Кинематический и силовой анализ привода
Выбор электродвигателя
1.
Требуемая мощность электродвигателя:
Где: 
2. Частота вращения Приводного вала:
Выбираем значения передаточных отношений для редуктора и цепной передачи
Требуемая частота вращения двигателя:
В соответствии с ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель АИР160S8/727
, мощностью  и частотой вращения  .
3. Передаточные числа звеньев:
Полученное передаточное число распределяют между типами передач.
Сохраняя выбранные значения передач , получим:
Передаточные числа согласуются со стандартными значениями согласно ГОСТ 2185-66
Отклонение от стандартного значения не должно превышать 
4. Частоты вращения и крутящие моменты на валах:
- Частота вращения на быстроходном валу редуктора
- Частота вращения на тихоходном валу редуктора
- Момент на приводном валу
- Момент на тихоходном валу редуктора
- Момент на быстроходном валу редуктора
- Момент на валу электродвигателя
С другой стороны
Выбор материалов и допускаемых напряжений
Расчет допускаемых напряжений для зубчатых колес
Вследствие того, что производство мелкосерийное выбираем Сталь марки Ст40Х, вид термообработки – улучшение,  .
Примем:
для шестерни НB1
= 350
для колеса на 20…30 HB меньше – HB2
= 330.
1. Допускаемые контактные напряжения
1. Для шестерни:
 ,
где  - коэффициент запаса (безопасности),  - коэффициент долговечности.
 . Коэффициент долговечности изменяется в пределах  .
Базовое число циклов 
Эквивалентное число циклов нагружения
 ,
где  - частота вращения колеса  ,  - расчетный ресурс редуктора  ,  - относительно значение крутящего момента на i – той ступени графика нагрузки,  - относительная продолжительность действия крутящего момента на i – той ступени графика нагрузки, L – срок службы,
 ,  , - годовой и суточный коэффициенты, t – расчетный ресурс редуктора.
Так как  >  , то   , 
 часов.
Тогда 
2. Определяем допускаемы контактные напряжения на колесе:
Так как  >  , то  ,  , тогда
Расчетные допускаемые контактные напряжения:
Что не превышает предельного значения  :
 - для прямозубой передачи.
Допускаемые контактные напряжения при перегрузке:
2. Расчет допускаемых изгибных напряжений
Допускаемые напряжения изгиба определяются:
Для шестерни
 ,
где предел выносливости  и коэффициент запаса  определяют из таблицы:
Забиваем Сайты В ТОП КУВАЛДОЙ - Уникальные возможности от SeoHammer
Каждая ссылка анализируется по трем пакетам оценки: SEO, Трафик и SMM.
SeoHammer делает продвижение сайта прозрачным и простым занятием.
Ссылки, вечные ссылки, статьи, упоминания, пресс-релизы - используйте по максимуму потенциал SeoHammer для продвижения вашего сайта.
Что умеет делать SeoHammer
— Продвижение в один клик, интеллектуальный подбор запросов, покупка самых лучших ссылок с высокой степенью качества у лучших бирж ссылок.
— Регулярная проверка качества ссылок по более чем 100 показателям и ежедневный пересчет показателей качества проекта.
— Все известные форматы ссылок: арендные ссылки, вечные ссылки, публикации (упоминания, мнения, отзывы, статьи, пресс-релизы).
— SeoHammer покажет, где рост или падение, а также запросы, на которые нужно обратить внимание.
SeoHammer еще предоставляет технологию Буст, она ускоряет продвижение в десятки раз,
а первые результаты появляются уже в течение первых 7 дней.
Зарегистрироваться и Начать продвижение
 - при нереверсируемой передаче.
 при H < 350 HB.
 при H < 350 HB, где  ,
Выбираем:
Так как  , то  , следовательно:
Для колеса
 так как нереверсивная нагрузка.
Так как  , то  , следовательно:
Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке:
Геометрические характеристики зацепления
Исходные данные:
Крутящий момент на колесе 
Частота вращения колеса 
Передаточное отношение 
Расчетные допускаемые контактные напряжения 
Проектный расчет конической прямозубой передачи
1. Диаметр внешней делительной окружности колеса:
 ,
где  - коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки по длине зуба; при консольном расположении шестерниориентировочно принимают
 - эмпирический коэффициент для прямозубых колес.
Принимаем  .
При
и
по ГОСТ 12289-76 имеем ширину колеса
2. Число зубьев шестерни
Где  .
Угол вершине делительного конуса шестерни:
Принимаем  зубьев.
