Розрахунок параметрів приводу

1. Розрахунок параметрів приводу

1.1. Вибір електродвигуна

1.1.1 Визначення коефіцієнта корисної дії приводу

  ;

   [5], ч.1, с.20, тб.2.11  приймаємо h_зач=0,97;                                                                  

                                      h_муфт=0,99;

                                     h_підш=0,99.

1.1.2 Визначення потрібної потужності електродвигуна

      кВт .

1.1.3 Визначення типу двигуна

      По N_необх.=5,6 кВт, n_с=1000 хв^-1 , згідно [5], ч.1, с.26, таблиця 2.4,

  вибираємо електродвигун 4А132М6УЗ

     хв^-1.

    N_пасп=7,5 кВт, .

    4А-трьохфазний, асинхронний, коротко замкнутий, закритий, обдуваємий;

     132 - висота осі обертання;

    М - установочний розмір по довжині станини;

     УЗ - кліматичне виконання “помірна зона”.

 

           

                      Рисунок 1 – Параметри електродвигуна          

 

d₁ = 38 мм      l₁ = 80 мм     l₃₁ = 89 мм        l₁₀ = 140 мм      l₃₀ = 530 мм   

 

d₁₀ = 12 мм      h = 132 мм       b₁₀ = 216 мм       d₃₀ = 302 мм      h₃₁ = 350 мм      

 

 

 

 

 

1.2 Кінематичний розрахунок приводу

1.2.1 Визначення передаточного числа

    

1.2.2 Розрахунок частот обертання та кутових швидкостей на валах приводу

     хв^-1;

     с^-1;

   хв^-1;

      с^-1;

1.2.3 Крутні моменти на валах

      Н∙м;

    Н∙м.

1.2.4 Коефіцієнт перевантаження

      .

1.2.5 Попереднє визначення діаметрів кінців валів

     ,

      де [τ] = (15…30)МПа – орієнтовний інтервал допустимих напружень

    матеріалу при крученні

     мм

мм

 

Таблиця 1 – Параметри руху складових приводу

№ Вала	Pi	ni	ωi	Ti	di	u
1	5,6	970	101,53	49,25	25,58…20,29	5,39
2	5	180	18,84	264,54	44,79…35,55

 

 

 

2. Розрахунок зубчатої передачі

2.1 Призначення матеріалу зубчастих коліс

    .

    За [1], таб.22.3:

шестерня: Сталь 40Х покращена: HB₁ =260;

                                       s_В1=850 МПа;

                                       s_Т1=600 МПа;

    колесо: Сталь 40Х покращена:     HB₂ =241;

                                       s_В2=800 МПа;

                                       s_Т2=580 МПа;

2.2 Визначення допустимих напружень

2.2.1 При згині зубців

k_Fc- коефіцієнт, що враховує характер навантаження (для не реверсної передачі)

     Згідно [2], таблиця 3.20: k_Fc = 1

,

де  =1,75 ([2], таблиця 3.19) – коефіцієнт нестабільності характеристики матеріалу

     =1 ([2], тб.3.21)

За [6]: =1 (рекомендовано при навчальному проектуванні)

Остаточно

МПа

МПа

2.2.1 При контактному навантаженні

    ;  ([1], таблиця 22.5)

   

 

S_H = 1,1 – коефіцієнт запасу

 

 

 

 

 

= 1 – коефіцієнт довговічності

 

2.3 Попередній геометричний розрахунок передачі

Міжосьова відстань передачі

Т_1Н = Т₁ – розрахунковий тривало діючий крутний момент

k_a=430 МПа^1/3 – допоміжний коефіцієнт

([1], с.289) – коефіцієнт ширини вінця

Приймаємо

([1], с.289)

По [1], рисунок 23.8 приймаємо .

Приймаємо a_w = 127 мм.

     Попередньо приймаємо кут нахилу b=14°.         

Число зубців шестерні .

    Число зубців колеса .

Приймаємо .

Модуль зуба:

.

По [3], ч.1, с.110 приймаємо m=2,0 мм.

Фактичний кут  нахилу зуба:

     .

     

     17,68° =17° 40'

Початкові діаметри:

   

   

    Діаметри ділильних кіл:

    

   

Ширина  зубчастих вінців:

     мм.

