1) Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

 

 

 

Рис.1 Схема привода

 

Исходные данные:

- мощность на ведомой звёздочке цепной передачи:  ;

- число оборотов ведомой звёздочки: ;

- ресурс работы привода:  ;

1.1 Выбор электродвигателя

    Мощность электродвигателя зависит от требуемой мощности исполнительного механизма (мощности на ведомом валу редуктора), а частота вращения – от частоты вращения приводного вала исполнительного механизма. Таким образом, требуемая мощность электродвигателя Рдв, кВт:

                                                                                                                      (1.1)

где   – мощность на ведомой звездочке;

  - общий коэффициент полезного действия привода (КПД).

   Общий коэффициент полезного действия привода:

                                                                                     (1.2)

где   - КПД цепной передачи;   - КПД цилиндрической зубчатой передачи;

 

  - КПД муфты;   - КПД подшипников качения.

    Используя таблицу значений КПД элементов механических передач, возьмём некоторые значения КПД:

 ;

 ;

 ;

 ;

 Подставив выбранные значения в формулу (1.2), получим:

 

Требуемая мощность электродвигателя тогда в соответствии с (1.1):

 

Номинальная мощность электродвигателя должна быть не меньше требуемой, то есть должно соблюдаться условие  :

                                                                     ,                                         (1.3)

    Каждому значению номинальной мощности соответствует несколько типов двигателей с различными синхронными частотами вращения. Из таблицы выбираем двигатель 4АМ112МА6У3 с параметрами:

 ;

 – номинальная частота вращения;

1.2 Кинематический расчёт привода

Общее передаточное число можно вычислить по формуле:

                                                                                                (1.5)

где   – номинальная частота вращения двигателя,  – частота вращения ведомой звёздочки.

 

        На основе полученных данных выберем  значения для передаточных чисел каждой передачи из таблицы стандартных значений:

 , 

 Получим:  

 Как видно,  , значит, в итоге принимаем передаточным числом значение  .

Определим число оборотов каждого вала,  мин-1:

        ;

             ;         

             ;         

Угловые скорости валов привода, с-1:

                                                           (1.6)

Тогда:

 ,

 ,

 ,

Крутящий момент на валах привода, Нмм:

 ;         

 ;

 .               

 

2) Расчёт цепной передачи.

Определяем шаг приводной цепи р, мм:

                                                                                                             (2.1)

                                    где Кэ=КдКсККрегКр - эксплуатационный коэффициент                (2.2)

Кд = 1 - коэффициент динамичности при спокойно нагрузке, Кс=1,5 - коэффициент, учитывающий способ смазки (при периодическом смазывании), К=1 - коэффициент, учитывающий наклон линии центров передачи к горизонту, Крег=1,1 - коэффициент, учитывающий способ регулировки межосевого расстояния (для передач на передвигающихся опорах) Кр=1 - коэффициент режима работы (при двухсменной работе), v=1 - число рядов цепи,

      Исходя из найденных выше коэффициентов, из формулы (2.2) получим:

 

Число зубьев ведущей звёздочки, найдём по формуле:

                                                (2.3)

Число зубьев ведомой звёздочки:

                                                           (2.4)

 [pц] – допускаемое давление в шарнирах цепи. Найдём его методом линейной интерполяции по формуле, Н/мм2:

                                                           (2.5)

Подставив полученные выше данные, найдем, воспользовавшись формулой (2.5) ряд допустимых значений и соответствующих им значений шага цепи:

 

Допускаемый шаг цепи при этом значении [Pц]=31,75.

Полученные данные подставим в формулу (2.1), получим:

 

Фактическое передаточное число  .                                     (2.6)

Отклонение фактического передаточного числа от заданного:

                                                                                              (2.7)

 

Принимаем цепь ПР-31,75-8900, с шагом р=31,75 мм. Разрушающая нагрузка для цепи Fр=89000 Н. Диаметр валика d1=9,53 мм, ширина цепи b3=19,05 мм. Масса 1 м цепи q=3,8 кг.

Принимаем межосевое расстояние равное:

            (2.8)

Число звеньев цепи:

                                               (2,9)

Подставив данные в формулу (2.9), получим: 

Принимаем lp = 116.

 Уточним межосевое расстояние в шагах

                                               (2.10)

Подставив вычисленные ранее данные в формулу (2.10), получим:

 

 

 

Фактическое межосевое расстояние:

                                                                                   (2.11)

Подставив найденные ранее данные в формулу (2.11), получим: 

Монтажное межосевое расстояние ам=0,995аф=0,995944,78 =940,06 мм.                    (2.12)

Длину цепи найдём по формуле, в мм:

                                                                                              (2.13)

Подставив найденные ранее данные в формулу (2.13), получим: 

 

 

 Диаметры делительных окружностей, в мм:

            ведущей звёздочки                                                             (2.14)

            ведомой звёздочки                                                                         (2.15)

Подставив найденные ранее значения в формулы (2.14) и (2.15), получим:

 

           

Геометрическая характеристика зацепления  .

