Случайная страница | ТОМ-1 | ТОМ-2 | ТОМ-3 Архитектура Биология География Другое Иностранные языки Информатика История Культура Литература Математика Медицина Механика Образование Охрана труда Педагогика Политика Право Программирование Психология Религия Социология Спорт Строительство Физика Философия Финансы Химия Экология Экономика Электроника

2.1 Выбор электродвигателя

2. СПЕЦИАЛЬНАЯ ЧАСТЬ

2.1 Выбор электродвигателя

Определяем потребную мощность рабочей машины

(2.1)

Определяем КПД привода

где КПД соответственно закрытой передачи, цепной передачи, муфты и подшипников.

Значение КПД выбираем из таблицы 2.2 [5.42]

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле

, (2.3)

кВт

По таблице К9 [5.406] выбираем тип электродвигателя. В таблице приведены двигатели асинхронные трехфазные серии 4А, их технические характеристики. При выборе электродвигателя предпочтительнее двигатели с частотой 1500 и 1000 об/мин.

Я выбираю электродвигатель 4А160М6УЗ; ; об/мин; %

2.2 Кинематический расчет привода

Частоту вращения вала барабана находим по формуле

, (2.4)

= 57 об/мин

Общее передаточное число привода определяем из уравнения

(2.5)

где =2…6,3 – передаточное число редуктора;

- передаточное число цепной передаточное число цепной передачи табл. 2.3 [4.45].

Определяем фактическую частоту вращения двигателя

(2.6)

= 970 об/мин

Угловая скорость электродвигателя

Уточняем передаточное число привода

Тогда передаточное число редуктора

Округляем до стандартного по ГОСТ 2185-66 [4,36], причём первый ряд следует предпочитать второму. Окончательно принимаем .

После этого уточняем передаточное число:

Определяем частоту вращения и угловые скорости:

а) ведущего вала редуктора

б) ведомого вала редуктора

в) вала барабана

Значения угловой скорости вала барабана совпадает с ранее вычисленным по формуле 2.6

Результаты кинематического расчёта заносим в таблицу 2.1

Таблица 2.1 – Кинематические параметры привода.

2.3 Силовой расчёт привода

Определяем вращающие моменты:

а) на валу электродвигателя

б) на ведущем валу редуктора

в) на ведомом валу редуктора

г) на валу редуктора

2.4 Расчёт зубчатой передачи редуктора

Материал для шестерни и колеса выбираем со средним механическими характеристиками по таблице 3.3 [3,34]: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твёрдость ; для колеса сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твёрдость на 30 единиц ниже – Для шестерни диаметр заготовки принимаем , а для колеса .
Таблица 2.2 Механические характеристики зубчатой пары

Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле

где - предел выносливости при базовом числе циклов, МПа;

- коэффициент долговечности

– коэффициент безопасности

По таблице 3.2 для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее HB350 и термической обработкой улучшением

Для косозубых колёс расчётов уточняем контактное напряжение вычисляем по формуле

шестерни

колеса

Вычислив допускаемые контактные напряжения для колеса и шестерни, определим расчётное допускаемое напряжение для косозубых колёс по формуле (2.19)

Проверяем требуемое условие контактной прочности зубьев

Для определения габаритов редуктора вычисляем межосевое расстояние зубчатой передачи

где – вспомогательный коэффициент для косозубых передач;

– коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине зуба;

- коэффициент ширины венца.

Вычисленное по формуле (2.21) расчётное значение сравниваем со значением из ряда по ГОСТ 2185-66 (3,36) и окончательно принимаем ближайшее стандартное значение

Первый ряд следует предпочитать второму

Нормальный модуль зацепления выбираем из предела

Стандартное значение принимаем из ряда по ГОСТ 2185-66 [3,36]

Рисунок 2.1 – Угол наклона зубьев шестерни

Угол наклона зубьев косозубых колёс принимаем из предела [4,37]

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

Для косозубых колёс

число зубьев шестерни

число зубьев колеса из формулы (2.23)

Расчётные значения округляем до целых значений, уточняем фактическое передаточное число редуктора:

Уточняем фактический угол наклона зуба

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле

Делительный диаметр шестерни

Делительный диаметр колеса

Находим фактическое межосевое расстояние

Определяем диаметр окружностей вершин зубьев по формуле

- для шестерни

-для колеса

Определяем коэффициент ширины колеса по формуле [3,294]

Тогда ширина колеса равна

Ширина шестерни принимается конструктивно на 5-10 мм больше ширины колеса

Окружная скорость колеса равна

Для окружной скорости согласно рекомендациям [3,32] принимаем восьмую степень точности

Коэффициент нагрузки определяем по формуле

где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями таб. 3.4 [3,39];

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца таб. 3.5 [3,39];

динамический коэффициент определяют в зависимости от окружной скорости колём и степени точности по таб. 3.6 [3,40].

