Расчитать и спроектировать привод от

Задание 4/5

Расчитать и спроектировать привод от

Електродвигателя на вал скребкового транспортера.

 

Мощность на выходном валу – P =6.3 кВт

Частота вращения на выходном валу – n_вых=25 об/мин

Частота вращения вала электродвигателя – n_э.д =750 об/минˉ ¹

Срок службы – L =5 год

Число смен 2

Коэффициент перегрузки Т _max/T_пот = 1,7

Характер нагрузки— постоянная

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Л ст

РГЗ 4/5

Разраб.

Резник Д.С. .

Провер.

Жидко Л.В.

Реценз.

Н. Контр.

Утверд.

Расчетно-пояснительная записка

Лит.

Листов

ОГАХ 138гр

Кинематический расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя.

Определим потребительную мощность.

Где:

-мощность на выходном валу редуктора

-общий КПД ступеней привода

Определим общий КПД.

Где:

- КПД плоскоременной передачи,

- КПД быстроходной передачи,

- КПД тихоходной передачи,

- КПД подшипников,

- КПД муфты.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Кинематический расчет привода

η_б=0.98 η_п=1 η_м=0.99

Подставим в формулу.

Синхронная частота вращения 750 мин^-1

Выберем стандартный электродвигатель с серии 4А по ГОСТ -1953-81 закрытого обдуваемого исполнения.

Тип двигателя – 4АІ60М8У3

Мощность P=75 кВт

Частота вращение n_{Э.Д. .} = 730 мин^-1

1.2 Определим передаточное отношение привода и его разбивку по ступеням.

Задаёмся передаточным отношением плоскоременной передачи U_п.р.=2,тогда U

редуктора

В свою очередь

Определим придаточные отношение быстроходной и тихоходной ступени.

U _т = U_р / U_Б = 14.6 / 4.200 = 3,476

Принимаем стандартные значения передаточных отношений редуктора

по ГОСТ 2185 - 66

Определяем передаточное отношение плоскоременной передачи

1.3 Определим мощности, частоту вращения и крутящие моменты на валах редуктора.

1.3.1. Рассчитываем мощность на валах редуктора.

1.3.2. Определяем частоту вращения валов редуктора.

1.3.3. О пределяем крутящие моменты на валах редуктора.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Кинематический расчет привода

Таблица 1

Вал Параметры	Быстроходная	Промежуточная	Тихоходная
Мощность Вт	= 6,622	= 6,489	= 6,359
Частота - вр. мин^-1	= 355	= 88	= 25
Крутящий момент, Нм	= 178,112	= 698,135	= 2429,138

Таблица 2

Ступень	Плоскоременная	Быстроходная	Тихоходная
Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист Расчет тихоходной ступени редуктора   Передаточное отношение	= 2,056	= 3.55	= 4

2. Расчет тихоходной ступени редуктора

Исходные данные для расчета:

- передаточное отношение ступени U_Т= 4

- частота вращения тихоходного вала n₃= 25 мин^-1

- крутящий момент на тихоходном валу T₃= 2429,138 Нм

- срок службы в годах 4

- количество смен 2

- коэффициент перегрузки Т _max/T_пот = 1,7

- характернагрузки постоянная

2.1. Выбор материалов и термической обработки, и термической обработки для шестерни и колеса.

Выбираем материалы для шестерни и колеса, и назначаем термическую обработку в соответствии с рекомендациями раздела1.2 и данными таблицы 1.1. принимаем:

— для шестерни Ст 40Х

— для колеса сталь Ст 45

Принимаем твердость поверхности зубьев НВ>350

Принимаем термообработку - поверхностное закаливание зебьев токами высокой частоты.

2.2. Механические свойства принятых материалов.

Шестерня

Сталь 40Х

Поверхность закалки HRC=55

Предел контактной выносливости:

σ_он=17HRC+200=(17·55)+200=1135 (МПа)

Предел выносливости материала в сердцевине(σ_он):

σ_о=1.8·НВ, (МПа),

где НВ- твердость материала (таблица 1.3), принимаем НВ=280

σ_о=1.8·280=504 (МПа)

Определяем предел текучести материала:

σ_т=700 МПа

Колесо

Сталь 45

Твердость поверхности:

HRC= 52

Предел контактной выносливости материала:

σ_он=17·HRC+200=(17·52)+200=1084 МПа

предел выносливости материала в сердцевине σ_о=1,8·НВ

НВ=240

σ_о=1,8·240=432 МПа

предел текучести материала (в сердцевине)

