Выбор двигателя. Кинематический расчет. Расчет привода

1. Срок службы приводного устройства.

 

Срок службы L_h, ч, определяем по формуле:

Lh=365LrKrtcLcKc;

Где Lr- срок службы привода, лет; Kr-коэффициент годового использования,

Kr= ;

tc- продолжительность смены, ч; Lc- число смен; Kc- коэффициент сменного использования,

Kc= ;

;

= ;

Место установки	Lr	Lc	tc	Lh, ч	Характер нагрузки	Режим работы
ОАО “УфаГидромаш”	3	1	11		С малым колебаниями	Реверсивный

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет. Расчет привода.

2.1. Определение номинальной  мощности и номинальной частоты  вращения двигателя.

1. Определяем требуемую мощность  рабочей машины Pрм, кВт;

Pрм=FJ;

Pрм= ;

2. Определяем общий коэффициент  полезного действия (КПД) привода:

;

;

3. определяем требуемую мощность двигателя Pдв, кВт:

;

;

4. Определяем номинальную мощность двигателя Pном, кВт.

;   ;

5. Выбираем тип двигателя:

4AM132S4У3

;  Pном=7,5 кВт;

2.2 Определение передаточного  числа привода и его ступеней.

1. Определяем частоту  вращения приводного вала рабочей машины nрм, мин^-1

, отсюда  ;

Где скорость тягового органа, м/с; D- диаметр колеса, мм;

;

2. Определяем передаточное  число привода при заданной номинальной мощности Pном принимая Uзп=4,5;

;  ;

3. Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины , мин^-1;

;

4. Определяем допускаемую частоту  вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения , мин^-1:

;

5. Определить фактическое передаточное  число привода UФ:

;

6. уточним передаточные числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода:

При этом предпочтительнее уточнить Uоп оставив неизменным значение Uзп.

Таким образом, выбираем двигатель  4AM132S4У3 nном=1455 мин^-1, Pном=7,5 кВт, передаточные числа, привода U=21, редуктора Uзп=4,5, открытой передачи Uоп=4,6.

2.3. Определение силовых и кинематических  параметров привода.

 

4AM132S4У3                 4AM132S4У3 nном=1455 мин-1, Pном=7,5 кВт
Параметр	Передача		Параметр	Вал
	Закрытая (редуктор)	открытая		двигателя	Редуктора		привод рабочей машины
					быстроходный	тихоходный
Передаточное число U	4,5	4,6	Расчетная мощность P, кВт	6,92	6,71	6,4	6
			Угловая скорость , с-1	152,3	152,3	33,8	7,3
КПД	0,97	0,95	Частота вращения n, мин-1	1455	1455	323,3	70,2
			Вращающий момент T,	45,4	44	190,1	822,4

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Выбор материала  зубчатых передач.

Определение допускаемых напряжений.

1. Выбор твердости, термообработки и материала колес.

Параметр		Шестерня	Колесо
Материал		Сталь 40ХН	Сталь 40ХН
Термообработка		Улучшение	Улучшение
Твердость		269…302 HB	235…262 HB
Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений NHO; NFO; H/мм2		1,8HBср+67=	1,8HBср+67=
		1,03HBср=	1,03HBср=

 

2. Определение допускаемых контактных напряжений

а) Определить коэффициент долговечности  для зубьев шестерни KHL1 и колеса KHL2:

KHL1= ; KHL2= ;

Где NНО- число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка), N=573 Lh. Здесь - угловая скорость соответствующего вала, с-1; Lh- срок службы привода (ресурс), ч.

HBср1= ;   HBср2= ;

N1= ; N2= ;

KHL1= ;

 KHL2= ;

б) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса :

= ;   = .

=   = ;

3. Определение допускаемых напряжений изгиба , H/мм².

а) Коэффициент долговечности для  зубьев шестерни KFL1 и колеса KFL2.

