Выбор электродвигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор электродвигателя

По исходным данным определяем потребную мощность электродвигателя:

муфта вал подшипник

,

где общий КПД двигателя:

,

По таблице 24.9[1] выбираем электродвигатель АИР112МА8 5,5/712:

; .

2. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

Определяем частоту вращения приводного вала:

,

Находим общее передаточное число привода:

.

.

При определении общего передаточного числа и передаточных чисел его ступеней придерживаемся ряда по ГОСТ 8020-56.

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

N
1
2
3
4

4. Расчёт зубчатых передач

Пара зубчатых колес (z3 - z4)

Колесо	Шестерня
Исходные данные
Материалы и термическая обработка:
сталь 40Х, улучшение, НВ 235…262, НВср4=248,5; ; .	сталь 40Х, ТВЧ, НRC 48…53, НRCср3=50,5; ;
Частота вращения вала колеса:. Передаточное число:. Срок службы передачи: 20000 ч. Передача работает с режимом 2. 1 Коэффициент приведения (табл. 4.1 [2]) для расчетов на:
контактную выносливость изгибную выносливость
2 Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на :
контактную выносливость (рис.4.3[2]) изгибную выносливость
3 Суммарное время работы передачи: .
4 Суммарное число циклов перемены напряжений
5 Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на
контактную выносливость
изгибную выносливость
6 Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок (табл. 4.3 [2]).
Контактная выносливость
Изгибная выносливость
7 Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость (табл. 4.2 [2]): ; .
(табл. 4.3 [2])	(табл. 4.3 [2])
За допускаемое контактное напряжение принимаем меньшее значение для шестерни и колеса:
8 Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость (табл. 4.2 [2]): ; .
(табл. 4.3 [2])	(табл. 4.3 [2])

Проектный и проверочный расчет зубчатых передач

1.1 Коэффициенты нагрузки

Для определения коэффициентов нагрузки определяем относительную ширину шестерни:

;

где - коэффициент ширины. Выбираем консольное расположение зубчатого колеса относительно опор =0,2…0,25;

В соответствии с полученным результатом, имеем:

(табл. 5.2[2]);

(табл. 5.3[2]);

Выбираем коэффициент режима , соответствующий 4 режиму работы. Рассчитываем коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца:

;

;

Определяем окружную скорость:

,

где коэффициент, т.к. передача цилиндрическая прямозубая и термообработка колеса - улучшение, шестерни - улучшение (табл. 5.4 [2]).

При этой скорости передача может быть выполнена по 8-ой степени точности (табл. 5.5 [2]).

Для этой скорости и степени точности значение определяем:

(табл. 5.6[2]);

(табл. 5.7[2]);

Коэффициенты нагрузки находят из выражения:

при расчете на контактную выносливость

;

при расчете на изгибную выносливость

.

1.2 Предварительное значение межосевого расстояния:

Принимаем , выбирая из ряда по ГОСТ 6636-69.

1.3 Рабочая ширина венца колеса

. Принимаем .

1.4 Рабочая ширина шестерни

.

1.5 Модуль передачи

,

;

.

Принимаем по ГОСТ 9563-60.

1.6 Суммарное число зубьев

.

Принимаем

.

1.7 Число зубьев шестерни

.

Принимаем .

1.8 Число зубьев колеса

.

1.9 Фактическое передаточное число

.

1.10 Ошибка передаточного числа

.

1.11.Диаметры делительных окружностей

D3=

D4=

1.12.Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

1.13.Силы, действующие на валы от зубчатых колес:

окружная сила =

радиальная сила

Пара зубчатых колес (z2 - z1)

