Расчёт для привода

Расчёт для привода

Задание №6

на проект по курсу «Детали машин» привод УИПА

I Кинематическая схема

II Исходные данные

График нагрузки

1. Определение силовых и кинематических параметров привода

Мощность на валу рабочего органа P=2FeV/1000, где F - эквивалентная сила сопротивления

Fe=Fmax-Ke, где Ke - коэффициент эквивалентной нагрузки

Fe=Kt•Ke=18•0,82=14,76 kH

P=2•14,76•103/60•1000=5,9 кВт

КПД привода: n=n1•n2•n3•n42, где

n1 - КПД муфты=0,99

n2

n3 - КПД цилиндрической передачи=0,97

n4 - КПД пыра подшипников=0,99

n=0,99•0,8•0,97•0,99=0,475

Mощность двигателя Pдв=P/n=5,9/0,475=7,9 кВт

Принимаем двигатель n1 132 ММУЗ

Мощность двигателя Pдв=11 кВт

Частота вращения пд=1455 мин-1

Передаточное число привода: и=пу/пвых

где: пвых=V/ПД=12/3,14•0,28=13,64 мин-1

и=1455/13,64=105,7

Принимаем передаточное число цилиндрической передачи и1=и2=и

Передаточное число быстроходной передачи

Иб=и/ит=106,7/4=26,6

Принимаем и1=4в=2S

Крутящий момент на валу двигателя

Т1=9550 • Рчв/пчв=9550 • 11/1455-72,2Нм

Моменты на последующих валах

Т2=Т1•и1•п1•п2•пи=72,2•25•0,99•0,8•0,99=14+4 Нм

Т3=Т2•и2•п3•п4=1415•0,99•4•5434 Нм

Частота вращения валов

n2= n1/ и1=1455/25=58,2 мин-1

n3= n2/ и2=58,2/4=14,9 мин-1

2 Выбор материала червячной пары

2.1 Скорость скольжения в зоне контакта

По таблице 3.1 принимаем материал венца червячного колеса, бронзу БРР10 Ф

Механические свойства д=275 мПа; дт=200 мПа

2.2 Допускаемые напряжения

Эквивалентное число циклов перемен напряжений по контакту

N He2=60• п2 lh Уkm1;3•t=60•58,2•12000(13•0,2+0,83•0,65+0,453•0,15)=2.29•107 по изгибу

N Fe2=60• п2 ch: У4m19•t1=60•58,2•12000(13•0,2+0,89•0,65+0,459•15)=12•107

Коэффициент долговечности по контактным напряжениям изгиба

Коэффициент долговечности по контактным напряжениям

Допускаемое контактное напряжение

дHP2=0,9бв kul=0,9•275•0,9=222 мПа

Предельное допускаемое контактное напряжение

(дHP2)max=4дT2=4•200=800 мПа

Предельное допускаемое контактное напряжение

(дHP2)max=дFpH2=0,8дr2=0,8•200=160 мПа

Допускаемое напряжение изгиба

дHP2=0/6 дb2•RFl=0,16•275•0,76=33,4 мПа

2.3 По таблице3.4 принимаем число винтов червяка

Z=2

3 Расчет червячной передачи

3.1 Число зубьев червячного валика

Z2=Z1•u=2•25=50

3.2 Ориентировочное значение коэффициента диаметра червяка

д1=0,25• Z2=0,27•50=12,5

Отношение среднего по времени момента к рабочему:

mp=Уk1m:t1=0,2+0,8•0,65•0,45•0,15=0,787

3.3 Коэффициент деформации червяка по табл. 3.5

Q=121

3.4 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки

KHB=1+(Z2/Q)3(1-mp)=1+(50/121)3•(1-0,787)=1,015

Коэффициент динамичности KHХ=1,1

3.5 Межосевое расстояние

Принимаем dw=200мн

3.6 Предварительное значение модуля:

m=2aw/g+Z2=2•200/12,5•50>6,4 мм

Принимаем m=6.3

3.7 Коэффициент диаметра червяка

g=2aw/m-Z2=2•200/6,3-50=13,5

Принимаем g=12,5

3.8 Коэффициент диаметра смещения червяка:

x=2aw/m-Z2+9/2=200/6,3-50+12,5/2=0,496

3.9 Контактное напряжение на рабочей поверхности зуба червячного колеса

,

где Ev - приведенный модуль упругости=1,26

мПа<GHP=222мПа

3.10 Предельное контактное напряжение на рабочей поверхности зуба

мПа<(GHP2)max2=800 мПа

3.11 Угол подъема вышки червяка

3.12 Приведенное число зубьев червячного колеса

7V2=72/cosг=50/cos39,09=51,9

3.13 По табл. 3.6 выбираем коэффициент формы зуба колеса

YF2=1,44

3.14 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки и динамичности

KEP=KHP2 1,015 KFV=KV=1.1

3.15 Напряжение изгиба и точил зуба червячного колеса

GFH2=1500T2•YT2•KFP•Kkp?cosб/22•g•m3=20,5<GFP2=33,4 мПа

3.16 Предельное напряжение изгиба у ножки зуба

GFH2=в=Gf2=1,8•20,5=36,9 мПа= GFH2=160 мПа

4 Расчет геометрии червячной передачи

4.1 Длительные диаметры

d1=mц=6,3•12,5=78,75 мм

d2=mz2=6,3•50=315 мм

4.2 Диаметры вершин

da1=d1+2ha•m=78,75+2•6,3=91,35 мм

da2=d2+2(ha+x) •m=315+2•(1+0,496) •6,3=333,8 мм

4.3 Наибольший диаметр червячного колеса

dam2=da2+bm/2+2=333,8+6,3•6/2+4=343,25 мм

Принимаем da2=344мм

4.4 Высота витка червяка

h1=h•m=2,2•6,3=13,86 мм

4.5 Расчет диаметра впадин

d cp1=da1-2h=72,5-2•13,86=44,78 мм

d cp2=da2-2(ha+C+x)m=315•2(1+6,2+0,496) •6,3=311,6 мм

Принимаем da2=343 мм

4.6 Длина нарезной части червяка

b0=(12+0,1Z2)m=(n+0,1•50) •6,3=100,8 мм

для исследованного червяка: b1>b10+4m=100,8+4,63=126 мм

4.7 Ширина венца червячного колеса

b2=0,75da1=0,75•91,35=68,5 мм

Принимаем b2=63 мм

4.8 Радиус вышки поверхности вершин зубьев червячного колеса:

K=0,5d1=m=0,5•78,75-6,3=33,075

5 Расчет сил зацепления и петлевой расчет червячной передачи

5.1 Окружная скорость червяка

V1=Пd1-П1/60•103=3,14•78,75-1455/60•103=6 м/с

5.2 Скорость скольжения

VS=V/cosг=6/cos9,09=6,08 м/с

5.3 По табл. 10 выбираем угол трения с?с=1.15 коэффициент потерь в зацеплении

ц=1-tg8/tg(4+5)=1-tg9,04/tg19,09+1,15=20,14

5.4 Определить относительные потери в уплотн. по табл. 31:

цу=0,055

5.5 КПД червячной передачи

n=1- ц3- цy=1-0,114-0,055=0,837

5.6 Поверхность теплопередачи редуктора

м3 с учетом цилиндрической передачи

S=2S =2•1,3=2,6 м2

5.7 Температура масляной ванны:

tn=103p1(1-h)kt•S(1+ ц)+t0=590C,

где кт - коэффициент теплопередачи=16Вт/Н2С,

ц - коэффициент теплоёмкости=0,3

5.8 По табл. 3.14 (1) назначаем степень точности передачи. Окружная сила на колесе осевом на червяке

Ft2=Fa1=2•103•T2•d2=2•103•1414/315=8978

5.9 Осевая сила на колесе, окружная на червяке

Fa2=Ft1=2•103T2

d1Un=2•103•1414/78,75-25•0,83=1728H

5.10 Радиальные силы

6 Выбор материала цилиндрической зубчатой передачи

По табл. 2.2 принимаем материал для изготовления зубчатых колец сталь 40х

Термообработка - улучшение механических свойств

для шестерки дв=900мПа G=750мПа 269…302НВ

для колеса дв=750мПа 235…262 НВ

при расчетах принимаем НВ1=280, НВ2=250

6.1 Допустимые напряжения

6.1.1 Допустимое конкретных напряжений

дHP=0,9•Gnl:mb•knl/Sn, где Gnl:mb - предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжения

Gnl:mb=2HB+70

Gnl:mb1=2HB1+70=2•280+70=630 мПа

Gnl:b2=2•250+70=570 мПа

KHL - коэффициент долговечности

,

где NHO - базовое число циклов перемены напряжений

NHO=30(НВ)2,4

NHO1=30•2802,4=2,24•107

NHO2=30•2502,4=1,7•107

NHE - эквивалентное число циклов перемены напряжений

(NHO=30(HB)2,4)NHl=60•nhkl• Уkm13t.

