Содержание
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода.
2.1 Требуемая мощность электродвигателя привода
Ртр = Рвых / ηОБЩ., где
ηОБЩ = η1*η22 = 0,96 * 0,982 ≈ 0,92 — общий КПД привода
η1= 0,96 — КПД клиноременной передачи
η2= 0,98 -КПД одной ступени зубчатой передачи с цилиндрическими колесами
Приведенные данные КПД учитывают потери в подшипниках качения.
Итак, требуемая мощность:
Ртр = Рвых / ηОБЩ = 0,95 / 0,92 = 1,03 кВт Ртр = 1,03 кВт
По требуемой мощности выбираем короткозамкнутый трехфазный двигатель серии 4А, закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения nдв = n1= 950 об/мин,
Рдв = 1,1 кВт тип двигателя — 4A80В6У3 ГОСТ 19523-74
2.2 Определение передаточных отношений привода.
Общее передаточное отношение привода
Unp. = nдв / nвых. =950 / 20 = 47,5
Передаточное отношение
Принимаем ближайшее стандартное значение тихоходной ступени по ГОСТ 2185-66 UT = 4
Передаточное отношение быстроходной ступени
Uб = Upед / UT =18/4=4,5
Принимаем ближайшее стандартное значение по ГОСТ 2185-66
Uб=4,5
Уточняем передаточное отношение редуктора
Uред= UT* Uб = 4*4,5=18
Т.к. передаточное число редуктора определено Upед=18, то
передаточное число клиноременной передачи определяется из выражения
Uкл = Uпp / Up = 47,5/18= 2,63
Среднее значение передаточных чисел для каждой ступени по
ГОСТ 12289-76
для зубчатых передач — Up = 3 ….6
для клиноременной передачи UKJI.= 2……4
Следовательно, выбранные передаточные отношения удовлетворяют стан¬дартному значению ГОСТ 12289-76
2.3 Частота вращения и угловые скорости на валах.
Вал электродвигателя — Вал I
n1 = nдв = 950 об/мин
W1 = π * n1 / 30 = 3,14* 950 / 30 = 99,43 рад/сек
Ведущий вал ( вал быстроходной ступени редуктора) — Вал II
n2 = nдв / Uкл. = 950 / 2,63 = 360 об/мин
W2 = π * n2 / 30 = 3,14* 360/30= 37,68 рад/сек
Промежуточный вал редуктора — Вал III
n3 = n2 / Uб = 360 / 4,5 = 80 об/мин
W3 = π * n3 /30= 80 * 3,14/ 30 = 8,37рад/сек
Ведомый вал редуктора ( тихоходный вал) ) — Вал IV
n4 = n4 / Uт = 80/ 4,0 = 20 об/мин
W4 = π * n4 /30 = 3,14 * 20/30 = 2,09 рад/сек
2.4 Расчетные мощности навалах привода
P1 = Рдв = 4 кВт;
Р2 = P1 * η1 = 4 * 0,96 = 3,84 кВт
Рз = P2 * η2 = 3,84 * 0,98 = 3,76 кВт
Р4 = Рз * η2 = 1,03 * 0,98 = 3,76 кВт
2.5 Вращающие моменты на валах.
T1 = Тэд = 9550 P1 / n1 = 9550 * 4 / 950 = 40,21 Нм
Т2 = 9550 Р2 / n2= 9550* 3,84 /360 = 101,86 Нм
Т3 =9550 Р3 / n3 = 9550 * 3,76 / 80 = 448,85 Нм
Т4 = 9550 Р4 / n4 = 9550 * 3,76 / 20= 1795,4 Нм
Полученные данные сводим в табл. 1
Вал № Частота вращения,
п, мин — 1 Момент, T, Н*м
I 950 40,21
II 360 101,86
III 80 448,85
IV 20 1795,4
Передаточные отношения: см. Табл.2
1 Общее передаточное отношение привода Uпр. = 47,5
2 Передаточное число редуктора UPед.= 18
3 Передаточное число быстроходной ступени Uб = 4,5
4 Передаточное число тихоходной ступени UT= 4,0
5 Передаточное число клиноременной передачи Uкл= 2,63
3. Расчет зубчатой передачи .
3.1 Выбор марки материала.
Выбор материала зубчатых колес определение допускаемых напряжений. Зубчатые передачи обеих ступеней закрытые. Основной характер разрушения — усталостное выкрашивание активных поверхностей зубьев под действием контактных напряжений.
Выбор марки материала и термообработка зубчатых колес. В целях унификации материалов для зубчатых колес обеих ступеней, при-нимаем сталь 40ХН ГОСТ 4543-71.
В этом случае зубья во время работы не прирабатываются и обеспечивать разность твердостей зубьев не требуется.
Для лучшей приработки назначаем для колес — улучшение, для шестерни — закалку ТВЧ
Согласно задания быстроходная и тихоходная ступень — цилиндрическая
прямозубая.
