ТОП 10:

Подбор электродвигателя, энергетический, кинематический и силовой расчеты.



Введение.

Передачи используются в приводах машин и агрегатов. Привод обычно состоит из двигателя и передач. Экономически целесообразно двигатели изготавливать высокооборотными с фиксированными частотами вращения.

При этом исполнительный орган машины обычно требует совершенно другие частоты вращения. Поэтому между двигателем и исполнительными органами ставятся передачи, которые предназначены для согласования параметров движения вала двигателя, с параметрами движения машины.


Подбор электродвигателя, энергетический, кинематический и силовой расчеты.

Подбор электродвигателя для привода.

Общий КПД двигателя.

,

где hм – КПД муфты;

hпк – КПД подшипников качения;

hкп – КПД конической передачи; hцп – КПД цепной передачи.

hм=0,97; hпк = 0,99; hкп = 0,95; hцп = 0,94.

h = 0,97* 0,95*0,94*0,99 3 = 0,858

Требуемая мощность электродвигателя.

Nтреб=Nвых/h=4,7 / 0,858 = 5,47 кВт

где Nтреб – требуемая мощность на выходном валу электродвигателя;

Возможное передаточное число привода.

где U’ – возможное передаточное число привода;

– возможное передаточное число конической передачи;

– возможное передаточное число цилиндрической передачи.

=3; =2; U’=3 .2=6.

Требуемая частота вращения электродвигателя.

nтреб= nвых* U =580 *6 = 3480 об / мин

где nтреб – требуемая частота вращения электродвигателя;

Выбор электродвигателя.

Nэд ³ Nтреб; nэд » nтреб.

где Nэд – мощность электродвигателя;

nэд – частота вращения вала электродвигателя;

Nэд = 5,5кВт;nэд =2880 об/мин. Был выбран электродвигатель единой серии 4А 100L2/2880.

Распределение мощностей, частот вращения, крутящих моментов по валам привода.

Действительное передаточное число привода.

U=nэд/nвых=2880/580=4,966

Распределение передаточных отношений между передачами привода.

где Uкп и Uцп действительные передаточные числа конической и цилиндрической передач соответственно.

Uкп = 3; Uцп=U/Uкп=4,966/3=1,66

Распределение силовых и кинематических параметров по валам привода.

Вал IV NIV = Nвых = 4,7 кВт

nIV = nвых = 580 мин-1

TIV = Tвых =

Вал III NIII =

nIII = nIV ×Uцп = 580×1,66 = 962,8 мин-1

TIII =

Вал II NII =

nII = nIII ×Uкп = 962,8×3 = 2888 мин-1

TII =

Вал I NI =

nI = nII = 2888 мин-1

TI =

Таблица 1 - Распределение силовых и кинематических параметров по валам привода.

Вал N, Вт n, мин-1 Т, Нмм
I 5,36 2888 17760
II 5,26 2888 17400
III 5,05 962,8 50110
IV 4,7 580 77420

Расчёт требуемой долговечности привода

где Д- количество рабочих дней в году, Д=365;

Расчет передач привода.

Расчет конической передачи редуктора.

Исходные данные для расчета.

1) Крутящий момент на большом колесе Т2 = ТIII = 50110 Нмм.

2) Частота вращения большого колеса n2 = nIII = 962,8 мин-1.

3) Число зубьев меньшего колеса z1 = 28.(принимаем)

4) Число зубьев большого колеса z2 = z1×Uкп= 28×3 = 84.

5) Угол наклона зубьев b = 0.

2.1.3 Проверочный расчёт конической передачи привода [3]

Термическая обработка шестерни - улучшение до твёрдости 285 НВ, термическая обработка колеса – улучшение до твёрдости 248 НВ. Материал шестерни и колеса сталь45.

Силы в зацеплении.

