КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ

один. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА

ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ

Рис.1.1

Определение основных параметров привода.

Выбор двигателя

Проектирование привода осуществляется на основании технического задания, в котором указаны назначение, основные технические характеристики, режим нагружения и ресурс механизма. В качестве силовой характеристики привода в задаче задана номинальная нагрузка на валу привода, в качестве кинематической характеристики привода - окружная сила, окружная скорость.

1.1Определим мощность на валу привода, которая рассчитывается по формуле:

,

где: - порядковый номер вала привода по кинематической схеме привода;

– окружное усилие на исполнительном механизме (барабан лебедки);

- окружная (линейная) скорость на валу привода.

Найдем значение мощности:

знак равно

1,2Расчетная мощность на валу двигателя определяется мощностью на валу привода с учетом потерь в приводе:

,

где:=0,93 - общий КПД привода.

Общий КПД привода рассчитывается как произведение КПД отдельных передач с учетом потерь во всех элементах кинематической цепи привода:

,

куда:к–один– количество ведущих шестерен;

– КПД с учетом потерь в редукторе, в том числе потерь в подшипниках вала.

.

Находим значение расчетной мощности на валу привода:

1,3Частота вращения вала электропривода рассчитывается по формуле:

нкзнак равно

это диаметр барабана.

Найдите значение частоты вращения вала привода:

п3знак равно

1,4Определить частоту вращения вала двигателя.

Частота на валу двигателя определяется по формуле:

,

где: i - передаточное число привода.

Передаточное число привода равно произведению передаточных чисел всех шестерен:

,

Определить предел отношенияя– руководствуясь таблицей 1.2 п.11 [1]

Таблица 1.2

Для конической шестерни:

Оптимальный предел: i1 = 2…3.

Максимальный предел: i1 = 1…7.

Для цилиндрической шестерни:

Оптимальный предел: i2 = 3…6.

Максимальный предел: i2 = 1…8.

По данным, полученным из таблицы 1.2 п.11 [1], определяем передаточное число редуктора:

Оптимальное соотношение: i = (2…3) · (3…6) = 6…18.

Наибольшее отношение: i = (1…7) · (1…8) = 1…56.

Вне диапазоная(предельные передаточные числа) определяем частоту вращения входного вала привода для подбора электродвигателя.

Для оптимальных отношений -я:

нодин = 87,4 (6…18) = 524,4…1573,2 мин-1

Для самых больших отношений -я:

нодин = 87,4 (1…56) = 87,4…4894,4 мин-1

Из полученного диапазона оборотов вращения первичного вала коробки передачнодин, подберем оптимальный распространенный электродвигатель.

Давайте остановимся на4x асинхронный двигатель полюсный, с частотой ротора 1500 мин-один

1,5Выбор двигателя: По найденному ранее значению вращения вала двигателя необходимо подобрать электродвигатель, а затем отрегулировать его частоту вращения -нодин.

При выборе электродвигателя руководствуются следующими соображениями. Тихоходные электродвигатели имеют большие габариты и стоимость, низкий КПД по сравнению с быстроходными. Поэтому тихоходные двигатели следует применять только в технически обоснованных случаях. С увеличением частоты вращения вала двигателя резко уменьшаются габариты и стоимость, но при этом увеличиваются передаточное отношение привода, а значит габариты и стоимость редуктора. Оптимальным приводом является тот, который имеет наименьшую общую массу, стоимость и наибольший КПД. Выбор двигателя будет осуществляться из серийно выпускаемых электродвигателей.

Воспользуемся справочными данными из таблицы 24.9 стр.417 [2].

Асинхронный двигатель: АИР180М/1470 мин-одинСила: 30 кВт.

пс = 1470 мин–1(скорость вала) Коэффициент пускового момента двигателя показан в той же таблице:

Определим условие работоспособности электродвигателя при пуске:

Где Р1 – необходимая мощность на входном валу редуктора.

РДВ.- фактическая мощность электродвигателя.

