Выбор электродвигателя, силовой и кинематический расчет

Содержание

                                                                                                                                                                                                                                                                    

Содержание                                                                                             2

Введение                                                                                                  3

1. Выбор электродвигателя, силовой и кинематический расчет           4

2. Расчет клиноременной передачи                                                        6

3. Расчет зубчатой передачи                                                              9

4. Ориентировочный расчет валов                                                        16

5. Компоновка редуктора                                                                       19

6. Проектный расчет валов                                                                         21

7. Расчет валов по запасу прочности                                                     25

8. Проверка долговечности подшипников                                      33

9. Расчет шпоночных соединений                                                          36

10. Выбор смазки и смазочного материала                                           37

11. Порядок сборки редуктора                                                              38

Заключение                                                                                         39

Список литературы                                                                                 40

Введение

                                                                    

В данном курсовом проекте необходимо разработать механический привод по заданной схеме. Привод этого механизма включает в себя электродвигатель, соединенный посредством клиноременной передачи с быстроходным валом цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора. Тихоходный вал редуктора с помощью компенсирующей муфты передает вращение на рабочий вал машины.

Проектирование привода осуществляется на основании технического задания, в котором содержатся назначение, основные характеристики и режимы нагружения механизма. Необходимо разработать сборочный чертеж редуктора со спецификацией, рабочие чертежи вала и зубчатого колеса, а также выполнить пояснительную записку с полным расчетом привода.

 

Выбор электродвигателя, силовой и кинематический расчет

 

Общий КПД привода:

Принимаем КПД ременной и цилиндрической передач, а также двух пар подшипников по [1, табл.1.1].

=0,96 =0,922.

Требуемая мощность двигателя:

Р = = =3,25 кВт.

Ориентировочное передаточное число привода:

Принимаем ориентировочные передаточные числа передач по [1, с.24]:

= .

Ориентировочная частота вращения двигателя:

мин .

По таблице двигателей [1, табл.П.1] принимаем Р_дв . Р =4 кВт.

Выбираем электродвигатель 4А112МВ6, для которого Р =4 кВт,

n =1000 мин , S=5,1%.

Асинхронная частота вращения двигателя n =n (1- )=1000(1- )=

=949 мин .

Уточнение передаточных чисел передач.

Общее передаточное число привода .

Принимаем стандартное значение =4.

Определим необходимое передаточное число ременной передачи.

.

 

 

Частоты вращения на валах.

Быстроходный вал редуктора n = =949/1,98=480 мин .

Тихоходный вал редуктора n = n / =480/4=120 мин .

Поскольку частота вращения выходного вала, полученная при проектировании, совпадает с требуемой, то расчет передаточных соотношений произведен без ошибок.

Угловые скорости на валах привода.

с .

с .

с .

Мощности на валах:

кВт.

кВт.

кВт - совпадает с условием задания.

Крутящие моменты на валах.

Нм.

Нм.

Нм.

Таблица 1 – Результаты кинематического расчета.

№ вала	n, мин	, с	Т, Нм	Р, кВт
Двигателя	949	99,33	32,7	3,25
1	480	50,24	61,5	3,09
2	120	12,56	238,8	3

Расчет зубчатой передачи

 

Определяем размеры характерных сечений заготовок.

 мм,

 мм.

Диаметр заготовки для колеса

мм.

Определение допускаемых напряжений.

Принимаем по условию задания косозубую передачу. Материал колеса и шестерни выбираем по [1, табл.1.1] - cталь 40Х с термообработкой – улучшение. Твердости шестерни HB,  мм и колеса HB,  мм [1, табл.1.1].

Допускаемые контактные напряжения.

,

где - предел контактной выносливости для шестерни и колеса.

 МПа.

 МПа.

Коэффициент безопасности [S ]=1,1 для улучшенных передач [1, табл.2.1].

Коэффициент долговечности .

Здесь - базовое число циклов при действии контактных напряжений      [1, табл.1.1].

.

.

 

Эквивалентное число циклов напряжений.

,

где  - коэффициент эквивалентности для легкого режима работы [1, табл.3.1].

 - суммарное число циклов нагружения,

где с=1,

ч.