3. Число зубьев колеса
4. Фактическое передаточное число
Относительная погрешность 
Относительная погрешность должна составлять не более 4%.
5. Определяем максимальный (производственный) окружной и нормальный модули прямозубых колес:
Модуль конических передач можно не согласовывать со стандартным значением
Диаметр внешней делительной окружности:
6. Внешнее конусное расстояние:
7. Уточняем коэффициент ширины зубчатого венца:
Коэффициент ширины зубчатого венца находится в рекомендуемых стандартом пределах:
8. Среднее конусное расстояние
9. Средний окружной и нормальный модули:
10. Средние делительные диаметры:
Шестерни
Колеса
Проверочный расчет прямозубой конической передачи
Проверочный расчет по контактным напряжениям
1. Условие прочности по контактным напряжениям для стальных колес:
Условие прочности: 
Где  - коэффициент концентрации нагрузки находится из таблицы в зависимости от расположения шестерни и твердости колес. При  для роликоподшипниковых колес 
 - коэффициент динамичности. Определяется в зависимости от степени точности и окружной скорости на среднем делительном диаметре.
Назначаем степень точности: 8.
Для прямозубых колес выбираем коэффициент  , условно принимая точность на одну степень ниже фактической (9-ю степень точности).
 для прямозубой передачи.
Эмпирический коэффициент
Значение контактных напряжений:
Недогрузка составляет:
Проверочный расчет по напряжениям изгиба.
1. Условие прочности по напряжениям изгиба для зубьев колеса:
Для шестерни: 
Где  - коэффициент концентрации нагрузки
 ,
где принимаем по таблице в зависимости от принятой схемы расположения колес. 
Сервис онлайн-записи на собственном Telegram-боте
Попробуйте сервис онлайн-записи VisitTime на основе вашего собственного Telegram-бота:
— Разгрузит мастера, специалиста или компанию;
— Позволит гибко управлять расписанием и загрузкой;
— Разошлет оповещения о новых услугах или акциях;
— Позволит принять оплату на карту/кошелек/счет;
— Позволит записываться на групповые и персональные посещения;
— Поможет получить от клиента отзывы о визите к вам;
— Включает в себя сервис чаевых.
Для новых пользователей первый месяц бесплатно.
Зарегистрироваться в сервисе
Коэффициент динамичности 
Коэффициент формы зуба  и  определяют по таблице при эквивалентном числе зубьев
 4,07
Эмпирический коэффициент 
Допускаемые напряжения: 
Значения напряжений изгиба:
Колеса:
Шестерни:
2. Проверим зубья на прочность при пиковых перегрузках
Под пиковой перегрузкой понимается возникающий при пуске максимальный момент электродвигателя  .
Проверяем на контактную прочность при пиковой перегрузке:
 < 
Следовательно, местная пластическая деформация зубьев будет отсутствовать.
Проверка изгибной прочности при перегрузке:
 < 
Геометрические характеристики зацепления
По ГОСТ 13754-81 исходный контур имеет параметры: 
1. Высота головки зуба:
2. Высота ножки зуба в среднем сечении шестерни и колеса соответственно:
Внешняя высота ножки зуба:
3. Угол ножки зуба:
4. Угол головки зуба:
5. Угол конуса вершин:
6. Угол конуса впадин:
7. Внешний диаметр вершин зубьев:
8. Внешний диаметр впадин зубьев:
Определение усилий в зацеплении.
Окружная сила на среднем диаметре колеса:
Осевая сила на шестерне:
Радиальная сила на шестерне:
Расчет цепной передачи.
Мощность на малой звездочке:
Равномерная спокойная нагрузка.
1. Назначаем число зубьев меньшей звездочки  в зависимости от передаточного числа.  при  . Выбираем  при 
2. Число зубьев большой звездочки:
 , принимаем нечетное число  .
3. Уточняем передаточное число:
4. Назначаем шаг цепи по условию  , где  - наибольший рекомендуемый шаг цепи. Назначаем в зависимости от
 
Принимаем  .
5. Определяем среднюю скорость цепи.
6. Рассчитаем окружное усилие:
7. Найдем разрушающую нагрузку цепи:
 , где  - коэффициент динамической нагрузки, выбираемый в зависимости от характера нагрузки. При равномерной спокойной нагрузке  .
Допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых цепей:
 - натяжение цепи от действия центробежных сил на звездочках, где  - масса 1м. длины цепи, принимаемая по ГОСТ 13586-75.  - средняя скорость цепи.
 - натяжение цепи от провисания холостой ветви, где  - коэффициент провисания, зависящий от угла наклона лини центров передач к горизонту и стрелы провисания цепи  .
