Выбор двигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор двигателя. Кинематический, силовой и энергетический расчет привода

Мощность на выходном валу привода:

Общий КПД привода:

где - значение КПД цилиндрических передач, ременной передачи пары подшипников соответственно, табл. 2.1. [1].

Потребная мощность на входящем валу привода:

По табл. 2.1. [1] из ряда мощностей электродвигателей серии 4А принимаем ближайшее большее значение .

Ориентировочное передаточное число привода:

где - ориентировочные передаточные числа цилиндрических передач табл. 2.1. [1].

Ориентировочная частота вращения двигателя:

,

По табл. П4.1 [1] для мощности Р=3,0 кВт ближайшую асинхронную частоту вращения к n/=15000 об/мин имеет двигатель 4А100S4У3, у которого

n=об/мин.

Уточняем общее передаточное число привода (U) и передаточные числа каждой его ступени :

Определяем без изменения значение Up=2,5

Определяем передаточное число редуктора (Uред):

По табл. 2.2 [1] делаем разбивку Uред по ступеням (табличные обозначения передаточных чисел первой и второй ступеней - U1 и U2 ,будут в данном случае Uк и Uц соответственно):

Определяем кинематические, силовые и энергетические параметры валов привода (так как потребная мощность на выходе привода Р1 = 5,018 кВт, заметно меньше номинальной мощности принятого двигателя Р= 5,5 кВт, дальнейшие расчеты целесообразно вести по потребной мощности Р1. При использовании мощности двигателя Р>Р1 передачи привода имели бы избыточные габариты и массу).

Частоты вращения валов (об/мин):

Крутящие моменты на валах (Н·м):

Крутящий момент Т4, рассчитанный по параметрам выходного вала, приведенным в техническом задании

Отличается от фактического значения 599,2Н·м на 2,2%, что вполне приемлемо, (желательно - не более 4…5%), учитывая округления в вычислениях. Если размер вести по номинальной мощности двигателя Р, расхождения между требуемым и фактическим значениям Т4 было бы значительно большим.

Мощности на валах (кВт):

мощность двигатель привод

2. Расчет передач привода

2.1 Расчет цилиндрической косозубой передачи тихоходной ступени

По следующим данным, вращающий момент 257,4Нм передаточное число частота вращения вала n=107,5об/мин срок службы

Выбор материала и термической обработки.

Примем для колеса и шестерни 40ХН ГОСТ 4543-71 термообработка

колесо - улучшение НВ 269…302;

шестерни - улучшение и закалка ТВЧ, HRC 48…53.

Допускаемые напряжения

Так как передача относится к группе II в качестве дополнительного контактного напряжения принимаем меньшее из двух значений.

и

Контактное напряжение шестерни

где МПа

- средняя твердость поверхностей зубьев шестерни

 - коэффициент долговечности

- базовое число циклов нагруженный эквивалентное число циклов нагруженный

Срок службы в часах

и - коэффициент годового и суточного режимов работы привода

Так как принимаем

Допускаемое контактное напряжение колеса

где НВ - средняя твердость поверхностей зубьев колеса

МПа

(фрезерование)

(улучшение)

так как



МПа

МПа

Окончательно принимаем меньшее значение

Допускаемые напряжения изгиба

Пределы длительной выносливости при изгибе для шестерни и колеса

МПа; МПа

Коэффициенты шероховатости и запаса прочности для шестерни и колеса

;

Коэффициенты долговечности так как

Для колеса

МПа

МПа

Проектный расчет.

