Выбор электродвигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

вал подшипник зубчатый

1. Кинематическая схема механизма

2. Выбор электродвигателя

3. Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента для каждого вала

4. Проектный и проверочный расчет зубчатых передач

5. Определение основных параметров быстроходной передачи

6. Определение основных параметров тихоходной передачи

7. Определение диаметров валов

8. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности

9. Проверочный расчёт тихоходного (наиболее нагруженного) вала на усталостную прочность и выносливость

10. Расчёт шпоночных соединений

11. Выбор муфт

12. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

13. Сборка редуктора

Список литературы



1. Кинематическая схема механизма

1 - вал быстроходный

2 - вал промежуточный

3 - вал тихоходный

4 - вал приводной

Z₁ и Z₂ - колеса быстроходной ступени

Z₃ и Z₄ - колеса тихоходной ступени

М1 - муфта упругая

М2 - муфта упруго-предохранительная

2. Выбор электродвигателя

Мощность электродвигателя:

,

где F_t - окружное усилие

V - скорость цепи

n_общ - общий КПД привода

Определение диаметра звездочки:

Определение частоты вращения приводного вала:

Определение частоты вращения вала электродвигателя:



Выбираем

Т.к. рекомендовано то выбираем двигатель: АИР132S6

Определение погрешности:

допустимо

допустимо

3. Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента для каждого вала

№	P	n	T
1
2
3
4

4. Проектный и проверочный расчет зубчатых передач

Известно, что термообработка зубьев шестерни осуществляется закалкой ТВЧ. Установим, что термообработка колёс будет осуществляться улучшением. Тогда материал колеса и шестерни - сталь 35XM.

По таблице 2.1 имеем:

для шестерни: ;

для колеса: МПа

где - твёрдость рабочей поверхности зубьев, - предел текучести материала.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и для колеса определяются по общей зависимости:

1) Для шестерни:

Предел контактной выносливости:

Коэффициент запаса прочности принимаем равным 1,1

Коэффициент долговечности



, где

Коэффициент , учитывающий влияние шероховатости принимаем равным 1

Коэффициент влияния окружной скорости:

2) Для колеса:

Предел контактной выносливости:

Коэффициент запаса прочности принимаем равным 1,2

Коэффициент долговечности

,

Коэффициент , учитывающий влияние шероховатости принимаем равным 1

Коэффициент влияния окружной скорости:

Допускаемое напряжение для передачи принимаем равным:

Допускаемое напряжение изгиба:

1) для шестерни:

Предел выносливости

Коэффициент запаса прочности

Коэффициент долговечности

Принимаем равным 1

Коэффициент учитывающий влияние шероховатости и коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки принимаем равными 1

2) для колеса:

Предел выносливости



Коэффициент запаса прочности

Коэффициент долговечности

Принимаем равным 1

Коэффициент учитывающий влияние шероховатости и коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки принимаем равными 1

5. Определение основных параметров быстроходной передачи

1) Предварительное значение межосевого расстояния:

Окружная скорость:

Выбираем 9-ю степень точности.

Тогда межосевое расстояние примет вид:



для косозубых и шевронных колес

для шевронных передач

где

Принимаем

2) Предварительные основные размеры колеса:

делительный диаметр:

Ширина

Принимаем

3) Модуль передачи:

;

Принимаем

, где , 

Принимаем m=1,5

4) Суммарное число зубьев и угол наклона:

Принимаем Z_s=147.

Действительное значение угла

5) Число зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂

;

принимаем Z₁=25 т.к. Z₁> Z_min=17

Z₂= Z_s-Z₁=147-25=122

6) Фактическое значение передаточного числа:



Ошибка передаточного числа

< 4%

7) Диаметры делительных окружностей

8) Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

Шестерни:

d_a1 =d₁ +2•m=38,265 +2•1,5=41,265мм

d_f1 =d₁ -2,5•m=38,265-2,5•1.5=34,515мм

Колеса:

d_a2 =d₂ +2•m=185,735 +2•1,5=188,735мм

d_f2 =d₂ -2,5•m=185,735-2,5•1.5=181,985мм

9) Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное напряжение больше допускаемого в пределах 5%, то ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

10) Силы, действующие на валы зубчатых колес:

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

11) Проверим зубья колес по напряжениям изгиба:

,

где , , ,

,

где

6. Определение основных параметров тихоходной передачи

1) Предварительное значение межосевого расстояния:



Окружная скорость:

Выбираем 9-ю степень точности.

