Расчет двигателя. 4
Содержание
Содержание
Введение.
1 Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет. 3-5
2 Расчет цилиндрической
косозубой передачи.
3
Расчет ременной передачи.
4
Проектный расчет валов редуктора.
5 Подбор и
проверка шпонок.
6
Конструктивные размеры зубчатых колес.
7 Подбор и проверка
подшипников качения.
8 Проверочный
расчет ведомого вала на
усталости.
9 Подбор муфты.
10 Смазка зубчатой
передачи и подшипников.
Литература
Введение
В настоящем курсовом проекте спроектирован одноступенчатый вертикальный цилиндрический редуктор общего назначения.
Редуктор – это механизм, понижающий угловую скорость и увеличивающий вращающий момент в приводе от электродвигателя к рабочей машине.
Передаточное число u=3,15. редуктор не реверсивный
предназначенный для индивидуального
изготовления и длительной работы,
нагрузка постоянная , работа двух сменная
. Рвых
=2,4квт на тихоходном валу ,nвых=80об/мин. Редуктор соединяется
с электродвигателем через клиноременную
передачу.
1 Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет
исходные данные
nвых=80об/мин Рвых =2,4квт
nвых- частота вращения вала на выходе
Рвых – мощность на выходе
1.1 Определяем общий коэффициент полезного действия (кпд) двигателя [ 1 стр5 таб1.1 ]
η=ηрп*ηзп*ηпп (1.1)
ηрп= 0,95 –кпд ременной передачи
ηзп =0,97 – кпд зубчатой передачи
ηпп=0,99 – кпд подшипников качения
ηобщ – общий кпд
ηобщ=0,95*0,97*0,99=0,91
1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя
Рт = квт (1.2)
Рвых – мощность на выходе
Рт – требуемая мощность
По каталогу выбираем двигатель [ 1 стр384 таб19.27]
Принимаем 4А112МА6
Рдв=3квт nдв =955об/мин
1.3 Определяем
общее передаточное число
uобщ =
(1.3)
uобщ –общее передаточное число
nдв- частота вращения вала электродвигателя
nвых- частота вращения на выходе
uобщ =
1.4 Разбиваю общее передаточное число привода по ступеням [1 стр6 таб1,2]
принимаю по ГОСТу 21426-75 у зубчатой передачи 3,15
uрем= (1.4)
uрем- передаточное число ременной передачи
uз- передаточное число зубчатой передачи
uрем= =3,78
1.5 Определяю частоту вращения ,угловые скорости, вращающие моменты на валах двигателя
1.5.1 Вал электродвигателя
ωдв= (1.5)
ωдв=
Тдв= Нм (1.6)
Тдв= Нм
1.5.2 Ведущий вал редуктора
n1= об/мин (1.7)
n1= об/мин
ω= (1.8)
ω=
Р1=Ртр*ηрп (1.9)
Р1= 2,637*0,95=2,5квт
Т1= Нм (1.10)
Т1= Нм
1.5.3 Ведомый вал редуктора
n2=
n1/ uз=252,65/3,15=80,2об/мин (1.
ω2= π
n2/30=3,14*80,2/30=8,39рад/с (
Р2=Р1*ηз=2,5*0,97=2,425квт (
Т2=Р2/ ω2=2,425*10
/8,39=289Нм (1.14)
1.6 результаты расчетов сводим в таблицу 1
| вал | n ,об/мин | ω,.рад/с | Р квт | Т Нм |
| электродвигатель | 955 | 99,96 | 3 | 26,38 |
| Ведущий вал | 252,65 | 26,45 | 2,5 | 94,5 |
| Ведомый вал | 80,2 | 8,39 | 2,425 | 289 |
Таблица 1
2 Расчет цилиндрической косозубой передачи
2.1Выбор материала и определение допускаемых напряжений
2,2 Ориентируясь на рекомендации и данные таб2 методички [2] выбираем для изготовления зубчатых колес следующие материалы учитывая что колеса косозубые.
шестерня: сталь 40х. т/о - улучшение, диаметр заготовки Dпред=125мм, твердость рабочих поверхностей зубьев 269…302HB, предел прочности δв=900мПа
колесо; сталь 40х. т/о - улучшение, ширина заготовки венца зубчатого колеса Sпред=125мм, твердость рабочих поверхностей зубьев 269…302HB, предел прочности δв=750мПа
Из
табличных данных выбираем
Принимаем; для шестерни Н1=295НВ
для колеса Н2=240НВ
2,3
Определяем допускаемое
[δн]=δно/[Sм]*КмL
δно- предел контактной выносливости поверхностей зубьев [2 таб3]
δно=(2НВ+70)мПа
[Sм]-допускаемый коэффициент безопасности
[Sм]=1,1 –при однородной структуре материала
КмL – коэффициент долговечности учитывающий влияние срока службы
КмL – при длительной работе передачи
[δн1]= (2НВ+70)/ [Sм]=2*295+70/1,1=600мПа() (2.