KFL1=   KFL2= ;

б) Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни колеса

;   ;

  ;

Для реверсивных передач уменьшают на 25%:

   ;

4. Табличный ответ к задаче 3:

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	HB1cp
		Sпред
				HB2cp	Н/мм2
Шестерня	40ХН	315	Улучшение	285,5	800	630	380	96,135
		200
Колесо	40ХН	200	Улучшение	248,5	700	300	1468,5	107,475
		125

 

 

 

 

 

 

 

 

4. Расчет зубчатых передач редукторов.

Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

Проектный расчет

1. Определить главный параметр- межосевое расстояние aw, мм:

;

Где К_а- вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К_а=43.

- коэффициент ширины венца  колеса, равный 0,28…0,36- для шестерни расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых редукторах;

U- передаточное число редуктора;

T₂- вращающий момент на тихоходном валу при расчете редуктора или на приводном валу рабочей машины, ;

- допускаемое контактное напряжение  с менее прочным зубом или  среднее допускаемое контактное напряжение, ;

- коэффициент неравномерности  нагрузки по длине зуба, для  прирабатывающихся зубьев =1;

;  Округляем значение  до ближайшего табличного, =120 мм.

2. Определяем модуль зацепления m, мм;

; 

Округляем значение m=2,33 до ближайшего табличного значения m=3мм;

3. Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:

;

 

4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

;   ;

5. Уточним действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

;      ;

6. Определить число зубьев шестерни:

;    ;

7. Определяем число зубьев колеса:

;  ;

8. Определить фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного:

;

9. Определяем фактическое межосевое расстояние:

;   ;

10. Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

Параметр		Шестерня	Колесо
Диаметр	Делительный	51,96	187,2
	Вершин зубьев	56,96	193,2
	Впадин зубьев	44,76	180
Ширина венца		=41	37

Проверочный расчет.

1. Проверяем межосевое расстояние:  aw=(d1+d2)/2;

;

2. Проверяем пригодность заготовок колес :

Диаметр заготовки шестерни D_заг=d_a1+6мм, толщина диска или обода колеса закрытой передачи S_заг=b₂+4мм;

D_заг=56,96+6=62,96 125-заготовка шестерни пригодна;

S_заг=37+4=41 315- заготовка колеса пригодна;

3. Проверяем контактные напряжения , H/мм²:

=

Где K-вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К=376;

- окружная сила в зацеплении, Н;

- коэффициент, учитывающий распределение  нагрузки между зубьями, для косозубых =1,13

-коэффициент динамической нагрузки, зависящей от окружной скорости колес и степени точности передачи, =1,03;

;

4. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса , Н/мм²;

;

;

Где m- модуль зацепления, мм; b₂-ширина зубчатого венца колеса; F_t- окружная сила в зацеплении, Н; K_Fa- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубых колес K_Fa=1;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев колес =1;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящей от окружной скорости колес и степени точности передачи, =1,07;

Y_f1 и Y_f2- коэффициенты формы зуба и колеса, Y_f1=4,28, Y_f2=3,62;

;

;

5. Составим табличный ответ к  задаче 4:

Проектный расчет
Параметр		Значение		Параметр		Значение
Межосевое значение aw		120		Угол наклона зубьев		12,83856o
Модуль зацепления m		3		Диаметр делительной  окружности Шестерни d1 Колеса d2		51,96 187,2
Ширина зубчатого венца: Шестерни b1 Колеса b2		41 37
Число зубьев: Шестерни z1 Колеса z2		14 64		Диаметр окружности вершин Шестерни da1 Колеса da2		56,96 193,2
Вид зубьев		косые		Диаметр окружности впадин Шестерни dF1 Колеса dF2		44,76 180
Проверочный расчет
Параметр			Допускаемое значение		Расчетные значения
Контактные напряжения ,Н/мм2			580,9		524,5
Напряжения изгиба Н/мм2			96,135		81,01
			191,925		68,52

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5. Расчет открытых передач .

Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи.

Проектный расчет

1. Определить главный параметр- межосевое расстояние aw, мм:

;

Где К_а- вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К_а=43.

- коэффициент ширины венца  колеса, равный 0,28…0,36- для шестерни  расположенной симметрично относительно  опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых редукторах;

U- передаточное число редуктора;

T₂- вращающий момент на тихоходном валу при расчете редуктора или на приводном валу рабочей машины, ;

- допускаемое контактное напряжение  с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, ;

- коэффициент неравномерности  нагрузки по длине зуба, для  прирабатывающихся зубьев  =1;

;  Округляем значение до ближайшего табличного, =190 мм.

2. Определяем модуль зацепления m, мм;

; 

3. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

;   ;

4. Определить число зубьев шестерни:

;    ;

5. Определяем число зубьев колеса:

;  ;

6. Определить фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного:

;

7. Определяем фактическое межосевое расстояние:

;   ;

10. Определяем фактические основные  геометрические параметры передачи, мм:

Параметр		Шестерня	Колесо
Диаметр	Делительный	65	315
	Вершин зубьев	75	325
	Впадин зубьев	53	303
Ширина венца		=56	53

 

Проверочный расчет.

6. Проверяем межосевое расстояние:  aw=(d1+d2)/2;

;

7. Проверяем пригодность заготовок колес :

Диаметр заготовки шестерни D_заг=d_a1+6мм, толщина диска или обода колеса закрытой передачи S_заг=b₂+4мм;

D_заг=75+6=81 125-заготовка шестерни пригодна;

S_заг=57+4=61 315- заготовка колеса пригодна;

8. Проверяем контактные напряжения , H/мм²:

=

Где K-вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач К=4736;

- окружная сила в зацеплении, Н;

- коэффициент, учитывающий распределение  нагрузки между зубьями, для прямозубых =1,13

-коэффициент динамической нагрузки, зависящей от окружной скорости колес и степени точности передачи, =1;

;

9. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса , Н/мм²;

;

;

Где m- модуль зацепления, мм;b₂-ширина зубчатого венца колеса; F_t- окружная сила в зацеплении, Н; K_Fa- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес K_Fa=1;

- коэффициент неравномерности  нагрузки по длине зуба, для  прирабатывающихся зубьев колес =1;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящей от окружной скорости колес и степени точности передачи, =1;

Y_f1 и Y_f2- коэффициенты формы зуба и колеса, Y_f1=4,28, Y_f2=3,62;

;

;

5. Составим табличный ответ к задаче 4:

Проектный расчет
Параметр		Значение		Параметр		Значение
Межосевое значение aw		190		Диаметр делительной  окружности Шестерни d1 Колеса d2		65 315
Модуль зацепления m		5
Ширина зубчатого венца: Шестерни b1 Колеса b2		56 53
Число зубьев: Шестерни z1 Колеса z2		13 63		Диаметр окружности вершин Шестерни da1 Колеса da2		75 325
Вид зубьев		прямые		Диаметр окружности впадин Шестерни dF1 Колеса dF2		53 303
Проверочный расчет
Параметр			Допускаемое значение		Расчетные значения
Контактные напряжения ,Н/мм2			580,9		556,26
Напряжения изгиба Н/мм2			96,135		78,37
			191,925		66,29

 

 

6. Расчет нагрузки валов.

6.1 Силы в зацеплении закрытой  передачи

Вид передачи	Силы в зацеплении	Значение силы, Н
		На шестерне	На колесе
Цилиндрическая косозубая	Окружная	Ft1= Ft2=2030	Ft2=
	Радиальная	755,58
	Осевая	460,81

 

6.2 Силы в зацеплении открытой  передачи.

Консольные силы.

Вид открытой  передачи	Характер направления  силы по направлению	Значение силы, Н
		На шестерне	На колесе
Цилиндрическая прямозубая	Окружная	Ft1= Ft2=1206	Ft2=
	Радиальная	437,77
Муфта			-

 

 

 

 

 

 

7. Разработка чертежа общего вида редуктора.

