РГР №1 1. Техническое задание “Кинематический и силовой расчет привода. Выбор электродвигателя.

РГР №1
“Кинематический и силовой расчет привода. Выбор электродвигателя.
Расчет редуктора.”
1. Техническое задание
Р4=5кВт; ω4=1,8с-1; Lh=28тыс.часов.
Рис. 1
2. Кинематический анализ привода. Выбор электродвигателя
По [1,табл. 1.1] примем КПД ременной передачи клиновыми ремнями
ηп.р.=0,97; КПД зубчатого редуктора ηр.з.=0,98; КПД цепной передачи
ηп.ц.=0,95; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения
трех валов ηп.п.=0,99.
Найдем общий КПД привода:
η=ηп.р.*ηр.з.*ηп.ц.*ηп.п.3=0,97*0,98*0,95*0,993=0,88
Определим требуемую мощность электродвигателя по формуле:

Ртр 
Ртр 
Р4

, где Р4=5кВт;
5
 5,68кВт .
0,88
Выбираем электродвигатель асинхронный серии 4А, закрытый
обдуваемый 4А132S2, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин. С
параметрами: мощность электродвигателя – Рдв=5,5 кВт, скольжение –
s=3,3% (ГОСТ 19523-81) [1].
Номинальная частота вращения:
s 
3,3 


n1  nдв * 1 
  1000 * 1 
  967 об мин ;
100
100




а угловая скорость:
дв 
 * nдв
30

3,14 * 967
 101,2 рад .
с
30
Найдём общее передаточное отношение:
iобщ 
дв 101,2

 56 .
4
1,8
Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям)
можно принять для редуктора по ГОСТу 2185-66: uр.з.=8; цепной передачи
uп.ц.=3, для ременной передачи; u п. р. 
u общ
u р . з . * u п. з .

56
 2,33 .
8*3
Частоты вращения и угловые скорости валов открытой ременной
передачи, зубчатого редуктора, валов цепной передачи:
;
n1  967 об
мин
n2 
n1
967

 415 об
;
мин
u п. р. 2,33
n3 
n2
415
;

 51,87 об
мин
u р. з.
8
n4 
n3
51,87
.

 17,3 об
мин
u п. з .
3
Определим угловые скорости вращения валов:
1 
 * n1
30
 * n2
2 
30
 * n3
3 
30
 * n4
4 
30
3,14 * 967
 101,2 рад ;
с
30
3,14 * 415

 43,4 рад ;
с
30
3,14 * 51,87

 5,42 рад ;
с
30
3,14 *17,3

 1,8 рад .
с
30

Найдем мощности на валах привода:
Р4  Ртр  5кВт ;
Р3 
Р4
5

 5,3кВт ;
 п.п * п.ц. 0,99 * 0,95
Р2 
Р3
5,3

 5,5кВт ;
 р. з. * п.п. 0,99 * 0,98
Р1 
Р2
5,5

 5,7кВт .
 пп * п. р. 0,99 * 0,97
Определим крутящие моменты:
T1 
Р1
1

5,7
 0,056кНм ;
101,2
T2 
T3 
T4 
Р2
2
Р3
3
Р4
4

5,5
 0,127кНм ;
43,4

5,3
 0,98кНм ;
5,42

5
 2,78кНм .
1,8
3. Расчёт передачи редуктора
Для шестерни выбираем сталь 45, термическая обработка – улучшение,
твердость НВ230 (   557 МПа), для колеса – сталь 45, термическая
T1
обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже НВ200
 T 2  425 МПа.
Допускаемые контактные напряжения:
 H lim b K
HL
H 
S 
 
H
где σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;
по табл.3.2 [1] для углеродистых сталей с твердостью поверхности
зубьев меньше НВ350 (при термической обработке улучшение)
σHlimb = 2НВ + 70,
[SH] = 1,2 –при однородной структуре материала зуба.
KHL – коэффициент долговечности:
K HL  6
N HG
 1,
N HE
NHG =1,5·107 – при HB=200÷250;
Общее число циклов перемены напряжений:
N
НЕ
1
 573 *  * L  573 * 43,4 * 28000  7 *108 .
2 H
 573 *  * L  573 * 5,42 * 28000  8,7 *10 7
НЕ
3 H
2
Коэффициент долговечности:
10 7 6 1,5 10 7
K
6

 0,52 , назначим K HL1  1
HL
8
N
7
*
10
1
N
K HL 2  6
N HG
1,5  107
6

 0,75  1 назначим K HL2  1
N HE 2
8,7  107
Допускаемое контактное напряжение:
для шестерни
2HB1  70K HL1  2  230  70  482
МПа

