Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 53
Министерство образования Российской Федерации Санкт-Петербургский государственный университет сервиса и экономики «Основы конструирования и проектирования» Санкт- Петербург 2009 - Спроектировать вал редуктора по заданной схеме механизма (изображенного на рис. 1) и его ресурса. - произвести основные проектировочные и проверочные расчеты. - выполнить рабочий чертеж вала редуктора. В качестве исходных данных используется схеме механизма (Рис.1) привода машины, работающий при длительной, неизменной или слабо меняющейся наибольшей рабочей нагрузке, например привод: насоса и т.п. Для передачи вращательного движения от двигателей к исполнительным элементам машин используется цилиндрическая – прямозубая передача. - Заданная долговечность привода t∑=30000 (час.) - Требуемая мощность тихоходного вала N2=5 (КВт.) - Требуемая чистота вращения ведомого вала n2=400 (об./мин.) - Материал вала сталь 40Х с термообработкой-улучшением, с твёрдостью поверхности НВ=230 Привод состоит из редуктора и электродвигателя, соединенных посредством зубчатой муфты. Соединение муфты свалом электродвигателя и быстроходным валом редуктора производится посредством призматических шпонок. Выходной (тихоходный) вал редуктора также имеет шпоночный паз для соединения с последующими ступенями машины и обеспечивающий передачу выходного крутящего момента Т2. Рис. 1 Кинематическая схема редуктора Определение мощности на приводном валу. мощность на приводном валу N1 определяется по формуле где N2 - мощность на приводном (тихоходном) валу; ηобщ. – общий К.П.Д. привода равный произведению частных К.П.Д. кинематических пар. η =η1Чη2Ч η3Ч…ηi….ЧηnЧηxподш. где η - число зацеплений (η=1); X – число пар подшипников (X=2); Ориентировочные значения частных К.П.Д. ηi η =ηз.п.Чηxподш=0.98Ч0.995Ч0.99 2=0.956 Требуемая мощность двигателя. Практически принимаем, что в рабочем диапазоне нагрузок (исключая период пуска) частота вращения ротора nдв.=const, тогда частота вращения двигателя связана с частотой вращения рабочего органа. Выборасинхронного электродвигателя производим из таблице 3 [1] по номинальной мощности Nдв., при условии, что N1 < Nдв. Тип электродвигателя 4А132М8Y3 со следующими характеристиками: - номинальная мощностьэлектродвигателя Nдв=5.5 КВт - синхронная чистота вращения - диаметр вала ротора dдв.=38 мм. - кратность максимального момента ψmax=2.2 N1 =5.23< Nдв =5.5 Частота вращения ротора двигателя при номинальной нагрузке меньше синхронной частоты и определяется по формуле где S – коэффициент скольжения, изменяющийся в пределах 0.04 – 0.06 Принимаем равным 0.05 Кинематический расчет привода. Определение передаточного числа редуктора по отношению частот вращения входного и выходного валов Полученное значение лежит в рекомендованных для одноступенчатых передач пределах (от 1.6 до 8). принимаем ближайшее стандартное значение u=2.5 и уточняем частоту вращения тихоходного вала редуктора. При этом угловые скорости вращения валов рассчитаем по формулам Вращающие моменты на быстроходном и тихоходном валах (с учетом К.П.Д.) соответственно Определение действительной мощности на тихоходном валу: N2=N1Чnобщ.=5,5Ч0,956=5,25 КВт В расчетах прочности в входят ограничения по контактным напряжениям, допустимые величины которых определяются на основание механических свойств материалов зубчатых колес. Марку материала шестерни, выбираем сталь 40Х с термообработкой-нормализацией, с твёрдостью поверхности НВ=230, а для колеса тоже сталь 40Х с термообработкой-улучшением НВ=243 Предварительно принимаем: для шестерни диаметр заготовки до 100 мм., а для колеса до 180 мм. (по таблицы 5 [1]) - для материала шестерни: предел текучести σт=490 МПа - для материала колеса: предел текучести σт=540 МПа расчет допускаемого контактного напряжения для материала шестерни и колеса. по заданной долговечности t=30000 час. Определим число рабочих циклов - шестерни Nц1=60Чn1Чt=60Ч950Ч30000=1,7Ч109 - колеса Nц2=660Чn2Чt=60Ч380Ч30000=0,684Ч109 Принимаем: - коэффициент долговечности КHL=1 - коэффициент безопасности [n]=1,15 Определение допускаемого контактного напряжения для материалов зубчатой передачи. где - для шестерни: - для колеса Основные размеры цилиндрических прямозубых передач внешнего зацепления определяются параметрами венца: - числом зубьев Z; - модулем m; - коэффициентом смещения x; Принимаем, коэффициент учитывающий динамичность нагрузки и неравномерность зацепления kH=1,2. Определение межосевого расстояния dw из условия контактной выносливости и выбранного значения коэффициента ширины колеса ψba=0.25 Выбираем ближайшее стандартное значение dw.