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)