Коефіцієнт корисної дії приводу

Вступ

Редуктором називають механізм, що складається з зубчастих або черв’ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату та служить для передачі потужності від двигуна до робочої машини. Кінематична схема приводу може включати, крім редуктора, відкриті зубчасті передачі, ланцюгову або пасову передачу.

Призначення редуктора – пониження кутової швидкості та підвищення обертового моменту веденого вала у порівнянні з веденим валом.

Редуктори класифікують за наступними основними ознаками:

тип передачі ( зубчасті, черв’ячні або зубчасто-черв’ячні); число ступенів ( одноступеневі, двоступеневі і т. д.);

тип зубчастих коліс ( циліндричні, конічні, конічно-циліндричні і т. д. ); відносно розташування валів в просторі ( горизонтальні, вертикальні );

особливості кінематичної схеми ( розгорнута, співвісна, з роздвоєною ступінню).

Можливість отримання великих передаточних чисел при малих габаритах передачі забезпечують планетарні та хвильові редуктори.

Використання співвісної схеми в двохступеневих циліндричних редукторах дозволяє отримати менші габарити по довжині, що і є основною перевагою.

В співвісних редукторах швидкохідна ступінь переважно недовантажена. Це пояснюється тим , що зусилля , що виникають в зачепленні коліс тихохідної ступені, значно більше ніж в швидкохідній , а міжосьові відстані ступенів однакові. До числа недоліків співвісних редукторів відносять:

- великі габарити в напрямку геометричних осей валів;

- важкість змащення підшипників, що розташовані в середній опорі;

- велика відстань між опорами проміжного вала , що потребує збільшення його діаметра для забезпечення достатньої міцності та жорсткості.

 

 

1 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу

 

Джерелом енергії приводу є електродвигун.

Коефіцієнт корисної дії приводу

де - ККД муфти (табл.2.1[1]);

- ККД закритої конічної передачі(табл.2.1[1]);

- ККД косозубої циліндричної передачі(табл.2.1[1]);

- ККД пари підшипників(табл.2.1[1]).

Розрахункова потужність двигуна

де Рвих– потужність на вихідному валі приводу, Вт.

В табл.А.1 (додаток А[1]) вибираємо за розрахунковою потужністю Рдв.р двигун асинхронний короткозамкнутий серії 4А160S4, закритий продувний потужністю =15 кВт з синхронною частотою обертання вала nc=1500 хв-1 і ковзанням S=2,3%.

Номінальна частота обертання вала двигуна:

Визначаємо передаточне число приводу та його ступенів. Передаточне число приводу

 

З іншого боку

де - 2…5 діапазон передаточного числа закритої конічної передачі;

- 2…6 діапазон передаточного числа циліндричної відкритої косозубої передачі.

Враховуючи діапазон вибираю передаточне число відкритої передачі з таблиці 2.4 [1] 4,0. А розрахункове передаточне число u2 визначаю за формулою

Підбираю з таблиці 2.2 [1] передаточне число, яке найближче то таблиці, . Величину відхилення дорівнює визначимо з формули



Остаточно приймаємо :

Кутова швидкість і крутний момент на валу двигуна

nдв=1466 хв-1;

Вхідний вал редуктора (швидкохідний вал редуктора)

n1= nдв=1466 хв-1; с-1;

Вихідний вал редуктора (тихохідний вал редуктора)

Вихідний вал приводу

Результати обчислень зводимо у таблицю 1

 

Таблиця 1 – Результати розрахунку приводу

 

№ вала ni , хв-1 w , с-1 Т , Нм
Вал двигуна 153,4 85,07
Вхідний вал редуктора 153,4 84,22
Вихідний вал редуктора 366.5 38,35 320,17
Вихідний вал приводу 163,6 17,1 660,76

 


 

Еквівалентне число зубців шестерні і колеса

Визначаємо напруження згину у зубцях шестерні і колеса

Міцність зубців на втому при згині забезпечена.

Перевірка міцності при короткочасних перевантаженнях.

;

;

;

.

Тут Кп =1,4 – коефіцієнт перевантаження, беремо рівним відношенню Тmax до номінального Тн, які беруться із таблиці для електродвигунів.

Перевірний розрахунок валів

 

Перевірний розрахунок вала полягає у визначенні коефіцієнта запасу міцності S для небезпечного перерізу вала. Допустимий коефіцієнт запасу міцності вала для редукторів загального призначення беруть у межах Sadm=2,0…2,5.

Розглянемо можливі небезпечні перерізи кожного вала.

Ведучий вал.