Колесо z2	Шестерня z1
Исходные данные
Материалы и термическая обработка:
сталь 40Х, улучшение, НВ 235…262, НВср2=248,5; ; .	сталь 40Х, ТВЧ, НRC 48…53, НRCср1=50,5; ;
Частота вращения вала колеса:. Передаточное число:. Срок службы передачи: 20000 ч. Передача работает с режимом 2.
1 Коэффициент приведения (табл. 4.1 [2]) для расчетов на
контактную выносливость изгибную выносливость
2 Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на
контактную выносливость (рис.4.3[2]) изгибную выносливость
3 Суммарное время работы передачи: .
4 Суммарное число циклов перемены напряжений
5 Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на
контактную выносливость
изгибную выносливость
6 Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок (табл. 4.3 [2]).
Контактная выносливость
Изгибная выносливость
7 Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость (табл. 4.2 [2]): ; .
(табл. 4.3 [2])	(табл. 4.3 [2])
За допускаемое контактное напряжение принимаем меньшее значение для шестерни и колеса:
8 Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость (табл. 4.2 [2]): ; .
(табл. 4.3 [2])	(табл. 4.3 [2])

1.1 Коэффициенты нагрузки

Для определения коэффициентов нагрузки определяем относительную ширину шестерни:

;

где - коэффициент ширины.

В соответствии с полученным результатом, имеем:

(табл. 5.2[2]);

(табл. 5.3[2]);

Выбираем коэффициент режима , соответствующий 4 режиму работы. Рассчитываем коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца:

;

;

Определяем окружную скорость:

,

где коэффициент, т.к. передача цилиндрическая прямозубая и термообработка колеса - улучшение, шестерни - улучшение (табл. 5.4 [2]).

При этой скорости передача может быть выполнена по 8-ой степени точности (табл. 5.5 [2]).

Для этой скорости и степени точности значение определяем:

(табл. 5.6[2]);

(табл. 5.7[2]);

Коэффициенты нагрузки находят из выражения:

при расчете на контактную выносливость

;

при расчете на изгибную выносливость

.

1.2 Принимаем , выбирая из ряда по ГОСТ 6636-69.

1.3 Рабочая ширина венца колеса

..

1.4 Рабочая ширина шестерни

.

1.5 Модуль передачи

,

;

.

Принимаем .5 по ГОСТ 9563-60.

1.6 Суммарное число зубьев

.

Принимаем.

1.7 Число зубьев шестерни

.

Принимаем .

1.8 Число зубьев колеса

.

1.9 Фактическое передаточное число

.

1.10 Ошибка передаточного числа

.

1.11.Диаметры делительных окружностей

d1=mn* z1=1.5*27=54(мм),

d2=mn* z2=1.5*133=266(мм).

Проверка d1+d2=54+266=320=2a.

1.12.Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

da1= d1+2*mn=54+2*1.5=58,

df1= d1-2.5*mn=54-2.5*1.5=49

da2= d1+2*mn=266+2*1.5=270,

df2= d1+2*mn=266-2.5*1.5=264

1.13.Силы, действующие на валы от зубчатых колес:

окружная сила Ft=2*T2* 103/d2=(2*352.78*103 )/266=2625.48 (H),

радиальная сила FR= Ft*tg б=2625.48*0.364=955.5(H),

5. Эскизное проектирование валов

Предварительные оценки значений диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [2 с.42]:

для быстроходного вала

где ТБ - вращающий момент на быстроходном валу.

По ряду нормальных линейных размеров d=30

для промежуточного вала

Диаметр вала под колесо

где Тпр - вращающий момент на промежуточном валу.

по ряду нормальных линейных размеров dК=50 мм.

Диаметр заплечика колеса

где f - размер фаски колеса, f=1 мм по таблице [2, с.42].

по ряду нормальных линейных размеров dК=53 мм.

диаметр заплечика колеса

где f - размер фаски колеса, f=1 мм по таблице [2, с.42].

Из условия принимается диаметр под подшипник dП=50 мм.

для тихоходного вала

по стандартному ряду d=50 мм

Диаметр под подшипники принимается dП=50 мм.

Диаметр заплечика подшипника

принимается dБП=55 мм.

Диаметр под колесо

Примерная длина хвостовика тихоходного вала

6. Расчет подшипников

Выбор типа подшипников

Для опор цилиндрических передач принимаются шариковые радиальные подшипники.

