Механический привод

Размещено на http://www.allbest.ru/

Кинематический расчет. Выбор электродвигателя

кинематический электродвигатель подшипник редуктор

Определяем частоту вращения приводного вала,, мин-1

(1)

где - частота вращения приводного вала;

;

Определяем коэффициент полезного действия редуктора, р

(2)

где м - коэффициент полезного действия муфты, м=0,98 ;

ц.п - коэффициент полезного действия цилиндрической передачи, ц.п=0,98 /6/;

п.п - коэффициент полезного действия одной пары подшипников, п.п=0,995 /6/;

;

Определяем требуемую мощность электродвигателя, , кВт

, (3)

;

Выбираем электродвигатель, учитывая следующий критерий:

при частоте вращения ,

К этим требованиям подходит электродвигатель марки 4А112МВ693 с мощностью ;

Определяем передаточное отношение редуктора, U

, (4)

;

Определяем основные параметры валов

Таблица 1

№ вала	Мощность P, кВт	Частота вращения	Момент крутящий Т,
1
2
3

Расчет цилиндрической передачи

Выбираем материал зубчатых колес

Учитывая мощность электродвигателя (), выбираем сталь марки 45 с твердостью HBк=250 для колеса и HBш=280 для шестерни с термообработкой нормализация;

Определяем допускаемое контактное напряжение, , МПа

, (5)

где - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа,

для колеса;

для шестерни;

- коэффициент безопасности;

/7/;

- коэффициент долговечности;

/7/;

,

,

Определяем допускаемое изгибное напряжение,, МПа

, (6)

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа,



для колеса;

для шестерни;

- коэффициент безопасности;

/7/;

- коэффициент долговечности;

/7/;

,

;

Определяем среднее значение контактного напряжения, , МПа

, (7)

;

Назначаем предварительный угол наклона зубьев,

= 00.

Определяем коэффициент ширины зубчатого венца, BD

Значение коэффициента BD выбирают в соответствии с расположением зубчатого колеса относительно опор вала и твердостью поверхностей зубьев. Так как расположение зубчатого колеса относительно опор симметричное, а твердость рабочих поверхностей зубьев меньше 350 HB, выбираем значение BD равное 0,4 /7/;

Определяем предварительное значение начального диаметра шестерни, dW1, мм



, (8)

где - вспомогательный коэффициент, равный для шевронных передач /7/;

T1 - крутящий момент на валу шестерни, ;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

/7/;

U - Передаточное число (при расчете передачи внешнего зацепления принимаем (U+1));

BD - коэффициент ширины зубчатых колес;

- допускаемое контактное напряжение, МПа,

;

Определяем модуль зубчатого зацепления, m, мм

, (9)

;

Чтобы для изготовления зубчатых колес можно было стандартный зуборезный инструмент, значение принятого нормального модуля должно соответствовать стандартному по ГОСТ 9563-60, поэтому принимаем модуль m равным 2 мм;

Определяем межосевое расстояние передачи, , мм

, (10)

;

Для обеспечения технологичности корпусов межосевое расстояние передачи редуктора принимаем равным 135мм;

Определяем суммарное число зубьев,

, (11)

;

Определяем число зубьев шестерни,

, (12)

;

Определяем число зубьев колеса,

, (13)

;

Определяем действительный угол наклона зубьев, град

Определяем диаметры зубчатых колес, , мм

, (15)

,

,

,

,

У передач без смещения и при суммарном смещении, равном нулю, начальные и делительные окружности совпадают, следовательно

; ;

Определяем диаметры вершин зубьев, , мм

- для шестерни,

- для колеса,

,

;

Определяем диаметры впадин зубьев, , мм

- для шестерни,

- для колеса,

,

;

Определяем рабочую ширину зубчатого венца, , мм



, (16)

,

Значение округляем до ближайшего большего значения, кратного двум или пяти, то есть ; ширина венца шестерни принимается на 2…4 мм больше, чем венца колеса

,

;

Определяем окружную скорость зубчатых колес,

, (17)

;

Выбираем степень точности зубчатых колес

Степень точности передачи выбираем в зависимости от окружной скорости. Так как , степень точности будет равна 8 /7/;

Проводим проверочные расчеты зубчатой передачи

Проводим проверочный расчет на контактную выносливость, , МПа,

, (18)

где - действительное контактное напряжение, МПа;

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных зубьев. При угле зацепления и зубчатых колесах без смещения ;

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес

/7/;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Для шевронных зубчатых колес , где - коэффициент торцевого перекрытия, определяемый по формуле

