Скористайтеся пошуком, наприклад Реферат        Грубий пошук Точний пошук
Вхід в абонемент





Передмова

Проектування приводу. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу

Джерелом енергії приводу є електродвигун.

Коефіцієнт корисної дії приводу

;

де - ККД муфти (табл.2.1 [1]); - ККД закритої циліндричної передачі; - ККД пасової передачі; - ККД пари підшипників.

Розрахункова потужність двигуна

Вт,

де Рвих – потужність на вихідному валі приводу, Вт.

В табл.А.1 (додаток А) вибираємо за розрахунковою потужністю Рдв.р двигун асинхронний короткозамкнутий серії 4А100S4, закритий продувний потужністю=3,0 кВт з синхронною частотою обертання вала nc=1500 хв-1 і ковзанням s=4,4%.

Номінальна частота обертання вала двигуна:

хв-1;

Визначаємо передаточне число приводу та його ступенів. Передаточне число приводу

З іншого боку

,

де - передаточне число закритої циліндричної передачі, - передаточне число відкритої передачі.

Призначаємо передаточне число одноступеневого редуктора, з стандартного ряду (табл.2.2) 4,5 , а розрахункове передаточне число відкритої передачі визначаємо

,

найближче е значення . Величина відхилення дорівнює .0.682%. Остаточно приймаємо : .

Кутова швидкість і крутний момент на валу двигуна

nдв=1434 хв-1;

с-1;

Нм.

Перший вал (швидкохідний вал редуктора)

1; с-1;

Вт;

Нм.

Другий вал (тихохідний вал редуктора)

; с-1;

Вт;

Нм.

Третій вал (вихідний вал приводу)

с-1;

Нм;

Нм.

Результати обчислень зводимо у таблицю 2.1

 

Таблиця 2.1 – Результати розрахунку приводу

№ вала | п , хв-1 | , с-1 | Т , Нм

дв | 1434 | 150.168 | 18.904

1 | 512.14 | 53.631 | 49.783

2 | 113.81 | 11.92 | 215.13

3 | 113.81 | 11.92 | 210.849

2.2 Вибір матеріалів зубчастих коліс і розрахунок

допустимих напружень

Для виготовлення колеса і шестірні беремо однакову сталь марки 45 (табл.3.1,). Термообробка – поліпшення. Твердість поверхні і механічні властивості після термообробки наступні:

для шестірні – Н=270НВ, 580МПа,850МПа;

для колеса - Н=240НВ, 450МПа,750МПа.

У розрахунках активних поверхонь зубців на контактну втому допустимі контактні напруження визначають за формулою (3.1)

,

де- границя контактної витривалості поверхонь зубців, що відповідає базі випробувань NНО.

Базу випробувань NНО – визначаємо за формулою (3.2)

;

.

Границю контактної витривалості знаходимо залежно від виду термічної обробки зубців та їх твердості(табл.3.3,):

для шестірні =2ННВ+70=2270+70=610 МПа;

для колеса =2ННВ+70=2240+70=550 МПа.

Коефіцієнт довговічності ZN обчислюємо за формулою (3.3):

для зубців шестірні

;

для зубців колеса

.

Тут - еквівалентне число циклів навантаження за термін служби передачі

.

Коефіцієнт режиму навантаження визначають за табл.3.4, а сумарне число циклів навантаження зубців шестерні і колеса за формулою

;

,

де h – термін служби передачі в годинах; n – частота обертання шестірні або колеса, в об/хв; і – число одночасних зубчастих зачеплень.

Тоді

;

.

Так як для шестірні і колеса NНО NНЕ , то беремо ZN1= ZN2=1;

Коефіцієнт ZR беремо рівним ZR=0,95, при шорсткості поверхні зубців Rа=(2,5…1,25).

Допустимі контактні напруження для шестірні і колеса

МПа;

МПа.

Тоді розрахункові контактні напруження

МПа

Необхідна умов виконується

МПа

Граничне допустиме контактне напруження

МПа;

МПа,

де - границя текучості при розтягу.

