Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.

Найти мощность электродвигателя можно по зависимости:

- суммарные потери в редукторе на конической, цилиндрической передачах, подшипниках качения, муфтах и барабане.

=0,84.

Выбираем двигатель с большей мощностью и частотой вращения.

4А1002У3

N=5.5кВт

n=2880 об/мин.

Uкон=

Uцил=

Вал двигателя:

Р, кВТ	n, об/мин	T, Нм
5,5	2880	18,24

1-ый вал

Р, кВТ	n, об/мин	T, Нм
5,5	2880	18,24

2-ой вал

з	n, об/мин	T, Нм
0,95	514,3	95,07

3-ий вал

з	n, об/мин	T, Нм
0,87	114,3	371,8

3 РАСЧЕТ МЕХАНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

1. Расчёт на жёсткость и прочность цилиндрической косозубой передачи.

1. Выбор материала и термообработки.

Руководствуясь таблицей типовых материалов зубчатых колёс и их термообработки, выбираем следующие данные:

Ст. 45(У); 260НВ; t=13000 ч.

Для шестерни и колеса объёмная закалка и марки сталей одинаковые.

2. Определяем базовое число циклов нагружения по контактным напряжениям для шестерни и для колеса:

По напряжениям изгиба:

3. Определение допускаемых напряжений по контакту:



n2=514.3 об/мин; n3=114.3 об/мин;

N2=60*n2*t=60*514.3*13000=401.15 МПа;

N3=60*n3*t=60*114.3*13000=89.15 МПа.

mF=6;

-- значения коэффициентов определяются по таблице 4.1.3.

Определяем приведенное число циклов нагружения по контакту:

khl=0.25 - режим средний равновероятный.

Приведенное число циклов нагружения по изгибу:

KFl=0.143

Для косозубой передачи согласно ГОСТ 21354-87 допускается определение напряжений по формуле:



Должно выполняться:

;

Т. к. данное условие выполняется, принимаем .

Определяем допускаемые значения по изгибу:

и -- коэффициенты запаса выносливости по выбранным напряжениям.

4. Определяем межосевое расстояние.

-- коэффициент ширины зуба.

подбираем из таблицы 4.2.5. рекомендуемых значений.

-- предварительно назначенные коэффициенты. коэффициенты.

5. Определяем ширину зуба колеса

С учётом компенсации возможных ошибок, компенсации положения шестерни относительно колеса, ширина зуба шестерни равна:

Определяем предварительное значение модуля.

Для определения межосевого расстояния будет справедливо выражение:

Значение модуля уточняется по ГОСТ 9563-60:

6. Определяем предварительное значение угла наклона зубьев из условия обеспечения осевого перекрытия.

7. Определяем общее число зубьев передачи.



8. Определяем число зубьев шестерни и колеса

9. По принятым значениям и уточняем передаточное число

;

По таблице 4.2.4. выбираем рекомендуемое передаточное число:

10. Уточняем значения угла наклона зубьев:

11. Определяем линейную окружную скорость

12. Определяем уточнённые значения коэффициентов динамической нагрузки.

По контактным напряжениям:

;

-- Значения выбираем из таблицы 7.1.6.а согласно твёрдости шестерни и колеса.

По изгибным напряжениям:

13. Проверяем выполнение условия прочности по контактным напряжениям.

Проверяем условие контактной прочности при действии максимальной нагрузки.

1.41<1820

14. Определяем приведенное число зубьев шестерни

Определяем коэффициент формы зуба

15. Определение напряжений изгиба

16. Проверяем условие изгибной прочности при действии максимальной нагрузки



17. Расчёт геометрии цилиндрической косозубой передачи.

Модуль	=
Коэффициент смещения исходного контура	X1= 0,672 X2= -0,672
Ширина зубчатого венца
Делительное межосевое расстояние
Суммарный коэффициент смещения	X=0
Угол профиля
Угол зацепления
Межосевое расстояние
Диаметр делительной окружности
Передаточное число
Диаметры начальных окружностей
Коэффициент воспринимаемого смещения
Коэффициент уравнительного смещения
Диаметр окружности выступов
Диаметр окружности впадин
Диаметры основных окружностей
Коэффициент торцевого перекрытия

2. Расчёт на жёсткость и прочность конической прямозубой передачи

Рассчитать зубчатую коническую ортогональную прямозубую передачу одноступенчатого редуктора

Время работы составляет 13000 часов.

Материал шестерни и колеса ? Сталь 45 У HВ 260

Исходный контур:

ha=1; hf=2; c=0.2; б=20.

1. Выбор коэффициентов нагрузки.