Тогда межосевое расстояние примет вид:

для косозубых и шевронных колес

для шевронных передач

где

Принимаем

2) Предварительные основные размеры колеса:

делительный диаметр:

Ширина



Принимаем

3) Модуль передачи:

;

Принимаем

,

где ,

Принимаем m=2

4) Суммарное число зубьев и угол наклона:

Принимаем Z_s=181.

5) Число зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂

; принимаем Z₁=31 т.к. Z₁> Z_min=17

Z₂= Z_s-Z₁=181-31=150

6) Фактическое значение передаточного числа:



Ошибка передаточного числа

< 4%

7) Диаметры делительных окружностей

8) Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

Шестерни:

d_a1 =d₁ +2•m=68,41 +2•2=72,41мм

d_f1 =d₁ -2,5•m=68,41-2,5•2=63,41мм

Колеса:

d_a2 =d₂ +2•m=331,59 +2•2=326,59мм

d_f2 =d₂ -2,5•m=331,59-2,5•2=326,59мм

9) Проверка зубьев колес по контактным напряжениям



Расчетное напряжение менее допускаемого, то ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

10) Силы, действующие на валы зубчатых колес:

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

11) Проверим зубья колес по напряжениям изгиба:

,

где , , ,

,

где

7. Определение диаметров валов

1) Диаметр быстроходного вала:



Принимаем

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- высота заплечика,

- максимальный радиус фаски подшипника,

- размер фасок вала.

Диаметр посадочной поверхности подшипника:

Диаметр буртика для упора подшипника:

, принимаем

2) Диаметр промежуточного вала:

Принимаем: .

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- приблизительная высота буртика,

- максимальный радиус фаски подшипника,

- размер фасок вала.

Диаметр:



Принимаем:

диаметр посадочной поверхности подшипника:

Диаметр буртика для упора подшипника:

3) Диаметр тихоходного вала:

Принимаем равным 55

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- приблизительная высота буртика,

- максимальный радиус фаски подшипника,

- размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Принимаем

Диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем: .



8. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности

1. Для быстроходного вала редуктора выберем роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами средней серии № 2306.

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность,

- предельная частота вращения при пластичной смазке.

На подшипник действуют:

- осевая сила,

- радиальная сила.

Частота вращения: .

Требуемый ресурс работы: .

Найдём:

- коэффициент безопасности

- температурный коэффициент

- коэффициент вращения

Эквивалентная нагрузка:



Коэффициент осевого нагружения: .

Проверим условие:

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x=0.56 и коэффициента осевой динамической нагрузки y=1,91.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

или,

что удовлетворяет требованиям.

2. Для промежуточного вала редуктора выберем роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами средней серии №2308.

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность,

- предельная частота вращения при пластичной смазке.

На подшипник действуют:

- осевая сила,

- радиальная сила.

Частота вращения: .

Требуемый ресурс работы: .

Найдём:

- коэффициент безопасности

- температурный коэффициент

- коэффициент вращения

Определяем эквивалентную нагрузку:

Находим коэффициент осевого нагружения: .

Проверим условие:

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x=0.56 и коэффициента осевой динамической нагрузки y=1.58.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:



или,

что удовлетворяет требованиям.

3. Для тихоходного вала редуктора выберем роликоподшипники конические однорядные средней серии №7312.

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность,

- предельная частота вращения при пластичной смазке.

На подшипник действуют:

- осевая сила,

- радиальная сила.

Частота оборотов:.

Требуемый ресурс работы: .

Найдём:

- коэффициент безопасности

- температурный коэффициент

- коэффициент вращения

Определяем эквивалентную нагрузку:



Находим коэффициент осевого нагружения: .

Проверим условие:

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x=1 и коэффициента осевой динамической нагрузки y=0.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

или,

что удовлетворяет требованиям.



9. Проверочный расчёт тихоходного (наиболее нагруженного) вала на усталостную прочность и выносливость

Действующие силы: - окружная, - осевая, - радиальная. Крутящий момент -

, , ,.

Определяем допускаемую радиальную нагрузку на выходном конце вала:

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.



1. , ,

.

Отсюда находим, что .

2. , ,

.

Получаем, что .

Выполним проверку:

, , ,

Следовательно, вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости (F_м прикладываем так, чтобы она увеличивала прогиб от F_T).

3. , ,

,

получаем, что .

4. ,,

,



отсюда .

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: , , , - верно.

Из эпюры видно, что самое опасное сечение - сечение под колесом, ослабленное шпоночным пазом. Моменты в этом сечении будут равны:

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие, что

,

где - расчётный коэффициент запаса прочности, и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Найдём результирующий изгибающий момент, как

.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45): - временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении; - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определим отношение следующих величин:

, ,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Найдём значение коэффициента влияния шероховатости и коэффициент влияния поверхностного упрочнения .

Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений и для данного сечения вала:

,

.

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

, .

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала:

,



где - расчётный диаметр вала.

Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам:

, .

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям определим следующие величины. Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения

.

Среднее напряжение цикла . Вычислим коэффициент запаса

.

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым:



- условие выполняется.

10. Расчёт шпоночных соединений

Расчёт шпоночных соединений заключается в проверке условия прочности материала шпонки на смятие.

Шпонка на быстроходном валу.

- крутящий момент на валу, - диаметр вала, - ширина шпонки, - высота шпонки, - глубина паза вала, - глубина паза ступицы, - допускаемое напряжение на смятие, - предел текучести.

Определяем рабочую длину шпонки :

.

Принимаем шпонку 12х8х22

Условие прочности:

Шпонка на промежуточном валу.

- крутящий момент на валу, - диаметр вала, - ширина шпонки, - высота шпонки, - глубина паза вала, - глубина паза ступицы, - допускаемое напряжение на смятие, - предел текучести.

Определяем рабочую длину шпонки:

.

Принимаем шпонку 14х9х36

Условие прочности:

Шпонка на тихоходном валу.

- крутящий момент на валу, - диаметр вала, - ширина шпонки, - высота шпонки, - глубина паза вала, - глубина паза ступицы, - допускаемое напряжение на смятие, - предел текучести.

Определяем рабочую длину шпонки:

.

Принимаем шпонку 18х11х80

Условие прочности:

11. Выбор муфт

Для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к быстроходному валу и предотвращения перекоса вала выбираем муфту. Наиболее подходит упругая втулочно-кольцевая муфта, крутящий момент передается пальцами и упругими втулками. Ее размеры стандартизированы и зависят от величины крутящего момента и диаметра вала.

Для соединения концов тихоходного и приводного вала и передачи крутящего момента использовать предохранительную муфту с разрушающимся элементом, которая, также обеспечивает строгую соосность валов и защищает механизм от перегрузок. Размеры данной муфты выбираются по стандарту, они зависят от диаметра вала и величины передаваемого крутящего момента.

12. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Для смазывания передачи применена картерная система.

Определим окружную скорость вершин зубьев колеса:

- для тихоходной ступени,

здесь - частота вращения вала тихоходной ступени, - диаметр окружности вершин колеса тихоходной ступени;

- для быстроходной ступени,

здесь - частота вращения вала быстроходной ступени, - диаметр окружности вершин колеса быстроходной ступени.

Рассчитаем предельно допустимый уровень погружения зубчатого колеса тихоходной ступени редуктора в масляную ванну:

,



здесь - диаметр окружностей вершин зубьев колеса быстроходной ступени.

Определим необходимый объём масла по формуле:

,

где - высота области заполнения маслом, и - соответственно длина и ширина масляной ванны.

Выберем марку масла И-Г-С-100 (ГОСТ 1707-90).

Смазывание подшипников происходит тем же маслом за счёт разбрызгивания. При сборке редуктора подшипники необходимо предварительно промаслить.

13. Сборка редуктора

Применим радиальную сборку конструкции выбранного редуктора. Корпус редуктора состоит из 2-х частей с разъемом в плоскости осей зубчатых колес. Части корпуса фиксируются одна относительно другой контрольными штифтами. Эта конструкция характеризуется сложностью механической обработки. Посадочное отверстие под подшипники валов обрабатываются в сборе при половинах корпуса, соединенных по предварительно обработанным поверхностям стыка, или раздельно в обеих половинах, с последующей чистовой обработкой поверхности стыка.



Список литературы

1. Анурьев. В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-ч т. Т. 2.--5-е изд., перераб. и доп. -- М.: Машиностроение, 1979. --559 с., ил.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. -- 4-е изд., перераб. и доп. -- М.: Высш. шк., 1985 --416 с., ил.

3. Решетов Д.Н. Детали машин. Учебник для вузов. изд 3-е, испр. и перераб. М., «Машиностроение», 1975.

4. Н.И. Суворов. Методические рекомендации по составлению расчетно-пояснительной записки к курсовому проекту по «Деталям машин». КФ МГТУ им Н.Э. Баумана, 1988.

5. Методические указания по расчету зубчатых передач редукторов и коробок скоростей.

6. Атлас конструкций и узлов «Детали машин», Москва, «Машиностроение», 1980 г.

Размещено на Allbest.ru

...