Определяем коэффициент высоты зуба K = 0,555.

Диаметры окружности выступов:

ведущей звёздочки

  мм,                                   (2.16)

ведомой звёздочки

  мм.                              (2.17)

Радиус впадины зуба                           (2.18)

Диаметры окружности впадин, мм:

ведущей звёздочки                                              (2.19)

ведомой звёздочки                                              (2.20)

            Проверочный расчёт

Допускаемая частота [n]=15000/р = 15000/31,75 = 472,59 об/мин.                              (2.21)

Частота вращения ведущей звездочки 191 [n].

Проверка числа ударов цепи о зубья звездочек U, с-1:

                                    (2.22)

где U – расчётное число ударов цепи:

 

                                                (2.23)

[U] – допускаемое число ударов:

                       

                        (2.24)

Подставив получены значения в формулы, получим: 

 Фактическая скорость цепи, м/с:

                                                           (2.25)

Подставив имеющиеся данные в формулу (3.25), получим: 

Определение окружной силы, передаваемой цепью Ftц, Н:

                             (2.26)

Проверка давления в шарнирах цепи, Н/мм2:

                                                (2.27)

Уточнённое допускаемое давление в шарнирах цепи   МПа.

Силы, действующие в передаче:

F0=Кfqga10-3=63,89,81940,0610-3=210,26 Н - сила предварительного натяжения цепи от провисания.

Натяжение цепи от центробежной силы, Н:

Fv=qv2=3,82,122=17,08 Н.

Проверим цепь на прочность по коэффициенту запаса прочности

 .

Определим силу давления цепи на вал, Н

 

 

 

 

 

 

 

3)  Расчет цилиндрической передачи.

Выбор материалов зубчатых колёс

Основным материалом для изготовления колес в настоящее время является качественная углеродистая и низколегированная сталь марок 35, 40, 45, 40Х, 40 ХН, 35 ХН. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей прирабатываемости твёрдость шестерни назначается на 30-50 НВ больше твёрдости колеса.

            Материал шестерни:

сталь 40ХН;  

термообработка – улучшение;

твёрдость: 235…262

 ;

 ;

 ;

Материал колеса:

сталь 45;

термообработка – нормализация;

твёрдость: 179…207

 ;

 ;

 ;

Допускаемые контактные напряжения

Расчёт на контактную прочность ведётся по зубьям колеса, как менее твёрдым.

                                                                                                                         (3.1)

где σH0 – предел контактной выносливости при пульсирующем (отнулевом) цикле напряжений, МПа; KHL – коэффициент долговечности; SH – коэффициент безопасности.

Для нормализированных, улучшенных и объёмнозакалённых материалов передачи принимают:  

                                                              σH0 = 2HB2min + 70                                              (3.2)

где НВ – твёрдость колеса в единицах Бринелля, SH = 1,1 – коэффициент безопасности;

             Коэффициент долговечности:

                        KHL =                                                                   (3.3)

где NH0 – базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости определяют по средней твёрдости зубьев ; N2 – число циклов перемены напряжений зубьев колеса за весь срок службы.

                                                                       (3.4)  

Из формулы (3.4) получим: 

Так как NН0< , то считаем коэффициент долговечности KHL =1

Подставим имеющиеся данные в формулы:

Из  формулы (3.2) получим: σH0 = 2•179 + 70 = 428 МПа

Из формулы (3.1) получим:  389,1 МПа

 Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба определяются для шестерни и для колеса:

                                                                                                              (3.5)

где F0i – предел выносливости материала при пульсирующем (отнулевом) цикле напряжений при изгибе, МПа:

                                                                                            (3.6)

KFС – коэффициент реверсивности, учитывающий характер изменения напряжений

SF = 1,75 – коэффициент безопасности   – коэффициент долговечности.

 ;

 ;                     

Из формулы (3.5) получим:

   и 

 Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние определяют из условия контактной прочности, мм:

                                                                                           (3.7)

где KH – коэффициент расчётной нагрузки, предварительно принимаемый из интервала 1,2….1,6;    - коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию, причём при несимметричном расположении колёс рекомендуется принимать значения для

  = 0,25…0,4(0,25; 0,315; 0,4), а при симметричном   = 0,4…0,5.