а) окружная

б) радиальная Fr1 = Fa2 = Ft1×tgaw×cosd1 =731×tg20o×cos18,43o = 251,8 Н

в) осевая Fa1 = Ft2 = Ft1×tgaw×sind1 =731×tg20o×sin18,43o = 85,7 Н

Таблица 2 - Основные геометрические и силовые параметры конической пары.

z me d Re dе d d Ft Fa Fr
Шестерня 28 2 18,43 88,54 56 59,8 51,3 731 85,7 251,8
колесо 84 2 71,56 168 169,3 166,4 731 251,8 85,7

Диаметр вершин зубьев.

dai =m( zi +2);

da1 =2( 20+2)=88 мм;

da2 =2( 33 +2)=140 мм;

2 Диаметр впадин зубьев.

dfi = m( zi –2,5)

df1 = 2( 20 –2,5)=70 мм;

df2 = 2( 33 –2,5)=122 мм;

3 Силы в зацеплении.

а) окружная ;

б) радиальная Fr1 = Fr2 = Ft1×tgaw =1252,75×tg20o =456 Н;

Таблица 3 – Основные геометрические и силовые параметры прямозубой пары.

z m A w b w d w d a d f F t F r
шестерня 20 4 106 28 80 88 70 1252,75 456
колесо 33 4 132 140 122 1252,75 456

Расчетная схема редуктора.


3.2 Основные размеры корпуса и корпусных деталей редуктора.

Толщина стенки корпуса и крышки:

принимаем

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

Верхнего корпуса и пояса крышки

принимаем

нижнего пояса

принимаем

Диаметр фундаментных болтов:

Диаметр болтов крепящих крышку подшипника к корпусу:

принимаем

Диаметр болтов соединяющих крышку редуктора с корпусом:

принимаем

4 Проектировочный расчёт входного и выходного вала редуктора.

Ведущий вал.

Диаметр концевого участка входного вала.

dвых1=16 мм

Диаметр участка входного вала под уплотнение в крышке подшипника.

dу1 = dвых1 + Dy = 16+2=18 мм.

Диаметр вала под уплотнение, корректируем по стандарту манжеты;[1]

dм =18 мм по ГОСТ 8752-79;

Dм=40 мм-диаметр манжеты;

h=8 мм-толщина манжеты.

Диаметр участка входного вала под подшипник.

dп1 = dу1 + 1…5 мм = 18+2=20 мм

по ГОСТ 333-79 подбираем подшипник лёгкой серии; подобран подшипник №7204,[1]

D=47 мм;

T=15,25 мм;

b=14 мм;

Диаметр участка входного вала под зубчатое колесо.

dк1 = dп1 - 2…4 мм = 20-4=16 мм

т.к. условие выполняется , то изготавливается вал и шестерня отдельно.

Длина вала под колесо.

lк=dк+10..15мм=27 мм

Расстояние между подшипниками.

b= мм

Длина концевого участка вала.

lвых1 = 1,75×dвых1 = 28 мм

Длина участка входного вала под уплотнение в крышке подшипника.

lу1 = 10 мм + d + h1 = 10+3+8+ =21 мм

где d - толщина стенки крышки подшипника в месте установки уплотнения, h1 – ширина уплотнения.

Подбор стопорной гайки.

По ГОСТ 11871-88 подобрана гайка М20х1,5-7Н05.05

Основные параметры гайки: D=34мм; D1=26; c<1,0; Н=8мм; b=6мм;

h=2 мм.[1]

Подбор стопорной многолапчатой шайбы.

По ГОСТ 11872-89 подобрана шайбу 20.08 кп.06

Основные параметры шайбы:d1=20,5 мм; D=36 мм; D1=27 мм; b=4,8 мм; h=4 мм; l=17 мм; s=1,0.[1]

Подбор стопорной гайки на шестерню.

По ГОСТ 11871-88 подобрана гайка М16х1,5-7Н05.05

Основные параметры гайки: D=30мм; D1=22; c<1,0; Н=6мм; b=5мм;

h=2 мм.[1]

Подбор стопорной многолапчатой шайбы.

