Кинематический расчет привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода

Определяем угловую скорость и частоту вращения п₃ вала барабана

Определяем мощность на валу барабана

Оцениваем КПД привода

где - КПД редуктора, = 0,97 (таблица П. 4 [3]); - КПД зубчатой передачи,

= 0,93 (таблица П. 4 [3]).

Оцениваем передаточное число привода

где - рекомендуемое передаточное число зубчатой передачи, = 2…5 (таблица П. 4 [3]).

- рекомендуемое передаточное число клиноременной передачи, = 3… 6 (таблица П. 4 [3]);

Определяем потребную мощность электродвигателя

Оцениваем приемлемую (требуемую) частоту вращения вала электродвигателя

= = 38.22(6…30) = 229.32…1146.6

Среднее значение

По таблице 1 [1] подбираем электродвигатель 4А112MА8 ГОСТ19523-81 с параметрами:

номинальная мощность Р_э = 2.2 кВт, (в качестве расчетного значения будем использовать Р_э = 1.9955 кВт)

номинальная частота вращения .

Определяем общее передаточное число привода

Распределяем общее передаточное число зубчатой передачи между передачами.

Определяем частоты вращения и угловые скорости валов.

Входной вал редуктора

=

Выходной вал редуктора

Вал барабана

отклонение от заданного значения , что меньше допускаемого отклонения, равного ±3%.

Определяем номинальные вращающие моменты на валах (без учёта потерь)

Выписываем исходные данные для расчёта передач.

Зубчатая передача:

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные:

Т = 27,23 Нм; Т=490 Нм; u=4,5; n=155,6 мин; n=38,9 мин; L=20000 час;

щ=73,27 рад/с; щ=4,1 рад/с.

Выбираем материал зубчатых колес и виды термообработки.

В задании нет особых требований в отношении габаритов передачи. По таблице 2.1 назначаем: для шестерни - сталь 45, термообработка - улучшение НВ 269…302, =890 МПа, =650 МПа, для колеса - сталь 45, улучшенная, НВ 235…262, =780 МПа, =540 МПа.

Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле:

Найдем значения входящих в формулу величин.

По таблице 2.2 [2] коэффициент запаса прочности S=1,1

Пределы контактной выносливости:

для шестерни:

для колеса:

K - коэффициент долговечности,

K=

N - расчетное число циклов:

для шестерни N=60*n* L=60*155,6*20000=186,72*10

для колеса N=60*n* L=60*38,9*20000=46,68*10

Базовое число циклов N

для шестерни N=30HB

для колеса N=30HB

Так как N> N, N> N, то K= K=1

Тогда допускаемые контактные напряжения будут равны

для шестерни

для колеса

В качестве расчетного принимаем меньшее значение из полученных для шестерни и колеса, то есть

Определяем межосевое расстояние передачи.

Предварительно зададимся коэффициентом неравномерности распределения нагрузке по ширине венца К. Со стороны электродвигателя действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведущего вала и ухудшающие контакт зубьев. Поэтому, несмотря на Симметричное расположение колес относительно опор, значением К задаемся выше рекомендуемого, как в случае несимметричного расположения колес. Примем К=1,25.

Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию =0,4.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев.

=

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2185-66. Принимаем =140 мм (таблица 2.3 [2]).

Выбираем нормальный модуль m зацепления по следующей рекомендации:

m=(0,01…0,02) = (0,01…0,02) 140=1,4…2,8 мм

По ГОСТ 2185-66 (таблица 2.4 [2]) принимаем m=2,5 мм

Определяем Числа зубьев шестерни и колеса.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев в=10? и определяем суммарное число зубьев

Z=. Принимаем Z=110

Числа зубьев: шестерни

Z= Z/ (u+1) = 110 / (4,5+1) = 20

колеса Z= Z- Z= 110 - 20 = 90

Уточняем значение фактического угла наклона зубьев

cos в=, в=10,84?

Фактическое передаточное число u=

Определяем основные геометрические размеры зубчатых колес.