У розрахунках зубців на втому при згині допустиме напруження визначаємо окремо для зубців шестерні і колеса за формулою (3.6)

,

де - границя витривалості при згині, що відповідає базі випробувань NFO = 4106, при коефіцієнті асиметрії R=0 і визначається за рекомендаціями табл.3.7:

для шестірні МПа;

для колеса МПа.

Коефіцієнт довговічності

; ,

де NFE - еквівалентне число циклів зміни напружень згину за термін служби передачі

;

.

Так як NFO<NFE, то беремо YN1=YN2=1.

Допустимі напруження згину, при коефіцієнті запасу міцності SF =2 і коефіцієнті шорсткості перехідної поверхні YR=1(якщо Rz<40 мкм)

МПа; МПа.

Граничні допустимі напруження на згин

Для шестірні МПа; МПа.

Для колеса МПа; МПа.

2.3 Розрахунок закритої циліндричної зубчастої передачі

Вихідними даними для проектного розрахунку передачі є такі:

- розрахункове діюче навантаження Т1=49.783 Нм;

- передаточне число передачі u=4,5;

- коефіцієнт ширини вінця зубчастого колеса 0,315 ;

- типовий режим роботи передачі – середній нормальний (СН) та строк служби h=10000 год;

- матеріал зубчастих коліс та їх термообробка, твердість активних поверхонь.

Із умови міцності робочих поверхонь зубців на контактну втому визначаємо міжцентрову відстань

мм,

де =430 МПа1/3 для косозубих передач; коефіцієнтом , значення якого визначаємо за табл.3.13 в залежності від схеми розміщення коліс на валах і коефіцієнта . При симетричному розташуванні коліс між опорами вала =1,027.

Обчислену міжцентрову відстань округлюємо до найближчого стандартного значення (ГОСТ 2144-76). Беремо =160 мм.

Визначаємо модуль зубців зубчастих коліс.

мм.

Кінцеве значення модуля приймаємо згідно з ГОСТ 9563-80 mп=2,0 мм.

Ширина зубчастого вінця колеса:

мм.

Ширина зубчастого вінця шестірні b1 береться більшою

мм.

Попереднє значення кута нахилу зубців =150.

Попередньо визначаємо за формулою

.

Результат округлюємо до найближчого цілого числа . Число зубців колеса рівне . Отримане число округлюємо до .

Після визначення і уточнюємо передаточне число u

.

Перевіряємо відхилення фактичного передаточного числа від розрахункового

.

Кінцеве значення кута нахилу зубців визначаємо за формулою:

.

Визначення конструктивних розмірів зубчастих коліс. Базові параметри вихідного контуру: кут профілю =20; коефіцієнт висоти головки зубця = 1; коефіцієнт висоти ніжки зубця = 1,25; коефіцієнт радіального зазору с*=0,25.

Розміри зубців косозубої передачі, виконаної без зміщення (нульова передача), визначаємо за формулами:

висота головки зубця

мм;

висота ніжки зубця

мм;

висота зубця

мм;

Розміри зубчастих коліс:

діаметр ділильного кола шестірні

мм;

діаметр ділильного кола колеса

мм;

діаметри кіл вершин

мм; мм;.

діаметри кіл впадин

мм;

мм;

коефіцієнт перекриття у косозубій нульовій передачі при

.

Перевірка міцності передачі на контактну втому і втому при згині. Колова швидкість у зачепленні

м/с.

При такій швидкості для косозубих коліс необхідно прийняти 9-у ступінь точності (табл.3.12).

Сили у зачепленні. Колова сила

Н.

Осьова сила

Н.

Радіальна сила

Н.

Питома колова сила

Н/мм.

Значення КН наведені у табл.3.11 [1]. При м/с і 9-ій ступені точності КН=1,16. За табл.3.13 [1] КН=1,027. Для косозубої передачі з твердістю зубців Н1 і Н2 < 350 НВ і м/с ([1]) КН =1,05.

Величина контактних напружень на робочих поверхнях зубців

;

МПа.

Тут параметри мають такі значення: ZЕ =275 МПа1/2 - для стальних зубчастих коліс;

,

де ;

- для косозубих передач, при.

.

Перевіряємо міцність передачі на втому при згині. Питома колова сила

Н/мм.

За табл.3.14 [1] при


Сторінки: 1 2