Підбір електродвигуна і кінематичний розрахунок електропривода

     (2.29)          

По табл. 3.9 [1] для сталі 45 покращеної при твердості НВ< 350 =1,8НВ                                                                                                     (2.30)        

-для шестерні :

= 1.8∙ 230 = 415 МПа

-для колеса:

  = 1.8∙200 = 360 МПа

[S_F] ⁼ [S_F]' ∙ [ S_F]" - коефіцієнт безпечності [див. пояси, до форм. 3.24 [1]], де [S_F] = 1,75 [по табл. 3.9 [1]] [S_F]" = 1,75 (для поковок і штамповок).

 Відповідно [S_F]" = 1.75

Допустимі напруження:

-для шестерні:

   [ ] = 410/1.8 = 237МПа

- для колеса:

   [ ] = 360/1.8 = 206МПа

Находимо відношення [ ]/

-для шестерні:

237/3.84 = 62 Мпа                                                                                           (2.31)        

 

-для колеса: 

206/3.6= 57.5 МПа                                                                                            (2.32)        

Подальший розрахунок потрібно вести  для зубів колеса, для якого  знайдене відношення менше.

Визначаємо коефіцієнти  і [див. розд. НІ поясн, до форм (3.25)[1]]

                                                                                                (2.33)        

                                                                  (2.34)        

для середніх значень коефіцієнта  торцевого перекриття = 1.5 і 8-й степені точності

Перевіряємо міцність зуба колеса по формулі (3.25 [1]):

                                                                                    (2.35)

             

Умова міцності виконана.

 

 

 

     3 Розрахунок деталей та вузлів передачі

                                3.1 Попередній розрахунок валів передачі

 

Попередній розрахунок проведемо на кручення по пониженим допустимим напруженням.

Ведучий вал:

діаметр вихідного кінця при  допустимих напруженнях  =20 МПа по формулі (8.16) розд.VIII [1]:

                                                                              (3.1)

Так як вал редуктора  з'єднаний з валом електродвигуна (див. рисунок 12.2 Г11), то необхідно узгодити діаметри ротора і вала: d_дв і d_В1

Інколи приймають d_дв = d_В1. Деякі муфти, наприклад УВП (див. розд. XI [1]), можуть з'єднувати вали різних діаметрів в границях одного номінального моменту У вибраного електродвигуна (див. табл. П2 [1]) діаметр вала             d_дв = 32мм. Вибираємо МУВП по ГОСТ 21424 - 75, з розточкою напівмуфт під

d_дв = 32мм, і d_В1= 26 мм (рисунок 12.3 [1]).

Рисунок 2- Конструкція  ведучого вала

 

Приймемо підшипники:  d_П1= 30 мм.

Шестерню виготовимо за одне ціле з валом (див. рисунок 2)

Інколи вал електродвигуна не з'єднують  безпосередньо з ведучим валом  редуктора, а між ними встановлюють пасову або ланцюгову передачу (рисунок 2.4 [1])                                                 

Вище показано конструкцію  ведучого вала (див. рисунок 2).

Ведений вал (рисунок 3).

Враховуючи явище і дію згину  вала від натягу ланцюга, приймемо

=20 МПа

Діаметр вихідного кінця вала:

   (3.2)

Приймемо d_В2=35 мм , із стандартного ряду [див. розд. VIII. пояснень до форм,8.16 [1]].

Діаметр вала під підшипниками приймаємо  d_П2= 40 мм мм, під зубчастим

колесом d_К2= 45 мм.

Діаметри інших ділянок  вала призначають виходячи з конструктивних розумінь при компоновці редуктора.

Рисунок 3- Конструкція ведучого вала

 

3.2 Конструктивні розміри  елементів передачі

Шестерню виконуємо за одно з  валом .

 її розміри: d₁= 50мм;  d_а1= 54мм; b₁= 55мм.

