ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, КИНИМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
Рис.1 Кинематическая схема
Находим общий КПД привода.
Необходимые значения КПД
=
0,96 –КПД клиноременной передачи
=
0,98 –КПЛ зубчатой с цилиндрическим
колесами (редуктора)
=
0,93 –КПД открытой цепной передачи
=
0,99 –КПД пары подшипников
=
0.96
0.98
0.
=0.840
Определяем требуемую мощность электродвигателя
=
=
=2.381
кВт.
По
каталогу с учетам передаточных отношений
зубчатой цилиндрической (1
5),
цепной (1
4)
выбираем электродвигатель 4А112МА6УЗ с
синхронной частотой вращения
,
мощностью
,
скольжениям S
= 4.7 %
Где
=
3 кВт.- мощность на выходном валу редуктора
Частота вращения ротора двигателя.
Общее передаточное отношение привода
U
=
U
=
Принимаем передаточное отношение клиноременной передачи
,
редуктора
Тогда
-
передаточное отношение открытой цепной
передачи ровна:
=
Определяем частоты вращения и угловые скорости валов привода
Вал В – ведущий вал редуктора.
Вал С – ведомый вал редуктора.
Вал А – вал выходной
Угловые скорости:
Находим мощности на валах привода
Вычисляем вращающие моменты на валах привода
РАСЧЕТ
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал с механическими характеристиками: для шестерни сталь 40Х, термообработка-улучшение, твердость НВ=270, для колеса сталь 40Х, термообработка-улучшение, НВ=245
Допускаемое контактное напряжение:
[F]H
=
Где
–
предел контактной выносливости при
базовом числе циклов. По табл. 3.2 для
углеродистых сталей с твердостью
поверхностей зубьев меннее HB
350 и термообработкой (улучшение)
Н lim b=2НВ+70=2245+70=560 Мпа
-
Коэффициент долговечности; при числе
циклов нагружения больше базового, что
имеет место при длительной эксплуатации
редуктора, принимают:
;
= 1,15
Принимаем допускаемое напряжение по колесу:
[]H
=
Вращающий момент :
на валу шестерни
Навалу колеса:
=
= 176 ·
H
Коэффициент
нагрузки
,
несмотря на симметричное расположение
колес относительно опор, примем выше
рекомендуемого для этого случая, так
как со стороны ременной передачи
действуют силы, вызывающие дополнительную
деформацию ведущего вала и ухудшающие
контакт зубьев.
Принимаем
предварительно по табл. 3.1, как в случае
несимметричного расположения колес,
значение
Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию
Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
Здесь
принято
.
Ближайшее стандартное значение
Нормальный модуль зацепления:
=
(0,01
0,02)
=
(0,01
0,02)
112
= 1,12
2,24 мм
Принимаем = 2 мм.
Принимаем предварительно угол наклона зубьев и определим числа зубьев шестерни и колеса:
=
=
=
Принимаем = 22
Тогда
=
· U
= 22
· 4 = 88
Уточненное значение угла наклонов зубьев
Основные размеры шестерни и колеса:
Делительные диаметры:
=
=
Проверка:
=
=
= 112 мм
Диаметры вершин зубьев:
da1 = d1 + 2 = 44,8 + 2· 2 = 48,8 мм,
da2 = d2 + 2 = 179,2 + 2· 2 = 183,2 мм
Ширина колеса:
b2
=
·
= 0,4
112= 45 мм
Ширина шестерни:
b1= b2 + 5 = 45 + 5 = 50 мм
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
=
=
= 1,116
Окружная скорость колес:
V
=
=
= 1,12 м/с
При такой скорости принимаем 8-ую степень точности.
0пределяем коэффициент нагрузки:
Значения
даны в табл. 3.5: при
,
твердости
HB350
и несимметричном расположении колес
относительно опор с учетом изгиба
ведомого вала от натяжений цепной
передачи
при
и 8-й степени точности
По для косозубых колес при
имеем
=
1,0.
