Выбор электродвигателя. Расчет зубчатой цилиндрической передачи. Расчет конической прямозубной передачи

1.  Выбор электродвигателя [1]

Мощность на тяговой звездочке (раб. орган)

 - окружная сила на тяговой звездочке, V – ее окружная скорость.

Делительный диаметр тяговой звездочки

ее частота вращения

Рис. 1

КПД привода. При этом считается, что потери в зацеплении указаны вместе с подшипниками качения, КПД муфты :

где - КПД цилиндрической передачи, - то же для конической.

Мощность электродвигателя

Выбираем электродвигатель: 4А100L4У3,

мощность =4кВт, частота вращения =1430 об/мин; диаметр  и длина  вала двигателя: =28мм; =60мм;

габариты: =235*392*263

2.  Кинематический и силовой расчет [1]

Передаточное отношение редуктора:

=1430/107.5=13.3=

Примем передаточное отношение цилиндрической передачи =4,5 (тихоходная ступень); тогда у конической – быстроходная ступень

=/=13,3/4,5=2,96

Частота вращения звеньев

Быстроходного вала Б: =1430 об/мин,

Промежуточного:          =/=1430/2,96=483об/мин,

Тихоходного:                 =/=1430/13,3=107,5об/мин.

Крутящие моменты на валах

Вал Т: ==3200=256нм;

Вал П: /=256/4,5*0,97=59нм;

Вал Б: =/=59/2,96*0,96=21нм.

3. Расчет зубчатой цилиндрической передачи [2,3]

Назначаем твердость зубьев:

Шестерня  -  =300; колеса ниже на 30,40НВ - =270 – термообработка – улучшение.

3.1. Выбор допускаемых напряжений

а) Контактная выносливость

Суммарное число циклов напряжений: колеса 2

=60t=60*107,5*13000=83,85* циклов,

где t=365*24*=365*24*7*0.3*0.7=1288013000часов, - срок службы; , - коэффициенты загрузки оборудования по времени (см. график, рис.2).

 

                 Т

 

                             0,8Т

                                                    0,6Т

   1,3Т

 

                 0,15          0,35                         0,5

Рис.2

У шестерни =/=83,85**4,5=377*

Эквивалентное число циклов [3]: коэффициент учета графика

==*0,15+*0,25+*0,6=0,31

=*=83,85*0,31*

=37,7**0,31=117*

Базовое число циклов напряжений: =30*

=30*=26,5*=117*  =1	- коэффициент долговечности
=30*=20,5*=26*  =1

Допускаемое контактное напряжение при коэффициенте безопасности =1,1:

(находим по колесу, как слабому элементу)

[] = [] = =555МПа

б) Изгибная выносливость

Здесь базовое число циклов =4*, поэтому ==1.

Для кованой заготовки допускаемые изгибные напряжения:

 

[]== =318МПа; []= =286МПа

 - коэффициент безопасности.

3.2. Проектировочный расчет зубчатой передачи [2]

Из расчета на контактную выносливость находят межосевое расстояние: для 0 (косозубая передача)

=430(u+1) , ==256нм,

где:  - коэффициент расчетной нагрузки, принимаем равным пусковому коэффициенту =1,3; =0,315 (=*):

 - коэффициент ширины венца относительно межосевого расстояния, примем =0,315 (=)

=430(4.5+1)=130,85мм  =135мм

Ширина колеса =0,315*130,85=41  =40мм, т.к. , =46мм.

Задаем модуль:

m=(0,01…0,02) =1,35….2,7мм  m=2,5мм.

Угол наклона зуба наименьший

=arcsin4*m/= arcsin4*4.25/40=

Суммарное число зубьев:

=2/m=2*135*cos14.477/2.5=104.57=104

Окончательный угол наклона:

=arccos m/2*=arccos 2.5*104/2*135==

Числа зубьев:

шестерни =/(1+u)=104/(1+4.5)=18.9  =19

=-=104-19=85;

u=85/19=4.473684; =0.6%

Геометрический расчет

Делительные диаметры:

d=mZ/cos; =

=2.5*19/ cos=49.33мм; =2,5*85/ cos=220,67мм.

Диаметры вершин:

=

=49,33+5=54,33; =220,67+5=225,67мм

Диаметры впадин:

=

49,33-6,25=43,08мм; =220,67-6,25=214,42мм

3.3. Проверочные расчеты

а) Расчеты на контактную выносливость производим по формуле [2].