2 HB  70K
 1 HL1  2  200  70  427
МПа.
 H1 
для колеса
 H 2
S H 
1.1
S H 
1.1
Тогда расчётное допускаемое контактное напряжение:
 H   0,45 H1  H 2   409 МПа
Требуемое условие [σH] ≤1,23[σH2] выполнено.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости:
aw  k a (u  1) 
K H Т 3
 a   2H  u 2
где Ка=43 – для косозубых колес;
KHβ=1.15 – для симметричного расположения колес относительно опор по
табл. 3.1 [1].
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца
ψba=b/aw=0,4.
aw  43(8  1)  3
1,15  980000
 244 мм
0,4  409 2  82
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66
aw= 250мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем:
mn  (0,01...0,02)  aw  2.5  5
Принимаем по ГОСТ 9563-60* mn= 3мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев β=100 и определим числа
зубьев шестерни и колеса:
z1 
2a w cos(  )
 18.3
i  1mn
Принимаем z1=18, тогда z2= z1i=144.
Уточненное значение угла наклона зубьев:
cos  
z1  z 2 mn
2a w
 0,972
β=13,50.
Диаметры делительные:
m n z1 3 * 18

 55,6 мм
cos  0.972
m z
3  144
d2  n 2 
 444,4 мм
cos  0.972
d1 
Проверка: aw=(d1+d2)/2=(55,6+444,4)/2=250мм.
Диаметры вершин зубьев:
dа1= d1+2mn=55,6+2*3=61,6мм
dа2= d2+2mn=444,4+2*3=450,4мм.
ширина колеса: b2   a  aw =100мм
ширина шестерни: b1=b2+5=105мм.
Высота зуба:
h=2.25m=2.25*3=6,75мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
ψbd=b1/d1=105/55,6=1,9.
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
V=πn2d1/60000=1,2м/с.
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень
точности.
Проверка контактных напряжений:
270 Т 3 K H u  1

.
aw
b2 u 2
3
H
Коэффициент нагрузки: KH=KHβKHαKHV=1,12*1,075*1=1,2;
KHβ=1,12 (табл. 3.5 [2]);
KHα=1,075 (табл. 3.4 [2]);
KHV=1 (табл. 3.6 [2]).
3
270 Т 3 K H i  1
270 980  10 3  1,2  8  1


 395 МПа<[σН]=409МПa
aw
250
b2 i 2
100  8 2
3
H
условие выполнено.
Недогрузка 3,4%<15%, что допустимо.
Допускаемое напряжение изгиба:
 F  
0
K K
F lim b Fli Fc
S F 
где KFc=1 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения
нагрузки на зубья;
KFLi- коэффициент долговечности
[SF] – допускаемый коэффициент безопасности.
K FLi  9
N F 0i
 1,
N FEi
N FEi - эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса
NFoi =4·106 ;
N
FЕ
1
N
 573 *  * L  573 * 43,4 * 28000  7 *108 .
2 H
 573 *  * L  573 * 5,42 * 28000  8,7 *10 7
FЕ
3 H
2
K FL1  9
K FL2
N F 0i 9 4  10 6

 0,51  1 ,
N FE1
7  108
назначим K FL1  1
N F 0i
4 10 6
9
9
 0,71  1 назначим K FL2  1
N FE 2
8,7 10 7
По табл. 3.9 [1] для стали 45 при твердости НВ≤350  F0 limb  1,8 HB
Для шестерни  F0 limb1  1,8  230  415 МПа
Для колеса  F0 limb 2  1,8  200  360 МПа.
[SF]= [SF]' [SF]" =1,75– коэффициент безопасности.
[SF]'=1,75 (по табл. 3.9 [1]).
[SF]"=1- для поковок и штамповок.
Допускаемые напряжения:
 
415
для шестерни  F1 
 237 МПа
1,75
 
360
для колеса  F 
 206 МПа
2 1,75
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
F 
Ft K F YF Y K F
bmn
Здесь коэффициент нагрузки: KF= KFβ KFV=1,452;
KFβ=1,32 (табл. 3.7 [1]);
KFV=1,1 (табл. 3.8 [1]).
YF – коэф., учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа
зубьев zv
у шестерни
z1
18
zV 1 

 19,6 YF1=4,2
3
cos(  )  0,9723
у колеса
zV 2 
z2
144

 157
cos(  ) 3 0,9723
YF2=3,6.
Дальнейший расчёт следует вести для зубьев колеса, для которого
найденное отношение меньше. Определяем коэф. Yβ и КFα, для средних
значений коэф. торцового перекрытия и 8-й степ. точности КFα=0,92;
Yβ=1-β/140=1-13,5/140=0.9.
Окружная сила, действующая в зацеплении:
Ft 
2T3 2 * 980000

 4410 H.
d2
444.4
Проверяем прочность зуба шестерни и колеса:
 F2 
Ft K F YF Y K F
b2 mn

4410  1,452  3,6  0,9  0,92
 63,6МПа   F 2 
100  3
Условие прочности выполнено.
Список использованной литературы
1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для
учащихся машиностроит. cпец. техникумов/С.А. Чернавский, К.Н.Боков,
И.М. Чернин – М.: Машиностроение, 1988.-416с.
2. Гузенков П.Г. Детали машин: Учеб. для вузов. – 4-е изд., испр. М.:
Высш. шк., 1986. – 359с.: ил.
РГР №2
“Расчет ведущего вала редуктора. Выбор подшипников. Проверка
долговечности подшипников.”
Пример выполнения см. в учебном пособии:
Проектирование валов и их опор для приводов технологического
оборудования: Учебное пособие/ Г.В. Калашников, A.M. Бахолдин, С.В.
Ульшин: Воронеж, гос. технол. Акад. Воронеж, 1997, 65 с.