Подставив значения коэффициентов, находим коэффициент нагрузки по формуле (2.33)

Проверяем контактные напряжения по формуле

Определяем силы, действующие в зацеплении

- окружная сила

- радиальная сила

- осевая сила

Проверяем зубья на выносливость по направлениям изгиба по формуле

где коэффициент нагрузки [3,42];

= 3,61 коэффициент, учитывающий форму зуба .

Эквивалентное число зубьев

у шестерни

у колеса

коэффициент, введённый для компенсации погрешности в случае косозубых колёс

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями

Допускаемое напряжение определяем по формуле

где по таб. 3.9 [3,44]

Для стали 40ХН и 30ХГС определяем по формуле. По таблице. 3.9

для шестерни

для колеса

Допускаемое напряжение для шестерни

Допускаемое напряжения для колеса

Находим напряжение

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчёт будем вести для зубьев колеса, для которого найдено отклонение меньшее

Подставив значение вычисленных коэффициентов в формулу 2.39 получим:

Условие прочности выполнены

2.5 Проектировочный расчёт валов

Проектирование вала начинаем с определения диаметра его выходного конца из расчётов на чистое кручение, без учёта влияния изгиба [3,161]. Диаметр вала определяем по формуле

где - допускаемое напряжение при кручении [3,161]

Диаметр ведущего вала

Рассчитанное значение ведущего вала редуктора необходимо согласовать с диаметром вала электродвигателя выбранного типа размера табл. К9 [4,406]

Согласуем диаметры валов

Принимаем

Диаметры вала по подшипник принимаем на 5 мм больше

Диаметр ведомого вала

Принимаем

Диаметры вала по подшипник принимаем на 5 мм больше

Диаметр вала под колесо принимаем

2.6 Конструктивные размеры зубчатых колёс

Выписываем из расчётов конструктивные размеры шестерни и колеса. Шестерня выполняется за одно целое с валом, выписываем значения

Зубчатое колесо принимаем кованое, выписываем значения

Используя данные табл.10.1 [4,233], определяем для колеса диаметры ступицы

Принимаем значение из стандартного ряда [3,161]

Длина ступицы

Принимаем из стандартного ряда [4,161]

Толщина обода колеса

Принимаем толщину обода колеса табл. 10.24 [3,233]

Толщина диска кованого колеса

Принимаем цельное значение

Диаметр обода

Принимаем значение

Диаметр центровой окружности

Диаметр отверстий

Принимаем диаметр отверстий

Рисунок 2.2 Цилиндрическое зубчатое колесо

2.7 Конструктивные размеры корпуса и крышек редуктора

В корпусе редуктора размещаем детали зубчатой передачи. При его конструирование должны быть обеспечены прочность и жёсткость, исключающие перекосы валов. Для повышения жёсткости служат рёбра, располагаемые у приливов под подшипники. Корпус обычно выполняют разъёмным, состоящим из основание и крышки рис. 10.45 [3,239].

Материал корпуса обычно чугун СЧ 10 или СЧ 15.

Толщина стенки корпуса редуктора

Принимаем 8 мм

Толщина стенки крышки редуктора

Принимаем 8 мм

Толщина верхнего пояса корпуса

Толщина нижнего пояса крышки корпуса

Толщина нижнего пояса корпуса

Принимаем 18 мм

Толщина рёбер корпуса

Принимаем 8 мм

Диаметр фундаментных болтов

Принимаем болты М18

Диаметр болтов у подшипников

Принимаем болты М13

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой

Принимаем М10

Основание корпуса и крышки редуктора фиксируют относительно друг друга двумя коническими штифтами

Основание и крышку корпуса соединяют болтами для обеспечения герметичности.

Для предотвращения протекания масла плоскости разъёма смазывают спиртовым лаком или жидким стеклом.

Для удаления загрязнённого масла и для промывки редуктора в нижней части корпуса делают пробку.