Принимаем условно:

Определяет коэффициент ширины зуба конического колеса:

Где Re ? внешнее конусное расстояние, b ? ширина зубчатого колеса.

Принимаем:

По таблице 7.1.4 и 7.1.5 для заданного по условию консольного размещения шестерни относительно опор получаем значения:

2.Определение внешниего диаметра колеса:

Где VH=0.85 ? нагрузочная способность прямозубой конической передачи в отношении прямозубой.

3.Определение числа зубьев шестерни.

4.Определение окружного модуля.

Полученную величину модуля округляем до ближайшего значения из нормального ряда:

5.Определение числа зубьев колеса:

;

6.Уточнение значения диаметров шестерни и колеса:

7.Уточнение внешнего конусного расстояния:

8.Уточнение рабочей ширины зуба:

Округление b до ближайшего целого значения:

Пересчёт значение :

9.Определение среднего конусного расстояния:

10.Определение среднего окружного модуля:

11.Определение среднего делительного диаметра шестерни и колеса:

12.Определение угла делительного конуса шестерни.

13.Определение коэффициента смещения инструмента равносмещённой передачи при

14.Расчёт средней линейной скорости в зацеплении:

15.Определение степени точности:

8-я степень точности.

16.Определение коэффициента динамической нагрузки при контактном напряжении и при изгибе.

, , выбираем из таблиц 7.1.6а и 7.1.6b.

17.Проверка условий прочности по контактным напряжениям.

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется

18.Проверка условий прочности по напряжениям изгиба.



19.Определение сил, действующих в зацеплении.

Внешний диаметр вершин зубьев, мм	Шестерня
	Колесо

4 РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Рис. 1 - Силы, действующие на валы редуктора

1. Расчет вала №3

Зная плечи приложения сил, а также их направления можно составить уравнения моментов относительно неподвижных подшипниковых опор вала и найти неизвестные реакции от этих опор.

Относительно оси ZOX реакции опор в точках Б и В равны:

Исходя из данных значений можем построить эпюры изгибающих моментов, действующих на 3-ий вал.



Рис. 2 - Эпюра изгибающих моментов, действующих в плоскости ZOX.

Для плоскости ZOY реакции опор в точках В и Б определяются аналогично.

Их значения равны:

Исходя из данных значений можем построить эпюру изгибающих моментов.

Рис. 3 - Эпюра изгибающих моментов в плоскости ZOY.

Теперь мы можем построить суммарную эпюру изгибающих моментов, используя графическое перемножение двух предыдущих эпюр.



Рис. 4 - Эпюра суммарного Ми и крутящего момента на 3 валу.

Строим эквивалентную эпюру изгибающих моментов, перемножая две последние эпюры, с учетом поправочного коэффициента б=0,433, который отвечает за нереверсивность передачи.

Рис. 5 - Эквивалентный изгибающий момент.

Благодаря последней эпюре мы можем найти максимальный расчетный диаметр вала, который мы можем округлить до приемлемого для дальнейших проектировочных расчетов.



Вал изготовлен из стали 55. Минимальный коэффициент запаса прочности для опасных сечений данного диаметра принимаем 4.

=300МПа.

Конструктивно принимаем минимальное значение диаметра вала в местах установки подшипниковых опор равное 45мм во избежание перегрузки в локальных опасных сечениях вала и для увеличения коэффициента запаса прочности.

Конструктивно, учитывая присутствие посадки цилиндрического колеса выбираем форму проектируемого вала, учитывая его месторасположение в редукторе и длину.

Рис. 6 - конструктивное исполнение вала №3.

2. Расчет вала №2

Цилиндрическая шестерня:

Коническое колесо:

Аналогично предыдущему пункту, составляем уравнения моментов, для активных сил, действующих на вал и находим реактивные силы в подшипниковых опорах.

Относительно оси ZOX реакции опор в точках Б и В равны:

Для плоскости ZOY реакции опор в точках В и Б определяются аналогично.

Их значения равны:

Аналогично предыдущему пункту строим эпюры плоскостных изгибающих моментов, суммирующего, крутящего момента, и, как результат - эквивалентного изгибающего момента, который нам необходим для определения минимально допустимого диаметра вала, пригодного для работы с данными нагрузками.



Рис. 7 - нагрузочные характеристики второго вала.

Для определения минимального рабочего диаметра вала мы воспользуемся теми же зависимостями, что были приведены при расчете третьего вала. Кроме того используем тот же материал с тем же коэффициентом запаса прочности и коэффициентом нереверсивности передачи б.

Вал изготовлен из стали 55. Минимальный коэффициент запаса прочности для опасных сечений данного диаметра принимаем 4.