Межосевое расстояние , мм (из условия контактной выносливости)

где - коэффициент, зависящий от типа передачи - косозубой

- коэффициент нагрузки

- коэффициент ширины зубчатого венца таб. 33 [1] (для несимметричного расположения передачи относительно опор вала)

По ряду стандартных межосевых расстояний, ГОСТ 2185-66 принимаем Номинальный модуль зацепления Из стандартного ряда модулей, ГОСТ 9563-80 принимаем

Ширина зубчатого венца колеса

По ряду нормальных линейных размеров, ГОСТ 6636-69, принимаем

Ширина зубчатого венца шестерни

принимаем

Предварительный угол наклона зубьев

Числа зубьев шестерни и колеса

принимаем

Коэффициент высотного смещения

принимаем

Уточняем угол наклона зубьев

Проверочный расчет на контактную выносливость



Уточняем коэффициент нагрузки

Окружная скорость в зацеплении

- делительный диаметр шестерни

табл. 34 [1]

Коэффициент нагрузки

табл.3.5[1]

табл.3.3[1]

Коэффициент нагрузки

Определяем коэффициенты



где

торцовый коэффициент перекрытия

Поскольку запас достаточен, принимаем.

Проверочный расчет на изгибную выносливость

Уточняем коэффициент нагрузки

табл. 3,6 [1]

табл. 3,4 [1]

Коэффициенты формы зубьев для зубьев

шестерни

колеса табл. 3,7 [1]

по эквивалентным зубьям

шестерни

колеса

Коэффициент, учитывающий влияние многопарности зацепления на изгибную выносливость

Коэффициент учитывающий наклонное расположения линий контакта

осевой коэффициент перекрытия выявим менее прочные по изгибу зубья

Что меньше

Для зубьев шестерни:



что меньше

Геометрический расчет

Делительный диаметр

Диаметры вершин зубьев

Диаметры впадин зубьев

Расчет сил в зацеплении

Окружная сила в зацеплении

Радиальная сила в зацеплении



Осевая сила в зацеплении

Номинальная сила в зацеплении

2.2 Расчет цилиндрической косозубой передачи быстроходной ступени

По следующим данным, вращающий момент 76,92Нм передаточное число частота вращения вала n=1420об/мин срок службы

Выбор материала и термической обработки.

Примем для колеса и шестерни 40ХН ГОСТ 4543-71 термообработка

колесо - улучшение НВ 269…302;

шестерни - улучшение и закалка ТВЧ, HRC 48…53.

Допускаемые напряжения

Так как передача относится к группе II в качестве дополнительного контактного напряжения принимаем меньшее из двух значений.

и

Контактное напряжение шестерни

где МПа

- средняя твердость поверхностей зубьев шестерни

- коэффициент долговечности

- базовое число циклов нагруженный эквивалентное число циклов нагруженный

Срок службы в часах

и - коэффициент годового и суточного режимов работы привода. . Так как принимаем

Допускаемое контактное напряжение колеса

где НВ - средняя твердость поверхностей зубьев колеса

МПа

(фрезерование)

(улучшение)

так как

МПа

МПа

Окончательно принимаем меньшее значение

Допускаемые напряжения изгиба

Пределы длительной выносливости при изгибе для шестерни и колеса

МПа; МПа

Коэффициенты шероховатости и запаса прочности для шестерни и колеса

;

Коэффициенты долговечности так как

Для колеса

МПа

МПа

Проектный расчет.

Межосевое расстояние , мм (из условия контактной выносливости)

где - коэффициент, зависящий от типа передачи - косозубой

- коэффициент нагрузки

- коэффициент ширины зубчатого венца таб. 33 [1] (для несимметричного расположения передачи относительно опор вала)

выбираем конструктивно

По ряду стандартных межосевых расстояний, ГОСТ 2185-66 принимаем

Номинальный модуль зацепления

Из стандартного ряда модулей, ГОСТ 9563-80 принимаем

Ширина зубчатого венца колеса

По ряду нормальных линейных размеров, ГОСТ 6636-69,

принимаем

Ширина зубчатого венца шестерни

принимаем

Предварительный угол наклона зубьев

Числа зубьев шестерни и колеса

принимаем

Коэффициент высотного смещения

принимаем

Уточняем угол наклона зубьев

Проверочный расчет на контактную выносливость

Уточняем коэффициент нагрузки

Окружная скорость в зацеплении

делительный диаметр шестерни

табл. 34 [1]

Коэффициент нагрузки

табл.3.5[1]

табл.3.3[1]

Коэффициент нагрузки

Определяем коэффициенты

где

торцовый коэффициент перекрытия

Поскольку запас достаточен, принимаем.