σ_т=450 МПа

2.3. Определение допустимых напряжений для зубьев шестерни и колеса

2.3.1 Определение допускаемого контактного напряжения для неограниченного числа циклов погружения зуба определим по формуле:

Коэффициент Z_R принимаем Z_R=0.95 считая, что шероховатость зубьев R_z10 R_z- высота неровностей

S_н=1.2 (для поверхностно упрочненных зубьев)

Для шестерни:

Для колеса:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Расчет тихоходной ступени редуктора

расчетное значение контактных напряжений принимаем как среднеарифметическое от [σ_н3] и [σ_н4]

Допускаемое наибольшее напряжение при проверке рабочих поверхностей зубьев на предотвращение пластической деформации определим:

Определим допускаемые напряжения на изгибе:

Y_R=0.85-коэффициент зависит от шероховатости поверхности (0,8÷0,85)

Y_y=1-коэффициент учитывающий механические упрочнения (1,1÷1,3)

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Кинематический расчет привода

Y_M=1-при d_a≤400 мм и m_n≤10 мм.

Масштабный фактор:

S₁=1.75

S₂=1-штамповка

S₃=1

S_F=S₁·S₂·S₃=1.75·1·1=1.75

Для шестерни:

Для колеса:

Поскольку прочность зубчатой пары лимитирует прочность зубьев колеса, в качестве расчетного допускаемого напряжения на изгиб, принимаем значение для материала колеса: [σ_F]₂=209.828 МПа.

Допускаемое наибольшее напряжение изгиба при кратковременной перегрузке определяем в соответствии с разделом 1.3.2 учитывая пластичность материала в сердцевине зубьев.

[σ_F]_max=0.8·σ_T

[σ_F]_max=0.8·450=360 МПа

2.4. Число циклов нагружений.

Определим базовое число циклов выносливости N_OH, исходя из предела выносливости материала σ_о.

Определим действительное число нагружений исходя из заданных сроков службы:

N_ц=n₃·60 (кол-во смен)·8·(кол-во лет)·275;

N_ц=25·60·1·8·5·275=3.3

Определим коэффициент К_р(показывает возможность работы зацеплений за заданный срок службы)

В силу того, что базовое число циклов нагружений для данного материала больше чем действительное даёт возможность увеличить среднеарифметическое контактное напряжение на величину К_Р

2.5. Особенности конструкций проектируемой зубчатой передачи.

Тихоходная ступень – цилиндрическая, эвольвентно косозубое зацепление, без смещения (нулевое зацепление), угол зацепления α=20º, для этого зацепления принимаем 9 степень точности.

2.6. Расчет зубчатой пары по условию отсутствия поверхностного выкраивания (проектный расчет)

Определим межосевое расстояние а _w из расчета зубьев по контактному напряжению для предотвращения усталостного выкрашевания

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Расчет тихоходной ступени редуктора     Список литературы

T₃-крутящий момент на выходном валу;Т=2429,138

К-коэффициент нагрузки принимаем равным 1.3;

[σ_H]-допускаемое контактное напряжение (см.п.2.4 [σ_H]=942.715 МПа);

U-передаточное число тихоходной ступени U=3,55;

Ψ_ва-коэффициент ширины зуба в соответствии с разделом 1.2 Ψ_ва=0.5;

К_αн-коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки (К_αн=1.12) Округление возможно только в большую сторону (по условию прочности). Принимаем а_w=180 мм.

Выбираем нормальный модуль зацепления.

принимаем m_n=3 мм.

Определим угол наклона зубьев β и соответствующий окружной модуль зубьев m_t.

Задаёмся углом наклона зуба β=14º(т.к. угол β должен находится в пределах 8-18º).

и соответствующее число зубьев, которое может разместиться по окружности шестерни

Округляем расчетное значение Z₂ до ближайшего целого. Принимаем число зубьев шестерни Z₃=26.

Тогда число зубьев колеса Z₄=U·Z₃=26·3,55=92.

При этом фактический окружной модуль зубьев составляет

и соответствующий угол наклона зубьев β определим из зависимости:

Определим диаметры делительных окружностей зубчатых колес

Проверка

;

Ширина колеса

Округляем (в большую сторону по условию прочности) .

