Силовой расчет Предварительный проверочный расчет выбранного двигателя по заданной нагрузке

Из анализа исходных данных технического задания следует, что расчет заданной нагрузки составляет:

М_Σ= М_н + J_нe_н=1.3+0.4*6=2.95 (Н*м)

Где

М_н- динамический момент

J_н- момент инерции нагрузки

_н- угловое ускорение

Для определения приведенного момента нагрузки к входному валу редуктора воспользуемся формулой приведения моментов ([1] стр.27):

(4), где

M_i, M_i – момент нагрузки на i-ом и j-ом валах;

i_ij – передаточное отношение i-го и j-го вала;

η_ij – КПД передачи, для проверочного расчета согласно [1] выбираем значение η_ij=0.98;

η_подш – КПД подшипников, в которых установлен ведущий вал, для проверочного расчета согласно [1] выбираем значение η_подш=0.99.

Для определения приведенного момента нагрузки к входному валу редуктора воспользуемся формулой приведения моментов ([1] стр.27):

(4), где

M_i, M_i – момент нагрузки на i-ом и j-ом валах;

i_ij – передаточное отношение i-го и j-го вала;

η_ij – КПД передачи, для проверочного расчета согласно [1] выбираем значение η_ij=0.98;

η_подш – КПД подшипников, в которых установлен ведущий вал, для проверочного расчета согласно [1] выбираем значение η_подш=0.99.

Для того чтобы проверить правильность выбора двигателя, необходимо привести момент на выходном валу к валу двигателя по формуле (4) для каждого вала, начиная от выходного, и сравнить пусковой момент двигателя с приведённым моментом.

Ведем расчёт последовательно к валу двигателя:

(Н*мм)

(Н*мм)

(Н*мм)

(Н*мм)

(Н*мм)

(Н*мм)

Выполним предварительную проверку правильности выбора двигателя:

По паспортным данным М_пуск =54·10^-3 Н·м, то есть 54≥14.7– верно => двигатель выбран правильно. То есть выбранный двигатель сможет обеспечить нужно угловое ускорение нагрузки при старте даже при сложных эксплуатационных условиях.

Определение модуля зацепления

Модуль зацепления определяется из расчета зубьев на прочность (изгибную и контактную). Так как передачи проектируемой конструкции предлагаются открытыми, то расчет на изгибную прочность будет проектным. После его выполнения необходимо произвести проверочный расчет по контактной прочности.

Согласно с заданным техническим заданием мы должны выбрать материал, удовлетворяющий требованию минимизации массы разрабатываемой конструкции привода. Выбираем для колес сталь45, а для шестерни(так как они наиболее нагружены) сталь 20Х.

Параметр	Сталь 40Х (шестерня)	сталь 45 (колесо)
Коэфф-т линейного расширения, 1/˚С	11.9·10-6	11·10-6
Плотность, кг/м3	7820	7850
Предел прочности, МПа	1000	580
Предел текучести, МПа	780	360
HB общая	250	215
HRC поверхности	25…30	50
Предел контактной выносливости	1472	1050
Термообработка	Нормализация, закалка, отпуск, цементация	Нормализация, закалка, отпуск

Для определения действующего изгибного напряжения воспользуемся формулой ([1]):

(5), где

m – модуль зацепления, мм;

K_m – коэффициент, для прямозубых колес [1] рекомендует значение K_m=1.4;

K – коэффициент расчетной нагрузки, [1] рекомендует значение K=1.3;

M – максимальный крутящий момент, действующий на рассчитываемое колесо, согласно данным силового расчета M₇=2950 Н·мм, M₆=1212 Н·мм, M₅=581,4 Н·мм, M₄ =279 Н·мм, M₃=133,7 Н·мм, M₂=64 Н·мм; M₁=14,7 Н·мм;

Y_F – коэффициент формы зуба, выбирается из таблицы ([1] стр.32), в нашем случае Y_F=4.3 для шестерни и Y_F=3.8 для колеса;

ψ_в – коэффициент формы зубчатого венца, для мелкомодульных передач ψ_в=3...16 (согласно [1] стр.31), выбираем ψ_в=10;

– допускаемое напряжение при расчете зубьев на изгиб [МПа], определяемое по формуле [6] ([1] стр.41);

Z – число зубьев рассчитываемого колеса (20 для шестерен, 68 для колес I- IV ступени).

Допускаемое напряжение при проектном расчете зубьев на изгиб найдем по следующей формуле ([1] стр.41):

[σ_F]= (6), где

σ_FR = 550 (после объемной закалки) для колеса и σ_-1 = 750 (после цементации) для шестерни. Это предел выносливости при изгибе;

δ_F – коэффициент запаса прочности, согласно рекомендациям [1] выбираем δ_F=2.0;

К_FC – коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса, для нереверсионных передач [1] рекомендует значение К_FC=1;

К_FL – коэффициент долговечности, определяемый по формуле (7) ([1] стр.41):

К_FL= (7), где m=6 для НВ<350

N_Н – число циклов нагружения, определяемое по формуле (8) ([1] стр.39):

N_H=60·n·c·L (8), где

n - частота вращения зубчатого вала

n=4500

с - число колес, находящихся одновременно в зацеплении с рассчитываемым, согласно ТЗ c=1;

L - срок службы передачи, согласно ТЗ определяемое сроком службы двигателя, L=1500 часов

N_H=60·4500·2·1500=810*10⁶

N_H1= N_H/i₁₂=810*10⁶/2.118=382.4*10⁶

N_H2= N_H1/i₁₂=180.6*10⁶

N_H3= N_H2/i₁₂=85.3*10⁶

N_H4= N_H3/i₁₂=40.3*10⁶

N_H5= N_H4/i₁₂=19*10⁶

N_H6= N_H5/i₁₂=9*10⁶

N_H7= N_H61/i₁₂=4.2*10⁶

К_HL1= К_HL2= К_HL3= К_HL4= К_HL5= 1; так как N_Hi>10*10⁶.

К_HL6=(810*10⁶/9*10⁶)^1/6=2.11

К_HL6=(810*10⁶/4.2*10⁶)^1/6=2.4

Шестерня ([σf]= 253 МПа, Yf=4.3)	Колесо ([σf]= 167 МПа, Yf=3.8)
IV ступень
Yf /[σf]= 0.017	Yf /[σf]= 0.0227
III ступень
Yf /[σf]= 0.017	Yf /[σf]= 0.0227
II ступень
Yf /[σf]= 0.017	Yf /[σf]= 0.0227
I ступень
Yf /[σf]= 0.017	Yf /[σf]= 0.0227

Расчет модуля зацепления согласно рекомендациям [1] ведут по колесу, для которого большее отношение Y_f/[σ_f],что дает большее значение модуля зацепления. Расчет ведется по колесу. Подставляя данные в формулу (5) получаем:

m_VII= 1.4 =0.646мм, тогда назначим m_VII=0,8

m_VI= 1.4 =0.542мм, тогда назначим m_VI=0,6

m_V= 1.4 =0.424мм, тогда назначим m_V=0,5

m_IV= 1.4 =0.332мм, тогда назначим m_IV=0,4

m_III=0.4

m_II=0.4

m_I=0.4