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 Р_вих– потужність на вихідному валі приводу, Вт.

В табл.А.1 (додаток А[1]) вибираємо за розрахунковою потужністю Р_дв.р двигун асинхронний короткозамкнутий серії 4А160S4, закритий продувний потужністю =15 кВт з синхронною частотою обертання вала n_c=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

n_дв=1466 хв^-1;

Вхідний вал редуктора (швидкохідний вал редуктора)

n₁= n_дв=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 К_п =1,4 – коефіцієнт перевантаження, беремо рівним відношенню Т_max до номінального Т_н, 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 S_adm= 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>S_adm.

 

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 Р_вих– потужність на вихідному валі приводу, Вт.

В табл.А.1 (додаток А[1]) вибираємо за розрахунковою потужністю Р_дв.р двигун асинхронний короткозамкнутий серії 4А160S4, закритий продувний потужністю =15 кВт з синхронною частотою обертання вала n_c=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

n_дв=1466 хв^-1;

Вхідний вал редуктора (швидкохідний вал редуктора)

n₁= n_дв=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