60 , 60 .

, .

Так как , принимаем .

 МПа.

 МПа.

Принимаем .

Определение допускаемых напряжений изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба.

.

Предел изгибной выносливости для шестерни и колеса.

 МПа.

 МПа.

Коэффициент безопасности .

Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, для реверсивной передачи [1, табл.4.1].

Коэффициент долговечности ,

где q=6 – показатель степени кривой усталости,

 - базовое число циклов при изгибе.

,

где  - коэффициент эквивалентности для легкого режима работы [1, табл.3.1].

, .

Так как , принимаем .

 МПа.

 МПа.

Расчет основных параметров передачи.

Определение межосевого расстояния.

,

где [1, с.11] – для косозубых передач,

 для проектного этапа расчета,

[1, с.11] – коэффициент ширины зубчатого венца.

мм.

Округляя до большего числа из ряда межосевых расстояний, принимаем 125 мм.

Модуль зацепления  мм.

Принимаем модуль  мм.

Принимаем предварительно .

 

Число зубьев шестерни:

. Принимаем .

Число зубьев шестерни:

. Принимаем .

Число зубьев колеса .

Фактическое передаточное число .

Фактическое значение передаточного числа отличается от предварительного на величину

, что допустимо.

Уточнение угла наклона зубьев:

.

Поскольку число зубьев обоих колес превышает 17, зубья нарезаются без смещения.

Расчет основных геометрических размеров передачи.

Делительный диаметр колеса  

мм.

мм.

Диаметр вершин зубьев .

мм.

мм.

Диаметр впадин зубьев .

 мм.

 мм.

Ширина колеса  мм.

Ширина шестерни  мм. Из ряда нормальных линейных размеров принимаем  мм.

Уточняем межосевое расстояние.

мм.

Окружная скорость колес:

м/с.

Для полученной скорости скольжения степень точности передачи по            [1, табл.8.1] n_ст=8.

Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям.

,

где  - для косозубых колес.

- коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям.

где  - коэффициент неравномерного распределения нагрузки между зубьями.

для косозубой передачи.

.

.

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

 принимаем по [1, табл.9.1] в зависимости от коэффициента , схемы передачи и твердости зубьев.

.

[1, табл.10.1] – динамический коэффициент.

.

МПа.

Рассчитаем недогруз по контактным напряжениям.

, что допустимо.

Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба в зубьях шестерни.

,

Здесь - коэффициент, учитывающий форму зуба. Приведенные числа зубьев для косозубой передачи:

.

,

.

.

.

- коэффициент, учитывающий угол наклона зуба.

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,

где торцевой коэффициент

.

- коэффициент нагрузки при расчете по изгибающим напряжениям.

 для непрямозубых передач,

,

.

.

МПа.

Напряжения изгиба в зубьях колеса.

МПа.

Силы в зацеплении:

Окружная сила  Н.

Радиальная сила  Н.

Осевая сила  Н.

Рисунок 2 - Схема сил в цилиндрической передаче: 1 – шестерня, 2 – колесо.

Быстроходный вал.

Рисунок 3 – Эскиз быстроходного вала редуктора.

 

Диаметр выходного участка мм.

 - пониженные допускаемые напряжения на кручение,

. Для вала-шестерни выбираем сталь 40Х с МПа.

МПа. Принимаем МПа.

мм. Принимаем мм.

Длина выходного участка  мм. [2, табл.П10].

Диаметр вала под уплотнением мм, где с=1,5 мм [2, с.167] – высота заплечика.

Принимаем  мм. Выбираем из ГОСТ 8752-79 манжету .

Диаметр участка вала под подшипником  

Принимаем  мм. Выбираем из ГОСТ 8338-75 два шариковых радиальных подшипника 206.

Диаметр подшипникового буртика мм, где            с=2 мм [2, с.167] – координата фаски подшипника.

Принимаем  мм.

Длина участка вала под уплотнением определяется конструктивно.

Длина подшипникового участка равна ширине подшипника: мм.

Минимальный зазор между деталями передач

мм. Принимаем минимально допустимое значение мм.

Тихоходный вал.