Рис.2.1

Внешний вид электродвигателей серии АИР.

Рис.2.2

Монтажный вариант электродвигателя серии AIR

вместе с таблицей присоединительных размеров.

1,6Определение передаточного числа привода.

куда:n1знак равнонк= 1470 мин–1 - частота вращения ротора электродвигателя, соответственно частота вращения первичного вала редуктора.

штат Нью-Джерсизнак равноп3= 87,4 мин–1 - частота вращения выходного вала редуктора (исполнительного механизма).

Мы получаем:я= 16,82 - передаточное отношение коробки передач.

1,7Определение мощности крутящих моментов и частоты вращения валов.

Требуемая мощность на каждом валу определяется по формуле:

где: = 0,96; – КПД конической передачи.

= 0,97; – КПД цилиндрической передачи.

= 0,93; – КПД коробки передач.

Мощность: P3 = 24кВт. – уже рассчитано на предыдущем шаге в пункте 1.1

Мощность: Р1 = 25,81 кВт. – уже рассчитано на предыдущем шаге в пункте 1.2

Мощность: Р2 - цилиндрическая передача, рассчитываем по формуле:

1,8Выбор материала, термообработка шестерни и допустимые напряжения

Из таблицы 2.1 на стр. 20 [1] выбираем рекомендуемые сочетания материалов зубчатых колес, термической обработки и пределов контактной выносливости и выносливости при изгибе.

Таблица 2.1

Допустимое контактное напряжениеоHP, МПа, при расчете выносливости активных поверхностей зубьев рассчитываем по формуле:

где: SHmin = 1,2 – минимальный запас прочности.

ZNj — коэффициент долговечности шестерни и колеса.

На этапе проектирования для расчета принимаем ZN1 = ZN2 = 1

оХлимбж= 23 • 55HRC = 1265 МПа.

Из этого следует:

Все заданные параметры разработки редуктора и результаты предыдущих расчетов будут введены в компьютер для получения пяти вариантов с разными передаточными числами и качеством редуктора.

Для расчета на компьютере нам также понадобятся следующие параметры:

- коэффициент ширины зубчатого венца в долях диаметра зубчатого колеса, .

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,

1,9Результат компьютерных расчетов.

Ученик: Аносов Виталий Михайлович ТВ - 317

Редуктор коническо-винтовой двухступенчатый

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

РЕЗУЛЬТАТ РАСЧЕТА:

Заметки:1. Материал корпуса редуктора — серый чугун.

1.10Из полученных на компьютере вариантов выбираем лучший вариант для получения наилучшей оптимальной коробки передач.

От выбранного варианта редуктора воспользуемся полученными передаточными числами привода и рассчитаем частоту вращения валов и крутящий момент валов.

Передаточное отношение конической передачи:яодин= 6,167.

Передаточное отношение цилиндрической передачи:я2= 2,737.

Определим частоту вращения2-йвал:

Определим крутящий момент на валах по формуле:

Крутящий момент1-йвал:

Крутящий момент2-йвал:

Крутящий момент3-йвал:

Крутящий момент3-йвала также можно рассчитать по формуле:

куда:футов= 15000 – окружное усилие привода.

Д= 350 мм. - диаметр барабана (привода).

Из рассчитанногоТ3 - возьми самый большойТ3= 2625 Нм.

По полученным результатам составляем таблицу соотношений:

Таблица 1.1

Силовые и кинематические параметры привода

2. ПОДБОР МАТЕРИАЛА И ТЕРМООБРАБОТКИ ШЕСТЕРНИ И ДОПУСТИМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ

2.1Из таблицы 2.1 на стр. 20 [1] выбираем рекомендуемые сочетания материалов зубчатых колес, термической обработки и пределов контактной выносливости и выносливости при изгибе.

Таблица 2.1

2.2Допустимое контактное напряжениеоHP, МПа, при расчете выносливости активных поверхностей зубьев рассчитываем по формуле:

где: SHmin = 1,2 – минимальный запас прочности: для материалов однородной структуры.