По ГОСТ 11872-89 подбирали шайбу 16.08 кп.06

Основные параметры шайбы:d1=18,5 мм; D=32 мм; D1=25 мм; b=4,8 мм; h=4 мм; l=15 мм; s=1,0.[1]

Ведомый вал.

Диаметр концевого участка выходного вала.

Диаметр участка выходного вала под уплотнение в крышке подшипника.

dу2 = dвых2 + Dy = 20+4=24 мм.

Диаметр вала под уплотнение, корректируем по стандарту манжеты;[1]

dм =24 мм по ГОСТ 8752-79;

Dм=40 мм-диаметр манжеты;

h=10 мм-толщина манжеты.

Диаметр участка выходного вала под подшипник.

dп2 = dу2 + 1…5 мм = 24+1=25 мм

по ГОСТ 333-79 подбираем подшипник лёгкой серии; подобран подшипник №7205,[1]

D=52 мм;

T=16,25 мм;

b=15 мм;

Диаметр участка выходного вала под зубчатое колесо.

dк2 = dп2 + 1…2 мм = 25+2=27 мм

Диаметр ступицы колеса.

dст2 = 1,5×dк2 + 4…6 мм = 1,5×27+5,5=47 мм

Диаметр упорного буртика

dуп2 = dк2 + 7 мм = 27+7=34 мм

Длина концевого участка вала.

lвых2 = 1,75×dвых2 = 1,75×20=35 мм

Длина участка входного вала под уплотнение в крышке подшипника.

lу2 = 15…20 мм + d + h1 = 20+4+10 =34 мм

где d - толщина стенки крышки подшипника в месте установки уплотнения, h1 – ширина уплотнения.

Длина участка вала под подшипник в опоре А.

l’п2 = 2 мм + hупнаиб = 2+8,5+18,5 =29 мм

где Тнаиб - наибольшая ширина подшипника, hуп – ширина упорного кольца.

Ширина ступицы колеса.

lст2 = 1,2×dк2 = 1,2×27=32,4 мм.

Длина упорного буртика выбирается конструктивно равной 63 мм.

Длина участка вала под подшипник в опоре В выбирается равной

l”п2 = Тнаиб +С= 20 мм, где С – ширина фаски С=1,5 мм.

5 Проверочный расчёт валов редуктора на сопротивление усталости.

Ведомый вал

 
 


Плоскость XOY

Н (истинное направление действия силы противоположно выбранному)

Проверка: RAY - RBY + Fr2 - Fr1 = 0; 550,7 – 180,4 + 85,7 - 456 = 0.

Плоскость XOZ

(истинное направление действия силы противоположно выбранному)

Проверка: -RAZ + RBZ - Ft2 + Ft1 = 0; -1573 + 1051,3 –731 +1252,75 = 0.

Суммарные реакции.

5.1.2 Расчёт коэффициентов запаса прочности ведомого вала.

Материал вала – сталь 45 s = 900 МПа, s-1 = 380 МПа, t-1 = 230 МПа.[1]

Опасное сечение I-I.

MS =109300 Нмм, Т = 50110 Нмм, d = 25 мм.

Wp = 0,2×d3 = 0,2×253 = 3125 мм3.

При кручении считается, что напряжения изменяются по отнулевому циклу. Концентратором напряжений в сечении I-I является напрессовка подшипника на вал.

где Ks - эффективный коэффициент концентрации напряжений, зависит от концентратора напряжений; Kd – коэффициент, учитывающий диаметр вала.

, при sВ = 900 МПа, при d = 25 мм и напрессовке подшипника на вал.

KF – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, KF = 0,82 при sВ = 900 МПа, Ra = 3,2…0,8 мкм.

KV – коэффициент, учитывающий поверхностную обработку деталей,
KV = 1,0 при улучшении.

.

Аналогично Ktd : , .

Предел выносливости вала в сечении I-I.

