1. Выбор электродвигателя и расчёт привода

• Название: 1. Выбор электродвигателя и расчёт привода
• Дата: 06.12.2021
• Размер: 198.27 Kb.
• Имя файла: kazedu_174304.docx
• Тип: Документы; #294028
• страница: 4 из 5

Окружная скорость на начальном диаметре червяка:

тогда уточнённая скорость скольжения в зацеплении:

С учётом полученного значения v_ск уточняют значение допускаемого напряжения []_н.

2.9.2 Проверка передачи по контактным напряжениям

=193,7 МПа

Условие выполняется.

2.10 Определение геометрических размеров червячной передачи

Червяк

Делительный диаметр:
_.
Начальный диаметр:
.

Диаметр вершин витков:
.
Диаметр впадин витков:
,
где

h^*_f=1+0,2 сos =1+0,2 cos11,3=1,196.

Длина нарезанной части червяка

Значения в₀₁ принимаем 56 мм для z₁=4 и x=0.

Червячное колесо

Диаметр делительной (начальной) окружности:
.
Диаметр вершин зубьев:
.
Наибольший диаметр:


.
Диаметр впадин:
.
Ширина венца: при z₁=4.

Принимаем =45 мм.
2.11 Силы, действующие в зацеплении червячной передачи
Определяем силы, действующие в зацеплении:
F_r2= F_a1= 2T₂/d₂,

F_r2= F_r1= F_r2tgα,

F_a2 = F_n = 2T₁/d_w1.
Fа – осевая сила, Ft – окружная сила, Fr – радиальная сила, Т1 – вращающий момент на червяке, Т2 – вращающий момент на червячном колесе.

Окружная сила на червяке (Ft1), численно равная осевой силе на червячном колесе (Fa2):
(№3 с. 182)
Осевая сила на червяке(Fa1), численно равная окружной силе на червячном колесе(Ft2):
(№3 с182)
Радиальная сила(Fr), раздвигающая червяк и червячное колесо:
[№3 182], где a – угол профиля витка червяка в осевом сечении: [№3 с. 178]



3. Расчет цепной передачи
1. Выбор типа цепи. Учитывая небольшую передаваемую мощность P₃при средней угловой скорости малой звездочки, принимаем для передачи однорядную роликовую цепь.

2. Число зубьев малой звездочки [формула (21.2)]





Согласно рекомендациям (см. § 21.3) принимаем Z₁=13.

3. Число зубьев большой звездочки





Условие z₂<z_2max = 120 соблюдается (см. § 21.3).

4. Шаг цепи.

а) Вращающий момент на малой звездочке

T₁=342,647 кНм.

б) По табл. 21.4 интерполированием находим [р_ц]=27,3 Н/мм², ори-
ентируясь на меньшее табличное значение для заданной w₂ = 24,4 рад/с.

в) Коэффициен эксплуатации К_э

где К_д – коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки: при спокойной нагрузке К_д = 1;

К_а – коэффициент, учитывающий межосевое расстояние:

при К_а = 1;

К_н – коэффициент, учитывающий наклон линии центров звездочек к горизонтали: при наклоне до 60⁰ К_н = 1;

К_рег – коэффициент, зависящий от способа регулирования натяжения цепи: при регулировании положения оси одной из звёздочки К_рег = 1;

К_см – коэффициент, учитывающий характер смазки: при периодической смазке К_см = 1,5;

К_реж – коэффициент, зависящий от продолжительности работы в сутки: при односменной работе К_реж = 1;

К_э =1,5 < 3 условие соблюдается

д) Тогда шаг цепи [формула (21.16)]

при числе рядовm = 1;
;

мм;
где при m = 1, m_р = 1;

По табл. 21.1 принимаем цепь с шагом р = 25,4 мм, для которой разрушающая нагрузка d_o=7,95 H, В=22,61 мм, q=2,57 кг/м.

Для выбранной цепи по табл. 21.3 w_lmax = 73 рад/с, следовательно, условие

w_l<w_lmax

соблюдается.