ZNj — коэффициент долговечности шестерни и колеса.

ЗН1и ЗН2 - определяется по формуле:

j = 1; 2;

где: NHlimbj знак равно 120 • 106 - базовое число циклов контактных напряжений шестерни и колеса, определяемое по графику на рис.2.2 с.26 [1].

NHE — это эквивалентное количество циклов контактного напряжения на зубьях шестерни или колеса.

оХлимбж-пределы контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса, взяты из таблицы 2.1 п.20 [1].

оХлимбж= 23 •HHRC = 23 • 55HRC = 1265 МПа.

Определим эквивалентное число циклов контактных напряжений для типового режима нагружения, определяемое по формуле:

НВО=мюЧАС• Nj; j=1;2.

куда:мюЧАС= 0,180 -коэффициент, характеризующий интенсивность типовой нагрузки (взят из табл. 2.2, стр. 28 [1].

NΣj -количество циклов нагружения шестерни или зуба колеса за весь срок службы шестерни определяют по формуле:

где: СДж = 1- количество циклов нагружения зубьев за один оборот

шестерня. (берем один).

tΣ= 15556 час. - заданное количество времени работы привода.

штат Нью-Джерси-скорость зубчатого колеса в отн.

движения, мин–1.

После нахождения неизвестных значений находим эквивалентное число циклов контактного напряжения для типичного режима.

Определим показатель -дЧАС: потому чтоНHEj≤ NHlimbjто следует, что -дЧАС= 6.

Получив требуемые результаты, находим: ZNj - коэффициент долговечности шестерни и колеса.

Из этого следует:

Для косозубых и шевронных передач:

оHP = 0,45• (оHP1+оHP2)

оHPзнак равно0,45•(1138,5 + 1347,2) = 0,45•2485,7 = 1118,6МПа.

Из результатовоHPj: — выберите наибольшее значение.

Из этого следует:оHP1 = 1138,5МПа.

оHP2 = 1347,2МПа.

2.3Допустимые предельные контактные напряжения, формула взята из табл. 2.3, стр. 29 [1].

оHPмакс. = 44 чПЧ

оHPмакс. = 44 • 55 =2420 МПа.

2,4Допустимые напряжения при расчете зубьев на изгиб.

куда:оФлимбдж = 680 МПа. предел выносливости материала, взятый из

Таблица 2.1 стр.20 [1].

SFminj= 1,7 -минимальный запас прочности.

YA = 0,75 - взято из таблицы 2.5 с.31 [1].

YNj - коэффициент долговечности, рассчитываемый по формуле:

где: qF = 6 - принимаем, так как H > 350HB.

NFlim = 4 • 106 – базовое число циклов напряжения изгиба.

NFEj — эквивалентное число циклов напряжения изгиба за

зубья шестерни или колеса, рассчитываем по формуле:

NFEj =мюФ• Nj;j=1;2.

куда:мюФ= 0,065- коэффициент, характеризующий интенсивность

типовой режим нагружения при расчете на изгиб принимаем

по таблице 2.4 стр.30 [1].

Следовательно:

NFE1=мюФ• NΣ1= 0,065 • 223,1 • 106 = 14,5 • 106

NFE2=мюФ• NΣ2= 0,065 • 81,6 • 106 = 5,3 • 106

Найдем YNj – коэффициент долговечности.

Так как YN1 и YN2 < 1, то YNj = 1 (принимается за единицу).

Найдите допустимое напряжение выносливости при изгибе.

знак равно300МПа.

2,5Допустимые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки.

куда:оФСт = 2000 МПа. -предельные напряжения изгиба при

максимальную нагрузку берем из таблицы 2.6 п.32 [1].

СФСт мин-минимальный запас прочности при

расчет на максимальную нагрузку.

СФСт мин=YZ·SY;

где: СИ= 1,75 -коэффициент в зависимости от вероятности

неразрушающий 0,9 передача.

YZ - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, выбираемый по таблице 2.7 с.33 [1].