По нормальным напряжениям.

.

По касательным напряжениям.

Коэффициент запаса прочности.

По нормальным напряжениям.

.

где y коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений, y = 0,1.

т.е. условие прочности по нормальным напряжениям выполняется.

По нормальным напряжениям.

.

т.е. условие прочности по касательным напряжениям выполняется.

Общий коэффициент запаса прочности.

S ³ [S] = 1,8…3,5 т.е. условие прочности выполняется.

Ведущий вал

Плоскость XOY

Н

(истинное направление действия силы противоположно выбранному)

Проверка: -RAY +RBY - Fr1 = 0; -101+352,8-251,8 = 0.

Плоскость XOZ

(истинное направление действия силы противоположно выбранному)

Проверка: -RAZ + RBZ - Ft1 = 0; -361,3+1092,3-731= 0.

Суммарные реакции.

5.2.2 Расчёт коэффициентов запаса прочности ведущего вала.

Материал вала – сталь 45 s = 900 МПа, s-1 = 380 МПа, t-1 = 230 МПа.[1]

Опасное сечение II-II.

MS =32630 Нмм, Т = 17400 Нмм, d = 20 мм.

Wp = 0,2×d3 = 0,2×203 = 1600 мм3.

При кручении считается, что напряжения изменяются по отнулевому циклу. Концентратором напряжений в сечении II-II является напрессовка подшипника на вал.

где Ks - эффективный коэффициент концентрации напряжений, зависит от концентратора напряжений; Kd – коэффициент, учитывающий диаметр вала.

, при sВ = 900 МПа, при d = 20 мм и напрессовке подшипника на вал.

KF – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, KF = 0,82 при sВ = 900 МПа, Ra = 3,2…0,8 мкм.

KV – коэффициент, учитывающий поверхностную обработку деталей,
KV = 1,0 при улучшении.

.

Аналогично Ktd : , .

Предел выносливости вала в сечении II-II.

По нормальным напряжениям.

.

По касательным напряжениям.

Коэффициент запаса прочности.

По нормальным напряжениям.

.

где y коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений, y = 0,1.

т.е. условие прочности по нормальным напряжениям выполняется.

По нормальным напряжениям.

.

т.е. условие прочности по касательным напряжениям выполняется.

Общий коэффициент запаса прочности.

S ³ [S] = 1,8…3,5 т.е. условие прочности выполняется.

6 Подбор подшипников и расчёт их долговечности для валов редуктора.

6.1 Ведомый вал.

Проверка долговечности роликового подшипника №7205 по ГОСТ 333-79.

С0r = 17,5 кН; e = 0,36; Y = 1,67; Y0 = 0,92.

Ведущий вал.

Исходные данные:

Т=17400 Н*мм; d=16 мм; b=5мм; h=5мм; t1=3мм; t2=2,3мм.[1]

Список литературы.

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование.

– М.: Высш. шк., 2001.

2. Иванов М. Н. Детали машин. - М.: Высш. шк., 1984.

3. Сулейманов А. С. и др. Расчет цилиндрических, конических и

червячных передач. Методические указания. – Уфа: УНИ, 1989.

4. Митюрев Е. А. Допуски и посадки. Методические указания для

студентов. – Уфа: УНИ, 1990.

Введение.

Передачи используются в приводах машин и агрегатов. Привод обычно состоит из двигателя и передач. Экономически целесообразно двигатели изготавливать высокооборотными с фиксированными частотами вращения.

При этом исполнительный орган машины обычно требует совершенно другие частоты вращения. Поэтому между двигателем и исполнительными органами ставятся передачи, которые предназначены для согласования параметров движения вала двигателя, с параметрами движения машины.


Подбор электродвигателя, энергетический, кинематический и силовой расчеты.







Последнее изменение этой страницы: 2017-01-19; Нарушение авторского права страницы

infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 3.227.254.12 (0.036 с.)