Общий коэффициент полезного действия электродвигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор электродвигателя

1.1 Общий коэффициент полезного действия

Где: -к.п.д. привода;

-к.п.д. муфты;

-к.п.д. цилиндрической зубчатой передачи

-к.п.д. конической зубчатой передачи

1.2 Мощность электродвигателя (предварительная):

кВт

где Рґэл - предварительная мощность э/д, [кВт];

Рвых - мощность на выходе, [кВт];

кВт

где Ft = 2800 Н - окружная сила;

v = 0,95 м/с - скорость цепи;



1.3 Частота вращения

Частота вращения вала электродвигателя определяется по формуле:

, тогда

Принимая во внимание тот факт, что термообработка колёс - закалка ТВЧ, поэтому >HRC45, из таблицы определяем: Uц=4, а Uк=2,5

Из таблицы определяем тип и параметры электродвигателя:

Тип 112МВ8;

частота вращения ;

мощность электродвигателя

1.4 Найдем передаточные числа ступеней:

Общее передаточное число

Примем передаточное число тихоходной ступени

Передаточное число быстроходной ступени

отсюда получаем формулу

Теперь определим погрешности:

допустимо

допустимо

вал редуктор электродвигатель



2. Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента валов редуктора

2.1 Определим мощности

кВт

;

;

;

где - мощность на валах, - коэффициенты полезного действия цилиндрической и конической передачи соответственно.

2.2 Определим частоту вращения

;

;

где - частоты вращения на валах редуктора, - передаточное число быстроходной и тихоходной ступеней редуктора соответственно.



2.3 Определим крутящие моменты

;

;

где - крутящие моменты на валах.

Получившиеся результаты расчётов занесём в таблицу 1.

Таблица 1

Вал	Мощность P,Вт	Частота вращения n,об/мин	Крутящий момент
1	3	709	40,41
2	3	709	38,54
3	2,88	193,19	135,79
4	2,79	57,16	445,2



3. Проектный и проверочный расчет зубчатых передач

3.1 Тихоходная ступень

Известно, что термообработка зубьев шестерни осуществляется закалкой ТВЧ. Установим, что термообработка колёс будет осуществляться улучшением. Тогда материал колеса и шестерни - сталь 40X.

По таблице 2.1 имеем:

для шестерни:

;

для колеса:

МПа

где - твёрдость рабочей поверхности зубьев, - предел текучести материала. Определим коэффициенты приведения на контактную выносливость и на изгибную выносливость по таблице 2.4, учитывая режим нагружения №II:

; .

Определим число циклов перемены напряжений на контактную и изгибную выносливость соответственно по графику:

, .

Ресурс передачи, т.е. суммарное время работы, задано в расчёте, и имеет следующее значение: .

Определим суммарное число циклов перемены напряжений:

, где:

- частота вращения шестерни; - число вхождений в зацепление зубьев колеса за один его оборот.

верно

, где:

- коэффициенты приведения на контактную выносливость;

- суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса. - коэффициент долговечности

- эквивалентный момент на колесе

Определим предельные допускаемые напряжения:

при расчете на контактную выносливость

при расчете на изгибную выносливость

Определим допускаемые напряжения для расчёта на контактную выносливость:

Определим допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

Расчетное допускаемое напряжение примет вид:

Принимаем меньшее значение [у]H=637,155 МПа

Определим коэффициенты нагрузки на контактную выносливость по формулам:

,

где - коэффициент концентрации нагрузки по ширине венца; - коэффициент динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи). Определим относительную ширину венца:

,

где=3,38

-для косозубых передач и принимаем

По таблицам, в соответствии со схемой 6 расположения зубчатых колёс относительно опор и варианта соотношения термических обработок находим

Учитывая что мы имеем II режим нагружения, то Х=0,5, тогда

верно

По таблице определяем, что - для косозубых колёс

Определим предварительное значение межосевого расстояния:

мм

где ша = 0,35 - коэффициент ширины передачи.

=3,38 - передаточное число редуктора;

= 637,155 МПа - допускаемое контактное напряжение;

По стандартному ряду принимаем аw = 125 мм

Определяем предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:

Рабочая ширина колеса:

.

Ширина шестерни:

.

Вычислим модуль передачи по формуле:

,

где =294,07 МПа - изгибное напряжение на колесе;

для косозубых колёс

верно

- эквивалентный момент на колесе

.

Из стандартного ряда значений по ГОСТ 9563-60 выбираем значение . Минимально возможный угол наклона зубьев для косозубой передачи

.

Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев:

.

Округлив это число в меньшую сторону, получаем .

Определяем действительное значение угла и сравниваем его с минимальным значением:

.

Найдём число зубьев шестерни и колеса , учитывая что минимальное число зубьев для косозубой цилиндрической передачи:

.

Итак получим:

; .