При горизонтальном расположении линии центров передач  .  - межосевое расстояние,  .
Так как силы и малы по сравнению с силой  , то ими можно пренебречь. Тогда:
По ГОСТ 10947-64 выбираем цепь ПР-50,8-16000, [1. с.211] умеющую принятый шаг p = 50,8 и разрушающую нагрузку  .
8. Проверяем давление в шарнирах цепи.
 ,
где  - окружное усилие.  , А – проекция опорной поверхности шарнира цепи на диаметральную плоскость, мм2
.
Для приводных роликовых цепей  , где d – диаметр валика цепи. B – длина втулки шарнира цепи.
Для выбранной цепи ПР-50,8-16000:
 ,  
Допускаемое давление  , где  - допускаемое давление в шарнирах цепи, полученное при испытании типовых передач в средних условиях эксплуатации, принимают в зависимости от частоты вращения и шага цепи.
У нас  .
 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации и типовых условий испытаний цепей.
Где - Коэффициент динамической нагрузки, при равномерной спокойной нагрузке  .
 - коэффициент межосевого расстояния.
 при  .
 - коэффициент наклона передачи к горизонту.
При  
 - коэффициент регулировки передачи. Предполагая, что регулировка передачи производиться не будет 
 - коэффициент смазки.
При периодической смазки цепи 
Тогда  , находится в рекомендуемых пределах.
Давление в шарнирах цепи:
Так как  , оставляем цепь ПР-50,8-16000.
9. Определяем межосевое расстояние передачи.
Межосевое расстояние выбираем в пределах .
Принимаем 
10. Длина цепи, выраженная в числах звеньев цепи.
Принимаем  звена.
11. Для обеспечения долговечности цепи должно соблюдаться условие:
Где  - число ударов цепи в секунду,  - допускаемое число ударов в секунду, выбирается [2. c.255] в зависимости от шага цепи. У нас:
 - условие долговечности соблюдается.
12. Уточняем межосевое расстояние
12. Оценим возможность резонансных колебаний цепи:
Где  - частота вращения тихоходного вала редуктора, - масса 1м. длины цепи.
Тогда  , 
Следовательно, резонансные колебания будут отсутствовать.
14. Определяем нагрузку на валы передачи.
С достаточной степенью точности можно полагать, что нагрузка на вал направлена по линии центров передач и составляет  , при .
Имеем, 
15. Диаметры делительных окружностей звездочек
Отсюда:
Звездочку на приводном валу ( ) конического редуктора крепим шпонкой со скругленными концами:  . Глубина паза на валу 
Подбор муфт.
Исходные данные:
Муфта упругая, передаваемый момент  , режим работы нереверсивный, равномерный, спокойный. Поломка муфты приводит к аварии машины без человеческих жертв.
1. Расчетный момент муфты.
Где  - номинальный момент на муфте. 
 - коэффициент режима работы.
 , где  - коэффициент безопасности.  - учитывает характер нагрузки.
При условии того, что поломка муфты приводит к аварии машины без человеческих жертв  .
При спокойной равномерной нагрузке  .
Тогда 
По ГОСТ 20884-93 примем упругую муфту с торообразной неразрезной оболочкой со следующими параметрами:
 ,  , наружный диаметр муфты  .
2. Определим силу, действующую со стороны муфты на вал.
Окружная сила на муфте:
Примем 
3. Проверяем возможность посадки муфты на вал редуктора.
Расчетный диаметр в месте посадки
 , где  ,
где с достаточной точностью можно пренебречь величиной  , и тогда 
Допускаемые напряжения
С учетом ослабления вала шпоночной канавкой:
 , что меньше посадочного диаметра муфты  , следовательно, данная муфта проходит по посадочному диаметру вала и в дальнейшем диаметр вала под муфту принимается 
Муфта на быстроходном валу редуктора крепится шпонкой со скругленными концами:. Глубина паза на валу
Расчет валов. [4. с. 259]
Исходные данные:
Проектный расчет быстроходного вала.
1. Ориентировочно назначаем длины участков вала:
Согласно расчетной схеме определяем реакции опор в горизонтальной
плоскости из условия равновесия:
Тогда:
Где 
Знак минус означает, что реакция в опоре «В» направлена в противоположную сторону.
Аналогично:
Условие равновесия проекций на ось «X»:
Следовательно:
2. Реакции опор в вертикальной плоскости:
Знак «минус» говорит о том, что реакция направлена в противоположную сторону.