 С помощью формулы (3.7) получим:  = 163,37мм

 

Округляя в большую сторону до стандартного значения из ряда, получим в итоге: мм.

Определение модуля зацепления

                                                                     (3.8)

Для силовых передач назначают mn 1,5мм, тогда модуль зацепления равен 

Определение числа зубьев

Суммарное число зубьев пары шестерня – колесо:

                                                                                                                                        (3.8)

Используя вычисленные ранее данные, получим с помощью формулы (3.8):

 

   Число зубьев шестерни:

                                                                                                                                   (3.9)

Из формулы (3.9) получим:  .

Число зубьев колеса:

                                                                                                                                  (3.10)

Из формулы (3.10) получим: 

 Определение фактического передаточного числа

Фактическое передаточное число:

                                                                                                                                       (3.11)

Из формулы (3.11) получим: 

Отклонение фактического передаточного числа от номинальной величины:

                                                                                                       (3.12)

Из формулы (3.12) получим: 

 

Геометрические параметры зацепления, мм:

Диаметры делительных окружностей: 

                                                                   

 Диаметры окружностей выступов:  

                                                              

Диаметры окружностей впадин: 

                               

Ширина колеса: 

Ширина шестерни: 

 Проверочный расчет

Окружная скорость, м/c:

 

Степень точности изготовления передачи выбираем 8.

Определим коэффициенты расчетной нагрузки при расчете по контактным напряжениям и напряжениям изгиба:

  и .

Так как фактический коэффициент расчетной нагрузки при расчете по кон¬тактным напряжениям   – принятого в проектном расчете, то проверка по контактным напряжениям не требуется.

Силы, действующие в зацеплении, Н.

Окружная сила  .

Радиальная сила  , где  = 20о - угол зацепления.

Нормальная (полная) сила 

Проверка прочности зубьев колеса по напряжениям изгиба:

 

 

где  - коэффициент расчетной нагрузки,

 

YF1 и YF2 – коэффициенты формы зуба.

YF1=4,14;  ;

 YF2=3,6;  ;

 

Прочность зубьев по напряжениям изгиба обеспечена.

4) Проектный расчет валов

Ведомый вал

Выбор материала вала

В качестве материала вала выберем сталь марки 45, термообработку – улучшение, для данной марки соответствует:

твердость  ;

предел прочности  ;

предел выносливости  .

Диаметры ступеней вала:

а) диаметр ступени вала под звездочку определяется по следующей формуле, мм:

 

                                                    ,                                                         (4.1)

 

где   - допускаемое касательное напряжение.

 

Округляем до  мм по  ГОСТ 6636 - 69

б) диаметр ступени вала под уплотнение находится из следующего соотношения, мм:

 

                                                 ,                                                        (4.2)

 

 

В качестве уплотнения служат резиновые армированные манжеты для валов (ГОСТ 8752-79). Выбираются по внутреннему диаметру   : выбираем Манжета 1.1-34×58-1 ГОСТ 8752-79

в) диаметр ступени вала под подшипник находится из следующей формулы, мм:

 

                                                ,                                                      (4.3)

 . Предварительно выбираем подшипник: шариковый радиальный однорядный средней серии (ГОСТ 8338-75) со следующим обозначением: Подшипник 107 ГОСТ 8338-75. Наружный диаметр  , ширина  , динамическая грузоподъемность  .

 

 

 

г) диаметр под цилиндрическое зубчатое колесо находится по следующей формуле, мм:

 

                                                ,                                                     (4.4)

 

 .

д) диаметр буртика определяется по следующей формуле, мм:

 

                                               ,                                                      (4.5)

 

 .

е) диаметр последней ступени вала под подшипник равен  .

 

 

 

 

 

Эскиз ведомого вала

Длины ступеней вала:

а) длина ступени вала под звездочку 

б) длина ступени вала под уплотнение  .

в) длина ступени вала под подшипник равна ширине подшипника 

г) длина ступени вала под колесо 

д) длина ступени вала под буртик  .

 

Ведущий вал

 

Выбор материала вала

В качестве материала вала выберем сталь марки 45, термообработку – улучшение, для данной марки соответствует:

твердость  ;

предел прочности  ;

предел выносливости  .

Диаметры ступеней вала:

а) диаметр ступени вала под муфту выбирается из ряда (20,22,24), мм:

 

                                                    ,                                                         (4.6)

 

где   - допускаемое касательное напряжение.

 

Округляем до  мм по  ГОСТ 6636 - 69

                                                  

б) диаметр ступени вала под уплотнение находится из следующего соотношения, мм:

 

                                                 ,                                                        (4.7)

 

 .