Приймаємо =58 мм.

     Ширина мм.

Колова  швидкість коліс:

Приймаємо точність передачі:    

Згідно [5], ч.1, с.151, тб.6.7  приймаємо степінь точності n = 8.

     Згідно [5], ч.1, с.106  приймаємо В.

Коефіцієнт  торцевого перекриття:

 

Коефіцієнт осьового перекриття:

Колова сила в  зачепленні:

Еквівалентні  числа зубців:

     Z_V1= = =22,16.

Z_V2= = =118,97.

 

2.4 Розрахунок на контактну втому

Діючі контактні напруження:

Коефіцієнти z_н , z_м ,z_e .

    [1], с.300: ;

    [1], с.300:  МПа^1/2;

     [1], с.301:  .

Питома  колова сила:

.

- ([1], таблиця 23.3)

- ([1], таблиця 23.4)

 Н/мм.

 - умова контактної втоми забезпечена.

 

2.5 Розрахунок зубців на втому при згині

де  - питома колова сила

k_Fβ =1,12 ([1], рисунок 23.8)

k_Fv =1,06 ([1], таблиця 23.4)

Коефіцієнти форми  зубців:

Y_F1=4,08 ([1], таблиця 23.5)

Y_F2=3,61 ([1], таблиця 23.5)

Y_e=1 – коефіцієнт перекриття

     Y_b=1- =1- =0,87.

Н/мм.

- умова втоми  при згині забезпечена.

- умова втоми  при згині забезпечена.

 

2.5 Інші параметри передачі

Діаметри западин:

     мм;

     мм.

Діаметри  вершин:

     мм;

     мм;

Радіальна сила:

де α – кут зачеплення.

Осьова сила:

 

3. Конструювання редуктора

3.1 Визначення параметрів ступеней валів

3.1.1 Геометричні параметри швидкохідного вала

 

Рисунок 3.1 – Конструювання ведучого вала

 

Діаметр кінцевої ділянки вала приймаємо  з розрахованого діапазону (роз-діл 1):

d1₁=22 мм (значення узгоджено з посадочним діаметром муфти [2],таблиця 36).

Діаметр ділянки під ущільнення приймаємо d1₂=25 мм (ущільнення         контактне – фетрові (войлочні) кільця, оскільки V<4 м/с, згідно [2], с.209).

Діаметр посадочних ділянок під підшипники приймемо d1₃=25 мм, узгодивши значення з рядом посадочних розмірів внутрішнього кільця підшипників.

Діаметр буртика для упора внутрішнього кільця підшипника приймемо з умов достатньої опорної поверхні і можливості демонтажу зйомником:

d1₄=32 мм (згідно [2], таблиця 15).

 –  умова забезпечення раціональної конструкції вала-шестерні.

Розміри галтелей і фасок приймаємо відповідно до радіуса заокруглення внутрішнього кільця підшипника та діаметра валу відповідно (згідно [3],   таблиця 12):

галтель r=1,5мм,

фаска c=1,6мм.

 

3.1.2 Геометричні параметри тихохідного вала

Рисунок 3.1 – Конструювання веденого вала

 

Діаметр кінцевої ділянки вала приймаємо з розрахованого  діапазону (роз-діл 1):

d2₁=40мм(значення узгоджено з посадочним діаметром муфти [2], таблиця 33).

Діаметр ділянки  під ущільнення приймаємо d2₂=45мм.

Діаметр посадочних ділянок під підшипники приймемо d2₃=50мм, узгодивши значення з рядом посадочних розмірів внутрішнього кільця підшипників.

Діаметр під маточину зубчатого колеса призначаємо:

d2₄=55мм (узгоджено з рядом розмірів Ra40).

Діаметр буртика для упора зубчатого  колеса приймемо:

d2₅=62мм (узгоджено з рядом розмірів Ra40).

Елемент d2₆ відсутній, оскільки розмір буртика d2₅ є допустимим (згідно

[2], таблиця 15 та  [3], таблиця 10).

Розміри галтелей і фасок приймаємо відповідно до радіуса заокруглення внутрішнього кільця підшипника та діаметра валу відповідно (згідно [3],   таблиця 12):

галтель r=2мм,

фаска c=2,0мм.