Проверочный расчет на изгибную выносливость

Уточняем коэффициент нагрузки

табл. 3,6 [1]

табл. 3,4 [1]

Коэффициенты формы зубьев для зубьев

шестерни колеса табл. 3,7 [1]

по эквивалентным зубьям

шестерни

колеса

Коэффициент, учитывающий влияние многопарности зацепления на изгибную выносливость

Коэффициент учитывающий наклонное расположения линий контакта

осевой коэффициент перекрытия

выявим менее прочные по изгибу зубья

что меньше

Для зубьев шестерни:

что меньше

Геометрический расчет

Делительный диаметр

Диаметры вершин зубьев

Диаметры впадин зубьев

Расчет сил в зацеплении

Окружная сила в зацеплении

Радиальная сила в зацеплении

Осевая сила в зацеплении

Номинальная сила в зацеплении

2.3 Расчет цепной передачи

По исходным данным: крутящий момент на ведущем валу частота вращения ведущего вала передаточное число

Оптимальное число зубьев малой звездочки

, что удовлетворяет условию

Число зубьев большой звездочки

в целях предотвращения соскакивания цепи

Фактическое передаточное число

Эксплуатационный коэффициент

где - коэффициент, учитывающий характер нагрузки (при сплошной нагрузке).

- коэффициент учитывающий длину цепи для оптимального межосевого расстояния

- коэффициент, учитывающий наклон к горизонту привода .

- коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжение цепи (при периодическом натяжении).

- коэффициент, учитывающий режим смазки (при периодической)

- коэффициент, учитывающий режим работы (односменный).

Допускаемое давление в шарнирах цепи

Поскольку шаг цепи на данном этапе расчета не известен обычно задаются предположительным диаметром

МПа таб.3.18. [1]

Шаг цепи

где крутящий момент на малой звездочке (Нм)

коэффициент рядности

принимаем по табл. 3.19. [1]

Выбираем оптимальное межосевое расстояние

Предварительно принимаем

Число зубьев цепи

Принимаем

Уточняем межосевое расстояние по формуле



Проверочный расчет по числу ударов звеньев цепи

Условия выполняется, значит передача удовлетворяет условиям ударной прочности

Скорость цепи

Проверочный расчет по коэффициенту запаса прочности.

Этот расчет направлен на предупреждение разрыва боковых пластин, соединяющих втулки шарниров из-за потери статической прочности.



центробежная сила

- сила натяжения цепи

где ; для горизонтальной передачи

табл. 3.20. [1].

Геометрический расчет

Диаметр делительной окружности большей звездочки

Параметры профиля зубьев звездочек при ГОСТ 592-81

Геометрическая характеристика зацепления

Диаметр наружной окружности



где коэффициент числа зубьев

коэффициент высоты зуба

Диаметр окружности впадин

,

где диаметр ролика

смещение центров дуг впадин

Половина угла заострения зуба

Угол впадины зуба

Радиус закругления головки зуба

Ширина зуба звездочки назначается в пределах

Ширина величины зуба

3. Разработка эскизного проекта редуктора

3.1 Быстроходный вал

Диаметр концевого участка вала

принимаем

Диаметр под уплотнение из резиновой манжеты

по ГОСТ 8752-79 табл. П10.1 [1]

Основные размеры манжеты типа I

Диаметр подшипниковой шейки принимаем По найденному значению с учетом рекомендаций по выбору типа подшипников П 5.1.3 [1] принимаем конические роликоподшипники 7205А ГОСТ 27365-87

Диаметр буртика подшипника

Округляем до ближайшего числа в стандартном ряду

Определяем осевые размеры

Концевой участок выполнен цилиндрическим по ГОСТ 12080-66

Параметры шпоночного соединения. Проверка прочности по напряжению смятия на плоских участках боковых граней

где

Длина подшипниковой правой шейки

принимаем

где - ширина внутреннего кольца подшипника

Длина подшипника шейки вала левого подшипника

принимаем

Длина вала соизмерима с размерами крышки

где - расстояние между буртиками концевого участка вала и наружной стенкой крышки.