В качестве уплотнения служат резиновые армированные манжеты для валов (ГОСТ 8752-79). Выбираются по внутреннему диаметру   мм: выбираем Манжета 1.1-21x40-1 ГОСТ 8752-79

 

 

в) диаметр ступени вала под подшипник находится из следующей формулы, мм:

 

                                                ,                                                      (4.8)

 . Округляем до  мм по  ГОСТ 6636 – 69.

Предварительно выбираем подшипник: шариковый радиальный однорядный средней серии (ГОСТ 8338-75) со следующим обозначением: Подшипник 105 ГОСТ 8338-75. Наружный диаметр  , ширина  , динамическая грузоподъемность 

г) диаметр под шестерню находится по следующей формуле, мм:

 

                                                ,                                                     (4.9)

 

 .

д) диаметр буртика определяется по следующей формуле, мм:

 

                                               ,                                                      (4.10)

 

 .

е) диаметр последней ступени вала под подшипник равен  .

 

Эскиз ведущего вала

 

 

Длины ступеней вала:

а) длина ступени вала под муфту 

б) длина ступени вала под уплотнение  .

 

в) длина ступени вала под подшипник равна ширине подшипника 

г) длина ступени вала под шестерню 

д) длина ступени вала под буртик  .

 

5 Конструирование зубчатого колеса

 

Размеры колеса, полученные ранее:

 ,  ,  .

Толщина обода  ; 

Внутренний диаметр ступицы:

 

Наружный диаметр ступицы:

 

Длина ступицы:

 .

Выбираем 

Толщина диска:

 , выбираем  .

Радиус скругления R=6мм;

Уклон  ;

Размер фаски n=1,2 мм.

 

 

 

6) Конструирование ведущей звездочки

Для изготовления применяем Сталь 45 по ГОСТ 1050-88.

Так как диаметр окружности выступов De незначительно больше 200 мм применяем сплошной диск конструкцию звёздочки со сплошным диском.

Определение основных размеров звёздочки

Обод:

Ширина зуба, мм

 .

Угол скоса  = 20о, фаска зуба f  0,2b=2,8 мм.

Радиус закругления r4 = 1,6 мм.

Ступица:

внутренний диаметр, мм:

 ;

принимаем внутренний диаметр ступицы d = 32 мм;

наружный диаметр, мм:

 ;

принимаем наружный диаметр ступицы dст = 53 мм;

длина, мм

 ;

принимаем длину ступицы lст = 50 мм.

Диск:

толщина, мм

 ;

диаметр проточки, мм:

 .

Наибольшая хорда 

Для внутреннего диаметра ступицы d = 32 мм из выбираем ширину шпоночного паза b = 10 мм и глубину шпоночного паза в ступице t2= 3,3 мм.

 

 

7) Конструирование корпусных деталей редуктора

Толщина стенки корпуса, мм

                                                                                                                    (7.1)    

 

Толщина стенки крышки, мм

                                                                                                                     (7.2)      

 

Толщина верхнего фланца корпуса и нижнего фланца крышки, мм

                                                                                                                                     (7.3)

 

                                                                                                                                    (7.4)

 

Толщина нижнего фланца корпуса, мм

                                                                                                                                  (7.5)

 

Толщина ребер жесткости, мм

                                                                                                                       (7.6)

 

Диаметр фундаментных болтов, мм

                                                                                                                        (7.7)

 

 

Округляем до ближайшего целого из ряда стандартных, получим:  

 

Ширина опорной поверхности, мм

                                                                                                                        (7.8)

 

Высота h, мм

                                                                                                                                     (7.9)

 

Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу, мм

                                                                                                                              (7.10)

 

Округлив до ближайшего целого из ряда стандартных, получим: 

Расстояние от края расточки до оси болта, крепящего крышку к корпусу, мм

                                                                                                                          (7.11)

 

Диаметр болтов, крепящих смотровую крышку, мм

                                                                                                                              (7.12)

 

Округлив до ближайшего целого из ряда стандартных, получим: 

Диаметр штифтов, мм

                                                                                                                              (7.13)

 

Длина штифтов ,мм

                                                                                                                           (7.14)

 

 

8) Подбор и проверка шпонок

На ведомом валу

Проверка шпонки под колесо на смятие.

Шпонку выбираем по диаметру  :

Шпонка 10840 ГОСТ 23360-78

глубина паза вала:  ; глубина паза ступицы:  .

Рабочая длина шпонки:

                        (8.1)

 

Напряжение смятия, МПа:

             ,          (8.2)

где  МПа – допускаемое напряжение смятия;   – число шпонок;

 .

 

 

 

Проверка шпонки под звездочкой на смятие.