шестерня - YZ = 0,9

колесо - YZ = 1,0

YX - коэффициент, учитывающий размер шестерни, выбранный из графика на рисунке 2.4 с.33 [1], в зависимости от делительного диаметра шестерни.

Примерный диаметр шестерни и зубчатого колеса рассчитывается по формуле:

д1 = м• Zj

Шестерня: d1 = m • Z1 = 5 • 19 = 95 мм.

Колесо: d2 = m • Z2 = 5 • 52 = 260 мм.

где: модуль m и число зубьев Zj взяты из расчетов на ЭВМ.

Рассчитать по графику - YX:

Найдем: SFSт мин-минимальный запас прочности при

Расчет максимальной нагрузки:

Шестерня - SFSт мин=YZ • SY = 0,9 • 1,75 = 1,575

Колесо - СФСт мин=YZ • SY = 1 • 1,75 = 1,75

Найдите допустимое напряжение изгиба:

Механизм -оFPмакс.знак равно≈1317МПа.

Рулевое колесо -оFPмакс.знак равно≈1163 МПа.

3. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1Цель расчета - определение основных геометрических размеров зубчатых колес из условия предотвращения усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Основной параметр конструкции - расстояние до центра передачи. Расчету межосевого расстояния предшествуют выбор материалов, термообработок и определение допускаемых напряжений в передаче, выбор ряда расчетных коэффициентов.

Подбор материалов, термообработка шестерен и расчет допускаемых контактных напряженийоHP -см. разд. 2.1 и 2.2

3.2.1Отношение ширины зубчатого венца как доля диаметра зубчатого колеса

выбирайте по таблице. 3.1 стр. [1] - в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев и расположения опор.

Рекомендуемые значения коэффициента шириныΨбд:

Асимметричный: с – 0,3…0,6

Мы изначально принимаемΨбд= 0,55

Таблица 3.1

Рекомендуемый коэффициент ширины Ψbd

чб знак равно Би 2 знак равно 53-рабочая ширина зубчатого венца колеса, являющегося более узким звеном (см. рис. 3.1).

дВ1 = 95,349мм.- начальный диаметр шестерни.

куда:

ВычислитьΨбд:

знак равно0,55

3.2.2Коэффициент ширины зубчатого венца в долях межосевого расстояния передачи определяем по формуле:

куда:ты- передаточное отношение - отношение числа зубьев колеса к числу зубьев шестерни; с ведущей шестерней равно абсолютной величине передаточного числа от шестерни к колесу, знак " + ” относится к внешнему, а знак “-” к внутреннему зацеплению:

ты=│я12│ ≥один

Вычислить - Ψба:

знак равно0,294

3.2.3КоэффициентKNβ знак равно 1,075учитывая неравномерное распределение нагрузки по длине контактных линий при расчете контактной выносливости активных поверхностей зубьев. Принимается согласно рис.3.2 п.37 [1].

3.2.4Предварительное определение межосевого расстояния трансмиссии, при многовариантности конструкции редуктора, расчеты по этому пункту производились на ЭВМ в п.1,9-автзнак равно180 мм.

3.2.5При выполнении расчетов без оптимизации редуктора расчетное значение межосевого расстояния, мм., определяют по формуле:

куда:Ка знак равно430- вспомогательный коэффициент для стальных косозубых и шевронных колес.

Т3 = 2625 -крутящий момент на колесе расчетной передачи (рассчитанный в п.1,9).

Вычислитьавт:

знак равно161,5

Значение межосевого расстояния коробки передач, рассчитанное по формуле, округляется до ближайшего большего значения в соответствии с ГОСТ 2185-66:

аВт= 180мм.

3.2.6Определить ширину зубчатых венцов.

Ширина зубчатого венца колеса является рабочей шириной зубчатых венцов.

b2 = bW =Ψba• аВтзнак равно0,294• 180 = 52,92 =53мм.

Ширина зубчатого венца:

б1 = б2 +(2…5мм.знак равно56мм.