ширина манжеты и стенки крышки

расстояние от внутренний стенки крышки до резьбового участка

Длина участков с диаметром выбираются конструктивно

Дополнительные осевые размеры зубчатого венца

Общая длина быстроходного вала

3.2 Промежуточный вал

Конструкция промежуточного вала разрабатываем в виде вала-шестерни, предполагая, что диаметр его гладких ступеней будет близкими диаметрам размерам цилиндрической шестерни

Диаметр подшипниковой шейки

Принимаем

По найденному с учетом рекомендаций по выбору типа подшипников выбираем конический роликоподшипник

№ 7206А

Для подшипника расположенного со стороны цилиндрической шестерни предусматриваем упорный буртик

Принимаем

поэтому диаметр посадочной поверхности вала под цилиндрическое колесо

Диаметр буртика для цилиндрического колеса

Осевые размеры соизмеримы с размерами конструктивных элементов колеса

Диаметр ступицы

Длина ступицы

Толщина обода принимаем

Прочность шпоночного соединения

МПа

Длина промежуточного вала

3.3 Тихоходный вал

Диаметр концевого участка вала

Принимаем

Параметры шпоночного соединения

Принимаем из ряда ГОСТ 23350-78

Проверяем выбранную шпонку на напряжения смятия

2 шпонки

рабочая длина шпонки

Диаметр участка вала под уплотнением

принимаем

Для полученного диаметра вала из табл. П10.1 [1]

Размеры манжеты типа

Диаметры подшипниковой шейки

;

По найденному диаметру вала с учетом рекомендаций по выбору типа подшипников назначаем конический роликоподшипник повышенной грузоподъемности № 7210А ГОСТ 27365-85 табл. П. 7.5 [1]

Диаметр посадкой поверхности под цилиндрическим зубчатым колесом принимаем

Диаметр буртика для цилиндрического колеса

округляем до стандартного

Диаметр буртика для подшипника, расположенного у консоли вала

Принимаем

Определяем осевые размеры тихоходного вала

Для этого необходимо определить размеры конструктивных элементов

Колеса

Диаметр ступицы

Толщина обода

толщина диска

Проверим достаточность длины ступицы по прочности шпоночного соединения для по табл. П 6.1 [1]

Выбираем призматическую шпонку

рабочая длина шпонки со скругленными торцами

Напряжение смятия на боковых гранях шпоночного соединения:

2 шпонки

Длина правой подшипниковой шейки вала

Для определения длины участка вала необходимо по рекомендации п 5.3.2. [1] определяется с размерами сварной крышки

Толшина стенки мм; толщина буртика ; ширина гнезда под манжету

В результате определяется как сумма цепных размеров

где Н - высота крышки, расчитанное как сумма цепных размеров

ширина центрирующего пояска

в - ширина канавки для шлифовального круга в=8 мм;

В результате общая длина тихоходного вала определяется суммой длин его участков

4. Основные конструктивные элементы корпуса и крышки

Для корпуса редуктора принимаем серый чугун СЧ 20 ГОСТ 1412-85, механические свойства которого МПа НВ 140…170 П2 [1]. Толщина стенки корпуса

принимаем

Толщина стенки крышки корпуса редуктора принимаем

Высота центров редуктора

Для увеличения жесткости корпуса на его нижней части предусматриваем вероятные ребра, которые располагаем под подшипниковыми гнездами вала

Толщина и высота ребер жесткости:

принимаем

Фланцы корпуса и крышки стягиваются болтами с гайками диаметр стяжного болта

Принимаем болт М 181 ГОСТ 7808-70

Толщина фланцев корпуса и крышки

Ширина фланца

Координата расположения оси отверстия для стяжного болта

принимаем

По табл. 5.10 [1] выбираем диаметр отверстий для стяжных болтов и диаметр цековки для создания «чистых» опорных поверхностей под головками болтов: . Для центрирования крышки редуктора относительно его корпуса принимаем конические штифты по ГОСТ 3129-70

принимаем

Толщина лап корпуса

Диаметр фундаментных болтов редуктора

выбираем метрическую резьбу М 10

Длину стержня фундаментного болта назначаем

Принимаем количество фундаментных болтов исходя из условия соответствует 4

Ширина лап:

Координата расположения оси отверстия для фундаментного

Болта

Диаметр отверстия в лапах для фундаментных болтов М16 , а так же диаметр цековки для обработки опорных поверхностей лап под головки фундаментных болтов назначаем по табл. 5.10

Для подъема и транспортировки крышки корпуса и редуктора в сборе на наружной поверхности крышки предусматриваем две проушины расположенные в плоскости её продольной оси

Литейные радиусы на крышке и корпусе редуктора при сопряжении стенок корпуса , при сопряжении стенки корпуса с лапами

5. Разработка технического проекта

5.1 Проверочный расчет валов на прочность

Для этого составляем расчетную схему при следующих допущениях

- вал представлен в виде статически определенной двухопорной балки.

- конические роликоподшипники условно заменены шарнирами 1 и 2.

- цилиндрического колеса заменены силами точки приложения лежат на делительных окружностях.

Значение сил в зацеплении, а также делительные диаметры берутся из расчета передач

Определяем реакции опор и в плоскости . Уравнение равновесия моментов сил относительно точки 2

Уравнение равновесия сил в проекции на ось Z

Определяем реакции опор и в плоскости



Суммарные радиальные реакции в опорах

Для построения эпюр изгибающих моментов в плоскости и вычисляем их значение в сечении II

Изгибающие моменты в плоскости в сечении I

Суммарный изгибающий момент

Эквивалентный момент

5.2 Проверка вала на сопротивление усталости в опасном сечении

Материал вала - сталь 40ХН. Предел текучести и прочности для этого материала ;

Пределы выносливости при симметричном цикле напряжений для изгиба и кручении определяем по корреляционным зависимостям из

ГОСТ 25.504-82

Напряжение изгиба вала при постоянных нагрузках

где

Для напряжение кручение



коэффициент влияния асимметрии цикла при изгибе и кручении

Коэффициенты концентраций напряжений при изгибе и кручении

(табл. 5.5).

Коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения при изгибе и кручении

(табл. 5.6б).

Коэффициент влияния шероховатости поверхности при изгибе

(рис.5.15).

Коэффициент влияния поверхностного уплотнения выбираем по табл. 5.7

Коэффициент снижение предела выносливости с учетом всех факторов

Коэффициент снижения предела выносливости с учетом всех факторов

Коэффициент запаса прочности по усталости при изгибе

То же при кручении

Следовательно сечение I обладает достаточно большими запасом сопротивления усталости.

6. Проверочный расчет подшипников

Исходные данные для расчета

внешние осевые силы на валу

радиальные нагрузки на подшипник

Из табл. П 7.5 и табл. 58 Характеристика подшипника 7208А

Вычисляем коэффициенты:

Расчетная схема привода на рис. 6.1.

Выбранный подшипник проверяем по критерию динамической грузоподъемности.

Находим минимальные осевые силы в подшипниках 1 и 2

Определяем осевые нагрузки в подшипниках

;

Принимаем

Предпосылка не верна

Тогда

Осевые нагрузки определены правильно

Проверяем необходимость учета осевых нагрузок в расчете и :

Определяем эквивалентные динамические радиальные нагрузки подшипников

где - коэффициент безопасности.