 

3.2 Попередній вибір підшипників

Призначимо  згідно [2], таблиця 16 підшипники кулькові радіально-упорні легкої серії з наступними параметрами (таблиця 3.1).

Таблиця 3.1 – Попередній вибір підшипників

Вал	№ підшип-ника	d, мм	D, мм	B, мм	C,кН	Co, кН
Ведучий	36205	25	52	15	13,1	9,24
Ведений	36210	50	90	20	33,9	37,6

 

3.3 Конструювання зубчастих коліс

 

         

 

     Рисунок  3.3 – Колесо зубчасте

 

Конструкцію ведучого вала приймаємо у вигляді вала-шестерні.

Зубчасте колесо, насаджуване на ведений вал, приймаємо  штампованим дискової конструкції  з наступними розмірами (рисунок 3.3):

• діаметр маточини D_cm=(1,5…1,7)∙d=(1,5…1,7)∙55=88мм;
• довжина маточини L_cm=(1…1,6)∙d=(1…1,6)∙55=72мм;
• товщина обода δ=(2…3,5)∙m_n=(2…3,5)∙2=5мм;
• діаметр обода D_об=d_f-2∙ δ=209,74-2∙5=199,74мм (приймаймо 206мм);
• товщина диска δ₁=(0,15…0,3)∙В=(0,15…0,3)∙58=12мм;
• фаска на зубцях с=0,5∙m_n=0,5∙2=1мм;
• діаметр розташування отворів D₀=1/2∙(D_cm+D_об)=1/2∙(88+200)=144мм;
• діаметр отворів d₀ приймаємо рівний 25мм.

 

3.3 Конструювання корпуса редуктора

Отримаємо числові  значення геометричних розмірів редуктора  згідно схемі, приведеній на рисунку 3.4.

 

           

        Рисунок 3.4 – Схема компоновки редуктора

 

Товщина стінки корпуса δ=0,025∙a_w+1=0,025∙127+1=4,17мм. Приймаємо товщину стінки корпусу δ=8мм.

Товщину стінки кришки приймаємо рівною товщині  стінки корпуса δ₁=δ=8мм.

Зазор між внутрішньою  стінкою редуктора та торцем колеса        e₁=(1…1,2)∙ δ=1,2∙6=9,6мм. Приймаємо 10 мм.

Відстань між  стінкою і зубцями колеса b=1,2∙ δ=1,2∙8=9,6мм. Приймаємо 10 мм.

Товщина верхнього  фланця корпусу s=(1,5…1,75)∙ δ =(1,5…1,75)∙ 8=12мм.

Товщина нижнього фланця корпусу s₂=2,35∙ δ=2,35∙ 8=18,8мм (приймаємо 19мм)

Товщина фланця кришки s₁=(1,5…1,75)∙ δ ₁=(1,5…1,75)∙ 8=12мм.

Діаметр болтів фундаментних d₁=(0,03…0,035)∙a_w+12=16,65мм (приймаємо 17мм).

Діаметр болтів стяжних  біля підшипників d₂=(0,7…0,75)∙d₁=12мм.

Діаметр болтів стяжних у фланцях d₃=(0,5…0,6)∙d₁=8мм.

Ширина фланців: біля підшипників - k₂=33мм, фундаментного - k₁=40мм, кришки k₃=24мм.

Координата отвору відносно зовнішньої стінки: біля підшипників  - с₂=18мм, фундаментного - с₁=21мм, кришки с₃=13мм.

Діаметр отвору під болт: біля підшипників – d_отв.2=11мм, фундаментного – d_отв.1=17мм, кришки d_отв.3=9мм.

Діаметр опорної  розточки: біля підшипників – D₂=26мм, фундаментного – D₁=32мм, кришки D₃=17мм.

Таблиця 3.2 – Параметри фланців

Фланець	Різьба кріплення	k	c	dотв.	D
Нижній  корпуса	М17	40	21	17	32
Біля  підшипників	М10	30	18	13	26
Кришки	М8	24	13	9	17

 

Кількість болтів:

фундаментних z₁=0,005∙(L₀+B₀)=0,005∙(328+178)=2,53 (приймаємо z₁=4),

де L₀, B₀ – наближено обчислені по схемі довжина та ширина корпусу;

стяжних біля підшипників z₂=6 (типова конструкція);

стяжних у фланцях  z₃=4 (міжосьова відстань 72мм).

