3.3 Расчёт стенда-кантователя

Расчёт привода стенда-кантователя

Расчёт мощностных и скоростных характеристик привода

Исходные значения

n_Вых = 10 мин ^-1;

P_Вых = 0,7 кВт;

L_h = 6.

Определим КПД привода:

(3.1),

где з_эд - КПД электродвигателя;

з_черв - КПД червячной передачи;

з_подш - КПД подшипников качения;

n - количество пар подшипников.

Вычислим требуемую мощность электродвигателя:

(3.2)

кВт

Выбор электродвигателя:

Исходя из рассчитанной мощности, выбираем электродвигатель марки 4ААМ50В4ЕЭ, с развиваемой максимальной мощностью 0,9 кВт и частотой вращения приводного вала n_эд = 750 мин ^-1 [3].

Определим передаточное число червячного редуктора:

(3.3)

Обороты на валах привода:

(3.4)

мин ^-1;

мин ^-1.

Угловые скорости на валах привода:

(3.5)

с ^-1;

с ^-1.

Крутящие моменты на валах привода:

(3.6)

Н·м

(3.7)

Н·м

Расчёт червячной передачи

Скорость скольжения в зацеплении:

(3.8)

м/с

Выбор материала шестерни:

В качестве материала червяка выбираем сталь 40Х с закалкой по сечению (у_В = 1500 Н/мм², у_-1 = 650 Н/мм², HRC = 50, [у]_F = 380 Н/мм², [у]_Н = 900 Н/мм²) [3, 4].

Выбор материала колеса:

В качестве материала червячного колеса выбираем серый чугун СЧ15 ([у]_ВН = 280 Н/мм², HВ = 241), т.к. скорость скольжения менее 3 м/с [3, 4].

Допускаемое контактное напряжение в зацеплении:

(3.9)

Н/мм².

Коэффициент долговечности:

, где (3.10)

, тогда (3.11)

Допускаемое напряжение изгиба:

, где (3.12)

, тогда (3.13)

Н/мм²

Н/мм².

Расчёт геометрических параметров передачи:

Межосевое расстояние:

(3.14)

мм.

Число витков червяка:

По стандарту ГОСТ 19672-74 принимаем z_1черв = 2 [3].

Число зубьев червячного колеса:

(3.15)

Модуль зубьев червячной передачи:

По ГОСТ 19672-74 принимаем из ряда стандартных значений m = 1 [3].

Диаметр червяка:

По ГОСТ 19672-74 и из конструктивных соображений принимаем диаметр червяка равный d_е1черв = 50 мм [3].

Делительный диаметр червячного колеса:

(3.16)

мм.

Диаметр вершин зубьев червяка и червячного колеса:

(3.17)

мм;

мм.

Диаметр впадин зубьев червяка и червячного колеса:

(3.18)

мм;

мм.

Ширина зубчатого венца червяка и червячного колеса:

По ГОСТ 19672-74 принимаем из ряда стандартных значений ш_а = 0,315 [3].

(3.19)

мм.

(3.20)

мм.

Силы в зацеплении:

Окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке:

(3.21)

Н.

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на червячном колесе:

(3.22)

Н.

Прочностной расчёт:

Контактные напряжения:

Так как скорость скольжения в зацеплении v_s < 5, то К = 1 [3], тогда

Н/мм² (3.23)

Н/мм²

Из расчётов видно, что зубья проходят по контактным напряжениям с большим запасом прочности.

Напряжения изгиба зубьев:

Н/мм² , где (3.24)

К_F - коэффициент расчётной нагрузки (К_F = 1) [3];

Y_F - коэффициент формы зуба (Y_F = 1,05) [3].

Н/мм²

Из расчётов видно, что зубья проходят по напряжениям изгиба с большим запасом прочности.

Расчёт валов

Материал валов - сталь 45 улучшенная ([у]_В = 900 Н/мм², [у]-₁ = 400 Н/мм², [у]_F = 380 Н/мм², [у]_Н = 600 Н/мм²) [3, 4].

Диаметр наименьшего сечения вала:

, где (3.25)

[ф] - пониженное тангенциальное напряжение (для валов редукторов

[ф] = 12…15 Н/мм²) [3].

мм;

мм.

Изгибающий момент в опасном сечении (под шестернёй, в области шпоночного паза):

(3.26)

Н?мм.

Запас сопротивления усталости:

, где (3.27)

- запас сопротивления усталости по изгибу

- запас сопротивления усталости по кручению (3.28)

; ;

. (3.29)

(3.30)

Н/мм²

Для стали 45 ш_у = 0,1; ш_ф = 0,05.

Для диаметра червячного колеса, равного d_е2черв = 150 мм масштабный коэффициент К_d = 0,5 и фактор шероховатости К_F = 0,85 [3].

При [у]_В = 900 Н/мм² эффективные коэффициенты концентрации напряжений равны К_у = 2,5 и К_ф = 1,8.

;

, тогда

.

Исходя из расчётов были построены эпюры сил, действующих на валы (Рис. 1).

Из расчётов следует, что валы имеют значительный запас сопротивления усталости.

Выбор подшипников

Подшипники выбираются по динамической грузоподъёмности, исходя из осевой силы, действующей на вал.

Для вала червяка мы выбрали роликовые конические однорядные подшипники серии 7210А (d = 50 мм, D = 90 мм, С₀ = 55 кН) ГОСТ 27365-87 [3].

Для вала червячного колеса мы выбрали шариковые радиально-упорные подшипники серии 7622А (d = 50 мм, D = 90 мм, С₀ = 90 кН) ГОСТ 27365-87 [3].

Расчёт опор стенда-кантователя на устойчивость

Максимальная длина сжимаемого штока L_шт = 1400 мм;

Размер профиля (l х b) = 70 х 140 мм;

Усилие, действующее на опору Р = m/2 = 6000/2 = 3000 Н.

Приведённая длина сжимаемой опоры равна:

, где (3.31)

м - коэффициент приведения длины, учитывающий способ закрепления концов опоры (м =2).

Рис. 3.4 - схема нагрузки на опору

Гибкость опоры:

, где (3.32)

i_min - радиус инерции сечения опоры.

(3.33)

Критическая нагрузка, при которой опора теряет устойчивость для равенства 1 ? л ? 100:

, где (3.34)

а, b - коэффициенты инерции (для стали 45 а = 470, b = 1,8).

Н > Н.

Условие прочности выполняется.

Вывод

Разработанный кантователь позволяет существенно снизить трудоёмкость разборки и сборки двигателя, тем самым повысить производительность труда на СТО. Вращение двигателя на стенде требует больших усилий, поэтому наличие надёжного и мощного электродвигателя - обязательно. А грамотный подбор редуктора позволит снизить нагрузку на этот ответственный узел.

Список использованных источников

1. Руденко Н.Ф и др. Курсовое проектирование грузоподъемных машин. М; Машиностроение 1971-279с.

2. Решетов Д. Н. Детали машин. - М.: Машиностроение, 1974 - 312 с.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3т. Т.1, Т.2, Т.3, - 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И. Н. Жестковой. - М.: Машиностроение, 2001 - 920 с.: ил.

4. Иванов М.И Детали машин. М; Машиностроение, 1971-328с.

5. Общетехнический справочник. Под ред. Е. А. Скороходова - 2-е изд. перераб. и доп.. -М.: Машиностроение, 1982, - 415 с., с ил.: стр. 255