Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. 4

Содержание

       Схема и исходные данные………………………………………………....2

1     Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода…………... 3

1. Выбор электродвигателя по оборотам…………………………………… 3
2. Выбор электродвигателя по мощности…………………………………...3
2. Расчет зубчатых колес редуктора………………………………………....5
1. Расчет зубчатых колес на контактную прочность………………………. 5
2. Силы, действующие в зацеплении…………………………...…………... 7
3. Проверка зубьев по напряжениям изгиба………………………………...8
3. Расчет валов редуктора………………………………………………….... 8
4. Конструктивные размеры шестерни и колеса …………………………...9
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора……………………………9
6. Компоновка редуктора…………………………………………………....10
7. Проверка долговечности подшипников………………………………....13
8. Проверка прочности шпоночных соединений………………………......17

Список использованной литературы…………………………………….19 
 
 
 
 
 
 

 
 
 

 
 
 
 
 
 

Исходные данные:

Мощность на выходе

Скорость на выходе   
 
 
 
 
 
 
 

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ

1.1 Выбор электродвигателя по оборотам

Предварительно  принимаем:

передаточное  отношение ремённой передачи  U_кр = 2

передаточное  отношение цепной передачи U_ц = 6

передаточное  отношение цилиндрического редуктора  U_р = 4     

Общее передаточное отношение привода   U_общ = U_кр*U_р*U_ц

U_общ = 2*4*6 = 48

Число оборотов двигателя n_дв = n_вв*U_общ = 6*48 = 288 об/мин

Ближайшее число  оборотов двигателя   n_дв = 750 об/мин

Уточняем общее  передаточное число привода

U_общ = n_дв/n_вв = 750/6 = 125

Сохраняем U_ц и U_р, уточняем передаточное отношение ремённой

передачи

         U_кр = U_общ/(U_ц*U_р) = 125/(6*4) = 5,20

1.2 Выбор электродвигателя  по мощности

Общий КПД привода  η_общ = η_о³*η_кр*η_р*η_ц = 0,991³*0,96*0,97*0,92 = 0,833 кВт

где КПД опор каждого вала  η_о = 0,991

КПД ремённой передачи  η_кр = 0,96

КПД цилиндрического  редуктора η_р = 0,97

КПД цепной передачи  η_ц = 0,92

Требуемая мощность двигателя 

Ближайшее значение мощности двигателя  N_дв = 1,1 кВт

Марка электродвигателя 4А100S8

Число оборотов n_дв = 750 об/мин

Известно:ω = n/ 30; N = T * ω

ω = *6 / 30 = 0,628 c^-1

T = N / ω = 800 / 0,628 = 1273  Н*М

Двигаясь от ведомого вала к ведущему, вычисляем мощность: 
 
 
 

Аналогично по оборотам: 
 
 
 

Угловая скорость: 
 
 
 

Крутящий момент: 
 
 
 

 

2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ  КОЛЁС РЕДУКТОРА

2.1  Расчёт зубчатых  колёс на контактную  прочность

    Для изготовления колёс выбираем Сталь  45 термообработка -объёмная закалка, твёрдость 38...42 HRC.

    Тогда

Коэффициент ширины зубчатого венца 

К_н =1,3 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по ширине венца

    У меня НВ > 350

    Определяем  межосевое расстояние: 

Округляем межосевое  расстояние до целого числа: = 60 мм

Нормальный модуль зацепления

принимаем по ГОСТ 9563-60  m_n=1,0 мм

Угол наклона  зуба β принимаем предварительно равным β = 11°

Определяем суммарное  число зубьев: 
 

Число зубьев шестерни:  

Принимаем: 

Число зубьев колеса:

Уточняем значение угла наклона зубьев: 

Основные размеры  шестерни и колеса.

Диаметры делительные: 
 
 

Проверка: 

Диаметры вершин зубьев: 
 
 

ширина колеса:  

ширина шестерни: 

Определяем коэффициент  ширины шестерни по диаметру: 

Окружная  скорость колёс и степень точности передачи: 

При такой скорости для косозубых передач следует  принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки: 

где 

      

    

Проверка контактных напряжений: 

Условие прочности  не выполнено. Поэтому принимаем : 

Условие прочности  выполнено. 
 

2.2 Силы, действующие  в зацеплении

Окружная: 

Радиальная: 

()

Осевая: 
 

2.3 Проверка зубьев  по напряжениям  изгиба

Условия прочности имеет вид:  

где ;

Коэффициент зависит от числа зубьев

учитывает угол наклона зубьев  

- учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

  (HB ) - учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;

3м/с  - коэффициент динамичности;

Коэффициент запаса прочности:

* = 1*2,2=2,2;

Допускаемое напряжение:

; 

=230 МПа; 
 

3. РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

3.1 Ведущий вал 

где = 60 МПа - касательное напряжение при кручении.

Принимаем из стандартного ряда: ,

длина выходного  конца 

Диаметр подшипника: 

Подшипников с  таким диаметром нет. Ближайший больший

Диаметр бурта: 

Принимаем

Шестерня выполнена  за одно с валом.

3.2 Ведомый вал 

Ближайший больший

Диаметр подшипника: 

Подшипники с  таким диаметром есть.

Диаметр зубчатого колеса:

Диаметр бурта: 

Принимаем мм

4. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ  ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

Шестерня выполняется  заодно целое с валом, её размеры:

                              

Колесо кованное, его размеры:

                              

Диаметр ступицы: 

Длина ступицы: 

Принимаем

_{Толщина обода:}  

Принимаем

Толщина диска: 

Принимаем

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ  КОРПУСА РЕДУКТОРА

Толщина стенок корпуса и крышки: 

принимаем:

Толщина фланцев  поясов корпуса и крышки, верхний  пояс крышки и корпуса: 

Нижний пояс корпуса и крышки: 

Принимаем

Диаметр фундаментных болтов: 

Принимаем болты с резьбой  М15

Диаметр крепёжных  болтов: 

Принимаем болты  с резьбой  М10

6. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

Так как передача косозубая, т.е. имеются радиальная и осевая нагрузки, применяем радиально- упорные шариковые подшипники. Предварительно намечаем подшипники лёгкой серии.