Для принятого шага цепи р = 25,4 мм по табл. 21.4 интерполированием уточняем [р_ц]=28,7 Н/мм².

5. Скорость цепи [формула (21.4)]


6. Окружная сила, передаваемая цепью,

7. Расчетное давление в шарнирах принятой цепи [формула (21.14)]

Износостойкость цепи обеспечивается.

8. Длина цепи.

Ориентировочное межосевое расстояние [формула (21.6)]

а = 40 р = 40^.25,4 мм = 1016 мм.

Тогда длина цепи в шагах [формула (21.7)]

Принимаем L_t=121 шагов.

9. Делительный диаметр окружностей звёздочек



10. Предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви при

11. Сила, действующая на валы звездочек, при К_в = 1,05
_.

4. Проектный расчёт валов
4.1 Предварительный расчет валов
а) Тихоходный вал.

Для компенсации напряжений изгиба и других неучтенных факторов принимаем для расчета значительно пониженные значения допустимых напряжений кручения. т.о. диаметр вала определится из условия прочности:
, где Т – крутящий момент на валу,
- допускаемое напряжение на кручение.

Принимаем материал выходного вала редуктора сталь 45, тогда

(МПа)



Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения

– диаметр вала в месте посадки подшипника,

– диаметр вала в месте посадки шестерни,

– диаметр вала в месте посадки звездочки.

Определим длину ступицы:
[№4 с. 53]

(мм),
принимаем (мм)

Определим длину выходного конца тихоходного вала:

(мм),

Предварительно принимаем длину выходного конца тихоходного вала

(мм),

расстояние между точками приложения реакции подшипников тихоходного вала

(мм).

б) Определим размеры быстроходного вала (червяка).

Для компенсации напряжений изгиба и других неучтенных факторов принимаем для расчета значительно пониженные значения допустимых напряжений кручения. т.о. диаметр вала определится из условия прочности:
, где Т – крутящий момент на валу,
- допускаемое напряжение на кручение.

Для увеличения прочности вала примем, что червяк изготовлен как одно целое валом.

Принимаем материал выходного вала редуктора сталь 45, тогда

(МПа)



Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения

– диаметр вала в месте посадки подшипника,

– диаметр вала в месте посадки муфты.

Длина нарезанной части червяка

Определим длину выходного конца быстроходного вала:

(мм),

Предварительно принимаем длину выходного конца тихоходного вала

(мм),

Расстояние между точками приложения реакции подшипников тихоходного вала (мм).

Назначаем 8-ю степень точности
4.2 Проверочный расчет на выносливость быстроходного вала редуктора
<sub>Исходные данные:







а = 0,12 м, в = 0,12 м, с = 0,06 м.</sub>

Схема нагружения вала:



Знак «–» показывает, что реакция направлена в противоположную сторону.



Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

Опорные реакции в вертикальной плоскости:





Знак «–» показывает, что реакция направлена в противоположную сторону.




Проверка:

.
Проверка выполнена успешно.

Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

Эпюра суммарных изгибающих моментов:



Эпюра крутящих моментов:


Опасным сечением вала является: 1, в котором действует максимальный крутящий и изгибающий моменты.
4.3 Проверочный расчет на выносливость тихоходного вала редуктора
<sub>Исходные данные:









а = 0,065 м, в = 0,065 м, с = 0,06 м.</sub>

Схема нагружения вала:



Знак «–» показывает, что реакция направлена в противоположную сторону.



Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

Опорные реакции в вертикальной плоскости:





Знак «–» показывает, что реакция направлена в противоположную сторону.




Проверка: проверка выполнена успешно.
Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

Эпюра суммарных изгибающих моментов:





Эпюра крутящих моментов:

Опасным сечением вала является: 1, в котором действует максимальный крутящий и изгибающий моменты, к тому же сечение ослаблено шпоночной канавкой, которая в тоже время является концентратором напряжений.

