Расчеты подтверждающие работоспособность изделия. Кинематический расчёт привода. Выбор электродвигателя

Силовые и кинематические параметры привода рассчитываются на валах привода из требуемой мощности двигателя и его номинальной частоты вращения при установившемся режиме.

Определяю частоту вращения на каждом валу:

где: - число оборотов вала, об/мин

Определяю угловую скорость на каждом валу:

где:      - угловая скорость вала, рад/с;

Определяем мощность на каждом валу:

						Лист
Изм	Лист	№ докум.	Подп.	Дата

где:    - мощность на валу, кВт;

Определяю вращающий момент на каждом валу:

где:       - крутящий момент на валу, к;

Таблица 1.1 - Силовые и кинематические параметры привода.

Вал	n, об/мин	ω,	Р, кВт	Т, Н*м
Эл.дв	2880	301,44	11	27,8
1	2880	301,44	8,3	27,8
2	600	62,8	8	128,3
3	30	3,14	6,7	2133,7

   1.4 Вывод:

Подобрав передаточные отношения и двигатель, мы определили крутящие моменты на всех валах, необходимые для расчета передач, ориентировочного и уточненного расчетов валов.

Расчет первой цилиндрической косозубой зубчатой передачи

 Цель расчета:

Подобрать необходимый материал для цилиндрической косозубой зубчатой передачи и подобрать конструктивные размеры колеса и шестерни.

						Лист
Изм	Лист	№ докум.	Подп.	Дата

 Схема для расчета

Рисунок 2 – Схема цилиндрической косозубой зубчатой передачи

 Данные для расчета

Передача цилиндрическая косозубая;

Вращающий момент на колесе

Передаточное число

Срок службы передачи  часов.

 Условия расчета

Закрытые зубчатые передачи рассчитываются по условию прочности на контакт, так как основной вид разрушения - поверхностное выкрашивание зубьев в зоне контакта.

 Выбор материала и расчёт допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

Так как скорость передачи небольшая, а передаваемая нагрузка находится в средних пределах, выбираем материалы со средними механическими характерис-тиками, табл.2.1 [1]:

Для шестерни:

Сталь 40Х, термообработка - улучшение и закалка, твердость  

для колеса:

						Лист
Изм	Лист	№ докум.	Подп.	Дата

Сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость

Допускаемое контактное напряжение, определяется по формуле (2.1).

Для шестерни:           МПа                               (2.1)

Для колеса:          

где:- коэффициент долговечности,  

–допускаемые контактные напряжения, соответствующие пределу контактной выносливости, Н/мм², выбираю по табл.1.4:

для шестерни:      

для колеса:              

 Н/мм²

 Н/мм²

 Н/мм²

 Н/мм²

 

Расчет передачи ведем по колесу, так как оно является слабым звеном.

<

Определение допускаемых напряжений на изгибную прочность зубьев, Н/мм²:

для шестерни:                             

где: – коэффициент долговечности по напряжениям изгиба, для длительно работающих передач принимаю ;

– допускаемые напряжения, соответствующие пределу изгибной выносливости зубьев шестерни и колеса, Н/мм²(см. табл.1.4):

для шестерни:                         Н/мм²

для колеса:                              Н/мм²

 

Определяю допускаемые напряжения на изгиб:

для шестерни:                          Н/мм²

для колеса:                               Н/мм²

2.2  Межосевое расстояние

Коэффициент , принимаем предварительно по табл. 3.1[1].

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию (стр.36[1]).

Межосевое расстояние ,, рассчитывается по формуле:

                     (2.8)

где:- коэффициент межосевого расстояния, принимаем , стр.13 [1] т.к. передача косозубая;

- коэффициент ширины колеса, принимаем =0,4

- коэффициент концентрации нагрузки, принимаем =1,25

Подставляя все величины в формулу, получаем:

,

Округляем до стандартного значения .

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

мм

мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60(стр.36[1]) мм

2.6 Предварительные размеры колеса:

Примем предварительный угол наклона зубьев (из ряда оптимальных значений    )      и определяю числа зубьев шестерни и колеса :

Принимаю: z₁ = 21.

Число зубьев колеса:

 ,                                       (2.17)

Принимаю: z₂ = 101.

Уточняю фактическое значение  угла наклона зуба

Определяю делительный диаметр колес, мм:    

Нахожу делительный диаметр шестерни:

Нахожу делительный диаметр колеса:

                                                            (2.10)

Определяю фактическое межосевое расстояние:

;

Определяю диаметр вершин зубчатых колес:

                                (2.22)

где: – диаметр вершин зубьев, мм шестерни:            мм             (2.23)

						Лист
Изм	Лист	№ докум.	Подп.	Дата

колеса:                мм

Определяю диаметр впадин зубчатых колес:

где: – диаметр впадин зубьев, мм

для шестерни: мм

для колеса: мм

Определяю  ширину венца зубчатого колеса:

     где: –ширина венца колеса, м

– ширина венца шестерни, м

–коэффициент ширины зубчатого венца косозубого колеса, по таблице

мм

(2.11)

Принимаю: мм

Определение силовых параметров в зацеплении а)Определение окружной скорости колеса и выбор точности изготовления :

где: –частота вращения вала, рад/с;

–делительный диаметр, мм.

м/с

По табл.1.8 определяю степень точности: степень точности 9-ая.

б)Определение сил, действующих в полюсе зацепления зубчатых колес.

В косозубой передаче действуют 3 силы:

–Окружная

–Радиальная

–Осевая

Окружная сила на колесе:

где: –делительный диаметр, м

–вращающий момент, Нм

Н

Радиальная сила:

–угол профиля нормального эвольвентного зуба;

Н

Осевая сила:

Н

–вызывает изгиб и кручение;

,–вызывает только изгиб.

Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям   и по напряжениям изгиба :

а)Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям:

где: –расчетные контактные напряжения, Н/мм²

–окружная сила, Н

–диаметр делительной окружности колеса, мм

–ширина венца колеса, мм

–коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца колеса, табл.1.6;

– коэффициент динамической нагрузки;

          ;               ;

–передаточное число редуктора

Н/м

353,2<553Н/мм²

3,14<10% что допускается

Проверочный расчет зубьев на изгиб:

где: –расчетные напряжения изгиба, Н/мм²

–коэффициент формы зуба, выбираю по таблице 1.10

;                 ;

m–модуль, мм

при V10м/c

при V10м/c

–коэффициент , учитывающий наклон зуба,

–допускаемое напряжение на изгиб, Н/мм²

 Н/мм²

 Н/мм²

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

Расчет второй червячной зубчатой передачи

где: – угловые скорости червяка и колеса соответственно, рад/с.

 рад/с

Число витков червяка при принятом

Для повышения КПД принимаю , тогда число зубьев колеса равно:

Принимаю

Передаточное число передачи:

где: ,–число заходов червяка и число зубьев колеса.

Фактическая угловая скорость червячного колеса:

 рад/с

Отклонение фактической угловой скорости от заданной составляет 0,9% что допустимо.

Задаю предварительно КПД передачи. По таблице 5,8 при  принимаю  .

Номинальный вращающий момент на валу червячного колеса:

где: –Мощность на валу червяка, Вт;

–КПД передачи;

–фактическая угловая скорость на валу колеса, рад/с

 Нм

Предварительно определяю скорость скольжения  витков червяка по зубьям червячного колеса:

где:u–передаточное число передачи,

м/с

Материалы венца червячного колеса и червяка:

По предварительной скорости скольжения витков червяка по зубьям