Поскольку при определении межосевого расстояния a_w коэффициент нагрузки К был принят ориентировочно, рассчитаем его уточненное значение:

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Расчет тихоходной ступени редуктора

Где K_β-коэффициент концентрации нагрузки; по таблице 1.5. при отношении и расположении шестерни вблизи опоры на весьма жёстком валу К_β=1.13;

К_v-коэффициент динамической нагрузки(таб. 1.6.);

Определяем окружную скорость колёс пары:

Выбираем К_v=1.15

Следовательно К=1,13·1,15=1,2995 м/с

Таким образом при определении межосевого расстояния a_w коэффициент нагрузки К был занижен. При расчете с точным значением К получим новое значение a_wнов34

Новое значение межосевого расстояния соответствует выполнению условия контактной прочности. Следовательно, в передаче, изготовленной по принятым выше размерам (a_w34=180 мм) бут несколько превышать допускаемые контактные напряжения [σ_Н]. правила проектирования позволяют превышать допускаемые напряжения до 5%, что обосновывается вероятным характером значений механических свойств материалов и приближенность значений коэффициентов К_β и К_v.

Определим действующие контактные напряжения:

2.7 Проверочные расчеты зубчатой пары.

В результате проектного расчета, выполненного по условию контактной прочности зубчатых колёс, приняты следующие характеристики пары:

Ø Межосевое расстояние а_w34=180 мм

Ø Диаметр делительной окружности шестерни d₃=80 мм

Ø Диаметр делительной окружности колеса d₄=283 мм

Ø Модуль зубьев в нормальном сечении m_n=3 мм

Ø Число зубьев шестерни Z₃=26

Ø

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Расчет тихоходной ступени редуктора     Список литературы

Число зубьев колеса Z₄=92

Ø Угол наклона зубьев β=12,8º

Ø Ширина колеса в₄=90 мм

Выполним проверку принятых зубчатых колёс на отсутствие других возможных видов разрушений.

Проверка на предотвращение пластических деформации поверхностного слоя зубьев.

В соответствии с формулой и условием прочности

992,37 МПа < 1293.9 МПа

условие прочности поверхности выполняется.

2.7.1. Расчет зубьев на предупреждающий излом.

,

Где = 1/0,95·1,84=0,665

ε_α-торцевой коэффициент перекрытия;

Определяем коефициент торцевого перекрытия.

Y_β-коэффициент прочности зубьев наклона контактной линии к основанию зуба при β≤40º

Y_F4-коэффициент прочности зубьев колёс; определяем по эквивалентному числу зубьев, пользуясь таблицей 1.7.

Y_F4=3.75 (смещения исходного контура нет);

Условие прочности зубьев на изгиб выполняется.

2.7.2. Проверка прочности зубьев на предотвращение пластической деформации зубьев при кратковременных перегрузках.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Расчет тихоходной ступени редуктора

Условие прочности выполнено.

Следовательно, для зубчатой пары принятых размеров ни один вид возможного разрушения не должен произойти в течении проектного срока службы.

2.8. Остальные геометрические параметры.

В дополнение к найденным параметрам зацепления определяем диаметры окружностей вершин и впадин зубьев, необходимые для выполнения рабочих чертежей колес.

Диаметры вершин зубьев.

Диаметр впадин

Ширину шестерни принимаем на 10% больше, чем колеса (компенсация возможной неточной сборки).

2.8. Составляющие силы действующие в зацеплении.

Условно считаем, что сила F_n, действующая в зацеплении сосредоточена по середине длины зуба (ширина колеса). Пренебрегаем трением, тогда проекции силы F_n на три взаимно перпендикулярных направлениях соответственно определяется зависимостями (таб. 1.9.)

Окружная сила

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Расчет тихоходной ступени редуктора

радиальная сила

осевая сила

n3

Fa4

Ft4

Fa3

d4

d3

aw3-4

Ft3

n4

Fr3

Fr4

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Расчет быстроходной ступени редуктора

Список литературы

1. Решетов Д.Н. Детали машин. – М., Высшая школа, 1975.
2. Иванов М.Н. Детали машин. – М., Высшая школа, 1976.
3. ГОСТ 21354 – 75. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Расчёты на прочность. – М., издательство стандартов, 1976.
4. Чернавский С.А. и др. Проектирование механических передач. М., «Машиностроение», 1984.
5. Курсовое проектирование деталей машин под редакцией В.Н.Кудрявцева. Л. «Машиностроение»,1984.

 

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Список литературы

 

Задание 4/5

Расчитать и спроектировать привод от