5. Выбор муфты
Между электродвигателем и редуктором выбираем упругую муфту по данным:

• 
  вращающий момент на валу двигателя Т=36,92 Нм;
  
• 
  диаметр консольного участка вала d = 40 мм.
  

Для данных параметров наиболеее подходящая муфта упругая с крестообразной звёздочкой. Размеры этой муфты возьмем по таблице 13.3.3 из [4] (ГОСТ 20884–93), учитовая крутящий момент на валу и диаметр вала:

d = 40 мм; D = 135 мм; L = 143 мм; h = 25 мм.

6. Эскизная компоновка и предварительные размеры
После определения размеров основных деталей выполним эскизную компоновку редуктора. Червяк и червячное колесо располагаем симметрично относительно опор и определяем соответствующие длины.
<sub>; ; ; ; ; ;

; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ;

;</sub> ; .
1) принимаем диаметр вала под уплотнения для подшипников:

быстроходного – ; тихоходного – ;

2) зазор между колесом (и другими деталями) и корпусом:





принимаем

3) ширину подшипников предварительно принимаем равной их диаметру, т.е. и .

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки



Принимаем



Принимаем

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки



Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек



Принимаем

Диаметры болтов фундаментных



Принимаем болты с резьбой М22

Диаметры болтов



Принимаем

Диаметры болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников

Принимаем

8. Подбор проверочный расчёт подшипников
Для вала червячного колеса

предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7608 ГОСТ333 – 71 с размерами:

; ; ; ; ; ; [№3 табл. 7.10.6].

Из предыдущих расчетов имеем:



, , .

Проводим проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию , где - требуемая величина грузоподъёмности; - динамическая грузоподъемность подшипника (из таблицы).

где Р – эквивалентная динамическая нагрузка.

Эквивалентную нагрузку определяем

где K_б = 1,3 – коэффициент безопасности (по таблице 7.5.3 [4]);

K_Т = 1,0 – температурный коэффициент (по таблице 7.5.4 [4]);

Х – коэффициент радиальной нагрузки ;

V – коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.

Определим коэффициент

При коэффициенте вращения V=1 получим



Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику



Требуемая величина грузоподъёмности



Обеспечен запас прочности подшипниковых узлов вала червячного колеса.

Для вала червяка

предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7309 ГОСТ333 – 71 с размерами:

; ; ; ; ; ; [№3 табл. 7.10.6].

_{Из предыдущих расчетов имеем:}



, , .

Проводим проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию , где - требуемая величина грузоподъёмности; - динамическая грузоподъемность подшипника (из таблицы).

где Р – эквивалентная динамическая нагрузка.

Эквивалентную нагрузку определяем


где K_б = 1,3 – коэффициент безопасности (по таблице 7.5.3 [4]);

K_Т = 1,0 – температурный коэффициент (по таблице 7.5.4 [4]);

Х – коэффициент радиальной нагрузки ;

V – коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.

Определим коэффициент

При коэффициенте вращения V=1 получим



Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику



Требуемая величина грузоподъёмности



Обеспечен запас прочности подшипниковых узлов вала червяка.
9. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночного соединения
Для выходного конца быстроходного вала

Для выходного конца быстроходного вала d_1вых =40 (мм), передающего вращающий момент Т₁=36,92 (Н^.м).

По табл. 4.1 [№4 с. 78] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение А):

b=12 (мм) – ширина шпонки,

h=8 (мм) – высота шпонки,

t1=5 (мм) – глубина паза на валу,

t2=3,3 (мм) – глубина паза на муфте.

Радиус закругления пазов 0,3
Учитывая длину вала и предполагаемую длину ступицы муфты L_ст=60 (мм), принимаем по СТ СЭВ 189 – 75 [№4 с. 78] длину шпонки (мм).