Находим Уkm13t=13•0,2+0,83•0,65+0,453•0,15=0,546

NHE1=60•58,2•12000•0,546=2,24•107

NHЕ2=60•14,9•12000•0,546=0,57•107

Тогда KHL=1,

Sn - коэффициент безопасности = 1,1

GHP1=0,9•650•1/1,1=515 мПа; GHP2=0,9•570•1,26/1,1=588 мПа;

GHP=0,45 (GHP1+GHP2)=0,45(5152+588)1,1=496 мПа

6.1.2 Допускаемые напряжения при расчетах на установл. изгиб

G=p=0,4G0F •limo=KFl1, где G Flimo=предел выносливости зубьев при изгибе

G0=limb=1,8HB

G0=limbk=1,8•280=504 мПа

G0=limb2=1,8•250=1150 мПа

NF0 - базовое число циклов перемены направлений = 4•106

KFL - коэффициент долговечности

NFE=60•n•h0•Уkm:bt - эквивалентное число циклов

Уkm:bt=16•0,2i+0,8=0,65•0,456•0,15=0,37

NFE1=60•58,2•12000•0,37=1,54•107

NFE2=60•14,9•12000•0,37=0,38•107

KHL=1;

GFP1=0,4•504•1=201 мПа

GFP2=0,4•450•1,01=181 мПа

Предельные допустимые напряжения изгиба

GFlimH1=4,8•250=1200 мПа

GFlimH2=0,9(1344/1,75)=691 мПа

GFpH2=0,9(1200/1,75)=675 мПа

7 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные:

Крутящий момент на валу шестерни Т1=Т2/2=1414/2=707 мм

Частота вращения шестерни п1=58,2мин-1

Придаточное число U=4

Угол наклона зубьев в=200

Относительная ширина зубчатого венца шbd=0,7

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца Кпр=1,1; КFP=1,23

Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи дн=0,002; дF=0,006

Коэффициент, учитывающий влияние вида разности молов д0=61

Предельное значение округлённой динамической силы Whmax=4104 мм; WFmax=4104 мин-1

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями: KHh=1,06; Kkl=1,2

Коэффициент материала Zm=271H

Вспомогательный коэффициент K2>430

7.1 Коэффициент относительной ширины

Шba=2ШbL/U+1=2•0,7/4+1=0.28

Принимаем Шba=0,25

7.2 Угол профиля

hf=arctg(tg2/cosB)=arctg(tg200/cos200)=21,1730

7.3 Межосевое расстояние

мм

Принимаем dm=315 315 мм

7.4 Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Yв=1-в/140=0,857

7.5 Принимаем число зубьев шестерни

Z1=22

7.6 Модуль зацепления

мм

Принимаем m=5мм

ZC=2aw?cosв/w=2?315?cos20/5=118,4

Принимаем ZC=118

Z1=Z1/U+1=118/U+1=23,6

Принимаем Z1=24

7.7 Число зубьев колеса

Z2=ZC-Z1=118-24=94

7.8 Передаточное число

U=Z2/Z1=94/24=3,917

ДU=У(4•3,92)14y•100%=2,08%<4%

7.9 Длинное межосевое расстояния

7.10 Угол зацепления

dtщ=arcos(a/aw?cosбt) ?arccos(313,93/315?cos21,173)=21,67

7.11 Значение

invбtщ=tgdecos-бщ=tg21,67-21,67/180р=0,01912

invбt=tgбt-dt=tg21,173-21,173/180р=0,01770

7.12 Коэффициент суммы смещения

7.13 Разбиваем значение коэффициента суммы смещения

б1=0,126; б2=0

7.14 Коэффициент уравнительного смещения

Дy=xУ-y=0,216-0,213=0,003

7.15 Делительный диаметр

d1=mt/cosв1=5,24/cos20=127,7мм

d2=mt2/cosв1=5,94/cos20=500,16мм

7.16 Диаметр вершины

da1=d1+2•(1+x1- Дy) •m=127,7+2•(1+0,216•0,003) •5=137,7 мм

da2=d2+2•(1+x2- Дy) •m=500,16+2•(1+0,003 •0) •5=510,16 мм

7.17 Диаметр основной окружности

db1=d1•cos2t=127,7•cos21,173=119,08 мм

7.18 Угол профиля зуба в точке на окружности

б a1=arccos(dB1/dA1)=arccos(119,08/27,7)=30,140

б a2=arccos(dB2/dA2)=arccos(466,4/510,16)=23,90

7.19 Коэффициент торцевого перекрытия

d2=Z1•tg2a1+Z2•tg2a2(Z1+Z2)tg бzщ/2р=24?tg30,14+94?tg23,9-(24+94)tg21,67/2р=1,575