Диаметры делительных окружностей

d=; d=;

Убеждаемся, что соблюдается равенство:

a=0,5 (d+d)=0,5 (51+229)=140 мм

Диаметры окружностей вершин зубьев:

Диаметры окружностей впадин зубьев:

Ширина венца колеса:

Ширина венца шестерни:

Принимаем:

Определяем силы в зацеплении колес

Окружная F=

Радиальная F=

Осевая F=

Определяем окружную скорость колес

V=0,5**d=0,5*16,3*51*10=0,42 м/c

Назначаем 8ю степень точности изготовления колес.

Проверяем зубья на выносливость по контактным напряжениям.

Сначала вычислим коэффициент нагрузки

K=,

Где по таблице 2.6 при , несимметричном расположении колес относительно опор K=1,19

По рисунку 2.2 [2] при V=0,42 м/с, 8й степени точности K=1,055

Коэффициент динамичности нагрузки K определим по таблице 2.7 [2].

При 8-й степени точности и скорости V=0,42 м/с K=1,01

Тогда коэффициент нагрузки будет равен K=

Контактные напряжения



Перегрузка , что допустимо

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

Определяем допускаемые напряжения изгиба

где - предел выносливости, =1,8НВ (таблица 2.2 [2]).

Для шестерни =1,8*269=484 МПа

Для колеса =1,8*235=423 МПа

K-коэффициент долговечности

Так как N>N=4*10 и N>N, то K= K=1;

K- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, K=1, так как передача нереверсивная;

S-коэффициент запаса прочности,

S=S*S=1,7*1=1,7

где S=1,7 (таблица 2.2 [2]); S=1 - для поковок и штамповок.

Тогда ;

Определяем коэффициенты K, K, K

K=1,42 (таблица 2.6 [2]); K=1,03 (таблица 2.7 [2]); K=0,91 (таблица 2.9 [2])

Определяем коэффициенты формы зуба по эквивалентным числам зубьев, которые равны:

; .

По таблице 2.8 [2] находим ,

Определяем коэффициент

Вычисляем напряжения изгиба в зубьях колеса и зубьях шестерни

Что меньше

<

Таким образом, усталостная прочность зубьев на изгиб обеспечена.

3. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Размеры основных элементов корпуса назначаем по таблице 6.1 [2]. Толщина стенок корпуса д и крышки д.

Принимаем .

Толщина верхнего пояса корпуса b и пояса крышки b

;

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 д = 19 мм. Принимаем р = 20 мм

Диаметры фундаментных болтов:

.

Принимаем болты с резьбой М16.

Диаметры болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников

.

Принимаем болты с резьбой М12.

Диаметры остальных болтов, соединяющих крышку с корпусом

.

Принимаем болты с резьбой М10.

4. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет валов проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям

Входной вал редуктора

Находим диаметр выходного конца вала под шкив. Принимаем =20 МПа

Принимаем по ГОСТ 6636-69 (таблица 8.1 [2]) .

Чтобы подшипник можно было установить без съемам шпонки, диаметр вала под подшипник выбираем по условию

мм

где t- глубина шпоночного паза в ступице шкива, t=2,8 мм (таблица 11 [2])

Принимаем мм

Диаметр упорного бурта для подшипника

где r = 2 мм (таблица 10.3 [2]) - радиус фаски внутреннего кольца подшипника 205. Принимаем .

Шестерню, у которой d = 44,75 мм, выполняем заодно целое с валом

Выходной вал редуктора

Находим диаметр выходного конца вала под муфту при [ф] = 25 МПа.

мм.

Принимаем по ГОСТ 12080-66 (таблица 8.2 [2]) мм, длина выходного конца вала мм.

Диаметр вала под подшипники выбираем по условию

мм 6

где t- глубина шпоночного паза в ступице, t= 3,8 мм (таблица 11 [2]).

Принимаем мм.

Диаметр вала под зубчатым колесом

мм.

Принимаем по ГОСТ 6636-69 (таблица 8.1 [2]) мм.

