Частота вращения

n_Вых = 6000 *0,55/ 3.14*358,28= 29,33 об/мин.

Требуемая частота вращения вала электродвигателя определяется по формуле [1, c.8]

n_{Э. дв.} = n_вых • u₁• u₂• u₃,

где - u₁, u₂, u₃, передаточные числа кинематических пар изделия. u₁ = u_T = 4,467, u₂ = u_Б = 5,353 - данные из приложения 1.

n_{Э. дв.} = 29,33•4,467•5,353 = 701,33 об/мин.

По табл. 24.7 [1] выбираем электродвигатель АИР132М8/712; P = 5,5; n = 712 об/мин.

1.2 Кинематический расчет. Передаточные числа.

Определяется общее передаточное число привода по формуле [1, c.8]

u_общ= n_{Э. дв.}/n_Вых,

u_общ = 701,33/29,33 = 23,91.

Если в схеме отсутствуют цепная или ременная передача то: u_Общ = u_Ред

Для двухступенчатого редуктора [1, c.8]

u_общ = u_ред = u_Т•u_Б,

u_общ = 4,467•5,353 = 23,91.

После выполненной проверки, видно что передаточное отношение привода получено, верно. Так же необходимо определить, частоту вращения промежуточного вала двухступенчатого редуктора по формуле [1, c.9]

n_Пр = n_T •u_T,

n_Пр = 29,33•4,467 = 131 об/мин.

1.3 Определение вращающих моментов на валах привода.

Вращающий момент на выходном валу T_Вых (Н•м) определяется по формуле [1, c.9]

T_Вых = (F_t •D_Зв)/2,

T_Вых = 9,0•358,5/2 = 1613,25 Н•м

Момент на тихоходном валу определяется по формуле [1, c.10]

Т_Т = Т_Вых / (Ƞ_муфт•Ƞ_опор ),

Т_Т = 1613,25/0,97 = 1663,14 Н•м

Момент на промежуточном валу T_Пр (Н•м) редуктора определяется по формуле [1, c.10]

Т_Пр = Т_T/(u_ред•Ƞ_зубч²),

Т_Пр = 1663,14/(23,91•098²) = 72,4 Н•м.

2. Расчеты передач.

2.1. Подготовка данных для расчета на ЭВМ.

Для расчета цилиндрического, двухступенчатого редуктора выполненного по развернутой схеме с раздвоенной быстроходной, тихоходной шевронной передачей, (с канавкой на тихоходном колесе) внешним зацеплением, на ЭВМ подготовим следующие исходные данные:

1 Вращающий момент на тихоходном валу, Н×м…………...1663,1;

2 Частота вращения тихоходного вала, мин^-1…………………29,3;

3 Ресурс, час…………………………………………………...15000;

4 Режим нагружения………………………………………….…….5;

5 Передаточное отношение редуктора………………………. 24,27;

6 Коэффициент ширины венца…………………………………. 0,4;

Последовательность расчета, выполняемого ЭВМ.

1) Предварительно определяется коэффициент межосевого расстояния К_а, для колес прямозубых К_а = 450, для колес косозубых К_а= 410;

2) Принимается значение коэффициента y_a в зависимости от положения колес относительно опор равным y_a = 0.4;

3) Определяется значение межосевого расстояния a_w, мм:

a_w=K_a(u±1) ,

где K_H – коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность, K_H= K_Hv •K_Hb •K_Ha; K_Hv - учитывает внутреннюю динамику нагружения; K_Hb - учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; K_Ha - учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями; T_ТE2 – эквивалентный момент на колесе.

4) Определяются основные размеры колеса:

делительный диаметр

d₂ = 2 a_wu / (u±1),

ширина

b₂ = y_а a_w.

Для быстроходной ступени двухступенчатого редуктора определяют коэффициент ширины

y_аБ = [K _аБ (u_Б + 1) / a_w ]³ K_{HbБ •}T_2Б / u _Б ² [s]_HБ ² = 0,15,

ширина колеса быстроходной ступени

b_2Б = y_аБ a_w

5) Модуль передачи:

Cначала принимается коэффициент модуля К_m для колес: прямозубых – 6,6; косозубых - 5,8;

Предварительно модуль передачи

m ^/ = 2 К_m T₂ / d₂ b₂[s]_F

где допускаемое напряжение [s]_F подставляется меньшее из [s]_F1 и [s]_F2.

6) Число зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни

z₁ = z_E / (u+1)>z_1min,

для прямозубых колес: z_1min = 17; для косозубых колес: z_1min = 17cos³b.

7) Фактическое передаточное число.

Допускаемое отклонение от заданного передаточного числа < 4 %.

u_Ф = z₂ / z₁

8) Диаметры колес.

Делительные диаметры d: шестерни - d₁ = z₁ m / cos b, колеса внешнего зацепления - d₂ = 2a_w - d_1.

