Принимаем KHL1= KHL2 =1

    1. Допускаемые контактные напряжения [H]1, [H]2



    Принимаем[H] =423 МПа.

    1. Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба Flim .



    1. Коэффициент безопасности при расчете на изгиб SF.

    Принимаем SF=1,75.

    1. Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности при расчете допускаемых напряжений изгиба YR.

    Принимаем YR=1.

    1. Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки KFC=0,65.

    2. Коэффициент долговечности при расчете на изгиб KFL.

    KFL = , причем 1 KFL2

    NFO = 4 *106

    mF = 6

    NFE = 60*Lh*c*mf * ni * ti

    NFE1= 60*1(16*0,4+0,46*0,5+0,256*0,1)*374,358*41964,78 =37,9*107

    NFE2= 60*1(16*0,4+0,46*0,5+0,256*0,1)*96*41964,78 =9,7*107

    KFL1 = = = 0,468350

    KFL2 = = = 0,587780

    Принимаем KFL1 = KFL2 = 1

    1. Допускаемые напряжения изгиба [F]1, [F]2

    ;



    1. Предельные допускаемые контактные напряжения при кратковременных перегрузках [H]max1, [H]max2.



    1. Предельные допускаемые напряжения изгиба при кратковременных перегрузках [F]max1, [F]max2.



    4.2. Проектный расчёт.

    1. Крутящий момент на выходном валу Т2.

    T3 = T2 * U * ɳ = 216,77*3,9*0,94 =795,77 Н*м

    T2 = P22 =8497,842/39,202 =216,77 Н*м

    19. Коэффициент ширины зубчатого венца bа, относительно межосевого расстояния. Считаем, что колеса расположены симметрично относительно опор, поэтому =0,5.

    20. Коэффициент ширины зубчатого венца bd, относительно диаметра d1.



    21. Коэффициент концентрации нагрузки при расчёте на контактную выносливость КН =1,08.

    22. Вспомогательный коэффициент Ка.



    23. Межосевое расстояние aw.



    24. Ширина зубчатого венца bw1; bw2.



    25. Окружной модуль зубьев mn.



    26. Угол наклона зубьев .



    27. Суммарное число зубьев Zc.



    Принимаем Zc=89;

    28. Число зубьев ведущего колеса Z1.



    29. Число зубьев ведомого колеса Z2.

    Z2=Zc-Z1=89-18=71;

    30. Фактическое передаточное число U.



    Отличается от заданного на 1,1% < 4%

    31. Уточненное значение угла наклона зубьев .



    32. Диаметр делительной окружности ведущего колеса d1.



    33. Диаметр делительной окружности ведомого колеса d2.



    34. Окружная скорость колес v.



    35. Степень точности изготовления передачи = 9.

    4.3. Проверочный расчет на контактную выносливость.

    36. Коэффициент, учитывающий механические свойства материала зубчатых колес ZМ.



    37. Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей.



    38. Коэффициент, учитывающий длину контактной линии Zε.



    39. Силы, действующие в зацеплении.

    Окружная сила.



    40. Коэффициент динамической нагрузки КHV.

    КHV=1,01;

    41. Удельная расчетная окружная сила .



    42. Контактные напряжения при расчете на выносливость.



    4.4. Проверочный расчет на изгибную выносливость.

    43. Коэффициент формы зуба YF; X=0.

    YF1=3,88; YF2=3,62;

    44. Коэффициент, учитывающий угол наклона зуба Y.



    45. Коэффициент, учитывающий многонарность зацепления Yε.



    46. Коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгиб.

    КF=1,08.

    47. Коэффициент динамической нагрузки при расчете на изгиб.

    КFV=1,03.

    48. Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб Ft.



    49. Напряжение изгиба при расчете на выносливость.



    4.5. Проверочный расчет на статическую прочность при перегрузках.

    50. Максимальные контактные напряжения при перегрузке.



    51. Максимальные напряжения изгиба при перегрузках.



    5. РАСЧЕТ ВЕДОМОГО ВАЛА.