[δн2]= (2НВ+70)/ [Sм]=2*240+70/1,1=500мПа
допускаемое контактное напряжение для косозубой передачи
[δн]=0,45([δн1]+ [δн2])=0,45(600+500)=495 мПа (2.2)
[δн] 1,23[δн2]=1,23*500=615 мПа (2.3)
условие выполняется
2,4 Определяем допускаемое напряжение изгиба
[δр]= δfo /[Sf]*Кfu (2.4)
δfo =1,8 НВ [2 таб3]
[Sf]=1,75-для зубчатых колес изготовленных из паковки
Кfu=1
[δf1]= 1,8 НВ/[Sf] =1,8*295/1,75=303 мПа (2.5)
[δf2]= 1,8 НВ2/[Sf]=1,8*240/1,75=247 мПа (2.6)
[δf]- допускаемое напряжение
2.5 Межосевое расстояние
Ка = коэффициент межосевого расстояния для косозубых колес [1 стр15]
Ψа- коэффициент ширины принимают в зависимости от положения колес относительно опор. [1 стр15]
Ψа=0,315
коэффициент ширины
Ψв=0,5 Ψа*(uз+1)=0,5*0,315(3,15+1)=0,
Кнβ=1 т.к. НВ 350
Кнβ – коэффициент концентрации нагрузки
Межосевое расстояние
Аw= Ка *(uз+1) Кнβ *Т2/ Ψа uз [δ]н (2.8)
Т2=289
[δ]н =500мПа
Аw=43*(3,15+1) 1*289*10 /0,315*3,15 *500 =128мм
Округляем в большую сторону из стандартных [ 1 стр363 таб. 19,1]
d=130 мм
2.6
Предварительные основные
Делительный диаметр
d2=2 Аw uз /(uз+1)=2*130*3,15/(3,15+1)=
ширина
b= Ψа Аw =0,315*130=40,32мм (2.10)
округляем до 40мм
2.7 Модуль передачи
Кm- коэффициент модуля для косозубых колес
Кm=5,8
Предварительный модуль передач
m 2 КmТ2/ d2 b[δ]f=2*5,8*289*10 /197,35*40*247=1,7мм (2.11)
принимаем m =2мм
2.8
Угол наклона и суммарное
βmin=аrcsin*4m/b2= аrcsin*4*2/40=11,54 (2.12)
суммарное число зубьев
ż =2 Аw cos βmin/ m=2*130* cos*11,54/2=127,37 127 (2.13)
полученное значение округляем в меньшую сторону до целого и определяем действительное значение угла β
β=arccos(ż m/2 Аw)= arccos(127*2/2*130)=12,3329 º
2.9 Числа зубьев шестерни и колеса
ż1= ż/(uз+1) żmin (2.14)
żmin=17cos β (2.15)
Число зубьев шестерни
ż1= ż/(uз+1)=127/(3,15+1)=30,6=3 (
Число зубьев колеса
Ż2= ż -ż1=127-30=97
2.10 Фактическое передаточное число
uф= (2.17)
отклонение от заданного передаточного числа
Δ u= 4% (2.18)
Δ u= *100=2,5% 4%
2.11 размеры колеса
Делительный диаметр шестерни
d1= мм (2.19)
Делительный диаметр колеса
d2=2 Аw- d1 (2.20)
d2=2*130-61,417=198,583мм
диаметр окружностей вершин dа и впадин df
шестерни; dа1= d1+2 m =61,417+2*2=65,417мм (2.21) df1= d1-2,5 m=61,417-2,5*2=56,417мм (2.22)
колеса; dа2= d2+2 m=198,583+2*2=202,583мм
df2= d2-2,5 m=198,583-2,5*2=193,583мм
ширину шестерни b1 принимаем по отношению b1 /b2 =1,08
b1=b2 1,08=40*1,08 =43мм (2.23)
2.12 Пригодность заготовки колес
Dзаг = dа+6мм (2.24)
Dзаг =65,417+6=71,417мм
Sзаг= b2+4мм (2.25)
Sзаг= 40+4=44мм
Условие пригодности заготовок
Dзаг Dпред
Sзаг Sпред
Dпред=125
Sпред=80
71,417<125 ; 44<80
Условие пригодности заготовок выполняется
2.13 Силы зацепления
окружная
Ft= (2.26)
Ft= Н
Радиальная
Fr= (2.27)
Fr= Н
Осевая
Fа=Ft tgβ (2.28)
Fа=2910,62*tg12,3329=636,37Н
2.14
проверка зубьев колес по
V= (2.29)
V= м/с
Степень точности 8кв
Кfα=1
Υβ= (2.30)
Υβ= =
Коэффициент ширины
ψd= (2.31)
ψd=
Кfβ=1
КfV=1,2
Коэффициент формы зуба
żV1= (2.32)
żV1=
Yf1=3,8 - [ 1 таб2,5 стр19]
ŻV2= (2.33)
ŻV2=
Yf2=3,61 - [ 1 таб2,5 стр19]
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колес
δf2= (2.34)
δf2= =143,74мПа
δf2 1,1[δf2]=1,1*247=271,7мПа
условие выполняется
143,74мПа 271,7мПа
δf1= (2.35)
δf1= =151,3мПа
δf1 1,1 [δf1]
δf1=1,1*303=333,3мПа
151,3мПа 333,3мПа
условие выполняется
2.15
Проверка зубьев колес по
Кнα=1,1
Кнβ=1
КнV=1,1
Расчетное контактное напряжение
δн=376 (2.36)
δн=376 =510,03мПа (0,9…1,05)[ δн]
445,5мПа<510,03мПа>519,75мПа
условие выполняется
3
Расчет ременной
передачи
Условное обозначение
d1;d2- диаметры ведущего и ведомого шкива
- межосевое расстояние
α- угол обхвата ремнем малого шкива
Q- угол наклона
линии центров передачи к