Подшипник закрывают крышками глухими и сквозными. Толщину фланца крышки подшипники равной диаметру отверстия.

Рисунок 2.3 – Крышка подшипника

2.8 Первый этап компоновки редуктора

Первый этап компоновки служит для приближённого определения положения зубчатых колёс относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертёж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора см. приложение А.

При очерчивании внутренней стенки корпуса принимаем:

Принимаем 8 мм

Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса

Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущей и внутренней стенки корпуса

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии, габариты принимаем по значению и оформляем в виде таблице 2.2.

Таблица 2.2 − Технические характеристики подшипников

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазка внутрь корпуса и вымывания смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяется размером от 8 до 12 мм. Измерением находим расстояние на ведущем валу и на ведомом .

Примем окончательно .

2.9 Проверка долговечности подшипников

2.9.1 Проверка долговечности подшипников ведущего вала

Из предыдущих , , .

Кроме этих сил на вал действует радиальная консольная нагрузка от муфты которую определяем для МУВП по зависимости [4,252].

где радиальная жёсткость муфты по таблице 2.3, Н/мм;

Δ - радиальное смещение муфты

Таблица 2.3 – Радиальная жёсткость муфты

Точку приложения силы F_м определяем по зависимости

Примем

Из первого этапа эскизной компоновки

Расчётную схему ведущего вала выполняем на отдельном листе, используем пространственную систему координат.

Чтобы учесть наиболее сложные условия работы при составлении расчётной схемы направление F_м выбираем противоположно F_t.

Крутящий момент

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости ZX

Изгибающие моменты в плоскости ZX

Реакции опор в вертикальной плоскости YZ

Рисунок 2.4 Расчётная схема ведущего вала

Проверка:

Изгибающие моменты в плоскости YZ

Реакции опор от силы

2625 Нм

Проверка:

-2625

Изгибающие моменты от силы

Суммарные реакции (радиальные нагрузки)

Намечаем подшипники по более нагружённой опоре А, а именно радиальные шарикоподшипники средней серии №309 [3,393] таб. П36: d=45 мм, D=100 мм, В=25 мм, С₀=30 кН, С=52,7 кН

Эквивалентная нагрузка

где V=1 коэффициент вращения внутренне кольца подшипника [3,212];

K_δ=1,3…1,5 коэффициент нагрузки табл. 9.19 [3,124];

K_T=1 температурный коэффициент табл. 9.20 [3,214];

X=1 по табл. 9.18 [3,212];

Y=0 по табл. 9.18 [3,212].

Определяем расчётную долговечность подшипника по формуле

где С динамическая нагрузка подшипника выбранной серии табл. П3 [3,214].

Расчётная долговечность в часах

Значение, рассчитанное по формуле (2.69), удовлетворяет условию

Подшипники подобраны правильно.

2.9.2 Проверка долговечности подшипников ведомого вала

На ведомый вал кроме сил, приложенных в полосе зацепления, действует консольная нагрузка F_к от цепной передачи.

где – вращающий момент ведомого вала редуктора.

Точка приложения силы F_к принимается равное от центра ближнего подшипника до центра звёздочки.

Принимается

Крутящий момент, передаваемый вдоль оси вала от середины колеса до середины звёздочки

Опорные реакции в горизонтальной плоскости XZ

Изгибающие моменты в плоскости XZ:

Реакции опор в вертикальной плоскости YZ

Проверка:

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости YZ

Реакции опор от консольной силы F_к

Рисунок 2.5 Расчётная схема ведомого вала

Проверка:

Изгибающие моменты от силы F_к

Суммарные радиальные нагрузки

Намечаем подшипники по более нагруженной опоре D, а именно шарикоподшипники радиальной средней серии: d=60 мм; D=130 мм;

В=31 мм; С_о=48 кН; С=81,9 кН.

Отношение , что соответствует коэффициенту осевого нагружения 𝑒=0,2 кН.

Отношение

Тогда по таблице 9.18 [3,212] определяем X=1; Y=0.

Находим эквивалентную нагрузку на подшипники по формуле (2.67)

Определяем расчётную долговечность подшипника по формуле (2.68)

Расчётную долговечность в часах вычислим по формуле (2.69)

Значение, рассчитанное по формуле (2.69), удовлетворяет условию

Подшипники подобраны правильно.