    Исходные данные:

    Т=796 Н*м – крутящий момент на валу

    Ft = 5541 Н – окружная сила в зацеплении

    Fr =2039 Н – радиальная сила

    Материал – сталь 45

    Нагрузка близка к постоянной

    5.1. Проектный расчет.

    5.1.1. Расчетный диаметр вала.

    d=3 =3 = 54 мм, принимаем d = 55 мм

    5.1.2. Разработка конструкции вала в компоновочном чертеже редуктора.

    d=60 мм – диаметр вала под шестерней

    d=55 мм – диаметр под подшипниками

    d=50 мм – диаметр под муфтой

    L=180мм, a=110 мм, b=70 мм, c=160 мм

    5.2 Проверочные расчеты:

    5.2.1. Проверка статической прочности.

    -1 = 250 МПа – предел выносливости стали 45

    Расчетная схема вала.

    Сила на валу от внешней нагрузки

    Fk =8 = 8 =226 Н

    Реакции в опорах.

    Вертикальная плоскость:

    MA = 0; Rby = Fr*a/(a+b)=2039*0,11/0,18=1246 Н

    Mb = 0; Ray= Fr*b/(a+b)=2039*0,07/0,18=793 Н

    Горизонтальная плоскость:

    MA = 0; Rbx = (Ft*a-Fk*(a+b+c))/(a+b)=(5541*0,11-226*0,34)/0,18=2959 Н

    Mb = 0; Rax= (Ft*b+Fk*c)/(a+b)=(5541*0,07+226*0,16)/0,18=2356 Н

    Эпюры изгибающих моментов.

    Вертикальная плоскость:

    MA = 0; МД = Ray*а = 793*0,11 = 87 Н*м; МВ = 0

    Горизонтальная плоскость:

    MA = 0; МД = Rax*а =2355*0,11 = 259 Н*м;

    МВ = Rax*(a+b) – Ft*b = 2355*0,18 – 5541*0,07 = 36 Н*м

    ME = Rax*(a+b+c) – Ft*(b+c) + Rbx * с=2355*0,34 – 5541*0,23+2959*0,16 =0

    Из эпюр определяем опасное сечение А-А. Расчет вести при действии на вал двукратной кратковременной нагрузки.

    Суммарный изгибающий и крутящий моменты.

    MHmax = 2 = 2 = 546 Н*м

    Tmax = 2T =2*796 =1592 Н*м

    Напряжение изгиба и кручение.

    Н = MHmax/Wx = 546/(0,1*0,063) = 25,28 МПа

    кр = Tmax/Wp = 1592/(0,2*0,063) =36,85 МПа

    экв = = = 68,65 МПа -1

    Вывод: Вал имеет достаточную прочность.
    4.2.2 Проверка на усталостную прочность.

    Коэффициент запаса прочности определяем в наиболее нагруженном сечении (А-А), в котором концентрации напряжении обусловлена галтелью, посадкой внутреннего кольца подшипника с натягом, по формуле:

    S= 1,5

    Суммарный изгибающий момент.

    MH = = = 273 Н*м

    Напряжения изгиба и кручения

    Н = MH/Wx = 273/(0,1*0,063) = 12,64 МПа

    кр = T/Wp = 796/(0,2*0,063) =18,425 МПа

    Амплитуда нормальных и касательных напряжений:

    а = Н =12,64 МПа

    а = ½*кр = 9,213 МПа


    Коэффициент концентрации напряжений:

    Пределы выносливости вала:


    (-1)Д =-1/(К)Д = 250/3,32 = 75,3 МПа

    (-1)Д = -1/(К)Д =150/ 2,24 = 62,5 МПа

    Коэффициент запаса сопротивления усталости вала по нормальным и касательным напряжениям.

    S = (-1)Д/а =75,3/12,64 = 5,96

    S =(-1)Д/а =62,5/9,213 = 6,78

    Коэффициент запаса сопротивления усталости вала.

    S= = (5,96*6,78)/ = 4,47

    Вывод: Вал имеет достаточный запас прочности.


    написать администратору сайта