Нахлест по ширине 2…5 мм. гарантирует работу колеса по всей ширине венца.

3.2.7Определим модуль ссылки.

Нормальный модуль зацепления рекомендуется принимать в пределах:мнзнак равно(0,016…0,0315)•аВтзнак равно(0,016…0,0315)•180==2,88…5,67-с твердостью зубовН > 350 ХБ.

Принять модуль: -мн= 5 мм.

3.2.7Определить количество зубьев шестерен.

Сумма чисел зубьев шестерни для внешнего зацепления определяется по формуле:

Принимаем количество зубьев:-ЗК=71(с округлением до ближайшего целого числа).

Определяем количество зубьев шестерни:

?(19)

3.2.8Определить угол наклона зубьев. В косозубых и шевронных передачах после округления чисел зубьев шестерни уточняют угол наклона зубьев (с точностью до секунды):

знак равно 9.598град.

3.2.9 Геометрические размеры наружных зубчатых колес, вырезанных без смещения исходного контура, рассчитывают с точностью до тысячных долей миллиметра.

Медленная передача

Механизм:

разделительный (начальный) диаметр:

диаметр кончика зуба:

диаметр корня зуба:

Рулевое колесо:

разделительный (начальный) диаметр:

диаметр кончика зуба:

диаметр корня зуба:

3.3Проверочный расчет тихоходной передачи

3.3.1Окружная скорость в зацеплении, м/с:

,

куда:d1 - делительный диаметр колеса расчетной шестерни, мм.

штат Нью-Джерси- частота вращения вала-шестерни мин.

3.3.2Коэффициент торцевого перекрытия рассчитывается по формуле:

знак равно1,627

3.3.3Коэффициент осевого перекрытия:

знак равно0,564

3.3.4Общий коэффициент перекрытия:

знак равно2.2

3.3.5Коэффициент КНα, который учитывает распределение нагрузки между зубьями из-за погрешностей изготовления.

По графику из рисунка 3.3 с.42 [1] определяем:

КНα знак равно 1,08.

3.3.6Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

КВ=1+

куда:ВЧВ- конкретный район динамичный усилие, Н/мм;

WHV=δּg0ּVּ.

В формулах:

Т3- крутящий момент на тихоходной передаче, Нм.;

δn- коэффициент, учитывающий влияние типа шестерни и модификации профиля зуба, принимаемδn=0,004;

g0- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колесаg0=61.

Тогда: WHV=0,004·61·1,21·знак равно2,394 Н/мм.

КВ = 1+1,0064

3.3,7Удельное расчетное окружное усилие, Н/мм,

ВтЧАСт знак равно

белыйтзнак равно знак равно453 Н/мм.

3.3.8КоэффициентZε, с учетом общей длины контактных линий.

Для косозубых передач с коэффициентом осевого перекрытияεβ < 1

Zεзнак равно знак равно0,69

3.3.9 Расчетные контактные напряжения, МПа,

оЧАСзнак равноZЧАС·ZЕ·Zε·оХП,

где: ZH – коэффициент, учитывающий форму сопрягаемых поверхностей зубьев в полюсе зацепления, определяемый по графику зависимости ZH(β0),

Ж = 2,46.

ZE — коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных шестерен.

Для стальных колес ZE = 190;

оЧАС= 2,46 190 0,69знак равно 954,8 МПа.

оHPзнак равно1118,6МПа.

954,8 < 1118,6– значит, условие прочности выполнено.

3.4 Проверочный расчет цилиндрического зубчатого колеса

выносливость зубов на изгиб

3.4.1Цель расчета: - предотвращение усталостного разрушения зубьев у основания вследствие действия переменных изгибающих напряжений. Расчет проводится как для закрытых, так и для открытых цилиндрических передач.

3.4.2КоэффициентKFβзнак равно 1.17, с учетом неравномерного распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость при изгибе, определяют по графику, из рисунка 3.5 с.46 [1].