Условие равновесия проекций на ось «Y»:
Следовательно:
3. Радиальная нагрузка на опору «А»:
Радиальная нагрузка на опору «B»:
4. Изгибающие моменты в характерных сечениях вала:
- в горизонтальной плоскости для среднего сечения шестерни:
- под подшипником «В»:
- на муфте
- под подшипником «А»:
Проверка:
Следовательно, моменты найдены правильно.
5. Определяем диаметры вала по зависимости:
 , где  ;
 - эквивалентный момент; - суммарный изгибающий момент;  - крутящий момент.
 ,
где  - изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно.
Для обеспечения достаточной жесткости вала рекомендуется принимать  в зависимости от материала и диаметра. Принимаем
6. Определяем расчетный диаметр вала под шестерней.
  
Тогда: 
Учитывая ослабление вала шпоночной канавкой, следует увеличить его диаметр на 10%:
Округляем полученный диаметр вала согласно ГОСТ 6636-69.
Диаметр вала 
Проверяем возможность применения насадной шестерни:
Шестерня делается насадной при условии  . У нас  ,  , следовательно,  . Условие соблюдается, значит, шестерню можно сделать насадной.
7. Расчетный диаметр вала под подшипником «В»:
Тогда:
Тогда:
 с учетом ослабления вала шпоночной канавкой
8. Расчетный диаметр вала под подшипником «А»:
Тогда:
9. Диаметр вала под муфту:
Диаметр вала под муфту 
Тогда имеем следующие диаметры вала:
Посадочный диаметр под муфту
Диаметр под подшипником, «А»: 
Диаметр под подшипником, «В»: 
Диаметр вала под шестерней 
Проектный расчет тихоходного вала редуктора
Назначаем длины участков тихоходного вала:
Длина ступичной части вала при ширине вала   Принимаем  .
Тогда  .
Реакции опор в горизонтальной плоскости
Проверка:
 , следовательно, реакции опор определены верно.
2. Реакции опор в вертикальной плоскости.
Проверка:
Следовательно, реакции опор в вертикальной плоскости определены верно.
3. Определим изгибающие моменты характерных сечений вала колеса:
- Под подшипником «С» в горизонтальной и вертикальной плоскости:
- под колесом в вертикальной и горизонтальной плоскости
- момент на шкиве цепной передачи:
Проверка в вертикальной плоскости:
Проверка в горизонтальной плоскости:
Следовательно, изгибающие моменты определены правильно.
4. Определим диаметры в характерных сечений вала:
Расчетный диаметр под подшипником «С»
Принимаем 
Такой же диаметр принимаем и под подшипником «D» 
Определим расчетный диаметр вала под колесом:
Принимаем 
Диаметр вала под шкивом цепной передачи:
Принимаем 
Следовательно, имеем:
Диаметр вала под шкивом цепной передачи:
Диаметр вала под колесом 
Диаметр вала вод подшипниками «С» и «D»  ,
Расчет валов на выносливость [4 c.274].
Быстроходный вал.
 [5. с.283]
Где:
 - суммарный изгибающий момент
 - крутящий момент
 - осевая сила
 - площадь сечения вала с пазом для призматической шпонки
 - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение. Сечение с пазом для призматической шпонки.
Тогда:
Для опасных сечений вала определяем коэффициент запаса сопротивления усталости при совместном действии кручения и изгиба:
 ,
где  - коэффициент запаса сопротивления усталости по нормальным напряжениям.
 > 2 –
следовательно, пластическая деформация будет отсутствовать.
Тихоходный вал.
Где:
 - суммарный изгибающий момент
 - крутящий момент
 - осевая сила
 - площадь сечения вала с пазом для призматической шпонки
- моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение. Сечение с пазом для призматической шпонки.
Тогда:
Для опасных сечений вала определяем коэффициент запаса сопротивления усталости при совместном действии кручения и изгиба:
,
где - коэффициент запаса сопротивления усталости по нормальным напряжениям.
 > 2 – следовательно, пластическая деформация будет отсутствовать.
Расчет подшипников
Исходные данные:
Сила от муфты 
Быстроходный вал.