, (19)

,

;

- начальный диаметр шестерни, мм;

- удельная расчетная окружная сила, Н/м, определяемая по формуле

, (20)

где - окружная сила, Н



, (21)

;

- рабочая ширина зубчатого венца, мм;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, определяемый по формуле

, (22)

где - удельная окружная динамическая сила, Н/мм, равная

, (23)

,

где коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи. Для шевронных передач, при твердости хотя бы одного из зубчатых колес, меньшей или равной 350 HB, ;

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. При значении модуля m до 3,55 мм и степени точности 8, коэффициент ;

- удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации, Н/мм, равная

, (24)

,

,

,

,

,

;

Расчет на выносливость по напряжениям изгиба

Определяем эквивалентные числа зубьев

,

,

,

;

Выбираем коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. По графику получаем, что

,

;

Находим соотношения

и ,

,

;

Соотношение для колеса меньше, что свидетельствует о меньшей прочности зуба по напряжениям изгиба, и в дальнейшем проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба будут вестись для колеса.

Проверяем условие прочности зуба по напряжениям изгиба, МПа

, (25)

где - действительное напряжение изгиба, МПа;

- равно или ;

- коэффициент, учитывающий наклон зуба, для шевронных передач ,

;

- удельная расчетная окружная сила, Н/мм, определяемая по формуле

, (26)



где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. По графику зависимости параметра и твердости зубьев, /7/;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, определяется по формуле

, (27)

где - удельная окружная динамическая сила, Н/мм, определяется по формуле

, (28)

где - коэффициент, учитывающий вид зубчатой передачи, для шевронных передачи равен ;

- удельная расчетная окружная сила в зоне наибольшей концентрации, Н/мм, равная

, (29)

,

,

,

,

,

,

;

Проверочные расчеты показали, что контактная и изгибная прочности соблюдаются;

Определение усилий зубчатого зацепления

Определяем окружную силу, , Н

,

;

Определяем радиальную силу,, Н

, (30)

где - угол зацепления, равный для передач без смещения и с суммарным смещением, равным нулю, ,

; (31)

Расчет валов на статическую прочность

Расчет на статическую прочность

Определяем направления сил, действующих на вал



Определяем реакции в опорах и изгибающие моменты, действующие в основных сечениях вала. Так как силы на вал действуют в двух взаимно-перпендикулярных плоскостях, то определение реакций в опорах и изгибающих моментов будем вести отдельно в вертикальной и горизонтальной плоскостях.

Горизонтальная плоскость

Определяем опорные реакции от окружных сил

,

,

,

;

Определяем изгибающий момент

,



;

Вертикальная плоскость

Определяем опорные реакции от радиальных сил

Определяем опорные реакции от радиальных , , Н

,

,

,

;

Определяем изгибающие моменты, ,

,

;

По полученным значениям строим эпюры изгибающих моментов;

Определяем суммарный изгибающий момент, ,

, (32)

;



Определяем приведенный момент в опасном сечении, ,

, (33)

;

Определяем диаметр вала в опасном сечении,,мм,

, (34)



;

Учитывая ослабление вала в рассчитываемом сечении шпоночным пазом, увеличиваем диаметр на 5%. Тогда

,

;

По стандартному ряду принимаем ;

Определяем диаметр цапфы, , мм

,

;

Расчет на выносливость

Расчет вала на выносливость заключается в том, что для предположительно опасного из условия выносливости сечения определяют действительный коэффициент запаса усталостной прочности n и сравнивают с допускаемым коэффициентом запаса прочности

Общий коэффициент запаса усталостной прочности при действии изгибающего и крутящего моментов в сечении вала вычисляется по формуле

, (35)

где - запас прочности по нормальным напряжениям от изгиба;

- запас прочности по касательным напряжениям от кручения;

- допускаемый коэффициент запаса усталостной прочности, величина которого принимается равной

Запас прочности при действии одних изгибающих напряжений определяется по формуле

, (36)

где - предел выносливости материала вала при изгибе с симметричным циклом без концентрации напряжений, МПа. Для углеродистых сталей его значение принимается

/8/,

где - предел прочности материала вала, МПа

;

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе для рассматриваемого сечения вала. Его величина выбирается в зависимости от типа концентратора напряжений,

/8/;

- масштабный фактор, учитывающий влияние абсолютных размеров вала на изменение пределов выносливости при изгибе,

/8/;

- коэффициент приведения несимметричного цикла к равноопасному симметричному,

/8/;

- амплитуда колебаний цикла при изгибе, МПа. Для симметричного цикла

, (37)

где - изгибающий момент в рассматриваемом сечении, ,

;

- момент сопротивления изгибу в этом сечении, мм3,

, (38)

где для ,

/4/

Выбранную шпонку проверяем на смятие

, (39)

где Т - передаваемый момент, ;

- диаметр вала, м;

- рабочая длина шпонки, мм, при скругленных концах

, (40)



;

- допускаемое напряжение смятия: при стальной ступице и спокойной нагрузке ;

,

;

;

;

- среднее напряжение цикла при изгибе. В случае, если вал не испытывает действие осевой нагрузки, можно считать, что цикл изменения напряжения изгиба симметричный и =0.