=125 мм. Принимаем нормальный модуль по соотношению: m=(0.01 – 0.02) Ч dw=(0.01 – 0.02)Ч125=1.25 – 2.5 Выбираем стандартное значение m,=2 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса zw Число зубьев шестерни Z1 Принимаем число зубьев шестерни Z1=36 Число зубьев колеса Z2 Окончательное суммарное число зубьев Основные размеры шестерни и колеса по следующим соотношением: - делительные диаметры - диаметры вершин зубьев - ширина колеса прямозубой передачи при ψba=0.25 Принимаем: b2=31 мм. - ширина шестерни b1 где 4 мм. задается превышение ширины шестерни над колесом. - диаметры окружности впадин - коэффициент ширины шестерни по диаметру Основной силой действующей на вал редуктора с прямозубой цилиндрической передачей, является крутящий момент Т2. Прочность вала, имеющего ступенчатую конструкцию в соответствии с заданием, лимитируется его цилиндрическим концом, где поперечное сечение наименьшее. Наименьший диаметр вала dв1 (см. рис 2) рассчитывается по формуле. где [τ]K - допускаемое напряжение на кручение, определяемое механическими свойствами материала вала. В большинстве случаев вал быстроходной ступени выполнен за одно целое с шестерней, следовательно механические свойства материала σт=490 МПа и для вала колеса. - на ведущем вале: Поскольку диаметр вала электродвигателя dдв.=38 мм., то необходимо из условия их соединения муфтой согласовать диаметры обоих валов по условию, что dв1 =0,75Чdдв.=0,75Ч38=28,5 мм. принимаем ближайшее стандартное значение dв1 =28 мм. - на ведомом вале: Принимаем: dв2 =24мм. Остальные диаметры выбираем с учетом стандарта СЕВ 514-77 - под уплотнения dу1 =30 мм; dу2 =26 мм. - под подшипники dn1 =36 мм; dn2 =36 мм. - под ступицу колеса dk1 =40 мм. - длина цилиндра под ступицу колеса: Принимаем: lcm2 =50 мм. - длина выходных концов вала: Принимаем: lВ1 =50 мм ; lВ2 =50 мм Размеры призматических шпонок выбираем по диаметру вала по СТ СЭВ 189-75 - для ведущего вала и колеса b Ч h=8 Ч 7 где b – ширина шпонки; h – высота шпонки. Длину призматической шпонки выбираем из стандартного ряда в соответствие с расчетом на смятие по боковым сторонам шпонки. где - LP – рабочая длина шпонки; Т – наибольший крутящий момент с учетом динамических нагрузок при пуске или внезапном торможении; t1 – заглубление шпонки в вал; [σсм] – допускаемое напряжение на смятие. где [S] – допускаемый коэффициент запаса; [S]=2,3 (при нереверсивной маломеняющейся нагрузке) σТ = 400 МПа (для шпонок из чистотянутой стали 45Х) длина шпонки рассчитывается по формуле - для ведущего вала Т1=55,28Ч103 НЧмм t1=4 мм Выбираем ближайшее стандартное значение L=16 мм - для ведомого вала Т2=131,94Ч103 НЧмм t1=4 мм Выбираем ближайшее стандартное значение L=30 мм Выбор муфты производится в зависимости от диаметра вала передаваемого крутящего момента по критерию. где Тдл – наибольший длительно действующий момент; Ттабл – табличное значение передаваемого крутящего момента; k – коэффициент, учитывающий режим работы, принимаем k=1. Таким образом. Диаметр муфты рассчитываем по формуле где Трасч в Н м; gм – отношение рабочей ширины зубчатого венца расчетному диаметру, gм= 0,2-0,25; kм – коэффициент, зависящий от твердости активных поверхностей зубьев муфты. При твердости поверхности зубьев 56…62 HRC kм≤12, а при твердости 40…50 HRC 4< kм≤6 принимаем kм=5. По ОСТ 92-8764-76 выбираем зубчатую муфту: Dм – диаметр муфты Dм=38 мм Тм – передаваемый крутящий момент Тм=1000 Н м mм – модуль муфты mм=2 b – ширина муфты bм=12 мм. Поскольку подшипники прямозубой передачи, воспринимают только поперечные нагрузки, то заменим их шарнирными неподвижными опорами RA и RB. Положение опор принимаем в середине ширины подшипников. (см Рис 2) Рис. 2 Передаваемый момент Т2=131,94Ч103 Н мм Усилие зацепления: Окружное Радиальное Осевое Неуравновешенная составляющая усилия, передаваемого муфтой: Расстояние между опорами: l=76 Расстояние между муфтой и левым подшипником: f=61 Опорные реакции в вертикальной плоскости: Изгибающие моменты в вертикальной плоскости: Опорные реакции в горизонтальной плоскости: Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости: Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении (там, где посажено колесо) Приделы выносливости стал; 40Х: - при изгибе : - при кручение: Нормальные напряжения для сечения под колесо: Где W – для сечения со шпоночной канавкой момент сопротивления: Касательные напряжения от нулевого цикла для сечения под шестерней: Где WК – момент сопротивления при кручение: Эффективные коэффициенты концентрации напряжений (шпоночная канавка) для стали 40Х с пределом прочности менее 700 Н/мм2 . Rσ =1,75 и Rτ =1.50 Масштабный фактор для вала: d=40: έσ =0,85 и έτ =0,73 Коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла средне углеродистой сталей: ψσ =0,20 и ψτ =0,10 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжением: Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям: Общий коэффициент запаса прочности:
|