 

Определяем расстояние от центра шестерни до центра подшипника: 
 

Численные значения по пунктам  компоновки редуктора  для нашего случая:

=140 мм;

=24мм; =30мм;

d_к2 =22мм; d_п2 =20мм; d_б2=28мм; С=10мм;

d_в1 =11мм; d_п1 =15мм; d_б1=20мм;

ведущий вал: d=15мм; D=35мм; B=11мм;  ведомый вал: d=20мм; D=47мм; B=14мм;

=6мм;

f d_кр 2*10=20, принимаем f=22мм;

D_кр=D+2a+2b;

а=(0,9…1,0) d_кр=0,9*10=9мм; b=(1,2…1,3) d_кр=1,2*10=12мм;

ведущий вал: D_кр=D+2a+2b=35+2*9+2*12=77мм;

ведомый вал: D_кр=D+2a+2b=47+2*9+2*12=89мм;

m=2мм;

e + = 10+6=16 мм;

f =22 мм;

q_ф2*15=30 мм, принимаем q=32 мм.

                                                                                                                                                                                                                                               

7. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ  ПОДШИПНИКОВ

Ведущий вал:

Из предыдущих расчетов имеем:

P=1020 H- окружная сила;

- радиальная сила;

=197,88 Н - осевая сила;

=24 мм - делительный диаметр шестерни;

=12,242 Н*м - крутящий момент;

=748,8 об/мин - число оборотов вала;

=45 мм - расстояние от центра шестерни до центра подшипника.

Реакции опор в  горизонтальной плоскости равны:

= = = = 510 H.

Реакции опор в вертикальной плоскости равны:

===218 H;

 
===165 H.

Максимальный  изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен:

= *=510*45= 23* H*мм = 23 Н*м.

Изгибающие моменты  в вертикальной плоскости равны:

=*= -218*45= -9,8* H*мм = -9,8 Н*м;

=*=-165*45= -7,4* H*мм = -7,4 Н*м.

== -12,242 Н*м.

Суммарные реакции  опор равны:

===555 H;

===536 Н.

Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

= (X*V*+Y*)*;

Где =555 Н;

==197,88 Н;

V=1 (вращается внутреннее кольцо);

=1,25- легкие толчки, перегрузка до 125%;

=1 при температуре  подшипников до .

Для радиальных и радиально-упорных шариковых  подшипников  при:

== 0,36;

Поэтому X=1 и Y=0

Подставляем полученные данные в формулу:

= (X*V*+Y*)*= (1*1*555+0*197,88)*1,25*1=694 Н.

Расчетная долговечность, млн. об., определяется по формуле:

L==1643 млн. об.

Расчетная долговечность, час., определяется по формуле:

== =36,5*часов (36500 часов)

Ведомый вал:

Силы  в зацеплении такие же, как на ведущем валу:

P=1020 H- окружная сила;

- радиальная сила;

=197,88 Н - осевая сила;

=96 мм - делительный диаметр колеса;

=61,113 Н*м - крутящий момент;

=144 об/мин - число оборотов вала;

=46 мм - расстояние от центра шестерни до центра подшипника.

Реакции опор в  горизонтальной плоскости равны:

= = = = 510 H.

Реакции опор в вертикальной плоскости равны:

===88 H;

 
===294 H.

Максимальный  изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен:

= *=510*46= 23,5* H*мм = 23,5 Н*м.

Изгибающие моменты  в вертикальной плоскости равны:

=*= 88*46= 4,05* H*мм = 4,05 Н*м;

=*=294*46= 13,5* H*мм = 13,5 Н*м.

== 61,113 Н*м.

Суммарные реакции  опор равны:

===517 H;

===588 Н.

Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 4.

== 0,33; 

Поэтому X=1 и Y=0

Эквивалентная нагрузка равна:

= (X*V*+Y*)*= (1*1*588+0*197,88)*1,25*1=735 Н.

Расчетная долговечность, млн. об:

L==8000 млн. об.  (С=800 кН).

Расчетная долговечность, час:

== =925*часов. 
 

8. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ  ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Материал шпонок – сталь 45, имеющая  =598  МПа; = 363 МПа.

Коэффициент запаса прочности возьмем такой же , как  и для валов -  n=6.

Тогда = = = 99,6 МПа 100 МПа. =200 МПа.

Шпонки рассчитываются на смятие. Условие прочности имеет  вид:

=

Ведущий вал:

Дано:= 12,242 Н*м; =11 мм; b=5 мм; h=5 мм; =3 мм; длина шпонки

I=-2*(1…3)-фаска = 50-2*2-2 = 44 мм.

== 28 МПа=240 МПа.

Условие прочности  выполняется.

Ведомый вал (проверяем шпонку под колесом) :

Дано: = 61,113 Н*м; =22 мм; b=8 мм; h=7 мм; =4 мм; длина шпонки

I=-2*(1…3) = 30-2*2 = 26 мм.

==103 МПа=240 МПа.

Условие прочности  выполняется. 
 
 
 
 
 
 
 

Список  использованной литературы:

1. Китов А.К. Прикладная механика. Курсовой проект – И., 2008. – 32с.
2. Китов А.К. Прикладная механика. Курс лекций. –Иркутск, 2007.-82с.