Найдём фактическое передаточное число тихоходной ступени:

.

Погрешность составляет:

Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно.

,

принимаем

,

принимаем

где - модуль косозубых колёс;

- угол наклона зуба;

Проверка:

,

откуда 57+193=2·125,т.е. 250=250 - верно.

Определим диаметры окружностей вершин зубьев и впадин зубьев

. ;

;

;

.

Определим размеры заготовок колёс. Чтобы получить при термической обработке принятые для расчёта механические характеристики материала колёс, требуется, чтобы размеры заготовок колёс не превышали предельно допустимых значений.

Определим силы, действующие на валы косозубых колёс. Окружная сила:

,

Радиальная сила:

,

где - угол зацепления; - угол наклона зуба. Осевая сила:

.

Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим:

- коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Для шестерни получим:

Проверим зубья колёс на контактную выносливость:

Для косозубых колёс , , , , , тогда получим

3.2 Быстроходная ступень

Определим предварительный диаметр внешней делительной окружности шестерни:

Где Па

Тогда окончательный диаметр внешней делительной окружности шестерни:

Где , а , тогда



Принимаем

Определим конусное расстояние и ширину зубчатого венца для колеса и шестерни:

. Принимаем

. Принимаем

Определим модуль передачи по следующей формуле:

Где , , а , тогда получим

Определим числа зубьев шестерни и колеса:



Найдём фактическое передаточное число быстроходной ступени:

Погрешность составляет:

Определим окончательные значения размеров колёс:

Найдём углы делительных конусов для шестерни и колеса:

,

тогда

Делительные диаметры шестерни и колеса будут равны:

.

Принимаем

.

Внешние диаметры шестерни и колеса соответственно будут равны:

Принимаем

Принимаем

Определим размеры заготовки колёс для конической шестерни и колеса:

Определим силы, действующие на валы косозубых колёс.

Окружная сила:

,

Радиальная сила на шестерне:

,

Осевая сила на шестерне:

,

Тогда осевая сила на колесе:

А радиальная сила на колесе:

Проверим зубья колёс по напряжениям изгиба:

,

, а

Проверим зубья на контактную выносливость:

, ,, , , тогда получим:



4. Предварительный расчёт валов редуктора

Для промежуточного вала определим:

;

Принимаем dK=34мм

Из таблицы определяем:,откуда получим посадочный диаметр под подшипник, а также диаметр буртика, ограничивающего подшипник:

мм,

принимаем . Принимаем

Диаметр буртика, ограничивающего колесо:

мм.

Принимаем

В данном случае целесообразно нарезать зубья шестерен непосредственно на валах ввиду незначительной разницы диаметров колеса и вала.

Для тихоходного вала:

;



Принимаем d=42мм

Из таблицы определяем:,откуда получим посадочный диаметр под подшипник, а также диаметр буртика, ограничивающего подшипник:

мм,

принимаем

.

Принимаем

Для быстроходного вала:

;

Принимаем dK=28мм

Из таблицы определяем:, тогда

Принимаем d1=34мм

Принимаем d1=34мм

Диаметр буртика равен

.



5. Конструирование зубчатых цилиндрических и конических колёс

5.1 Цилиндрические зубчатые колёса внешнего зацепления

Определим длину ступицы:

мм.

Условие выполняется. По таблице в зависимости от диаметра вала определяем размер фаски , т.к. , то - угол наклона фаски. Для свободной выемки заготовок из штампа принимают значения штамповочных уклонов и радиусы закруглений .

Для уменьшения влияния термической обработки зубчатых колёс на точность на точность геометрической формы зубчатые колёса делают массивными: . Принимаем .

Диаметр ступицы и ширину торцов зубчатого венца принимают:

5.2 Конические зубчатые колёса

Определим длину ступицы: мм. Принимаем . Определяем размер фаски . Ширину принимают: . Торец зубчатого венца шириной используют для установки заготовки при нарезании зубьев. Для уменьшения объёма точной механической обработки выполняют выточки глубиной 1…2мм.

. Принимаем . Определим диаметр ступицы: . Принимаем.



6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса редуктора.

мм принимаем =8мм

Определим расстояние между зубчатыми колёсами и боковыми стенками редуктора.

мм,

где L-сумма межосевого расстояния и половины диаметров вершин зубчатых колёс. Принимаем a=17мм.

Минимальное расстояние между зубчатыми колёсами, дном и крышкой предполагается равным и равно 68мм.

Для установки редуктора на раму предусматривают опорные платики. Для литых деталей средних размеров , а высоту их можно принять

Корпус редуктора имеет две боковые и одну верхнюю крышки. Боковые крышки крепятся к корпусу винтами с наружной шестигранной головкой диаметром 8мм (М8). Количество винтов принимаем 4 на каждую крышку.

Высота ниши при креплении винтами равна:

.

