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 h_м – КПД муфты;

h_пк – КПД подшипников качения;

h_кп – КПД конической передачи; h_цп – КПД цепной передачи.

h_м=0,97; h_пк = 0,99; h_кп = 0,95; h_цп = 0,94.

h = 0,97* 0,95*0,94*0,99 ³ = 0,858

Требуемая мощность электродвигателя.

N_треб=N_вых/h=4,7 / 0,858 = 5,47 кВт

где N_треб – 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.

n_треб= n_вых* U^’ =580 *6 = 3480 об / мин

где n_треб – требуемая частота вращения электродвигателя;

Выбор электродвигателя.

N_эд ³ N_треб; n_эд» n_треб.

где N_эд – мощность электродвигателя;

n_эд – частота вращения вала электродвигателя;

N_эд = 5,5кВт;n_эд =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=n_эд/n_вых=2880/580=4,966

Распределение передаточных отношений между передачами привода.

где U_кп и U_цп действительные передаточные числа конической и цилиндрической передач соответственно.

U_кп = 3; U_цп=U/U_кп=4,966/3=1,66

Распределение силовых и кинематических параметров по валам привода.

Вал IV N_IV = N_вых = 4,7 кВт

n_IV = n_вых = 580 мин^-1

T_IV = T_вых =

Вал III N_III =

n_III = n_IV ×U_цп = 580×1,66 = 962,8 мин^-1

T_III =

Вал II N_II =

n_II = n_III ×U_кп = 962,8×3 = 2888 мин^-1

T_II =

Вал I N_I =

n_I = n_II = 2888 мин^-1

T_I =

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 = Т_III = 50110 Нмм.

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

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

4) Число зубьев большого колеса z₂ = z₁×U_кп= 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 F_r1 = F_a2 = F_t1×tga_w×cosd₁ =731×tg20^o×cos18,43^o = 251,8 Н

в) осевая F_a1 = F_t2 = F_t1×tga_w×sind₁ =731×tg20^o×sin18,43^o = 85,7 Н

Таблица 2 - Основные геометрические и силовые параметры конической пары.

	z	me	d	Re	dе	daе	dfе	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.

d_ai =m(z_i +2);

d_a1 =2(20+2)=88 мм;

d_a2 =2(33 +2)=140 мм;

2 Диаметр впадин зубьев.

d_fi = m(z_i –2,5)

d_f1 = 2(20 –2,5)=70 мм;

d_f2 = 2(33 –2,5)=122 мм;

3 Силы в зацеплении.

а) окружная ;

б) радиальная F_r1 = F_r2 = F_t1×tga_w =1252,75×tg20^o =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.

d_вых1=16 мм

Диаметр участка входного вала под уплотнение в крышке подшипника.

d_у1 = d_вых1 + Dy = 16+2=18 мм.

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

d_м =18 мм по ГОСТ 8752-79;

D_м=40 мм-диаметр манжеты;

h=8 мм-толщина манжеты.

Диаметр участка входного вала под подшипник.

d_п1 = d_у1 + 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.

d_к1 = d_п1 - 2…4 мм = 20-4=16 мм

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

Длина вала под колесо.

l_к=d_к+10..15мм=27 мм

Расстояние между подшипниками.

b= мм

Длина концевого участка вала.

l_вых1 = 1,75×d_вых1 = 28 мм

Длина участка входного вала под уплотнение в крышке подшипника.

l_у1 = 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.

d_у2 = d_вых2 + Dy = 20+4=24 мм.

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

d_м =24 мм по ГОСТ 8752-79;

D_м=40 мм-диаметр манжеты;

h=10 мм-толщина манжеты.

Диаметр участка выходного вала под подшипник.

d_п2 = d_у2 + 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.

d_к2 = d_п2 + 1…2 мм = 25+2=27 мм

Диаметр ступицы колеса.

d_ст2 = 1,5×d_к2 + 4…6 мм = 1,5×27+5,5=47 мм

Диаметр упорного буртика

d_уп2 = d_к2 + 7 мм = 27+7=34 мм

Длина концевого участка вала.

l_вых2 = 1,75×d_вых2 = 1,75×20=35 мм

Длина участка входного вала под уплотнение в крышке подшипника.

l_у2 = 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 + h_уп +Т_наиб = 2+8,5+18,5 =29 мм

где Т_наиб - наибольшая ширина подшипника, h_уп – ширина упорного кольца.

Ширина ступицы колеса.

l_ст2 = 1,2×d_к2 = 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 = Т_наиб +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: R_AY - R_BY + F_r2 - F_r1 = 0; 550,7 – 180,4 + 85,7 - 456 = 0.

Плоскость XOZ

(истинное направление действия силы противоположно выбранному)

Проверка: -R_AZ + R_BZ - F_t2 + F_t1 = 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.

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

W_p = 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 K_s - эффективный коэффициент концентрации напряжений, зависит от концентратора напряжений; K_d – коэффициент, учитывающий диаметр вала.

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

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

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

.

Аналогично K_td: , .

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: -R_AY +R_BY - F_r1 = 0; -101+352,8-251,8 = 0.

Плоскость XOZ

(истинное направление действия силы противоположно выбранному)

Проверка: -R_AZ + R_BZ - F_t1 = 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.

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

W_p = 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 K_s - эффективный коэффициент концентрации напряжений, зависит от концентратора напряжений; K_d – коэффициент, учитывающий диаметр вала.

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

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

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

.

Аналогично K_td: , .

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.

С_0r = 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.