Матеріал вала той же, що і для шестірні (шестірня виконана заодне з валом), тобто сталь 50, термообробка - поліпшення, МПа.

Границя витривалості матеріалу при симетричному циклі згину

МПа.

Границя витривалості матеріалу при симетричному циклі кручення

МПа.

Переріз А-А. Розглянемо січення при передачі крутного моменту від двигуна через муфту. Концентрацію напружень викликає наявність шпонкового пазу (див.табл.7.8). Згинаючий момент у перерізі

Нмм.

Площа поперечного перерізу, що має шпонковий паз

мм2.

Осьовий момент опору для перерізу, що має шпонковий паз

мм3.

Полярний момент опору для перерізу, що має шпонковий паз

мм3.

Коефіцієнт запасу міцності перерізу

,

де - коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями;

- коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями.

Вказані коефіцієнти визначаються за відповідними формулами

; ,

де - границя витривалості матеріалу при згині;

- границя витривалості матеріалу при крученні;

- амплітудне значення згинаючих напружень;

- середнє значення постійного нормального напруження;

, - відповідно амплітуда та середнє значення дотичних напружень;

- ефективні коефіцієнти концентрації напружень;

- коефіцієнт стану поверхні;

- коефіцієнт, що враховує вплив абсолютних розмірів поперечного перерізу вала;

- границя міцності матеріалу.

Приймаємо (табл.7.12), (табл.7.8), (табл.7.8), (табл.7.11).

Коефіцієнти, що враховують чутливість до асиметрії циклу

;

.

Амплітуда напружень згину

МПа.

Середнє напруження циклу

МПа,

де - осьова сила.

Амплітуда та середнє значення дотичних напружень для вала, що обертається в один бік

МПа

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями

Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями

Коефіцієнт запасу міцності

Переріз Б-Б. Концентрацію напружень викликає наявність пресової посадки під підшипником (див.табл.7.10). З двох підшипників вибираємо для перевірки січення під підшипником А, так як згинаючі моменти в даному січенні більші. Вибираємо із табл.7.10: ; ; ;

Згинаючий момент у перерізі (рис.2.8)

Нмм.

Осьовий момент опору для круглого перерізу

мм3.

Полярний момент опору для круглого перерізу

мм3.

Амплітуда напружень згину

МПа.

Амплітуда та середнє значення дотичних напружень

МПа.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями

.

Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями

Коефіцієнт запасу міцності

.

Такий великий коефіцієнт запасу міцності обумовлений тим, що матеріал вала визначається матеріалом шестірні, а також з конструктивних міркувань збільшено діаметр вихідного кінця вала.

Ведений вал. Матеріал вала – сталь 50 поліпшення, МПа.

Границя витривалості матеріалу при симетричному циклі згину

Границя витривалості матеріалу при симетричному циклі кручення

Переріз А-А. Концентрацію напружень викликає наявність шпонкового пазу. Приймаємо (табл.7.12), (табл.7.8), (табл.7.8), (табл.7.11), , .

Площа поперечного перерізу

мм2.

Згинаючий момент

Нмм.

Момент опору

мм3.

Амплітуда напружень згину

МПа.

Середнє напруження циклу

МПа.

Полярний момент опору

мм3.

Амплітуда та середнє значення дотичних напружень

МПа.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями

Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями

Коефіцієнт запасу міцності

.

Переріз Б-Б. Концентратором напружень є наявність переходу від діаметра d = 45 мм до діаметра d = 50 мм. При і (табл.7.5), (табл.7.5).

Згинаючий момент

Нмм.

де l – довжина посадочної ділянки вала під зірочку.

Площа поперечного перерізу

мм2.

Момент опору

мм3.

Амплітуда напружень згину

МПа.

Середнє напруження циклу

МПа.

Полярний момент опору

мм3.

Амплітуда та середнє значення дотичних напружень

МПа.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями

.

Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями

.

Коефіцієнт запасу міцності

.

 

Переріз В-В. Концентратором напружень є наявність пресової посадки під підшипником: Приймаємо (табл.7.10), (табл.7.10), (табл.7.12). Площа поперечного перерізу

мм2.

Згинаючий момент Нмм.

Момент опору

мм3.

Амплітуда напружень згину

МПа.

Середнє напруження циклу

МПа.

Полярний момент опору

мм3.

Амплітуда та середнє значення дотичних напружень

МПа.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями

.

Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями

.

Коефіцієнт запасу міцності

.

У всіх випадках S>Sadm.