- температурный коэффициент

С учетом циклограммы нагрузки

Так как наиболее нагруженные оказался подшипник в опоре 1 по условию

следовательно выбранный подшипник можно рассчитать на долговечность

Определяем расчетную долговечность более нагруженного подшипника

Следовательно нагруженность подшипника 7208А выше требуемой

7. Разработка конструкции сварной рамы

Поскольку масштаб выпуска заданного привода в техническом задании не указан зададимся единичным производством или выпуска мелкой серии поэтому остановимся на сварной раме, изготовленной из сортового проката - швеллеров с наклонными полками ГОСТ 8240-72

Расчетная высота швеллера

По табл. П 15.1 [1] выбираем швеллер № 30

Для крепления рамы привода к бетонному полу используем фундаментные болты ГОСТ 24379.1-80 с резьбой М24

Основные размеры выбранных болтов табл. П 5.13а [1]

Глубина заделки фундаментных болтов к бетонному полу:

Принимаем окончательно

Расстояние между ними

В результате для крепления рамы привода к бетонному полу требуется 4 болта

Болт 6.1 М 16Ч220 Ст 3пс ГОСТ 24379.1-80

величина (длина болта)

толщина цементного слоя на бетонном фундаменте

Для периодического натяжения ремней клиноременной передачи, а также для замены потерявших работоспособность ремней, используем салазки С-2. Электродвигатель 4А100S4У3 несущий на валу ротора ведущий шкив, закрепляется болтами М12Ч40 в продольных пазах салазок, за счет чего регулируется межосевое расстояние ременной передачи. В свою очередь салазки неподвижно крепятся к раме болтами того же типоразмера.

7.1 Расчет фундаментных болтов

Цилиндрический редуктор нагружен крутящими моментами на быстроходном и тихоходном валах и .

В данном случаи момент опрокидывает редуктор вокруг оси . Нагрузку на наиболее нагруженный болт от моментов и определяют в отдельности. Нагрузка на наиболее нагруженный болт от момента .

Нагрузка на наиболее нагруженный болт от

Расчетное осевое усилие приложенное к болту

где 1,3 - коэффициент, учитывающий кручение болта при затяжке

- коэффициент внешней нагрузки

При осевом нагружении напряжения растяжения в резьбовом стержни

Отсюда расчетный внутренний диаметр болта

Принимаем болт М16Ч1

где - допускаемое напряжения растяжения

МПа

8. Выбор и проверка муфты

Для передачи крутящего момента от электродвигателя к редуктору используют муфту упругую втулочнопальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75

Основными элементами МУВТ является пальцы на которые надеты резиновые втулки. Пальцы изготовлены из стали 45, втулки - из резины

Проверочный расчет на прочность делается для пальцев - на изгиб МУФТА МУВТ I-31,5-18-У2 ГОСТ 21424-75

где

Расчет на смятие резиновых втулок

Условия прочности выполняются значит выбранная муфта подходит.



9. Смазка и охлаждение деталей и узлов привода

Выбор сорта масла для редукторных передач и подшипников.

Для зубчатой передачи принимаем смазку погружением причем уровень масленой ванны выбираем таким, чтобы цилиндрические колеса погружалось в неё как минимум на половину ширины венца .

Требуемая кинематическая вязкость масла

Для зубчатой цилиндрических передач

Чему соответствует кинематическая вязкость

Выбираем по табл. 5.14 масло индустриальное Н-50А ГОСТ 20799-89

Контроль уровня масла в редукторе осуществляется маслоуказателем с метрической резьбой М101 Периодическая замена масла в корпусе производится через масло спускное отверстие, которое закрыто цилиндрической пробкой с метрической резьбой М121 Так как окружные скорости значительно меньше подшипники редуктора не могут в достаточной мере смазываться тем же жидким маслом И-50А, смазка подшипников редуктора может осуществляться пластическим смазочным материалом. Поэтому для смазки подшипников тихоходного вала используем Литол-24 ГОСТ 21150-87. Он заполняет 2/3 свободного объема подшипниковых гнезд.

Размещено на Allbest.ru

...