Расчет привода технической системы

Расчет привода технической системы

Введение

Критериями, определяющими работоспособность зубчатой передачи редуктора, являются контактная прочность работы поверхностей зубчатых колес, а также прочность зубьев при изгибе.

Зубчатые колеса изготавливают из углеродистых и легированных сталей.

Зубчатые цилиндрические передачи применяют для передачи вращательного движения между валами, оси которых параллельны.

Зубчатые цилиндрические передачи бывают прямозубые (зубья нарезаны параллельно оси вала), косозубые (зубья нарезаны под углом 10…15 градусов относительно оси вала). Основные достоинствами зубчатых передач следующие: высокий КПД, компактность, надежность, простота эксплуатации, постоянство передаточного числа, большой диапазон передаваемых мощностей (от тысячи долей до десятков тысяч киловатт).

Основными недостатками являются сложность изготовления с применением специально оборудования и инструментов, шум в работе при неточном изготовлении и при высоких окружных скоростях.

1. Кинематический расчет привода

.1 Требуемая мощность электродвигателя

где  - КПД конической закрытой передачи при Z = 2

 - КПД цилиндрической закрытой прямозубой передачи

1.2 По требуемой мощности электродвигателя подбираем двигатель по ГОСТ

Выбираем электродвигатель 4A160М6

P₁=P_дв=15 кВт

P₂=P₁*η₁* (η_п.к)³=15*0,993³*0,96=14,099 кВт

P₃=P₂*η₂* (η_п.к)³=14,099*0,993³*0,992=13,694 кВт

 об/мин

 - скольжение

1.3 Передаточные числа привода

Общее передаточное число

 1/мин

 1/мин

Разобьем общее передаточное число по ступеням привода

где  - передаточное число конической передачи

 - передаточное число цилиндрической передачи

1.4 Мощность на каждом валу двигателя

Для ведущего вала

 кВт

Для промежуточного вала

 кВт

Для ведомого вала

 кВт

1.5 Угловые скорости и число оборотов на каждом валу привода

Для ведущего вала

 рад/сек

 об/мин

Для промежуточного вала

 рад/сек

 об/мин

Для ведомого вала

 рад/сек

 об/мин

1.6 Крутящие моменты на каждом валу привода

 Нм

 Нм

 Нм

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

.1. Выбираем материал для деталей передачи

Исходные данные:

Р₂ = 14,099 кВт;

Р₃ = 13,694 кВт;

 = 45,5 рад/с;

 = 11,375 рад/с;

U₂ = 4;

Т₂ = 309,8 Н∙м;

Т₃ = 1203,86 Н∙м;

n₂ = 434 об/мин;

n₃ = 108 об/мин.

Передаточное число червячной передачи U₁ должно соответствовать стандарту значения

U₂ = 4                                                                                               

2.2 Межцентровое расстояние

Принимаем по ГОСТ а = 220 мм

2.3 Модуль зацепления передачи

m=(0,01*220)=2,2

m=(0,02*220)=4,4

Принимаем по ГОСТ м = 2,5 мм

2.4 Найдем основные размеры деталей передачи

Диаметры делительных окружностей

для шестерни

d₂ = ;

d₂ = 90 мм;

для колеса

d₃ = ;

d₃ =362 мм.

Диаметры выступов

для шестерни

d_a2 = d₂ + 2m;

d_a2 = 95 мм;

для колеса

d_a3 = d₃ + 2m;

d_a3 = 367 мм.

Диаметры впадин

для шестерни

d_f2 = d₂ - 2,5m;

d_f2 = 83,75 мм;

для колеса

d_f2 = d₃ - 2,5m;

d_a2 = 359,75 мм.

Ширина зубчатого венца колеса:

b₃ =  ∙ а;

b₃ = 110 мм.

b₂ =b3+5=115 мм;

Угол наклона зуба

β=0

cosβ=0,966

β= град

2.5 Окружная скорость червяка

;

Степень точности передачи S принимаем в зависимости от V:

S = 9

2.6 Проверочный расчет на контактную прочность

;

Найдем отклонение:

d_к = 458 < [d_к] = 540 МПа - условие прочности выполняется.

Эквивалентное число зубьев:

Коэффициент формы зуба

Для шестерни

Для колеса

Находим отношения:

Для шестерни

Для колеса

2.7 Проверочный расчет на изгиб:

 МПа

Условие прочности на изгиб выполняется:

2.8 Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса

Толщина зубчатого венца

Толщина диска

Диаметр вала под зубчатым колесом , мм

где    , Н*мм

=25 МПа - допустимое значение при кручении

 мм

Диаметр ступицы колеса

Диаметр ступицы колеса

Размер фаски под вал n=2.5

Размер фаски колеса (принимаем кратным 5).

Диаметр расположения облегчающих отверстий

 мм

Диаметр облегчающих отверстий

Количество облегчающих отверстий i=4 примем конструктивно.