Диаметр бурта для упора зубчатого колеса

где f - фаска в отверстии ступицы колеса, f = 3 мм (таблица 8.4 [2]).

Принимаем по ГОСТ 6636-69 (таблица 8.1 [2]) .

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем заодно целое с валом; её размеры определены ранее

, , ,

Колесо

, , ,

Конструктивные размеры колеса принимаем по таблице 7.1 [2].

Диаметр ступицы

Принимаем .

Длина ступицы

Толщина диска

Толщина обода

Принимаем

Диаметр отверстий в диске

где

Диаметр окружности центров отверстий

Принимаем

6. Эскизная компоновка редуктора

Компоновочный чертеж редуктора выполняем на листе формата А2 в масштабе 1:1 тонкими линиями в два этапа. На первом этапе определяем положение зубчатых колес и шкива относительно подшипников. Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора. Наносим осевые линии валов на межосевом расстоянии = 140 мм.

Вычерчиваем редукторную пару в соответствии с геометрическими параметрами, полученными ранее.

Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса контур стенок проводим с зазором

Принимаем x = 9 мм.

Так как на быстроходном валу диаметр вершин зубьев шестерни меньше наружного диаметра подшипника , то зазор предусматриваем между наружным диаметром подшипника и внутренней стенкой корпуса.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса принимаем равным . Принимаем .

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой и средней серии, выписываем из таблицы 17 [1] характеристики подшипников.

Условное обозначение подшипника	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
	d	D	B	С	С
305	25	62	17	22,5	11,4
210	50	90	20	35,1	19,8

Выбираем способ смазывания подшипников. Так как окружная скорость колес V = 0,42 м/с < 3 м/с, то подшипники смазываем пластичным смазочным материалом. Для предотвращения вымывания смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Для размещения мазеудерживающих колец между внутренней стенкой корпуса и торцами подшипников оставляем зазор .

Далее определяем глубину гнезда подшипника (расчет ведем по выходному валу)

где - минимальная длина бурта крышки подшипника, (таблица 14.2 [2]).

С другой стороны, должно соблюдаться условие

где - толщина стенки корпуса

-ширина верхнего фланца корпуса, (таблица 6.2 [2])

Изображаем выходные концы валов

,

,

Измерением устанавливаем расстояние , , а также расстояние от середины шкива до середины ближнего подшипника ведущего вала .

привод кинематический электродвигатель редуктор

7. Расчет валов на усталостную прочность

Выходной вал

Материал вала - сталь 45 нормализованная, (таблица 2.1 [2]). Пределы выносливости:

Сечение под зубчатым колесом

Диаметр вала d = 57 мм. Крутящий момент Т=490 Нм.

Изгибающие моменты

где



Суммарный изгибающий момент

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки b=16 мм,

t = 6 мм.

Коэффициенты концентрации напряжений (таблица 8.7 [2]).

Масштабные факторы (таблица 8.10 [2]).

Момент сопротивления кручению

Момент сопротивления изгибу

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба



Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

.

Результирующий коэффициент запаса прочности

, что больше

Условие прочности выполняется.

Литература

1. Детали машин и основы конструирования / Под ред. М.Н. Ерохина. - М.: КолосС, 2008. - 462 с.: ил. - (Учебники и учеб. пособия для студентов высш. учеб. заведений).

2. Проектирование механических передач и их деталей. Часть 1 и 2. Учебно-методическое пособие (изд. 3-е, стереотипное) / ГОУ ВПО РХТУ им. Д.И. Менделеева, Новомосковский институт (филиал); Сост.: В.Я. Цыцора, В.В. Жаворонков. Новомосковск, 2009. - 80 с.

3. Механика. Сборник индивидуальных заданий и методических указаний. Часть 2. Детали машин (изд. 2-е, дополненное и переработанное) / ГОУ ВПО РХТУ им. Д.И. Менделеева, Новомосковский институт (филиал); Сост.: В.Я. Цыцора, И.И. Семочкин, В.В. Жаворонков. Новомосковск, 2008. - 92 с.

Размещено на Allbest.ru