Часто опоры валов размещают не в одном, а в разных корпусах. В нашем случае - это опоры приводного вала. Корпуса, в которых размещают подшипники, устанавливают на раме конвейера. Так как неизбежны погрешности изготовления и сборки деталей, то это приводит к перекосу и смещению осей посадочных отверстий корпусов подшипников относительно друг друга. Кроме того, в работающей передаче под действием нагрузок происходит деформация вала. В конструкции приводного вала из-за неравномерного распределения нагрузки на ковшах элеватора неизбежно возникают перекосы вала и неравномерность нагружения опор вала.

Все сказанное выше вынуждает применять в таких узлах сферические подшипники, допускающие значительные перекосы.

В связи с относительно большой длинной вала и значительными погрешностями сборки валы фиксируют от осевых смещений в одной опоре. Поэтому кольцо другого подшипника должно иметь свободу смещения вдоль оси, для чего по обоим его торцам оставляют зазоры 3…4 мм. В первой же опоре данные зазоры требуется устранить с помощью втулок. Если же не следовать данным рекомендациям, при фиксировании обоих опор в осевом направлении и неизбежных прогибах вала последует деформация тел качения подшипника ,что может вызвать заклинивание узла.

Расчет подшипников на промежуточном валу

Определение сил, нагружающих подшипник

Силы, действующие в зацеплении.

Изгибающие моменты, от радиальных сил, действующих в зацеплении.

Длины участков

Реакции в вертикальной плоскости.

Реакции в горизонтальной плоскости.

Суммарные реакции.

Выбор подшипника

По справочнику [1, т.2, с.116] выбирается шарикоподшипник радиальный легкой серии 206.

Более нагруженной является опора 1. Дальнейший расчет будет вестись по ней.

Расчет на ресурс

Радиальная сила

где - коэффициент эквивалентности. Для режима нагружения || [2 c.108].

Осевая сила

Отношение

По таблице 7.1 [2 c.104] е=0,24

V- коэффициент вращения кольца, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки.

Значит Х=0,56; Y=1,85

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка



где - коэффициент безопасности, по таблице 7.4 [2 c.107] ; - температурный коэффициент, [2 c.107].

Расчетный ресурс (долговечность) подшипника (ч).

где - коэффициент долговечности, по таблице 7.5 [2 c.108] ; - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, [2 c.108].

следовательно выбранный подшипник 204 подходит.

Подбор посадки подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.

по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал k6.

Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное.

По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.

Расчет подшипников на тихоходном валу

Определение сил, нагружающих подшипник

Силы, действующие в зацеплении.

На концевом участке вала действует консольная нагрузка из-за наличия муфты и появления в связи с этим смещений.

Длины участков вала.

В горизонтальной плоскости силы, действующие в зацеплении взаимно компенсируют друг друга.

Силы, действующие в вертикальной плоскости.

Полные реакции.

Определение эквивалентной нагрузки

Опора 1.

Опора 2.

Значит, дальнейший расчет будет вестись по опоре 1.

Выбор подшипника. Принимается радиальный подшипник легкой серии- 210

Рассчитывается ресурс.

,

следовательно, выбранный подшипник 210 подходит.

Подбор посадки подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.

по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал m6.

Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное.

По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.

Расчет подшипников приводного вала

Силы, нагружающие подшипник

Силы, действующие в вертикальной плоскости.

Силы, действующие в горизонтальной плоскости.

Полные реакции.

Опора 1 нагружена больше, следовательно, дальнейший расчет будет вестись по этой опоре.

Выбор подшипника.

Выбирается шарикоподшипник радиальный однорядный легкой серии210.

Определение эквивалентной нагрузки.

Определение расчетного ресурса.

Для шарикоподшипника

следовательно, выбранный подшипник подходит.

Подбор посадки подшипника.

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.



по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал k6.

Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное.

По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.

7. Расчет тихоходного вала

Расчетная схема

В процессе проектирования были внесены уточнения в величины длин участков и сил.

Силы, действующие на вал.

Консольно действующая нагрузка.

Реакции в опорах по уравнениям приведенным в п. 4.3.1.

Расчет на статическую прочность

Коэффициент перегрузки

где Тmax - максимальный кратковременно действующий крутящий момент.