3. Расчет конической зубчатой передачи

Исходные данные:

передача привод зацепление зубчатый

Р1 = 15 кВт;

Р2 = 14,099 кВт;

ω1 = 102 рад/с;

ω2 = 45,5 рад/с;= 2,24;

Т1 = 147,05 Н∙м;

Т2 = 309,8 Н∙м;

n1 = 974 об/мин;

n2 = 434 об/мин.

3.1 Выбор материала зубчатых колес

Для шестерни:

[σk] 1 = 555 МПа, [σk] 1 = 235 МПа

Для колеса:

[σu] 2 = 540 МПа, [σu] 2 = 225 МПа

3.2 Внешний делительный диаметр зубчатого колеса

 мм,

где kd - числовой коэффициент, для прямозубых передач kd = 99,- передаточное число конической передачи, u = 2,24,

ψRе - коэффициент длины зуба, обычно ψRе = 0,3,

kHβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба и принимаемый в зависимости от ψbd

3.3 Число зубьев колеса

= 34, z2 = z1 u1 = 35∙2,24 = 76.

3.4 Внешний окружной модуль

 мм

3.5 Уточняем внешний делительный диаметр зубчатого колеса de

de1 = me z1 = 1,35∙34 = 45,9 мм

Округлив по ГОСТ получим de1 = 50 мм

3.6 Основные размеры конической передачи

Конусное расстояние:

 мм.

Длина зуба:= 0,3R = 0,3∙166,5 = 50 мм

Округлив по ГОСТ, получим b = 50 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни:

de1 = me∙z1 = 1,35∙34 = 45,9 мм.

Углы конусов:

ctg δ1 = u, δ1 = arcctg u=24˚, δ2 = 90˚ - δ1 = 66˚.

Средний делительный диаметр шестерни:

= 2 (Re-0,5b) sin δ1 = 2∙ (166,5-0,5∙50) ∙ sin 24˚ = 115 мм.

Средний делительный диаметр колеса (определяется геометрически):= 83 мм.

Диаметр выступов зубьев

шестерни: da1 = de1 + 2mecos δ1 = 45,9 + 2∙4∙cos 24˚ = 53 мм.

колеса: da2 = de2 + 2mecos δ2 = 102,6 + 2∙4∙cos 66˚ = 105 мм.

Диаметр впадин зубьев:

шестерни: df1 = de1 - 2,5mecos δ1 = 45,9 - 2,5∙4∙cos 24˚ = 36 мм.

колеса: df2 = de2 - 2,5mecos δ2 = 102,6 - 2,5∙4∙cos 66˚ = 98 мм.

3.7 Размеры колеса для вычерчивания

диаметр выступов зубьев da2 = 105 мм,

диаметр вала d = 83 мм,

длина ступицы Lст = 60 мм,

диаметр ступицы dступ = 1,6d = 64 мм,

угол конуса δ2 = 66˚,

толщина диска C = 10 мм,

диаметр отверстий в дисках (определяется конструктивно) d0 = 4 мм,

диаметр расположения отверстий D0 = 49 мм.

4. Прочностные расчеты

Ширина шпонки b=18 мм

Глубин паза вала t₁=7 мм

Глубина паза втулки t₂=3,3 мм

Длина шпонки l_p=l_ст-10=120-10=110

По приведенным предварительным расчётам принимаем длину шпонки l_p =12

Допускаемое напряжение смятия шпонки [σ_ст]=60..100МПа

Проведём проверку шпонки по напряжениям смятия:

[σ_ст]=;

Где F_ст - усилие сжатие шпонки;

A_ст - площадь смятия;

σ_ст - расчётное напряжение при смятии;

F_cт==

А_cт=l_p(h-t₁)=12 (18-7)=132

[σ_ст]= МПа

. Расчёт шпонок смятия:

Ширина шпонки b=12 мм

Высота шпонки h=8 мм

Глубин паза вала t₁=5 мм

Глубина паза втулки t₂=4,4 мм

Длина шпонки l_p=l_ст-10=60-10=50

По приведенным предварительным расчётам принимаем длину шпонки l_p =40

Допускаемое напряжение смятия шпонки [σ_ст]=60..100МПа

Проведём проверку шпонки по напряжениям смятия:

[σ_ст]=;

Где F_ст - усилие сжатие шпонки;

A_ст - площадь смятия;

σ_ст - расчётное напряжение при смятии;

F_cт==

А_cт=l_p(h-t₁)=40 (11-7)=160

[σ_ст]=

Список литературы

. Швецова.С.Н. Расчет червячной передачи: методические указания к курсовому проектированию./С.Н. Швецова.-Балаково БИТТиУ, 2010-12 с.

. Швецова.С.Н. Расчет цилиндрической зубчатой передачи: методические указания к курсовому проектированию./С.Н. Швецова.-Балаково БИТТиУ, 2010-12 с.