;

Запас прочности при действии одних напряжений кручения определяется по формуле

, (41)

где - предел выносливости материала вала при кручении с симметричным циклом без концентрации напряжений, принимается

,

;

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении,

/8/;

- масштабный фактор для напряжения кручения,

/8/;

- амплитуда цикла напряжения кручения, МПа;

- среднее напряжение цикла напряжения кручения, МПа;

Поскольку момент, передаваемый валом, в большинстве случаев колеблется по величине, исходим из наиболее неблагоприятного случая знакопостоянного цикла, принимая, что напряжение кручения изменяется по пульсирующему циклу,

, (42)

где Т - крутящий момент, передаваемый валом, ;

- момент сопротивления рассчитываемого сечения при кручении, мм3

, (43)

;

;

- коэффициент приведения несимметричного цикла к равноопасному симметричному,

/8/;

;

;

,

;Следовательно, запас усталостной прочности нормальный;

Выбор подшипников качения

Определяем нагрузки действующие на подшипники, , ,Н

, (44)

,

Выбираем тип подшипника качения.

Принимаем радиальный однорядный шарикоподшипник.

Производим предварительный выбор типоразмер подшипника.

Учитывая диаметр цапфы вала выбираем из справочника радиальный однорядный шарикоподшипник легкой серии №210, у которого

/4/

Определяем требуемую долговечность подшипника, , часов

, (45)



где - коэффициент суточной загрузки привода;

- коэффициент годичной загрузки;

- срок службы в годах;

;

Определяем расчетную долговечность выбранного подшипника, , ч

, (46)

где - частота вращения вращающегося кольца, ;

С - табличное значение динамической грузоподъемности выбранного подшипника, Н;

Р - динамическая эквивалентная нагрузка, Н;

р - степенной показатель (для шарикоподшипников р=3) /9/;

Для радиальных шарикоподшипников величину динамической эквивалентной радиальной нагрузки определяем по формуле

, (47)

где - радиальная нагрузка на подшипник, Н;

- осевая нагрузка на подшипник, Н;

V - коэффициент вращения колец относительно вектора нагрузки (при вращении внутреннего кольца V=1) /9/;

- динамический коэффициент,

(так как степень точности 8-я) /9/;

- температурный коэффициент,

/9/;

X и Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки,

X=1 /9/,

Y=0 /9/;

;

,

,

,

Подшипник №210 подходит для опор вала редуктора.

Подбор смазки редуктора

Принимаем, что цилиндрическая передача редуктора смазывается погружением колеса в масляную ванну на глубину 20…30 мм, а подшипники - масляным туманом.

Выбираем масло И70А. Принимаем объем масляной ванны 0,35…0,7 л на 1 кВт передаваемой мощности. Принимаем объем масляной ванны 2 л.



Список использованных источников

1. Решетов Д. Н. Детали машин. - М.: Машиностроение, 1989. - 496с.

2. Детали машин: Атлас конструкций/ Под ред. Д. Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1979. - 367с.

3. Цехнович Л. Н., Петриченко И. Н. Атлас конструкций редукторов. - Киев: Высшая школа, 1990. - 150с.

4. Проектирование механический передач/ С. А. Чернавский, Г. А. Слесарев, Б. С. Козинцев и др. - М.: Машиностроение, 1984. - 560с.

5. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1990. - 339с.

6. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя: Методические указания / Сост. П. Д. Кашников. - Омск: СибАДИ, 1986. - 24с.

7. Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность: Методические указания / Сост. В. Н. Никитин. - Омск: СибАДИ, 2004. - 28с.

8. Расчет валов на прочность и жесткость: Методические указания / Сост. В. Н. Никитин. - Омск: СибАДИ, 2003. - 40с.

9. Выбор подшипников качения: Методические указания / Сост. В. Н. Никитин. - Омск: СибАДИ, 1984. - 21с.

Размещено на Allbest.ru

...