=300МПа.

Конструктивно принимаем минимальное значение диаметра вала в местах установки подшипниковых опор равное 30мм во избежание перегрузки в локальных опасных сечениях вала и для увеличения коэффициента запаса прочности.

Рис. 8 - конструктивное исполнение вала №2

Вал исполнен в виде вала-шестерни, потому что отношение посадочного диаметра под шестерню в наружному диаметру шестерни меньше половины.

3. Расчет вала № 1.

Коническая шестерня:

Относительно оси ZOX реакции опор в точках Б и В равны:

Для плоскости ZOY реакции опор в точках В и Б определяются аналогично.

Их значения равны:

Аналогично предыдущему пункту строим эпюры плоскостных изгибающих моментов, суммирующего, крутящего момента, и, как результат - эквивалентного изгибающего момента, который нам необходим для определения минимально допустимого диаметра вала, пригодного для работы с данными нагрузками.

Рис. 9 - нагрузочные характеристики первого вала.

Для определения минимального рабочего диаметра вала мы воспользуемся теми же зависимостями, что были приведены при расчете третьего и второго вала. Кроме того используем тот же материал с тем же коэффициентом запаса прочности и коэффициентом нереверсивности передачи б.

Вал изготовлен из стали 55. Минимальный коэффициент запаса прочности для опасных сечений данного диаметра принимаем 4.

=300МПа.

Конструктивно принимаем минимальное значение диаметра вала в местах установки подшипниковых опор равное 30мм во избежание перегрузки в локальных опасных сечениях вала и для увеличения коэффициента запаса прочности.

Предварительно конструктивно заданный диаметр первого вала, равный 20 мм не подходит по условиям прочности.



Рис. 10 - конструктивное исполнение вала №1.

5 РАСЧЕТ, ВЫБОР ШПОНОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

1. Выбор шпонок.

Место установки	Ширина b, мм	Высота h, мм	Длина, L, мм	t1, мм	t2, мм
Ступица цилин. колеса	16	10	57	6	4,3
Консоль 3-го вала	12	8	50	5	3,3
Ступица кон. колеса	12	8	28	5	3,3
Консоль 1-го колеса	6	6	30	3,5	2,8

2. Расчет подшипников качения

Вал № 1

Режим нагружения потоянный

Выбираем шариковый радиальный подшипник 306.

Схема установки - в растяжку.

В=19мм

D=72мм

C=28100H

Осевая нагрузка от приложения радиальной нагрузки:

Sa1=eFr1=0.183*3989.14=730H

Sa2=eFr2=0.183*5454.3=998.14H=Fa2

Fa1=Fa2+Fa=998.14+64.4=1062.54H

Эквивалентная динамическая сила:

Pr=XFr+YFa

Более нагружен правый подшипник

Для статической нагрузки:

Pоr=XоFr+YоFa

Хо=0,6

Уо=0,5

Роr=3771.65H

Роr<Co

Подшипник подходит.

Вал №2

Выбираем шариковый радиальный подшипник 306.

Схема установки - в распор.

В=19мм

D=72мм

C=28100H

Sa1=eFr1=0.22*500=110H

Sa2=eFr2=0,22*2110,76=464,37H=Fa2

Fa1=Fa2-Fa=464,37-240,73=223,64H

Эквивалентная динамическая сила:

Pr=XFr+YFa

Эквивалентная динамическая сила:

Pr=XFr+YFa

Более нагружен правый подшипник:

На статическую нагрузку:

Pоr=XоFr+YоFa

Хо=0,6

Уо=0,5

Роr=1500H

Роr<Co

Подшипник подходит.

Вал № 3

Выбираем шариковый радиально упорный подшипник

46309.

б=12

Схема установки - в распор.

Sa1=eFr1=0.5*2291=1145,5H

Sa2=eFr2=0,5*4710,5=2355,25Н=Fa2

Fa1=Fa2+Fa=513,678+2355,25=2869H

Эквивалентная динамическая сила:

Pr=XFr+YFa

Более нагружен правый подшипник.

На статическую нагрузку:

Со=37000Н

Pоr=XоFr+YоFa

Хо=0,5

Уо=0,46

Роr=3438,67H

Роr<Co

Подшипник подходит.

Список литературы

1. Якушев А. И. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения. - М.: Машиностроение, 1987. - 352 с.

2. Анухин В. И.: «Допуски и посадки» СП «Питер» 2004 г.

3. Л. В. Курмаз, А. Т. Скойбед «Детали машин» Справочное учебно-методическое пособие. - М.: «Высшая школа» 2004.