7.1 Определение размеров ступеней  валов одноступенчатых редукторов.

Ступень вала и ее размеры d; l		Вал-шестерня цилиндрическая	Вал колеса
1-я под элемент открытой  передачи или полумуфту	d1
	l1
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник	d2
	l2
3-я под шестерню, колесо	d3
	l3	l3  определить графически на эскизной компоновке
4-я под подшипник	d4
	l4
5-я упорная или под резьбу	d5	Не конструируют
	l5		Определить графически

 

7.2 Предварительный выбор подшипников.

Передача	Вал	Тип подшипника	Серия	Схема установки
Цилиндрическая косозубая	Б	№207 35х72х17	Легкая	Враспор
	Т	№209 45х85х19

 

 

;

;

;

;

 

 

8.Разработка чертежа общего вида привода.

Конструирование зубчатых колес.

Колеса зубчатые цилиндрические.

Элемент колеса	Размер	Способ получения заготовки
		Штамповка
Обод	Диаметр	da=315
	Толщина
	Ширина
Ступица	Диаметр внутренний
	Диаметр наружный
	Толщина
	Длина
Диск	Толщина
	Радиусы закруглений и уклон	;
	Отверстия	-

 

Выбор соединения колеса с валом.

 

Для соединения вала с колесом применим соединение с натягом. Эти соединения имеют упрощенную технологию изготовления за счет отсутствия шпонки и двух пазов в сопрягаемых деталях; они не чувствительны к реверсивным нагрузкам, хорошо воспринимают динамические нагрузки. Обеспечивают хорошее базирование, исключают ослабление вала шпоночным пазом. Недостаток этих соединений- трудоемкость сборки, сложность контроля качества соединения.

Подбор посадки с натягом  проводится в следующем порядке:

1. Определяем среднее контактное напряжение , H/мм², на посадочной поверхности:

;

Где K- коэффициент запаса сцепления деталей, принимаем K=3,5 т.к. на конце вала установлена шестерня.

f- коэффициент трения, принимаем f=0,08;

d и l-соответственно диаметр и длина посадочной поверхности, принимаем d=63 мм, l=100 мм;

Т- вращающий момент, принимаем  Т=190,1 Hм;

F_a- осевая сила в зацеплении, принимаем F_a=460,81 H;

;

2. Определяем коэффициенты С₁ и С₂:

;            ;

Где d- посадочный диаметр, принимаем d=63 мм;

d₁- диаметр отверстия охватываемой детали, для сплошного вала принимаем d₁=0; d₂- диаметр охватывающей детали, принимаем d₂=97,65мм;

- коэффициенты Пуассона охватываемой  и охватывающей деталей, для  стали принимаем  =0,3;

;                 ;

3. Определить деформацию деталей , мкм;

;

Где E₁ и E₂- модули упругости материалов охватываемой и охватывающей детали, принимаем E₁= E₂= , H/мм²;

 

;

4. Определяем поправку на обмятие микронеровностей U, мкм;

;

Где и - среднее арифметическое  отклонение профиля микронеровностей посадочных поверхностей отверстия и вала, принимаем   и ;

5. Поправку на температурную деформацию , мкм , для зубчатых передач не подсчитывают, принимая =0.
6. Определяем минимальный требуемый натяг , мкм для передачи вращающего момента;

     ;     ;

7. Определяем максимальное контактное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали , Н/мм² ;

;

Где -предел текучести охватывающей детали, принимаем ;

8. Определяем максимальную деформацию соединения, допускаемую прочностью охватывающей детали , мкм:

;    ;

9. Определяем допускаемый натяг соединения, гарантирующий прочность охватывающей детали

;         ;

10. По значениям  выбираем стандартную посадку: , у которой .
11. Определяем давление от максимального натяга выбранной посадки , Н/мм².