Принимаем . Толщину лапы корпуса определим по следующей формуле: . Принимаем . Определим диаметр винтов стягивающих корпус и крышку . Принимаем . Определим расстояние от оси винта до плоскости края: . Ширина фланца при установке винта с шестигранной головкой: . Определим диаметр отверстия проушины: . Принимаем . Минимальное расстояние между необработанной и обработанной поверхностями литой детали

Конструктивное оформление приливов для подшипниковых гнёзд. Диаметр прилива принимают для привертной крышки, где , где D=90мм определяем по таблице. Для второй крышки D=80мм, тогда , тогда .



7. Выбор посадок для внутреннего кольца подшипника

Поле допуска внутреннего кольца подшипника, выбирается по ГОСТ 520-71. Так как в редукторе внутренние кольца подшипников всех валов вращаются, а наружные стоят на месте, то имеет место местное нагружение, следовательно будем иметь переходные посадки.

Для внутреннего кольца подшипника быстроходного вала принимаем размер. Для внешнего кольца подшипника быстроходного вала, который монтируется в корпус редуктора, принимаем размер:.

Для внутреннего кольца подшипника тихоходного вала принимаем размер. Для внешнего кольца подшипника тихоходного вала, который монтируется в корпус редуктора, принимаем размер:.

Для внутреннего кольца подшипника промежуточного вала принимаем размер. Для внешнего кольца подшипника промежуточного вала, который монтируется в корпус редуктора, возьмём размер:.



8. Расчет шпоночного соединения

При передачи с вала крутящего момента возникают напряжения сечения усм, а в продольном сечении шпонки напряжение среза ф.

У стандартных шпонок размеры b и h подобранны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжение среза, а напряжение смятия. Поэтому расчет шпонок проведем на напряжение смятия.

Рассчитаем шпоночное соединение наиболее нагруженного вала редуктора - тихоходного вала, где установлена шпонка 18х11х50 ГОСТ 23360-78.

усм=Ft/h*lp?[ усм],

где Ft=2T/db

[ усм]=(80…150) МПа=120 МПа (при переходных посадках)

Тогда,

где усм - расчетное напряжение смятия

Т - крутящий момент

d- диаметр вала

lp - рабочая длина шпонки

h - высота шпонки

[ усм] - допускаемое напряжение смятия

Принимаем , ,

Тогда

Условия несмятия шпонки выполняются, следовательно шпонка выбрана правильно.

Рассчитаем шпоночное соединение промежуточного вала редуктора, где установлена шпонка 10х8х22 ГОСТ 23360-78.

усм=Ft/h*lp?[ усм],

где Ft=2T/db

[ усм]=(80…150) МПа=120 МПа (при переходных посадках)

Принимаем , ,

Тогда

Условия несмятия шпонки выполняются, следовательно шпонка выбрана правильно.

Рассчитаем шпоночное соединение быстроходного вала редуктора, где установлена шпонка 10х8х22 ГОСТ 23360-78.

усм=Ft/h*lp?[ усм],

где Ft=2T/db

[ усм]=(80…150) МПа=120 МПа (при переходных посадках)

Принимаем , ,

Тогда

Условия несмятия шпонки выполняются, следовательно шпонка выбрана правильно.

Рассчитаем шпоночное соединение приводного вала с двумя звёздочками, где установлена шпонка 18х11х50 ГОСТ 23360-78.

усм=Ft/h*lp?[ усм],

где Ft=2T/db

[ усм]=(80…150) МПа=120 МПа (при переходных посадках)

Принимаем , ,

Тогда

Условия несмятия шпонки выполняются, следовательно шпонка выбрана правильно.

Рассчитаем шпоночное соединение приводного вала с двумя звёздочками, где установлена шпонка 18х11х70 ГОСТ 23360-78.

усм=Ft/h*lp?[ усм],

где Ft=2T/db

[ усм]=(80…150) МПа=120 МПа (при переходных посадках)

Принимаем , ,

Тогда

Условия несмятия шпонки выполняются, следовательно шпонка выбрана правильно.



9. Расчет подшипников

Рассчитаем подшипники на тихоходном валу, для этого определим силы нагружающие подшипник.

Силы действующие в зацеплении: Н

=1705,806Н

=834,95Н

Т=445,2Н.м

Предварительно принимаем шарикоподшипники радиально-упорные однорядные серии 36210.

Схема установки подшипников «враспор». Грузоподъёмность этих подшипников: , .

Так как подшипники радиальные, то осевые составляющие S=0. Из условия равновесия вала , . Подшипник опоры 1 более нагружен, чем подшипник опоры 2, поэтому дальнейший расчёт ведём для подшипника опоры 1.

Определим отношение . По таблице определяем , , .

Отношение (v=1 при вращении внутреннего кольца). Это значит, что мы оставляем и .