Шпонку выбираем по диаметру d=32 мм:

Шпонка 10845 ГОСТ 23360-78

глубина паза вала, мм:  ; глубина паза ступицы, мм:  .

Рабочая длина шпонки, мм:

                        (8.3)

 

Напряжение смятия, МПа:

             ,          (8.4)

где   МПа – допускаемое напряжение смятия, МПа;   – число шпонок;

 .

 

На ведущем валу

Проверка шпонки под шестерней на смятие.

Шпонку выбираем по диаметру   мм:

Шпонка 8763 ГОСТ 23360-78

глубина паза вала, мм:  ; глубина паза ступицы, мм:  .

Рабочая длина шпонки, мм:

                        (8.5)

 

 

Напряжение смятия, МПа:

             ,          (8.6)

где  МПа – допускаемое напряжение смятия, МПа;   – число шпонок;

 .

 

9) Подбор и проверка подшипников

На ведомом валу

Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник, Н:

             ,          (9.1)

где  – коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце подшипника;   – коэффициент безопасности;   – температурный коэффициент;

 .

Фактическая грузоподъемность подшипника, кН:

             ,          (9.2)

где  – показатель степени для шариковых подшипников;

 .

 

На ведущем валу

Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник, Н:

             ,          (9.3)

где  – коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце подшипника;   – коэффициент безопасности;   – температурный коэффициент;

 .

Фактическая грузоподъемность подшипника, кН:

             ,          (9.4)

где  – показатель степени для шариковых подшипников;

 .

 

10) Уточненный расчет валов на выносливость

Ведомый вал

  ;

   ;

 .

 

Определение реакций в опорах подшипников

  - окружная сила в цилиндрической зубчатой передаче, Н;

 - радиальная сила в цилиндрической зубчатой передаче, Н;

  - сила давления на вал в цепной передаче, Н.

 

 

 

  Н

 

 

 

  Н

 

 

 

 

 

 

Рис. Расчетная схема ведомого вала.

 

 

  Н

 

 

  Н

 

 , где 

х=0  ;

х=а=63 мм,  ;

 , где 

х=0  ;

х=b=49 мм   

 ;

 ,  ,  где 

 

x=0  ; х=b=49 мм

 .

Суммарный изгибающий момент, :

                        (10.1)

 ;

 .

 

 Напряжения в опасном сечении

 

Амплитуда нормальных напряжений при симметричном цикле нагружения, Н/мм2:                                              

             ,          (10.2)

где  – осевой момент сопротивления сечения вала, мм3:

                                                                                                                                 (10.3)

           

 .

 

Среднее нормальное напряжение при симметричном цикле нагружения, Па:

             .          (10.4)

Касательные напряжения при отнулевом цикле нагружения, Н/мм2:                                              

             ,          (10.5)

где  – полярный момент сопротивления сечения вала, мм3:

                        (10.6)

 

 .

Предел выносливости материала по касательным напряжениям, МПа:

              .         (10.7)

Коэффициент запаса выносливости по нормальным напряжениям и касательным напряжениям:

             ,          (10.8)

 

 

 

                                                      (10.9)

где   и   - пределы выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения изгиба и кручения соответственно, МПа;

  и   - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении соответственно;

  и   - коэффициенты, учитывающие масштабный фактор;

  - коэффициент, учитывающий влияние качества поверхности;

  и   - коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла.

Общий коэффициент запаса выносливости:

                        (10.10)

где   - допускаемый коэффициент запаса выносливости;

 

 

 

11) Выбор масла и расчет его объема.

 

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяются в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации.

Выбор сорта масла основан на опыте эксплуатации передач и зависит от контактного напряжения в зубьях   и фактической окружной скорости  .

 и 

Выбираем сорт масла: И-Г-А-46

Определить количество масла, определяемое компоновкой редуктора, по формуле:

                                                               ,                                              (11.1)

Где М и L - линейные размеры масляной ванны.

М=346 мм; L=89 мм; y=40 мм;

                                                           (11.2)

hM=3m=10 мм.

 

 

 

 

 

 

11) Выбор основных деталей посадок привода.

 

Посадки на гладких соединениях назначаем в соответствии с рекомендациями изложенными в [2].

Посадка цилиндрического зубчатого колеса на вал H7/p6 . Внутренние кольца подшипников на валы сажают по H7/k6. Полумуфты на цилиндрические концы валов устанавливают по H7/k6. Крышки в корпус устанавливают с зазором H7/h8. Поле допуска пояска глухой крышки – d11. Посадка шпоночных соединений по цилиндрической поверхности - H7/k8.

 

 

 

  

Сайт создан в системе uCoz