Радиальные нагрузки на подшипники 
Внешняя осевая нагрузка 
Частота вращения быстроходного вала 
Посадочный диаметр на муфту 
Диаметр под подшипником, «А»: 
Диаметр под подшипником, «В»: 
Диаметр вала под шестерней 
Расстояние между подшипниками 
Требуемый ресурс подшипников 
Режим работы – спокойная равномерная нагрузка
Температура подшипникового узла 
График нагрузки:
Быстроходный вал
В горизонтальной плоскости:
В вертикальной плоскости:
Значение реакции от силы  прибавляется к результирующей реакции в опоре «А»:
В опоре «В» от муфты:
Радиальная нагрузка от муфты в опоре «А»:
Радиальная нагрузка от муфты в опоре «В»:
1. 1. Назначаем роликовые радиально-упорные подшипники с коническими роликами (наиболее распространенный вид подшипников для конических передач), ГОСТ 333-79, так как на них действуют радиальные и осевые нагрузки.
Для подшипника «А» :
Следовательно, [2 c.266] назначаем подшипник «А» - роликоподшипник, с установкой в растяжку.
Аналогично для подшипника «В»: 
Назначаем подшипник «В» - роликоподшипник, с установкой в растяжку.
2. Назначаем типоразмер подшипников.
Подшипник «А»:
Подшипник «В»
Исходя из этого, назначаем подшипники тяжелой серии диаметров: типоразмер 1027309A
[4. с.505], имеющий  ,  , коэффициент осевой нагрузки  ,  , динамическую грузоподъемность  , статическую грузоподъемность  ,
3. Определяем осевые составляющие нагрузок.
Для подшипника «В»
Для подшипника «А»
Следовательно [2. c267]:
4. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку
Где:
 - продолжительность работы подшипника при действии нагрузки от  .
 - требуемый срок службы подшипника. 
Так как в редукторах не производится смена подшипников, то срок службы подшипника равен сроку службы редуктора  .
Тогда 
При постоянной нагрузке  ,  , где
Где:  - кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника.
У нас  - при подвижном внутреннем кольце подшипника.
При равномерной нагрузке коэффициент безопасности  .
Температурный коэффициент  , при .
 - радиальная и осевая нагрузки, действующие на подшипник при номинальной нагрузке  .
 - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, назначаемые для конических роликоподшипников по ГОСТ 18855-82 в зависимости от отношения  .
Для подшипника «В»:
Следовательно, 
Для подшипника «А»
Следовательно, 
Так как подшипник «В» более нагружен, то все дальнейшие расчеты ведем для него.
5. Расчетная долговечность назначенного подшипника 1027309A в опоре «В»:
 при вероятности безотказной работы 
Для роликовых подшипников 
Для роликовых подшипников при обычных условиях эксплуатации 
Тогда:
 >, что удовлетворяет требованиям.
Следовательно для быстроходного вала оставим два подшипника 1027309А тяжелой серии.
Тихоходный вал
1. Назначаем роликовые радиально-упорные подшипники с коническими роликами (наиболее распространенный вид подшипников для конических передач), ГОСТ 333-79, так как на них действуют радиальные и осевые нагрузки.
Для подшипника «С»  :
Следовательно, [2 c.266] назначаем подшипник «С» - роликоподшипник, с установкой враспор.
Аналогично для подшипника «D»: 
Назначаем подшипник «В» - роликоподшипник, с установкой враспор.
2. Назначаем типоразмер подшипников.
Подшипник «C»:
Подшипник «D»
Исходя из этого, назначаем подшипники легкой серии диаметров: типоразмер 72310А
[4. с.504], имеющий  ,  , коэффициент осевой нагрузки  ,  , динамическую грузоподъемность  , статическую грузоподъемность 
3. Определяем осевые составляющие нагрузок.
Для подшипника «D»
Для подшипника «С»
Следовательно [2. c267]:
4. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку
Где:
- продолжительность работы подшипника при действии нагрузки от .
- требуемый срок службы подшипника.
Так как в редукторах не производится смена подшипников, то срок службы подшипника равен сроку службы редуктора .
Тогда
При постоянной нагрузке , , где
Где: - кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника.
У нас - при подвижном внутреннем кольце подшипника.
При наличии цепной передачи, нагрузка не будет равномерной, следовательно.
Температурный коэффициент , при .
 - радиальная и осевая нагрузки, действующие на подшипник при номинальной нагрузке .
- коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, назначаемые для конических роликоподшипников по ГОСТ 18855-82 в зависимости от отношения .
Для подшипника «D»:
Следовательно, 
Для подшипника «А»
Следовательно, 
Так как подшипник «D» более нагружен, то все дальнейшие расчеты ведем для него.
5. Расчетная долговечность назначенного подшипника 1027308А в опоре «В»:
при вероятности безотказной работы
Для роликовых подшипников при обычных условиях эксплуатации
Тогда:
 >, что удовлетворяет требованиям.
Следовательно, для тихоходного вала оставим два подшипника 7210А легкой серии.
|