Механические свойства приведены в табл.4
Табл.4
Наименование детали Материал Термообработка HRC НВ GB МПа GT
МПа
Шестерня; Колесо Сталь40ХН Улучшение + закалка ТВЧ 48…53 269.. 302 900 750
3.1.1. Среднее значение твердости зубьев
НВсерд = НВсерд + НВсерд / 2 = 269 + 302 /2 = 285
НRCпов = НRCсерд + НRCсерд/ 2 = 53 + 48 /2 = 50
3.1.2 Допускаемые напряжения для расчета передачи на контактную вынос¬ливость
[ G н ] = [G о]н 6√NHO / NHE = < [G ]нmах
[G о]н = G он / S Н — допускаемый предел контактной выносливости.
[G о]н = G он / S Н = 17*50 +200 /1,2 = 882 МПа .
G он= 17HRC +200 = 17*50 +200=1058 МПа — длительный предел контактной выносливости
S н = 1,2 — коэффициент безопасности
NHO = 100*106 — базовое число циклов перемены напряжений соответст¬вующее длительному пределу выносливости , зависящее от твердости мате¬риала
NHE = КНЕ *NƐ — эквивалентное число циклов перемены напряжений
КНЕ- = 1 — коэффициент приведения при постоянной нагрузке
NƐ= 60 * LƐ * ni — суммарное число циклов перемены напряжений за срок службы передачи
LƐ = Lл* 300* 8*Сс = 1*300*8*3= 7200 часов — суммарное время работы
ni — частота вращения зубчатых колес
NƐl= 60 *7200 * 950 = 410*106 — для шестерни
NƐ2= 60 *7200 * 360 =155*106 — для колеса
NƐ3=60*7200 * 80 =34*106 — для шестерни
NƐ4= 60*7200 *20 =8,6*106 — для колеса
Следовательно [ GH ] = [G о]н =882МПа
[ GH ]max = 40*HRC = 40*50 = 2000МПа
Требуемое условие [ GH ] < [GH ] max — выполняется.
3.1.3 Допускаемое напряжение для расчета передачи на изгибную выносли¬вость
[ GF] =[Go]F√ 4*106 /NFE =< [G]Fmax
[Go]F = GoF/SF =550/1,75 = 314МПа
G oF =550МПа — длительный предел изгибной выносливости
SF =1,75 — коэффициент безопасности
NFE = KFE *Ne — эквивалентное число циклов перемены напряжений на из¬гибную выносливость
KFE =1- коэффициент приведения постоянной нагрузки
Таким об¬разом , поскольку NFo < NFE = 4* 106
принимаем NFE = 4* 106
Следовательно [ G F ] = [G o]F =314МПа
Т.к. [Go] Fmax = 1260МПа, то условие [G]F< [Go] Fmax- выполняется.
При расчете на контактную выносливость
Кн = К нᵦ * КНυ
К нᵦ = К°нᵦ — коэффициент концентрации нагрузки для не прирабатывающих¬ся зубьев
Задаваясь коэф. рабочей ширины зубчатого венца:
Ѱbа = b /aw = 0,25 — коэф. ширины венца для прямозубых колес, для бы¬строходной ступени рекомендуемому по ГОСТ2185-76
Ѱba = b /aw = 0,315 — коэф. ширины венца для прямозубых колес, для тихоходной ступени рекомендуемому по ГОСТ2185-76
Определяем параметр для прямозубых ( быстроходная ступень ) колес
Ѱbd = Ѱba (Ub +1 ) / 2 = 0,25 (4,5 +1 ) / 2 = 0,687
Определяем параметр для прямозубых ( тихоходная ступень ) колес
Ѱbd = Ѱba ( UT +1 ) / 2 = 0,315 (4,0+1 )/2 = 0,787
по (2.табл. 2.7 ) находим Кнᵦ = К0нᵦ = 1,71 -( быстроходная ступень )
КНυ -динамический коэффициент
по табл. 2.7 стр. находим Кнᵦ = К0нᵦ =1,38- ( тихоходная ступень ) Определить окружную скорость для быстроходной ступени
υ1 = n3/Cυ 3√T/ Ub2 Ѱba 2 =80/16003√168,3/4,52*0,252= 0,255 м/сек
Сυ =1600
Определить окружную скорость на тихоходной ступени
υ2 = n4/Cυ 3√T / UT2* Ѱba 2 =20/16003√659/ 42* 0,3152 =0,09 м/сек
Сυ =1600
По ( табл. 2. 14 стр.20) — назначаем 8 степень точности передачи.
Тогда Кнυ =1,02
Таким образом: Коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносли¬вость
Кн = К нᵦ * Кнυ =1,71* 1,02= 1,74 — ( быстроходная ступень )
Кн = К нᵦ * Кнυ =1,38* 1,02=1,4 — ( тихоходная ступень )
При расчете на выносливость при изгибе
KF = КFᵦ * KFυ — где
КFᵦ = К0Fᵦ- = 1,27 -коэффициент концентрации нагрузки для неприработанных зубьев.
Выдержка из текста
Тема курсового проекта: Расчет и проектирование
привода общего назначения
Список использованной литературы
Список используемой литературы.
1. М.: М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.
2. П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин.
«Высшая школа», 1985.
3. В.И. Анурьев – Справочник коструктора –машиностроителя, т.1.
М.: «Машиностроение», 1980.
4. В.И. Анурьев – Справочник коструктора –машиностроителя, т.2.
М.: «Машиностроение», 1980.
5. В.И. Анурьев – Справочник коструктора –машиностроителя, т.3.
М.: «Машиностроение», 1980.