Диаметры окружностей вершин d_a и впадин d_f зубьев (колес внешнего зацепления):

d_a1 = d₁ + 2(1 + x₁ – y)m,

d_f1 = d₁ - 2(1.25 – x₁)m,

d_a2 = d₂ + 2(1 + x₂ - y)m,

d_f2 = d₂ - 2(1.25 - x₂)m

9) Силы в зацеплении:

окружная - F_t = 2T₂ / d₂ ,

где Т₂ - момент на колесе, Н·м;

радиальная - F_r = F_t tg a / cos b;

осевая - F_a = F_t tg b.

10) Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба:

в зубьях колеса

s_F2 = К_FaК_FbК_FvY_bY_F2F_tE / (b₂m) < [s ]_F2,

в зубьях шестерни

s_F1 =s_F2 Y_F1 / Y_F2 < [ s ]_F1 .

11) Допускаемые контактные напряжения.

Предел контактной выносливости:

s_Hlim1 = 17 H_HRC+200,

s_Him2 =2 H_HB+70

Коэффициент запаса прочности:

S_H = S_hmin S_ha S_Hb,

Коэффициент долговечности:

Z_N = ,

Где N_NG = H³_HB; N_HE = m_H·N_K, N_K = n₁ 60 n_з t_S; n₁ - частота вращения шестерни; t_S - требуемый ресурс времени.

Допускаемое контактное напряжение шестерни и колеса:

[s]_H = s_Hlim Z_N/S_H

Допускаемое контактное напряжение:

[s]_H = 0.45 ([s]_H1+[s]_H2);

[s]_H2 £ [s]_H £ 1.2 [s]_H2;

2.2 Анализ результатов расчёта на ЭВМ

По рассчитанным данным был найден оптимальный вариант конструкции, учитывающий минимальную массу редуктора, минимальную стоимость и габариты. Выбранный вариант №6. Результаты расчета представлены в приложении.

3 Эскизное проектирование

Выполнив все необходимые расчеты по определению межосевых расстояний, диаметров и ширин зубчатых колес, можно приступить к процессу разработки конструкции редуктора.

3.1 Проектирование валов. Расстояния между деталями передач

Сперва определяются предварительные значения диаметров валов которые определяются по формуле [1, c. 42]:

Для входного

d ≥ (7…8) • ,

где d – предварительное значение диаметра вала, мм; Т_Б - вращающий момент быстроходного (входного) вала

d ≥ (7,5 *4,167 = 29,169 мм.

Примем d=30 мм по таблице нормальных линейных размеров 19.1 [1].

Диаметр вала под подшипник определяется по формуле [1, c.42]

d_п= d+2*t_кон ,

d_п = 30+4 = 34мм, примем 35 мм

где t_кон – высота заплечника определяется по таблице 3.1 [1]

Диаметр вала под зубчатое колесо определяется по формуле [1, c.42]

d_БП d_П +3*r,

где r – координата фаски подшипника, определяется из таблицы 3.1.

d_БП ≥ 34+3*2,5 =41,5мм, примем 42 мм

Для тихоходного вала расчет проводится аналогично:

d ≥ 6 * =71,08 мм.

d_п = d+2*t_кон = 72 +2,7*2 = 77,4мм, примем 80 мм.

d_БП ≥ 80+3*4 =92мм, примем 95 мм

Расстояния между диаметрами передач задаются для того чтобы, поверхности вращающих колес не задевали за внутренние поверхности корпуса. Это расстояние обозначается, а (мм), и считается по формуле [1, c.45]

a ≈ + 3

где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач, L = 434 мм

a ≈ + 3 = 10,5 мм

Расстояние между торцевыми поверхностями зубчатых колес принимают по формуле [1, c.45]

3.2 Подбор подшипников и схемы установки

Из за неизбежной угловой погрешности при изготовлении колес для шевронных передач на вал будет действовать дополнительная сила, стремящаяся сдвинуть вал, что может повлечь за собой более быстрый выход из строя редуктора. Поэтому в редукторе часть опор сделаем плавающими. Для плавающих опор применяют радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами, т.к. они допускают осевое смещение валов. Одну из опор обязательно нужно зафиксировать, иначе редуктор не будет работать. Выбираем конические роликовые подшипники, т.к. они не дают валу перемещаться, выдерживают большие нагрузки, а так же добавляют дополнительную жесткость конструкции.

Для редуктора выбраны подшипники:

Шариковый радиальный однорядный ГОСТ 8338-75 216:

d = 80мм, D = 140мм, B = 26мм,

Роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами ГОСТ 8328-75 2207:

d = 35мм, D = 72мм, B = 17мм.

А так же:

d = 45мм, D = 85мм, B = 19мм.