Колесо коване

його розміри: d₂=200мм;  d_а2= 204мм; b₂= 50мм.

 

3.3 Конструктивні розміри  кришки і корпусу редуктора

Товщина стінок корпуса і кришки:

                                   = 0.025а+1 = 0.025∙125+1 = 4,125 мм                          (3.3)

приймаємо: = 8мм 

                                      = 0.02а+1 = 0.02∙125+1 = 3,5 мм                             (3.4)

приймаємо: = 8 мм 

Товщина фланців корпуса та кришки

-верхнього пояса корпуса та кришки:

                                          b = 1.5 =1.5∙8 = 12мм                                           (3.5)

                                          b₁ = 1.5 =1.5∙8 = 12мм                                        (3.6)

-нижнього пояса корпуса:

                                           Р =2.35 = 2.35∙8= 19мм                                    (3.7)

приймаємо Р =20мм

Діаметр болтів:

- фундаментних:

                                           d₁ = (0.03 - 0.036)а+12 = 18 – 19.2 мм                    (3.8)

приймаємо: d₁ = 20мм , болти М20

- кріплення кришок до корпусу підшипників:

                                            d₂ = (0.7 - 0.75)d₁ = 14 - 15 мм                              (3.9)

приймаємо: d₂ = 16мм , болти М16

-з'єднання кришки редуктора з корпусом

                                             d₃ = (0.5 - 0.6)d₁ = 10 -12 мм                               (3.10)

приймаємо: d₃ = 12мм , болти М12

 

Перший етап ескізної компоновки

 

Компоновку проводять  в два етапи. Перший етап служить  для наближеного визначення положення  зубчатих коліс відносно опор послідуючого визначення опорних реакцій і  підбора підшипників.

Компоновочний кресленик виконується в одній проекції з розрізом по осям валів при знятій кришці редуктора бажаним масштабом 1:1 креслити тонкими лініями.

Приблизно до середини листа  паралельно його довшої сторони проводимо  осьову лінію; другу осьову, паралельно першої проводимо на відстані             а_w = 125 мм.

Спрощено викреслюємо  шестерню і колесо в вигляді прямокутників, шестерня виконана за одне з валом, довжина ступиці колеса рівна  ширині вінця і не виступає за межі прямокутника.

Викреслюючи внутрішню  стінку корпуса:

а) приймаємо зазор  між торцем шестерні і внутрішньою  стінкою корпуса 

А = 1.2 при наявності ступиці.

б)  приймаємо зазор  від кола вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпуса  А = .

в)  приймемо відстань між зовнішнім кільцем підшипника ведучого вала і внутрішньою стінкою корпуса А = , якщо діаметр кола вершин зубів в шестерні виявиться більше зовнішнього діаметра підшипника, то відстань А потрібно брати від шестерні.

 

 

 

 

 

 

 

 

3.4 Підбір підшипників  кочення

Попередньо    намічаємо    радіальні    шарикопідшипники    середньої   серії; габарити підшипника вибираємо по діаметру вала в місці посадки підшипника d_П1 = 30 мм, d_П2 = 40 мм

 

 

Умовне позначення	d	D	B	Вантажопідйомність, кН
	Розміри,мм
306	30	72	19	28,1	15,6
308	50	90	23	41,0	22,4

3.5 Підбір шпонок

Шпонки призматичні  із закругленими торцями. Розміри перерізу шпонок і пазів і довжина шпонок по ГОСТ 23360 - 78. Матеріал шпонок Сталь 40Х нормалізована.

Напруга зминання і умова міцності по формулі (8.22 [1]):

                                                                                          (3.11)

 

 приймаємо 100 - 200 МПа.

 -Ведучий вал:

d = 26мм, bxh = 8х7, t₁= 4 мм, довжина шпонки: l = 70 мм  (при довжині ступиці напівмуфти МУВП 40 мм див. табл. 11.5 [1])

момент на ведучому валу Т₁ = 40,23∙10³ Нмм.