В расчете определяют нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок.

где Mmax - суммарный изгибающий момент, Mkmax=Tmax - крутящий момент, Fmax - осевая сила, W и Wk - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, А - площадь поперечного сечения.

Частные коэффициенты запаса прочности.

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести.



Сечение 1.

Значит, вал в сечении1 прочен.

Сечение 2.



Напряжения еще меньше, чем в сечении 1, т.е. вал прочен в сечении 2.

Расчет на сопротивление усталости.

Для каждого из установленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S.

,

где S и S - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении.

Для проверочного расчета на сопротивление усталости выбираются сечения 1 и2, т.к. в сечении 1 максимальный момент и высокий ступенчатый переход, в сечении 2 посадка с натягом.

Сечение 1.

по таблицам 10.2 - 10.13 [2 c. 165-171].



Значит, вал в сечении 1 прочен.

Сечение 2.



Значит, вал в сечении 2 прочен.

Тихоходный вал прочен.

8. Расчет соединений

Шпоночные соединения

Шпоночные соединения применяются для передачи вращательного момента с колеса на вал. Чаще всего применяются призматические и сегментные шпонки. Во всех шпоночных соединениях при проектировании в данном случае использовались призматические шпонки, т.к. диаметры валов малы, и использование сегментных шпонок не допустимо из-за глубоких пазов для них. Рассчитываются шпоночные из условия прочности шпонки на смятие.

Шпоночное соединение колеса с промежуточным валом редуктора

При соединении колеса с валом более предпочтительным является соединение в натяг. В результате проведенных вычислений не удалось найти удовлетворительную посадка, поэтому колесо на промежуточном валу сажается с помощью шпонки.

Условие прочности [4 c. 66].

где T - крутящий момент,; d - диаметр вала, d=50 мм; k - глубина врезания шпонки в ступицу, k=0,43h; lр - рабочая длина шпонки.

Для d=25мм: b=8 мм, h=7 мм по таблице 24.29 [2 c. 433]. Для стальной шпонки принимается

Полная длина шпонки L при скругленных концах.

По стандартному ряду длин шпонок принимается L=18 мм.

Шпонка на валу электродвигателя

Для d=24 мм: b=8 мм, h=7 мм по таблице 24.29 [2 c. 433]. Для стальной шпонки принимается

Полная длина шпонки L при скругленных концах.

По стандартному ряду длин шпонок, учитывая, что насадок от осевого смещения фиксируется установочным винтом, вворачивающимся в шпонку, принимается L=22 мм.

Шпонка на тихоходном валу.

Для d=50 мм: b=10 мм, h=8 мм по таблице 24.27 [2 c. 432]. Для стальной шпонки принимается

По стандартному ряду длин шпонок принимается .

Аналогичная шпонка ставится на хвостовике приводного вала.

Шпонка на приводном валу.

Для d=50 мм: b=16 мм, h=10 мм по таблице 24.29 [2 c. 433]. Для чугунной шпонки принимается

Полная длина шпонки L при скругленных концах.

По стандартному ряду длин шпонок принимается L=56 мм.

9. Расчет муфт

Расчет упругого элемента

При сборке многопоточных редукторов может получиться так, что зубы замыкающего зубчатого колеса не попадут во впадины сопряженного колеса. Это может произойти вследствие неизбежных погрешностей изготовления, например, в относительном угловом положении зуба и паза для шпонки в ступице колеса, смещение этого паза относительно оси отверстия, смещения шпоночного паза относительно оси вала, а также накопленных погрешностей окружных шагов колес.

Осуществляя сборку передачи при наличии угловой погрешности принудительным поворотом замыкающего колеса, получают значительное предварительное нагружение передач, а в последующем неравномерное распределение внешнего вращательного момента по отдельным потокам.

Для выравнивания нагрузки между потоками применяют специальные уравнительные механизмы или встраивают упругие элементы. При проектировании редуктора в качестве упругих элементов были применены пружины сжатия, т.к. передача средненагруженная.

Диаметр

Средний диаметр пружины

Диаметр проволоки пружины определяется из условия обеспечения необходимой жесткости узла.