МПа

Коэффициент  нагрузки:

=1,68*1*1,06=1,15

Коэффициент учета неравномерного распределения нагрузки по ширине венца:

 НВ 350,

несимметричное расположение колес относительно опор  =1,08;

При окружной скорости колес

V=/60*1000=3,14*220,67*107,5/60*1000=1,24м/с  5м/с

для , НВ 

=1 – коэффициент учета динамической нагрузки.

Коэффициент учета распределения нагрузки вдоль контактных линий: =1,06 при 8-ой степени точности.

= 491Мпа МПа

б) Расчет на изгиб.

Аналогично находим коэффициент расчетной нагрузки:

=1,15*1,1*0,92=1,17

Эквивалентное число зубьев:

= и коэффициент формы зуба :

==19/=21,3; =4,0	Для данного  и коэффициента смещения x=0
==85/=95; =3,6

Коэффициент влияния угла наклона

=1-/140=1-15,642/140=0,89

Силы в зацеплении:

Окружная ===2320Н;

Радиальная ==2320=877Н;

Осевая ==2320tg15,642=650Н.

Напряжение изгиба в зубьях колеса

===87МПа [];

=/=87*4.0/3.6=97МПа [].

4.  Расчет конической прямозубной передачи

4.1.Выбор допускаемых напряжений.

Выберем для конических колес те же термообработки и твердости. Тогда допускаемые напряжения будут такими же, как и для цилиндрической передачи =555МПа

[]=318МПа; []=МПа.

4.2. Проектировочный расчет конической передачи

Находим внешний делительный диаметр колеса  при

=0,85 – коэффициент учета особенностей конической передачи:

=990

При проектировании обычно =0,285; (1-0,5)²=0,21 и тогда

=1665, =59нм, U3

Зададим как и ранее =1,3;

=1665=151,07  =150мм – стандарт.

Внешнее конусное расстояние

==79,06мм

=arctgU=arctg3=; =90-=

Ширина колеса

==*=0,285*79,06=22,53мм  =24мм,

т. к. ранее   .

Обычно , т. е. задаем m=/10=24/10=2.4мм.

Примем m=2,5мм.

Числа зубьев:

=/=150/2,5=60,

=/U=60/3=20.

Расчет геометрических размеров

Делительный внешний диаметр: =

=2,5*20=50мм; =25*60=150мм.

Внешнее конусное расстояние =79,06мм.

Среднее конусное расстояние: =-0,5b=79,06-0,5*24=67,06мм.

Средний окружной модуль

==2,5=2,12мм.

Средний делительный диаметр: =

=2,12*20=42,4мм; =2,12*60=127,2мм;

Внешняя:

высота зуба:        =*2,2=2,5*2,2=5,5мм;

высота головки:  ==2,5мм;

высота ножки:     =1,2=1,2*2,5=3,0мм.

Угол ножки зуба: =arctg/

=arctg3.0/79.06=; = =,

Внешний диаметр вершины: =+2

=50+2,2,5cos=54,74мм

=150+5cos=151,58мм.

4.3. Проверочные расчеты конической передачи

а). Расчет на контактную выносливость (=0,85)

Мпа;

Аналогично главе 3 находим: =1,2*1,05=1,26

При ==24/50=0,48, консольное расположение при

V=/60*1000=3,14*50*1430/60*1000=3,75м/с

МПаМПа;

б). Расчет на изгибную выносливость

Эквивалентное число зубьев

= и коэффициент формы зуба :

=19/=20; =4,0
=60/=189; =3,6

=1,3*1,25=1,625

Напряжение:

в зубьях колеса

===126МПа [];

=/=126*4/3,6=140МПа []

где силы в зацеплении:

Окружная ===928Н;

Радиальная ===928=320Н;

Осевая ===107Н.

5.  Проектировочный расчет валов

Введем расчет на кручение на дополнительных напряжениях [t]=15…20 МПа

Быстроходный вал. Диаметр конца, Т=21 Нм

d₁=0,9 d_1дв=0,9*28»25мм; резьбовая часть М33X1,5

Под подшипником: d=35мм, под манжеткой – 30мм

Промежуточный вал:

Под подшипником:

под подшипником d=35мм, под колесом – 40 мм

Тихоходный вал: диаметр концевой части

Под подшипником: d=45мм, под колесом d= 50 мм

Выбор подшипников качения

Валы П и Т – на радиальных шарикоподшипниках легкой серии Т, и средней серии – вал П, вал Б – на конических роликоподшипниках с упорным буртом на наружном кольце (см. рис.3).

Рис.3

Данные занесены в таблицу.