 

Висновок

 

У даному проекті я підібрав двигун, підібрав матеріал деталей ( коліс, шестірень а також валів). Розрахував і підібрав деталі редуктора(кількість зубців коліс і шестірень). Визначив геометричні розміри деталей редуктора. Підібрав необхідні підшипники. Побудував епюри згинаючих і крутних моментів. Провів перевірку шпонкових з’єднань і валів. Підібрав посадки основних деталей і сорт мастила.
Перелік посилань на джерела

1 В. Сенчішак, Б. Малько та ін.. Курсове проектування деталей машин. Івано - Франківськ, 2000 р.

2 С.А.Чернавский та ін.. Курсовое проектирование деталей машин, М. "Машиностроение", 1988 г.

 

Вступ

Редуктором називають механізм, що складається з зубчастих або черв’ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату та служить для передачі потужності від двигуна до робочої машини. Кінематична схема приводу може включати, крім редуктора, відкриті зубчасті передачі, ланцюгову або пасову передачу.

Призначення редуктора – пониження кутової швидкості та підвищення обертового моменту веденого вала у порівнянні з веденим валом.

Редуктори класифікують за наступними основними ознаками:

тип передачі ( зубчасті, черв’ячні або зубчасто-черв’ячні); число ступенів ( одноступеневі, двоступеневі і т. д.);

тип зубчастих коліс ( циліндричні, конічні, конічно-циліндричні і т. д. ); відносно розташування валів в просторі ( горизонтальні, вертикальні );

особливості кінематичної схеми ( розгорнута, співвісна, з роздвоєною ступінню).

Можливість отримання великих передаточних чисел при малих габаритах передачі забезпечують планетарні та хвильові редуктори.

Використання співвісної схеми в двохступеневих циліндричних редукторах дозволяє отримати менші габарити по довжині, що і є основною перевагою.

В співвісних редукторах швидкохідна ступінь переважно недовантажена. Це пояснюється тим , що зусилля , що виникають в зачепленні коліс тихохідної ступені, значно більше ніж в швидкохідній , а міжосьові відстані ступенів однакові. До числа недоліків співвісних редукторів відносять:

- великі габарити в напрямку геометричних осей валів;

- важкість змащення підшипників, що розташовані в середній опорі;

- велика відстань між опорами проміжного вала , що потребує збільшення його діаметра для забезпечення достатньої міцності та жорсткості.

 

 

1 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу

 

Джерелом енергії приводу є електродвигун.

Коефіцієнт корисної дії приводу

де - ККД муфти (табл.2.1[1]);

- ККД закритої конічної передачі(табл.2.1[1]);

- ККД косозубої циліндричної передачі(табл.2.1[1]);

- ККД пари підшипників(табл.2.1[1]).

Розрахункова потужність двигуна

де Рвих– потужність на вихідному валі приводу, Вт.

В табл.А.1 (додаток А[1]) вибираємо за розрахунковою потужністю Рдв.р двигун асинхронний короткозамкнутий серії 4А160S4, закритий продувний потужністю =15 кВт з синхронною частотою обертання вала nc=1500 хв-1 і ковзанням S=2,3%.

Номінальна частота обертання вала двигуна:

Визначаємо передаточне число приводу та його ступенів. Передаточне число приводу

 

З іншого боку

де - 2…5 діапазон передаточного числа закритої конічної передачі;

- 2…6 діапазон передаточного числа циліндричної відкритої косозубої передачі.

Враховуючи діапазон вибираю передаточне число відкритої передачі з таблиці 2.4 [1] 4,0. А розрахункове передаточне число u2 визначаю за формулою

Підбираю з таблиці 2.2 [1] передаточне число, яке найближче то таблиці, . Величину відхилення дорівнює визначимо з формули

Остаточно приймаємо :

Кутова швидкість і крутний момент на валу двигуна

nдв=1466 хв-1;

Вхідний вал редуктора (швидкохідний вал редуктора)

n1= nдв=1466 хв-1; с-1;

Вихідний вал редуктора (тихохідний вал редуктора)

Вихідний вал приводу

Результати обчислень зводимо у таблицю 1

 

Таблиця 1 – Результати розрахунку приводу

 

№ вала ni , хв-1 w , с-1 Т , Нм
Вал двигуна 153,4 85,07
Вхідний вал редуктора 153,4 84,22
Вихідний вал редуктора 366.5 38,35 320,17
Вихідний вал приводу 163,6 17,1 660,76

 


 









Последнее изменение этой страницы: 2016-04-18; Нарушение авторского права страницы

infopedia.su не принадлежат авторские права, размещенных материалов. Все права принадлежать их авторам. Обратная связь