Расчетная длина шпонки [№3 с. 55]

(мм)

Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести [№3 с. 57], а допускаемый коэффициент запаса прочности [s]=2,3 (нагрузка постоянная нереверсивная) [№3 с. 56],

определим допускаемое напряжение [№3 с. 57],

(МПа)

Проверим соединение на смятие:
[№3 с. 56],
(МПа).

Т.к. – прочность шпоночного соединения обеспечена.

Напряжение среза [№3 с. 55], где – площадь среза шпонки:

(МПа)

Т.к. [№3 с. 57] – прочность шпоночного соединения обеспечена.

Для вала под ступицу червячного колеса

d_2Ш =45 (мм), передающего вращающий момент Т₂=342,6 (Н^.м), (мм).

По табл. 4.1 [№4 с. 78] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение А):

b=12 (мм) – ширина шпонки,

h=8 (мм) – высота шпонки,

t1=5 (мм) – глубина паза на валу,

t2=3,3 (мм) – глубина паза на муфте.

Радиус закругления пазов 0,3
Учитывая длину вала и длину ступицы, принимаем по СТ СЭВ 189 – 75 [№4 с. 78] длину шпонки (мм).

Расчетная длина шпонки [№3 с. 55]

(мм)

Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести [№3 с. 57], а допускаемый коэффициент запаса прочности [s]=2,3 (нагрузка постоянная нереверсивная) [№3 с. 56], определим допускаемое напряжение

[№3 с. 57],

(МПа)

Проверим соединение на смятие:
[№3 с. 56],

(МПа).
Т.к. – условие выполняется.

Напряжение среза [№3 с. 55], где – площадь среза шпонки:

(МПа)

Т.к. [№3 с. 57] – прочность шпоночного соединения обеспечена.
Для выходного конца тихоходного вала d_2вых =34 (мм), передающего вращающий момент Т₂=342,6 (Н*м).

По табл. 4.1 [№4 с. 78] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение А):

b=10 (мм) – ширина шпонки,

h=8 (мм) – высота шпонки,

t1=5 (мм) – глубина паза на валу,

t2=3,3 (мм) – глубина паза на муфте.

Радиус закругления пазов 0,3
Учитывая длину вала и длину ступицы звёздочки L_ст=60 (мм), принимаем по СТ СЭВ 189 – 75 [№4 с. 78] длину шпонки (мм).

Расчетная длина шпонки [№3 с. 55]

(мм)

(МПа).

Т.к. – условие выполняется.



(МПа)

Т.к. – прочность шпоночного соединения обеспечена.

10. Вычерчивание редуктора
Компоновка узла червячного колеса

1. Определяем все конструктивные размеры зубчатого венца и ступицы колеса и наносим их на чертеж.

2. Вычерчиваем подшипники вала колеса.

3. Определяем размеры подшипниковых гнезд, крышек подшипников, уплотнений и наносим эти детали на чертеж.

4. Определяем толщину поясов, высоту бобышек для шпилек и проводим наружный контур корпуса.

Форму и размеры основания корпуса определяем конструктивно в зависимости от положения редуктора и способа его крепления к фундаменту.

Компоновка узла червячного вала

1. Размещаем подшипники в соответствии с выбранным расстоянием между ними.

2. Определяем размеры гнезд под подшипники, крышек подшипников и уплотнений и все эти детали наносим на чертеж.

3. Обводим внутренний контур корпуса.

4. Проводим наружный контур корпуса на проекции.

11. Смазка зацепления и подшипников
1. Зацепление смазывается окунанием червячного колеса в масляную ванну. Глубина окунания – 1/3 радиуса колеса [№6 с. 349].

При скорости скольжения (м/сек) по табл. 10.9 [№1 с. 253] рекомендуемая вязкость масла .

По табл. 10.10 [№1 с. 254] выбираем масло автотракторное И-20.

2. Смазка подшипников – консистентная и масляным туманом, образующимся в процессе работы. Для конических роликоподшипников при рабочей температуре < 110° С по табл. 11.11 [№1 с. 277] выбираем смазку ЦИАТИМ-201.