7.20 Ширина зубчатого венца колеса

bw2=xb2•aw=0,25•315=78,75 мм

7.21 Принимаем bw2=78мм

Осевой шаг

Pk=AH/sinB=р•S/sin200=45,928 мм

7.22 Коэффициент осевого перекрытия

7.23 Ширина зубчатого вала шестерни

bw1= bw2+5=78+5=83 мм

7.24 Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

7.25 Начальные диаметры

dw1=2aK1/U+1=2•315/3,917+1=128,14 мм

dw2=dw1•U=128,14•3,92=501,86 мм

7.26 Исходная расчетная окружная сила при расчете на контактную прочность

FHT=2•103T/dw1=2•103•707/123,14=11035

При расчете на выносливость при изгибе

FKT=2•103T/d1=2•103+707/127,7=11073,71H

7.27 Окружная скорость

V=Tdw1•m/60•103=128,14•58,2/60•103=0,39 м/с

7.28 Окружная динамическая сила

H/мм

7.29 Коэффициент динамической нагрузки

KHV=1+WHV•bw2•dw2/2•103•T1•KHб •KHP=1,003

KFV=1+WFV•bw2•d1/2•103•T1•KFб •KFB=1,006

7.30 Удельная окружная сила

WHT= FHT/ bw2• KHб • KFB• KHV=11035/78•1,06•1,1•1,003=164H/мм

WFT= FKB/ bw2• KFб • KFB• KFV=11073/78•1,2•1,23•1,006=211H/м2

7.31 Эквивалентное число зубьев

ZV1=Z1/cos3B=24/cos3200=28,9

ZV2=Z2/cos3B=94/cos3200=113,3

7.32 Принимаем коэффициент, учитывающий перекрытие

YE=3,6

7.33 Коэффициенты формы зуба

YF1=3,63; YF2=3,6

7.34 Направление изгиба

мПа

7.35 Коэффициенты безопасности по направлению изгиба

SF1=GFP1/GF1=201/131=1,53

SF2=GFP2/GF2=181/130=1,39

7.36 Основной угол наклона (изгиба) зуба

Bb=arcsin(sinв?cosб)=arcsin(sin200•cos200)=18,750

7.37 Коэффициент учитывающий форму сопряжения поверхностей

7.38 Контактные напряжения

7.39 Коэффициент безопасности по контактному напряжению

SH1=Gmax-GV • vB=459•v1,8=616 мПа<Gpmax=1792 мПа

7.40 Наибольшие контактные напряжения

GVmax=GV •vB =459•v1,8=616 мПа< Gpmax

7.41 Наибольшие напряжения изгиба

GFm1=GF1B=B1•1.8=236мПа<GFpn1=691мПа

GFm2=GF2B=B0•1.8=234мПа<гGFpn2=617мПа

7.42 Силы действующие в зацеплении

а) окружная

Ft1=Ft2=2n/d=2•707•103/127,7=11073H

б) радиальная

FZ1=FZ2=Ft•tgб/cosв=11073 tg200/cos200=4298H

в) осевая

Fa1=Fa2=Ft•tgв=11073•tg200=4030H

8 Компоновка редуктора

Последовательно определяем диаметры валов по формуле:

, где [У] - допускаемое нарушение кручений=15…30мПа

Принимаем d=30мм

Принимаем d2=70мм

Принимаем d3=100мм

Толщина спинки корпуса редуктора

V=0,025dw+3=0,025•315+3=10,8 мм

Принимаем V=12мм

Диаметр болтов:

d1=0,003wT+R=0,003-315+12=21,45 мм

Принимаем d1=24 мм

d1=16 мм, d3=12 мм

Расчет входного вала:

Исходные данные:

Ft=1728H; F2=3268H; F0=8978H

d=78,75мм; T=72,2Hм

Момент возникающий

Мн=0,17=0,1•72,2=7Нм

Определение опорных реакций и изгибающих моментов

Вертикальная плоскость

Горизонтальная плоскость

Суммарные изгибающие моменты

Принимаем материал вала сталь 40х

Gg<900мПа; [G-l]=80мПа

Определим диаметры вала в сечении Д

Приведенный момент

Расчетный диаметр вала

Диаметр впадин червяка dt1=44,78>392 мм

9 Расчет промежуточного вала

Исходные данные

Ft1=11073H; Fy1 =4289H; Fa1=4030H;d1=127,2 мм

Ft2=80,78H; Fy1 =3269H; Fa1=1728H;d1=315 мм

Т=707 мм

Определим опорные реакции изгибающих моментов.