Рисунок 4 – Эскиз тихоходного вала редуктора.

 

Диаметр выходного участка мм.

 - пониженные допускаемые напряжения на кручение,

. Для стали 45 МПа.

МПа. Принимаем МПа.

мм. Принимаем мм.

Длина выходного участка  мм. [2, табл.П10].

Диаметр вала под уплотнением мм, где с=2,5 мм [2, с.167] – высота заплечика.

Принимаем  мм. Выбираем из ГОСТ 8752-79 манжету .

Диаметр участка вала под подшипником  

Принимаем  мм. Выбираем из ГОСТ 8338-75 два радиальных шариковых подшипника 209.

Диаметр участка вала под колесом  

Принимаем  мм.

Диаметр буртика колеса мм, где а=3 мм – размер фаски колеса [2, с.167].

Принимаем  мм.

Длина участка вала под уплотнением определяется из построения.

Длина левого подшипникового участка равна ширине подшипника: мм.

Длина правого подшипникового участка  мм.

Длина участка вала под колесом  мм.

Длина ступицы колеса  мм.

 

Компоновка редуктора

Проектный расчет валов

Быстроходный вал.

На быстроходный вал действуют окружная, радиальная и осевая силы от цилиндрической передачи, а также сила давления на вал от ременной передачи.

Определяем реакции в опорах.

Плоскость :

;

.

.

Плоскость :

;

.

.

Суммарные реакции в опорах.

Н.

Н.

Построение эпюр изгибающих моментов.

Плоскость Z=0, момент на участке с нарезанными зубьями шестерни от реакции в левой опоре.

.

Плоскость Z=0, момент на участке с нарезанными зубьями шестерни от реакции в правой опоре.

.

Плоскость Х=0, момент под левым подшипником.

.

Плоскость Х=0, момент на участке с нарезанными зубьями шестерни.

.

Крутящий момент  Нм.

 

Рисунок 7 – Эпюры моментов на быстроходном валу.

Тихоходный вал.

На тихоходный вал действуют окружная, радиальная и осевая силы от цилиндрической передачи, а также сила от муфты, соединяющей тихоходный вал редуктора с выходным валом привода.

Сила, действующая на вал от муфты Н.

Определяем реакции в опорах.

Плоскость :

;

.

.

Плоскость :

;

.

.

Суммарные реакции в опорах.

Н.

Н.

Построение эпюр изгибающих моментов на тихоходном валу.

Плоскость Z=0, момент на участке под зубчатым колесом от реакции в левой опоре.

.

Плоскость Z=0, момент на участке под зубчатым колесом от реакции в правой опоре.

.

Плоскость Х=0, момент под левым подшипником.

.

Плоскость Х=0, момент на участке под зубчатым колесом.

.

Крутящий момент  Нм.

Рисунок 8 – Эпюры моментов на тихоходном валу.

Быстроходный вал.

Поскольку принято, что быстроходный вал выполняется в виде вала-шестерни, то материал зубьев цилиндрической шестерни – сталь 40Х, является одновременно и материалом всего вала. Пределы текучести и прочности для стали 40Х, [1, табл.1.5]:

Определим пределы выносливости стали 40Х при симметричном цикле напряжений для изгиба () и кручения ():

,

.

Проверим на сопротивление усталости сечение вала посредине нарезанных зубьев шестерни.

Коэффициент запаса прочности по усталости:

.

 - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям,

где  - коэффициент снижения предела выносливости при изгибе,

.

Здесь  [1, табл.4.5] – эффективный коэффициент концентрации напряжений,

,

[1, табл.5.5] – коэффициент влияния шероховатости поверхности,

[1, с.89] – коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

.

- коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.

 - напряжение изгиба в опасном сечении.

 Нм.

 МПа.

 МПа.

.        

 - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям,

где  - коэффициент снижения предела выносливости при кручении,

.

Здесь  [1, табл.4.5] – эффективный коэффициент концентрации напряжений,

,

.

.

МПа - напряжение изгиба в опасном сечении.

.

Проверим опасное сечение посредине левой подшипниковой шейки.

Коэффициент запаса прочности по усталости:

.

 - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям,

где  - коэффициент снижения предела выносливости при изгибе,

.

[1, табл.7.5],

[1, табл.5.5] – коэффициент влияния шероховатости поверхности,

[1, с.89] – коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

.

 - напряжение изгиба в опасном сечении.

 Нм.

 МПа.

МПа.

.

 - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям,

где  - коэффициент снижения предела выносливости при кручении,

.

Здесь [1, табл.7.5].

.

МПа - напряжение изгиба в опасном сечении.

.

Быстроходный вал проходит проверку.

Тихоходный вал.

Принимаем материал тихоходного вала – сталь 45. Пределы текучести и прочности для стали 45, [1, табл.1.5]:

Определим пределы выносливости стали 45 при симметричном цикле напряжений для изгиба () и кручения ():

, .

Проверим на сопротивление усталости сечение вала посредине участка под левым полушевроном.

Коэффициент запаса прочности по усталости:

 - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям,

где  - коэффициент снижения предела выносливости при изгибе,

.

Здесь  [1, табл.3.5] – эффективный коэффициент концентрации напряжений для шпоночного паза,

,

[1, табл.5.5] – коэффициент влияния шероховатости поверхности,

[1, с.89] – коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

.

- коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.

 - напряжение изгиба в опасном сечении.

 Нм.

 МПа.

МПа.

.     

 - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям,

где  - коэффициент снижения предела выносливости при кручении,

.

Здесь  [1, табл.3.5] – эффективный коэффициент концентрации напряжений,

,

.

.

МПа - напряжение изгиба в опасном сечении.

.

Проверим опасное сечение посредине левой подшипниковой шейки.

Коэффициент запаса прочности по усталости:

.

 - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям,

где  - коэффициент снижения предела выносливости при изгибе,

.

[1, табл.7.5],

[1, табл.5.5] – коэффициент влияния шероховатости поверхности,

[1, с.89] – коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

.

 - напряжение изгиба в опасном сечении.

 Нм.

 МПа.

МПа.

.

 - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям,

где  - коэффициент снижения предела выносливости при кручении,

.

Здесь [1, табл.7.5].

.

МПа - напряжение изгиба в опасном сечении.

.

Тихоходный вал проходит проверку.

Быстроходный вал.

Рисунок 9 – Схема установки подшипников на быстроходном валу.

 

Вал установлен на радиальных шариковых подшипниках 206                      ГОСТ 8338-75: 19,5 кН; 10 кН.

Расчетная долговечность подшипников определяется по формуле:

,

где m=3 - для шарикоподшипников,

 - эквивалентная динамическая нагрузка.

Здесь V=1 для вращения внутреннего кольца подшипника,

[1, табл. 1.6] – коэффициент безопасности,

[1, с.101] – температурный коэффициент.

0,44 кН, 2 кН – реакции опор, определены ранее.

,  кН.

.

0. Для этого случая X=1; Y=0.

0,56/(1·2)=0,28>e=0,26. В этом случае X=0,56,

.

кН.

кН.

Долговечность пары подшипников определяем по наиболее нагруженному из них.

ч.> ч., где 12500 ч. – минимальная долговечность подшипников зубчатых редукторов по ГОСТ 16162-85.

Тихоходный вал.

Рисунок 10 – Схема установки подшипников на тихоходном валу.

 

Вал установлен на радиальных шариковых подшипниках 209                      ГОСТ 8338-75: 33,2 кН; 18,6 кН.

Расчетная долговечность подшипников определяется по формуле:

,

где m=3 - для шарикоподшипников,

 - эквивалентная динамическая нагрузка.

Здесь V=1 для вращения внутреннего кольца подшипника,

[1, табл. 1.6] – коэффициент безопасности,

[1, с.101] – температурный коэффициент.

1,01 кН, 1,85 кН – реакции опор, определены ранее.

 кН, .

.

0,56/(1·1,01)=0,55>e=0,22. В этом случае X=0,56,

.

0. Для этого случая X=1; Y=0.

кН.

кН.

Долговечность пары подшипников определяем по наиболее нагруженному из них.

ч.> ч.

Подшипники обоих валов проходят проверку на долговечность.