Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

привод редуктор контактный выносливость

1.1 Подбор электродвигателя

Общий КПД привода:

,

где принимаем:

- КПД цилиндрической передачи;

- КПД червячной передачи;

- КПД цепной передачи;

- КПД потери в опорах.

Передаточные числа ступеней привода:

- передаточное число цилиндрической передачи ;

- передаточное число червячной передачи ;

- передаточное число цепной передачи .

Общее передаточное число привода:

Принимаем для ступеней привода следующие передаточные числа:

Тогда общее передаточное число привода:

Предварительная частота вращения двигателя:

Требуемая мощность двигателя:

.

По приложению П3 (1) выбираем электродвигатель серии 4А типа-размера 112М2 с номинальной мощностью 7,5 кВт и синхронной частотой вращения ротора nс=3000 об/мин.

Вычисляем номинальную частоту nном:

где - относительное скольжение.

Уточнение передаточного отношения привода:

Точное передаточное отношение

Передаточное отношение выбираем из основного или дополнительного ряда:



где:

Определение угловой скорости, мощности, и вращающего момента на всех валах привода:

1 вал:

2 вал:

3 вал:



4 вал:



2. Расчет цилиндрической ступени редуктора

Используем для шестерни улучшенную сталь Ст40-45, с твердостью НВ 320, для колеса - улучшенную сталь Ст40-45, с твердостью НВ 280.

Расчет предела контактной выносливости при базовом числе циклов:

Определение допускаемых контактных напряжений:



Определение межосевого расстояния:

Принимаем ближайшее значение по ГОСТ 2185-66:

Определение модуля зацепления:

Выбираем модуль по ГОСТ 2185-66: m=1мм.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Принимаем

Число зубьев шестерни:

Принимаем

Число зубьев колеса:

Принимаем

Фактическое передаточное число:

Основные размеры шестерни и колеса:

Делительные диаметры:



Диаметры окружности вершин зубьев:

Ширина колеса:

Ширина шестерни:

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

При такой скорости назначаем 8-ую степень точности.

Коэффициент нагрузки:

;

Проверочный расчет контактного напряжения:

Проверочный расчет по напряжению изгиба:

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная:

Радиальная:



Осевая:

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

Коэффициент нагрузки:

Коэффициент прочности зуба для шестерни берем из ГОСТ 21354-75 YF=3,9



3. Расчет червячной передачи

3.1 Проектный расчет

При передаточном числе uчер=20 принимаем число витков червяка =2.

Число зубьев червячного колеса

.

Принимаем стандартное значение 40.

Модуль упругости материалов червяка и колеса:

Для шлифованных и полированных червяков с твердостью витков ?45 HRC допускаемое напряжение, принимаем по таблице 4,8: (безоловянистая бронза БрОНФ)

Принимаем коэффициент диаметра червяка

.

Определяем межосевое расстояние по формуле:



Принимаем =200мм

Модуль

Принимаем стандартное значение m=8 мм.

Уточняем межосевое расстояние

.

Данная передача будет выполнена без смещения, поэтому округлять межосевое расстояние не стоит.

Основные размеры червяка:

делительный диаметр червяка

,

диаметр вершин витков червяка

,

диаметр впадин витков червяка



,

длина нарезанной части червяка по формуле (4.7)

при z1=4 ,

принимаем b1=108 мм,

Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр червячного колеса

,

диаметр вершин зубьев червячного колеса

,

диаметр впадин зубьев червячного колеса

,

наибольший диаметр червячного колеса

,

ширина венца червячного колеса по формуле (4.12)

при z1=2 ,

принимаем b2=72 мм.



3.2 Проверочный расчет

Скорость скольжения

;

;

Проверяем контактное напряжение

,

Для проектного расчета принимают =1,9, =0,75, д=0,87, =1,1, =11019' (таблица 4,3), б=200.

Эквивалентное число зубьев колеса:

Коэффициент формы зуба YF2=2,24.

Коэффициент нагрузки:



Силы, действующие в зацеплении:

,

,

.

Напряжение изгиба:

(Из таблицы 4,8)



4. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Число зубьев ведущей звездочки при u3=1,523 принимаем

31-2u3=31-2*1,523=28.

Число зубьев ведомой звездочки

Принимаем 28 и 42.

Фактическое передаточное отношение

Предварительно назначаем межосевое расстояние

.

Коэффициент эксплуатации:

.

Принимаем величины коэффициентов:

- нагрузка близка к равномерной,

- при ,

- линия центров звездочек наклонена к горизонту до 600,

- положение оси регулируется одной из звездочек,

- запыленное производство,

- при односменной работе.

.

Коэффициент числа зубьев

Коэффициент частоты вращения

Расчетная мощность

Принимаем коэффициент числа рядов

При =50 об/мин и назначаем однорядную цепь с шагом =25,4 мм.

При этом .

Давление в шарнире



Скорость цепи

.

Выбираем густую внутришарнирную смазку.

Окружная сила

.

Для выбранной цепи B=25,4 мм, d=12,7 мм.

Тогда

Определяем число звеньев цепи

Округляем до четного числа Lр=116.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи

Учитывая рекомендации по уменьшению межосевого расстоянию на 0,003•a=0,003•1028=3.045 мм, окончательно назначаем a=1025 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

,

.

Силы, действующие на цепь:

окружная Ft=10597 Н,

от центробежных сил ,

от провисания .