Параметри отворів кріплення накладних  кришок підшипників (таблиця 3.3):

D₁ – діаметр отвору корпуса, що дорівнює діаметру зовнішнього кільця підшипника; D₂ – діаметрів центрів кріпильних отворів; D₃ – зовнішній діаметр гнізда підшипників; d₄ – величина різьби; z₄ – кількість гвинтів.

Таблиця 3.3 – Кріплення кришок підшипників

	D1	D2	D3	d4	z4	δ2
Ведучий вал	52	75	95	М8	4	8
Ведений вал	90	115	135	М8	6	10

Відстань  від рухомих деталей на кінцях валів до нерухомих деталей корпуса l₄=d₄=8мм.

 

4. Визначення довговічності підшипників редуктора

Виходячи  з прийнятої схеми компоновки редуктора (рисунок 3.4) та схеми привода, побудуємо розрахункові схеми валів  та визначимо їх розмірні силові характеристики.

 

4.1. Ведучий  вал

Рисунок 4.1 - Розрахункова схема ведучого вала редуктора

Сили, що діють: F_t,  F_r., - в зубчастому зачепленні; F₁ - радіальне навантаження, викликане муфтою; А_х, А_у, В_х, В_у, - проекції реакцій у підшипниках на осі координат.

Радіальне навантаження:

         Н

де D – зовнішній діаметр  муфти.

Відстань  від середньої площини колеса до опор обчислюється:

а = мм,

де b* - найбільше з ширини шестерні і маточини зубчастого колеса; В* - ширина найбільшого с підшипників з запасом 10..15 мм, для зручності.

Відстань від середини опори до лінії дії сили на консолі вала:

 

 

4.1.1 Визначення реакцій в опорах вала

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Визначимо сумарні радіальні реакції в опорах:

 

 

 

4.1.2 Уточнення  типу підшипника і способу  його розрахунку

Розрахунок ведемо по найбільш навантаженій опорі, R_r=1457 Н.

За рекомендацією  [1] c 446, оскільки співвідношення осьового (R_a=F_a) та радіального навантаження в опорі: , то залишаємо раніше прийнятий кульковий радіально-упорний підшипник.

4.1.3 обчислення  еквівалентного навантаження:

де V – коефіцієнт обертання; К_б – коефіцієнт безпеки; К_Т – температурний коефіцієнт; Y, X – коефіцієнти радіального та осьового навантаження.

Приймаємо Н.     

      Згідно [3], ч.2, с.137, тб.5.16 - спокійне навантаження.

      Згідно [3], ч.2, с.137, тб.5.17 - t<100°

      Коефіцієнти радіального і осьового  навантаження, відповідно   X=1; 

Y=0

Отже, еквівалентного навантаження:

4.1.4 Визначення довговічності підшипника

Кількість обертів, які відпрацює підшипник  при розрахунковому навантаженні (р=3 для кулькових підшипників):

 

 

Довговічність, вимірювана в годинах:

 

годин.

4.2 Ведений  вал

Рисунок 4.2 - Розрахункова схема веденого вала редуктора

Сили, що діють: F_t,  F_r., - в зубчастому зачепленні; F₁ - радіальне навантаження, викликане муфтою; А_х, А_у, В_х, В_у, - проекції реакцій у підшипниках на осі координат.

Радіальне навантаження:

         Н

де D - діаметр розташування пальців муфти.

Відстань  від середньої площини колеса до опор обчислюється:

а = мм,

де b* - найбільше з ширини шестерні і маточини зубчастого колеса; В* - ширина найбільшого с підшипників з запасом 10..15 мм, для зручності.

Відстань  від середини опори до лінії дії  сили на консолі вала:

 

 
4.2.1 Визначення реакцій в опорах вала

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Визначимо сумарні радіальні реакції в опорах:

 

 

 

4.2.2 Уточнення типу підшипника і способу його розрахунку

Розрахунок  ведемо по найбільш навантаженій опорі, R_r=1705 Н.