Для приводного вала изначально приняты шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники (средняя серия) d = 80мм, D = 170мм, В = 22мм по ГОСТ 28428-90 1316. Для того чтобы убедиться в правильности выбора подшипников проводится расчет на статическую грузоподъемность и на заданный ресурс.

4 Расчёт подшипников

4.1 Расчёт подшипников на тихоходном валу

Расчетная схема.

Рис.1

Силы, действующие в зацеплении:

F_r = 12722 Н - радиальная нагрузка в зацеплении на Быстроходной ступени,

F_а = 5163 H - осевая сила,

F_t = 380 Н - окружная сила. (не учитывается).

Осевую силу в расчетах не учитываем, т.к она компенсируется. (см. рис. 1)

Определяем реакции опор от сил действующих в зацеплении, в силу симметрии:

R_2B = R_1B = F_r/2 = 5163/ 2 = 2581 H,

R_2Г = R_1Г = F_t/2 = 12722/ 2 = 6360 H,

Реакции опор от консольной силы определяется по формуле [1, c.102]

F_K = 250s w:ascii="Cambria Math" w:h-ansi="Cambria Math"/><wx:font wx:val="Cambria Math"/><w:sz w:val="28"/><w:sz-cs w:val="28"/></w:rPr><m:t>в€љРўС‚</m:t></m:r></m:oMath></m:oMathPara></w:p><w:sectPr wsp:rsidR="00000000"><w:pgSz w:w="12240" w:h="15840"/><w:pgMar w:top="1134" w:right="850" w:bottom="1134" w:left="1701" w:header="720" w:footer="720" w:gutter="0"/><w:cols w:space="720"/></w:sectPr></wx:sect></w:body></w:wordDocument>"> = 250 = 10200 Н

∑М_х = 0

-R_1К•218 + F_K • (218+122) = 0

R_1К = F_K • *(218+122)/218 = 1593 H.

для второй реакции:

F_K + R_2К - R_1К = 0

Из этого получим:

R_2К = 7528 Н

Суммарные реакции опор

R₁ = + R_1К = + 15924 = 22788 Н,

R₂ = + R_1К = + 5728 = 12592 Н

Вычисляем эквивалентную нагрузку:

F_r1 = K_E •F_r1max = 0,4 •22788 = 9115 Н

Минимальная необходимая для работы подшипника осевая сила

F_amin = e’F_r1 = 0?38•9115 = 3464 H,

Отношение F_a1/vF_r1 = 3464/ 9115 = 0,38 < 0,43, тогда X = 1; Y= 0 [1, c, 106]

Эквивалентная динамическая нагрузка

P_r = (vXF_r + YF_a)K_БКт = (1•1•9115)•1,4•1 = 12761 Н

a₁ = 1; a₂₃ = 0,7 – коэффициент долговечности и коэффициент учитывающий перекосы колец соответственно.

Расчетный ресурс

L_10a = a₁ a₂₃( ^k10⁶/60n

Подставляем значения

L_10a = 1 • 0,7 • (93,6/12,76)^3,3 •10⁶/60•29,3 = 156882 ч.

Исходя, из проверки можно сделать вывод, что подшипник подходит.

4.2 Расчёт подшипников на промежуточном валу

Расчетная схема.

Рис.2

Силы, действующие в зацеплении:

Быстроходная ступень:

F_r = 1519 Н - радиальная нагрузка в зацеплении на Быстроходной ступени,

F_а = 1820 H - осевая сила,

F_t = 3757 Н - окружная сила. (не учитывается).

Тихоходная ступень:

F_r = 5163 Н - радиальная нагрузка в зацеплении на Быстроходной ступени,

F_а = 6273 H - осевая сила,

F_t = 12722 Н - окружная сила. (не учитывается).

Осевую силу в расчетах не учитываем, т.к она компенсируется. (см. рис. 2)

Определяем реакции опор от сил действующих в зацеплении, в силу симметрии:

R_2B = R_1B = F_rтих + F_rбыст /2 = (1520 + 5162)/ 2 = 3341 H,

R_2Г = R_1Г = F_tтих – F_tбыст /2 = (12722 - 3757)/ 2 = 4482 H,

Суммарные реакции опор

R₁ = R₂ = = 5590 H/

Вычисляем эквивалентную нагрузку:

F_r1 = K_E •F_r1max = 0,4 •5590 = 2236 Н

Эквивалентная динамическая нагрузка

P_r = (vXF_r + YF_a)K_БКт = 2236•1,4•1 = 3130 Н

a₁ = 1; a₂₃ = 0,55 – коэффициент долговечности и коэффициент учитывающий перекосы колец соответственно.

Расчетный ресурс

L_10a = a₁ a₂₃( ^k10⁶/60n

Подставляем значения

L_10a = 1 • 0,55 • (44/3,13)^3,3 •10⁶/60•131 = 3346 •127 = 429500 ч.

Дата добавления: 2015-08-31