Вертикальная плоскость

Горизонтальная плоскость

Проверочный расчет вала на выносливость

Материал вала сталь 40х

ТВ=900мПа; Т1=450мПа; У=250мПа; ш0=0,1. Сечение I-I

Эффективные коэффициенты концентрации нарушений от шпоночного газа по табл. 5.12 [2]

Ka=2,15:KT=2,05

Масштабный коэффициент табл. 5.16[2]

Er=ra=0,6

Коэффициент состояния поверхности

KCr=Kru=1,15

KCD=KE+KT-1/Eж=2,05+1,15-1/0,64=3,59

KжD=Kж+KTr-1/Eж=2,05+1,15-1/0,64=344

Эффективные коэффициенты напряжений от посадки границы колеса по табл. 5.15[2]

KAD=4,5; KJD=3,16

Окончательных принимаем: KED=451 KKD=3,44

Осевой и номерный момент по табл. 5.9[2] W0=89100 ммВ

Напряжение изгиба и кручения

Коэффициент запаса прочности

10 Расчет выходного вала

Исходные данные:

Ft=18000H; Ft=11073H; Ft=4289H

Fa=4030H; d=500,16 мм; T=2717мм

Определение опорных реакций и изгибающих моментов

Вертикальная плоскость

RaB=RBB=Ft1=11073H

MCB=MDB=RAB•a=-4073-0,085=-941Hm

Горизонтальная плоскость

RBr=Ft•Ft1=18000-4282=13711H

MBr=-F2•c=-18000•0,16=2280Hm

MCr=-F2•(c+a)+RBr•a=-18000•0,245+1374•0,085=-3245Hm

MCHr=-Ft(c+a)+RAr•a+Fa1•d/2=-18000•0,245+13711•0,085+4030•500,16•10-3/2=-2237Hm

Суммарные изгибающие моменты

Принимаем материал вала сталь45

Ев=600мПа;[Т-1]=55мПа

Определяем диаметр вала в сечении

Приведенный момент

Расчетный диаметр вала

мм

11 Расчет подшипников входного вала

Радиальные нагрузки

Осевая сила Fa=8978Н

Расчет подшипников В

Принимаем предварительно подшипник 27313

С=89000; С0=71400; l=0,753; Ч=0,796

Следовательно, работает только один pxg

Эквивалентная нагрузка

P=(xvF2+ЧFa)•Kb•KT ,

где Кб - коэффициент безопасности, Кт - температурный коэффициент

Р=(0,4•1•2550•0,796•8978) •1,7•1=10613Н

Расчет подшипников А

Эквивалентная нагрузка

P=VF2•VS•KT=1•1304•1,3•1=16,05H

Требуемая динамическая грузоподъемность

Принимаем подшипник 908, у которого С=25600Н

12 Расчет подшипников промежуточного вала

Радиальные нагрузки

Осевая нагрузка Fa=1728Н

Предварительно принимаем подшипник 72R

C=72200H; C0=58400H; l=0,35; Ч=1,71

Расчетная осевая нагрузка

Fa=0,83l1FZ1v=0,83•0,5•14752=4285H

Fan=Fa1 - Fa=4285 - 1129=6013H

Эквивалентная нагрузка

P1=VF2T •Kb•Kt=1•14752•1,3•1=19178H

PII=(xVF2II+ЧFaII) •Kb•Kt=(0,4•1•16152•1,71•6013) •1,3•1=21766H

Долговечность наиболее нагружаемого подшипника

13 Расчет подшипников выходного вала

Радикальные нагрузки

Эквивалентная нагрузка

P=VF2•Kb•R=1•17623•1,3•1=22910H

Требуемая динамическая грузоподъёмность

Принимаем подшипник С=12100Н

14 Расчет шпонки выходного вала

Исходные данные:

d=95мм; b=0,5мм; h=14мм; t1=9мм; l=110мм; T=2717мм

Рабочая длина шпонки

lp=l-b=110-25=85 мм

Напряжение на рабочих группах шпонки

15 Подбор смазки для редуктора

Сорт масла выбираем по окружной скорости колес по формуле

Д=2T/DT=0,39 м/с

и по контактным напряжениям в зубе шестерни [I]=496 мПа

По таблице рекомендуемых сортов смазочных масел выбираем масло

U - F - A - 68 ГОСТ17-47 94-87

Объем масла, заливаемого в редуктор рассчитывается по формуле:

Uмасла=Рбв•0,35=11•0,35=3,15 л