(Матеріал напівмуфти  МУВП - СЧ40)

-Ведений вал:

Із двох шпонок під  зубчатим колесом і під зірочкою більш навантажена друга (менший діаметр вала і тому менші розміри поперечного розрізу шпонки)

 

 

Перевіряємо шпонку під  зірочкою:

d = 35мм, bxh = 10х8, t₁= 5мм, довжина шпонки: l = 40 мм 

 

момент на веденому валу Т₂ = 160,92∙10³ Нмм.

 

 

 Умова виконана

                                   3.6 Уточнений розрахунок валів

 

Уточнений розрахунок проводимо  для веденого вала. Ведений вал (див. рисунок 1 2.9 [1 ]) несе такі ж навантаження як і ведучий:

,  ,                                     

Навантаження на вал  від ланцюгової передачі = 8803,29 Н

Складова цього навантаження:

                                                 (3.12)

із першого етапу  компоновки: 1₂ = 48мм ,1₃ = 48мм

Реакції опор:

-в площині Хz:

                          (3.13)

                                                          (3.14)

Перевірка:

                          (3.15)

 

 

 

 

-в площині Yz:

      (3.16)

Перевірка:

                                    (3.18)

 Сумарні реакції:             

                                                        (3.19)

                                                      (3.20)

 

Розрахункова схема  веденого вала наведена на рисунку 4.                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                          Приймаємо,   що   нормальні   напруження   від   згину   змінюються   за симетричним циклом, а дотичні від кручення - за пульсуючим (віднульовим)

циклом.

Уточнений розрахунок полягає  у визначенні коефіцієнтів запасу міцності s для небезпечних перерізів та порівнянні їх з допустимими значеннями [s].

Умова міцності s > [s].

Розрахунок виконуємо  для дільниці веденого вала в місці  встановлення найбільш навантаженої опори (між зубчастим колесом і вихідним кінцем вала) [1, переріз К - К, рисунок 12.9, с.306].

Матеріал вала той же, що і для  шестірні, тобто Сталь 45, термічна обробка - покращення.

При діаметрі заготовки  до 45 мм середнє значення 690 МПа. Границя витривалості при симетричному циклі вигину

                                                                       (3.21)  
Границя витривалості при симетричному циклі дотичних напружень

                                                                      (3.22)

 

 

Переріз К-К. Концентрація напружень обумовлена переходом від 65 мм до 60мм. Ділянка з галтеллю: D=45мм, d= 40 мм, r=2,25 мм

при                                                                                  (3.23)

Коефіцієнт концентрації напружень  ,

Масштабні фактори ,

Внутрішні силові фактори  ті ж, що і для перерізу К-К.

Осьовий момент опору  перерізу :

                                                                                 (3.24)

Вигинаючий момент

                                       Нмм                          (3.25)

 

Амплітуда нормальних напружень

                                                                                         (3.26)

Полярний момент опору

                                                                              (3.27)

Амплітуда і середня  напруга циклу дотичних напружень

                                                                          (3.28)

 

Коефіцієнти запасу міцності по нормальним напруженням

                                                                                         (3.29)

 

Коефіцієнти запасу міцності по дотичним напруженням

 

                                                                    (3.30)

 

де  коефіцієнт

 

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перерізу К-К

                                                                                       (3.31)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                     Другий етап ескізної компоновки

 

 Другий етап компоновки має ціль конструктивно оформити зубчаті колеса, вали, корпус, підшипникові вузли і підготувати дані для перевірки міцності валів і деяких інших деталей.

Вирішуємо питання про змащування підшипників. Приймемо для підшипників пластичну змазку. Для запобігання витікання змазки всередину корпуса і вимивання пластичної змазки рідким маслом із зони зачеплення

встановлюємо маслоутримуючі кільця (див. розд. ІХ рисунок 9.47 [1]). їх ширина визначається розміром у = 8-12мм.