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

, где

=1,25- коэффициент безопасности

-температурный коэффициент

Требуемая динамическая грузоподъёмность определяется следующим образом:

часов.

об/мин, тогда

Т.к. (9150,29<339000), то предварительно выбранный подшипник подходит.



Степень три выбираем для шарикового подшипника. Тогда

часов.

А требуемый ресурс 12000 часов, значит можно сделать вывод, что подшипники подходят.

Рассчитаем подшипники на приводном валу по динамической грузоподъёмности. Для этого определим силы, нагружающие подшипник.

Предварительно выбираем шарикоподшипники радиальные сферические двухрядные серии 1310. Для этих подшипников , , , , .

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

, где

=1,25- коэффициент безопасности

-температурный коэффициент

Требуемая динамическая грузоподъёмность определяется следующим образом:



часов.

об/мин, тогда

Т.к. (19702,9<339000) выбранный подшипник подходит.



10. Выбор муфт

Для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к быстроходному валу и предотвращения перекоса вала выбираем комбинированную муфту. Она представляет собой комбинацию упругой втулочно-пальцевой и предохранительной с разрушающимися штифтами муфт.

Используя ранее рассчитанные диаметр выходного вала редуктора и величину крутящего момента на нем, выбираем для передачи крутящего момента от выходного вала редуктора на приводной вал втулочно-пальцевую муфту. Ее размеры стандартизованы по ГОСТ 21424-93.

Параметры и размеры предохранительной муфты с разрушающимися штифтами выбираем в зависимости от величина максимального крутящего момента.

Принимаем Н, тогда мы можем определить

Для данной муфты применяются штифты 6x30 ГОСТ 10774-80.



11. Проверочный расчёт вала на прочность

Исходные данные: , ,

Определим реакцию от муфты

Определяем реакции опор и строим эпюры изгибающих и вращающих моментов

Вертикальная плоскость:

Н

Н

Горизонтальная плоскость:

Н Н

От усилия передаваемого муфтой:

Н

Н

Максимальные реакции в опорах

Н

Н

Запас сопротивления усталости в опасном сечении

Суммарный изгибающий момент:



Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные по пульсирующему. Для симметричного цикла амплитуду нормальных напряжений можно найти по формуле:

,

где М - изгибающий момент, W - момент сопротивления изгибу для данного опасного сечения

МПа

Для определения касательных напряжений воспользуемся формулой:

;

где Т- крутящий момент, а - момент сопротивления кручению

МПа



Среднее напряжение

Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

;

Где МПа - предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле. МПа.- придел выносливости при симметричном цикле кручения.

Определение суммарных коэффициентов концентрации напряжения, учитывающих влияние всех факторови в сечении I-I

По таблицам определяем , а

Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла примем равными: .

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения, для закалки в ТВЧ:

По таблицам выбираем: .

Мпа

Мпа

МПа

После выбора всех коэффициентов и определения напряжений получим:

;

Общий коэффициент усталостной прочности :

верно.

Можно сделать вывод, что запас прочности вала значительно превышает допустимое значение прочности.



12. Расчёт основных параметров звёздочки

По условию дана тяговая пластинчатая цепь М56. Шаг цепи Определим для неё основные параметры.

Диаметр элемента зацепления равен

мм

Геометрическая характеристика зацепления

Число зубьев звёздочки

Диаметр делительной окружности мм. Принимаем мм.

Диаметр наружной окружности равен мм.

Где - коэффициент числа зубьев, а - коэффициент высоты зуба.

Принимаем мм.

Смещение центров дуг впадин мм, а мм.

Радиус впадины зубьев мм.

Диаметр окружности впадин мм.

Ширина зуба звёздочкимм

Принимаем мм.

мм.

Ширина вершины зуба мм. Принимаем мм.

Диаметр венца .

Принимаем мм.



13. Смазывание зубчатой передачи

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Контактные напряжения:

Частота вращения промежуточного вала .

Круговая частота и окружная скорость.

По таблице 11.2 [2 c. 173] выбирается марка масла И-Г-А-60.

И - индустриальное

Г - для гидравлических систем

А - масло без присадок

60 - класс кинематической вязкости

Так как мы имеем коническо-цилиндрический редуктор, то в масляную ванну должны быть полностью погружены зубья конического колеса или шестерни.



Список используемой литературы

1. М.: М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.

2. П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов - Конструирование узлов и деталей машин. «Высшая школа», 1985.

3. В.И. Анурьев - Справочник конструктора -машиностроителя, т.1.М.: «Машиностроение», 1980.

4. В.И. Анурьев - Справочник конструктора -машиностроителя, т.2. М.: «Машиностроение», 1980.

5. В.И. Анурьев - Справочник конструктора -машиностроителя, т.3. М.: «Машиностроение», 1980.

Размещено на Allbest.ru

...