За  рекомендацією [1] c. 446, оскільки співвідношення осьового (R_a=F_a) та радіального навантаження в опорі: , то змінюємо раніше прийнятий   на кульковий радіально-упорний підшипник .

4.2.3 обчислення еквівалентного навантаження:

де V – коефіцієнт обертання; К_б – коефіцієнт безпеки; К_Т – температурний коефіцієнт; Y, X – коефіцієнти радіального та осьового навантаження.

Приймаємо Н.     

      Згідно [3], ч.2, с.137, тб.5.16 - спокійне навантаження.

      Згідно [3], ч.2, с.137, тб.5.17 - t<100°

      Коефіцієнти радіального і осьового  навантаження, відповідно   X=1; 

Y=0

Отже, еквівалентного навантаження:

4.2.4 Визначення довговічності підшипника

Кількість обертів, які відпрацює підшипник  при розрахунковому навантаженні (р=3 для кулькових підшипників):

 

Довговічність, вимірювана в годинах:

 

годин.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5 Технічне проектування редуктора

5.1 Змащування  зубчастої передачі

За  рекомендаціями [3], (таблиця 51) відповідно до механічних властивостей матеріалу  коліс та їх колової швидкості, вибираємо  в’язкість мастила V₅₀=23 м²/с. По значенню в’язкості приймаємо за [3], (таблиця 53)  мастило індустріальне 20 ГОСТ 20799-75.

Кількість мастила приймається:

• з умови охолодження – бажана кількість (згідно [3]) V₁ дорівнює (0,35…0,7) літра на 1 кВт вхідної потужності. Тобто V₁=(0,35…0,7)6=1,05 л;
• з умови змащування  - глибина занурення колеса (рисунок 5.1) h_M1=(3…5)m_n=(3…5)2=10 мм і глибина ванни під колесом h_M2=(5…10)m_n=(5…10)2=20 мм; відповідно, , B_M, L_M – ширина та довжина масляної ванни (обчислені наближено за рисунком 3.4). Отже, л.

Остаточно приймаємо л.

.

 

Рисунок 5.1 – Глибини мастила

5.2 Змащування  підшипників

Відповідно  швидкості зубчастих коліс, приймаємо  змащування підшипників консистентним мастилом ЦИАТИМ-201, оскільки .

5.3 Призначення  параметрів поверхонь деталей

5.3.1 Допуски та посадки ([2], с.181; [3], с.60)

   Зубчатого колеса на вал: Н7/р6; муфти на вали: Н7/п6; ділянок під підшипники на валу та в корпусі: к6, H7; дистанційних втулок на вал: Н10/H6; кришок підшипників в корпус: H7/h8; шпонок: h9.

5.3.2 Шорсткість поверхонь ([2], с.181; [3], с.60)

Зубчастого  колеса: отвору Ra 2,5; зубців Ra 1,25; шпонкового пазу Ra 3,2; торців ободу та маточини Ra 12,5.

Вала: ділянка під зубчасте колесо Ra 2,5; під підшипники Ra 0,63.

5.3.3 Допуски форми та розташування поверхонь ([3], с.65)

Валу: циліндричність 0,001,  співвісність 0,0012.

Корпусу: площинність 0,015, паралельність 0,013. 

Зубчастого  колеса: циліндричність 0,009, паралельність 0,018.

 

 

 

 

5.4 Загальний опис  конструкції редуктора 

В нижній частині біля днища редуктора розміщуємо отвір для зливу мастила, який закривається пробкою Для контролю рівня мастила використовуємо жезловий маслопокажчик. Дно редуктора виконуємо з ухилом в бік масло зливного отвору, біля якого розміщуємо поглиблення. В кришці редуктора передбачаємо оглядовий отвір з пробкою-віддушиною. Для транспортування редуктора в його конструкцію закладаємо рим-болти М10. З метою точного суміщення кришки і корпуса, в коротких сторонах фланців розміщуємо два штифтових з’єднання. 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6 Перевірні розрахунки

6.1 Розрахунок  ведучого вала на втомну міцність

Перевірку здійснимо для середньої площини  зубчастого вінця вала-шестерні.