Расчетная нагрузка на валы

=10597+2•156,8=10910,6 Н.

Оценим возможность резонансных колебаний цепи:

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи по формуле (7.40[1])

Резонанса нет.



5. Предварительный расчет валов редуктора

5.1 Входной вал

Определяем диаметр вала при допускаемом напряжении

.

Принимаем dв1=18 мм.

5.2 Промежуточный вал

Определяем диаметр вала при допускаемом напряжении

.

Принимаем dв2=28 мм.

5.3 Выходной вал

Определяем диаметр вала при допускаемом напряжении

.

Принимаем из стандартного ряда dв3=63 мм.



6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса:

Зазор между подшипниками:

Толщина стенки редуктора:

Принимаем .

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

нижнего пояса корпуса

=2,35•10=23.5 мм.

Принимаем p=24 мм.

Диаметр болтов:



фундаментных 0,03•200+12=18 мм,

принимаем болты с резьбой М20;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

=0,7•20=14мм,

принимаем болты с резьбой М14;

соединяющих крышку с корпусом

=0,5•20=10 мм,

принимаем болты с резьбой М10.



7. Уточненный расчет валов

Входной вал:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 1. Эпюра изгибающих моментов входного вала

Реакции опор:



Построение эпюр изгибающих моментов и крутящего момента вала:

Плоскость YZ



Плоскость XZ



Уточненный расчет валов:

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при .

Материал вала тот же, что и для шестерни, т.е. сталь 45, термическая обработка - улучшение570 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

.

Сечение I-I

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Изгибающий момент в сечении I-I:

,

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:



Запас прочности по изгибу:

Запас прочности по кручению:

Условие прочности выполнено.

Промежуточный вал:



Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 2. Эпюра изгибающих моментов промежуточного вала

Реакции опор:



Построение эпюр изгибающих моментов и крутящего момента вала:

Плоскость YZ



Плоскость XZ



Уточненый расчет промежуточного вала:

Материал вала - сталь 45 нормализованная.

.

Пределы выносливости:

Сечение II-II

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Изгибающий момент в сечении II-II:

,

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Запас прочности по изгибу:

Запас прочности по кручению:



Условие прочности выполнено.

Выходной вал:



Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 3. Эпюра изгибающих моментов выходного вала

Реакции опор:



Построение эпюр изгибающих моментов и крутящего момента вала:

Плоскость YZ:



Плоскость XZ

Уточненый расчет выходного вала:

Материал вала - сталь 45 нормализованная.

.

Пределы выносливости:



Сечение II-II

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Изгибающий момент в сечении II-II:

,

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Запас прочности по изгибу:

Запас прочности по кручению:



Условие прочности выполнено.



8. Проверка подшипников на долговечность

Таблица 1. Характеристика подшипников

Условное обозначение подшипника	d, мм	D, мм	B, мм	C, кН	, кН
204	30	47	14	9,81	6,18
7207	35	72	17	34,5	25,8
7210	50	90	21	51,9	39,8

8.1 Входной вал

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций:

по этому отношению соответствует

Эквивалентная нагрузка:



Расчетная долговечность:

что больше 52560 ч

8.2 Промежуточный вал

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций:



Эквивалентная нагрузка:

Расчетная долговечность:

что больше52560 ч

8.3 Выходной вал

Суммарные реакции:



Расчетная долговечность:

что больше 52560 ч



9. Проверка прочности шпоночных соединений

Входной вал:

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице

=100...120 МПа

При d=20 мм;; t1=3,5 мм; длине шпонки l=20 мм

Проверка шпонки на срез, при

Промежуточный вал:

При d=35 мм;; t1=3,3мм; длине шпонки l=42 мм



Выходной вал:

При d=50 мм;; t1=5,5 мм; длине шпонки l=65 мм



10. Уточненный расчет муфты

По табл. 9.5-муфты упругие втулочно-пальцевые (по ГОСТ 21424-75)

Определяем размеры муфты

При

Сила возникающая на муфте:



11. Тепловой расчет редуктора

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А=1,2 м2 (площадь днища не учитываем и вводим и увеличиваем теплоотдающую поверхность ребрами, вводя в расчет 50% их поверхности).

По формуле (8.1) условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе

Считаем, что мы применяем обдув корпуса, повышающий kt на 50-100%, и принимаем коэффициент теплопередачи kt=34



12. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого и червячного зацеплений производится окунанием зубчатого колеса быстроходной ступени и червяка в масло.

Допустимый уровень погружения колеса в масло

, но не менее 10 мм, где m - модуль зубчатого зацепления, d2 - делительный диаметр зубчатого колеса.

Для быстроходной ступени m=1 мм, d2=152,351 мм.

Тогда .

Принимаем hм=38 мм.

Червяк должен погружаться на высоту витка, но при этом подшипники промежуточного вала не должны погружаться выше центра тела качения (ролика).

Чтобы это соблюсти, применяем специальные брызговики, которые разбрасывают масло на червячное колесо.

По таблице 8.8устанавливаем вязкость масла. Для быстроходной ступени при контактных напряжениях 572,72 МПа и скорости v=7,2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 59•10-6 м2/с.

По таблице 8.9для тихоходной ступени при контактных напряжениях 246 МПа и скорости vs=3,89 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 177•10-6 м2/с.

Средняя вязкость масла

По таблице 8.10 принимаем масло индустриальное И-100А (по ГОСТ 20799-88).

Размещено на Allbest.ru

...