где i - число рабочих витков пружины, i=5; z - число зубьев колеса, z=176; Tу - закручивающий момент; n - число пружин, n=4; a - коэффициент, зависящий от числа пружин, a=1,74.

По стандартному ряду принимается d=2,8 мм.

Расчетная нагрузка

где е - коэффициент, зависящий от числа пружин, е=1,41;

p- число потоков.

Условие прочности пружины.

по таблице 20.2 [2 c. 307] для материала проволоки - сталь 40X13.

следовательно выбранные пружины подходят.

Расчет упруго-компенсирующей муфты

Для передачи крутящего момента с выходного вала редуктора на приводной вал применена упруго компенсирующая муфта со стальными стержнями. Упругими элементами данной муфты являются стальные цилиндрические стержни аксиально расположенные. Стержни устанавливаются в отверстия полумуфт по посадке H8/h9. Монтаж и демонтаж муфты можно выполнять без осевого смещения соединяемых узлов. Стержни изготавливают из рессорно-пружинных сталей, полумуфты - из углеродистых конструкционных сталей.

Для приближенного расчета вращающего момента Tк, нагружающего муфту в приводе, используется зависимость [2 с. 299].

,

где TН - номинальный длительно действующий момент,

;

K - коэффициент режима работы,

K=1,3 при спокойной работе.

Выбираю муфту по таблице [5 c. 150] для момента Т=573 Нм.

В практических расчетах дополнительное нагружение упругих элементов, вызванное радиальным смещением валов, удобнее учитывать при определении расчетного вращающего момента.

Kр=1,1.

- принимается.

Диаметр стержней.

,

где - допускаемое напряжение изгиба материала стержня, по таблице 20.2 [2 c. 307] для материала стержня - сталь 60С2ХА ; E - модуль упругости; =1 для муфт постоянной жесткости; =0,26; угол относительного поворота полумуфт =0,035 рад.

Число стержней.

Для уменьшения износа стержней и их гнезд в полумуфтах муфта через масленку заполняется пластичной смазкой.

10. Проектирование приводного вала

Приводной вал служит для передачи вращающего момента от редуктора ленте транспортера. Барабан приводного вала литой d=355 мм и шириной B=500 мм.

Диаметр участка вала около муфты такой же, как у тихоходного вала редуктора d=50 мм. Момент с приводного вала на барабан передаётся шпоночным соединением, расчёт которого приведён выше.

11. Выбор посадок зубчатых колес, подшипников

Стандарт СЭВ рекомендует применять преимущественно посадки в системе отверстия и в шестерни в системе вала. Применение системы отверстий предпочтительнее, поскольку при этом сокращается номенклатура дорогих инструментов (калибров) для отверстия. Систему вала применяют при технологической целесообразности использования гладких валов, сопряженных с деталями, имеющими различные пределы отклонения.

По рекомендациям примем следующие посадки подшипников:

для наружных колец H7/l6

для внутренних колец L5/k6

Для установления шпонки в паз вала воспользуемся рекомендуемой СТ СЭВ 57-73 переходной посадкой P9/h9, а для установки шпонок и крепления звездочек воспользуемся соответственно посадками с зазором H9/h9, Js9/h9.

12. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Смазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины, кроме того, снижаются динамические нагрузки, увеличивается плавность и точность работы машины. Принимаем наиболее распространенное жидкое индустриальное масло И-Г-А-68

ГОСТ 1707-90.

Глубина погружения зубчатых колес в масло должно быть не менее 10 мм от вершин зубьев.

13. Сборка редуктора

Применим радиальную сборку конструкции выбранного редуктора. Корпус редуктора состоит из 3-х частей. 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. М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.

2. П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов - Конструирование узлов и деталей машин. М.: «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.

6. С.А. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: «Машиностроение», 1987.

7. Д.Н. Решетов - Детали машин. Атлас конструкций. М.: «Машиностроение», 1970.

8. М.И. Анфимов - Редукторы. Конструкции и расчет. М.: «Машиностроение», 1972.

Размещено на Allbest.ru

...