Таким
образом
Проверка контактных напряжений
Н
=
=
=
468 Мпа
[]H
Силы, действующие в зацеплении
Окружная:
Радиальная:
Осевая:
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба :
Здесь
коэффициент нагрузки
при
,
твердости
HB350
и несимметричном расположении колес
относительно опор
.
Таким образом, коэффициент
– коэффициент
прочности зуба по местным напряжениям,
зависящий от эквивалентного числа
зубьев
У шестерни:
У колеса:
При
этом
и
Допускаемые напряжение
для стали 40х улучшенной при твердости HB350
Для шестерни:
Для колеса:
Находим
отношения
:
Для шестерни:
Для колеса:
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем
коэффициенты
Для
средних значений коэффициента торцового
перекрытия
пени
точности
Проверяем прочность зуба колеса:
Условие прочности выполнено.
3 РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
При
таком значении
в
табл. 5.6 рекомендуется выбирать сечение
А ремня с площадью поперечного сечения
А=
Выбираем
диаметр D
ведущего шкива. Минимальное значение
.
Однако для обеспечения большей
долговечности ремня рекомендуется
брать
-2
номера больше.
Принимаем
Определяем передаточное отношение U без учета скольжения
Где,
– частота вращения двигателя
-
частота вращения ведомого вала ременной
передачи
Находим
диаметр
ведомого шкива, приняв относительное
скольжение
где
– придаточное отношение
–диаметр
шкива
Принимаем
Уточняем
передаточное отношение
с учетом
Пересчитываем
Расхождение
с данными
что допускается
Принимаем = 112 мм;
Определяем межосевое расстояние а
(60)
(61)
мм
мм
Принимаем близкое к среднему значению а = 400 мм
Расчетная длина ремня
(62)
Принимаем
Вычисляем
Определяем новое значение а с учетом стандартной длины L
·
168
мм
При
монтаже передачи необходимо обеспечить
возможность уменьшения межосевого
расстояния на 0,01 · L
= 0,01 · 1400 = 14 мм
Для увеличения натяжения ремней предусмотреть возможность увеличения на
0,025 · L = 0,025 · 1400 = 35 мм
Угол обхвата меньшего шкива
Скорость
V
= 0,5 ·
·
=0,5 · 99,8 · 112 ·
Находим
величину окружного усилия
передаваемого одним клиновым ремнем
сечения А при U=1;
на
один ремень
Допускаемое окружное усилие ремня
[F]
Здесь
Коэффициент учитывающий влияния ремня
Коэффициент режима работы при заданных выше условиях
[F] = 207 · 0,955 · 0,947 · 1 = 187 H
Определяем
окружное усилие
Где
-
требуемая мощность двигателя
V – скорость, м/с
Расчетное число ремней
Принимаем Z = 3
Определяем
усилие в ременной передаче, приняв
напряжение от предварительного напряжения
Предварительное напряжение каждой ветви ремня
Рабочее напряжение ведущей ветви
Н
Тоже ведомой ветви
Усилие на валы
4
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Принимаем
материал для ведущего вала Сталь 45
термообработка – улучшение,
Определяем диаметр выходного конца d1
Диаметр
вала под шкив;
Диаметр
вала под уплотнение;
Диаметр
вала под подшипник;
–Диаметр
вала под буртик.
Рисунок 2. Эскиз ведущего вала
Принимаем материал для ведомого вала Сталь 45, термообработка – нормализация,
Определяем диаметр выходного конца
мм
– диаметр вала под звездочку;
мм
– диаметр вала под подшипник;
мм
– диаметр вала под зубчатое колесо
мм
– диаметр вала под буртик
Рисунок 3. Эскиз ведомого вала
5 КОНСТУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА
Шестерню выполняем за одно целое с валом. Ее размеры d1 = 44,8 мм; da1 = 48,8 мм; b1 = 50 мм
Размеры кованого колеса: d2 = 179,2 мм; da2 = 183,2 мм; b2 = 45 мм;
Определяем диаметр ступицы:
мм
Определяем длину ступицы:
67,5
мм
Принимаем
Определяем толщину обода
Принимаем:
Определяем толщину диска
С
= 0,3 ·
6 КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА
Определяем толщину стенок крышки
принимаем
принимаем
Определяем толщину фланцев поясов корпуса и крышки
Верхнего пояса корпуса и крышки
b
= 1,5
= 1,5
b1
= 1,5
= 1,5
;
Нижнего пояса корпуса
р
= 2,35
принимаем р= 20 мм
Определяем диаметры болтов
Фундаментальных болтов
d1
= (
)a
+ 12 = (
)112
+12 =15,4
16,03
мм, принимаем болты с резьбой М16.
Крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2
= (
)
d1
=
)
=11,2
12
мм, принимаем болты с резьбой М12.
Соединяющих крышку с корпусом
d3
= (
)
d1
=
)
=8
9,6
мм, принимаем болты с резьбой М10.
7
РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ
Подбор подшипников
Для ведущего вала подбираем шариковые радиальные 306 с параметрами:
d
= 30 мм; D
= 72 мм; B
= 19 мм; C
= 21,6 кН;
Для ведомого вала 208 с параметрами:
d
= 40 мм; D
= 80 мм; B
= 18 мм; C
= 25,1 кН;
Усилия действующие на валы
Ведущий вал:
От ременной передачи:
;
От косозубой цилиндрической передачи редуктора:
Окружная
Силы в зацеплении равны, но направлены в разные стороны
Ведомый вал:
Ведущий вал. Определяем опорные реакции, предварительно составив расчетную схему, изгибающие моменты и строим эпюры
Расстояние между опорами (подшипниками) и точками приложения сил находим по чертежу
Горизонтальная плоскость «Н»
∑m(A)
= 0;
∑m(B)
= 0;
Проверка:
Изгибающие моменты:
;
;
;
Вертикальная плоскость «V»
∑m(A)
= 0;
∑m(B)
= 0;
Изгибающие моменты:
Проверка долговечности подобранных подшипников
Суммарные реакции
Эквивалентная
нагрузка
для подшипника А не воспринимающего
нагрузку
;
Расчетная долговечность млн.об.
Расчетная долговечность, ч.
ч
Рассмотрим подшипник В, воспринимающий осевую нагрузку
Отношение
этой величине соответствует С
0,216
Отношение
По
табл. 7.3 [1] при
находим
Х = 0,56; y = 2,256
Эквивалентная
нагрузка
;
X
= 0,56; V
= 1;
= 1,2
ч.
Найденная долговечность подшипников приемлема.
Рисунок 4. Эпюры ведущего вала
Ведомый вал
Горизонтальная плоскость «Н»
∑m(A)
= 0;
∑m(B)
= 0;
Проверка:
Изгибающие моменты:
;
;
Вертикальная плоскость «V»
Опорные реакции
Изгибающие моменты:
Суммарные
реакции
Более нагруженным является подшипник А, воспринимающий, кроме радиальных усилий, осевую.
Для него эквивалентная нагрузка
;
V
=
= 1;
при
находим
е= 0,207
Находим
отношение
при
оределим
Х = 0,56; y = 2,008
Получим
Расчетная долговечность млн.об.
Расчетная долговечность, ч.
ч
Рисунок 4. Эпюры ведомого вала
8 ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Шпонки призматические со скругленными торцами. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности
Допускаемые
напряжения смятия при стальной ступице
Ведущий вал
d
= 24 мм; b
· h
= 8 · 7 мм;
= 4 мм; длина шпонки l
= 30 мм (при длине ступицы шкива 38 мм);
момент на ведущем валу
Ведомый вал
Из двух шпонок – под зубчатым колесом и под звездочкой – более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой:
d
= 36 мм; b
· h
= 10 · 8 мм;
= 5 мм; длина шпонки l
= 50 мм (при длине ступицы звездочки 58
мм); момент
(обычно
звездочки изготовляют из термообработанных
углеродистых или легированных сталей).
Условие
выполнено.
Рисунок 5. Эскиз шпоночного соединения
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [n]. Прочность соблюдена при n ≥ [n].
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений ведомого вала (см. эскиз вала)
Материал
вала – сталь 45 нормализованная,
Пределы
выносливости
и