2.10 Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колёса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки точности валов см. приложение Б.

Придерживаемся среднего порядка выполнения эскизной компоновки:

а) вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденные ранее. Шестерню выполняем заодно с валом;

б) подшипники вычерчиваем по данным из табл. П3 [3,394]. Разрешается показывать одну половину подшипника;

в) между торцами подшипников и внутренней поверхностью корпуса вычерчиваем мазеудерживающее кольцо [3,208]. Общая ширина кольца принимается конструктивно. Торцы колец выступают внутрь корпуса на 1…2 мм от внутренней стенки, при этом они выполняют ещё и роль маслоотражающих колец. Их устанавливают на тот же диаметр, что и подшипник, чтобы не делать большего количества ступней на валу, фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипника;

г) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками толщиной 1мм, винт условно показывается в плоскости чертежа;

д) в сквозных крышках выполняем уплотнительные устройства [1,658]; переход вала от d_n1 к d_в1 выполняем на расстояние 10…15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки винтов крепления крышки;

е) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки – с другой;

ж) место перехода от d_к2 к d_n1 смещаем на 2…3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижать мазеудерживающего кольца к торцу втулки (а не плечиками);

з) на ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скруглёнными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длину на 10 мм, меньше длины ступицы.

2.11 Проверочный расчёт шпоночных соединений

Для соединения вала с деталями, передающими вращение, подбираем шпонки по ГОСТ 23360-78 из стали 45, имеющей 𝜎=600 МПа. Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице , при чугунной .

Ведущий: d_в1= 40 мм; t₁= 5,5 мм. Длина шпонки =70 мм (при длине ступицы полумуфты 80 мм). Момент на ведущем валу T₁ =109 Н м.

Материал полумуфты МУВП чугун марки СЧ 20, следовательно условие выполнено.

На ведомом валу из двух шпонок, под зубчатки колесом и под звёздочкой, более нагружена вторая.

Проверяем шпонку под звёздочкой на смятие по формуле (2.77).

Условие прочности выполнено.

2.12 Уточнённый расчёт валов

2.12.1 Уточнённый расчёт ведущего вала

Ведущий вал заодно с шестерней. Материал шестерни сталь 45 термообработка улучшение. По таблице 3.3 [3,34]

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений.

Сечение А−А – это сечение при передачи вращающего момента от двигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

где k_𝜏=2,45 таблица 3.5 [3,166];

𝜀_𝜏=0,73 таблица 3.5 [3,166];

[3,166];

Амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

При d=40 мм; b h=12 мм; момент сопротивления кручению вычисляем по таблице 3.5 [3,166].

Момент сопротивления изгибу

Напряжение цикла кручение вычислим по формуле (2.76)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

где k_𝜎=1,60 таблица 8.6 [3,166];

𝜀_𝜎=0,85 таблица 8.6 [3,166];

[3,166].

Напряжение изгиба амплитудное

Напряжение изгиба для симметричного цикла среднее

Подставив данные в формулу 2.79, получим

Общий коэффициент запаса прочности [3,161] равен

Прочность вала обеспечена.

2.12.2 Уточнённый расчёт ведомого вала

Материал вала сталь 45, термообработка – улучшение; 𝜎_в=690 МПа.

Конденсатор напряжения шпоночная канавка под колесом. Диаметр вала в этом сечении 65 мм. Размеры шпоночной канавки: b h=20 ; t₁=7,5мм.

Крутящий момент

Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

Суммарный момент в сечении равен

Момент сопротивления кручению определяем по формуле (2.77)

Момент сопротивления изгибу определяем по формуле (2.78)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Среднее напряжение

где таблица 8.6 [3,166];

таблица 8.8 [3,166];

[3,166].

Коэффициент запаса прочности

где таблица 8.6 [1,166];

таблица 8.6 [1,166];

[3,166].

Общий коэффициент запаса прочности

Сечение вала под подшипником. Здесь концентрация напряжения обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. По таблице 8.7 [3,166] находим коэффициенты:

Изгибающий момент в точке D

Осевой момент сопротивления

Амплитуда нормальных напряжений

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

Концентрация напряжений в сечении вала обусловлена наличием шпоночной канавки.

Диаметр 55 мм, размер шпонки b h=16 ; t₁=6 мм.

По таблице 8.5 подбираем коэффициенты

Изгибающий момент в сечении вала

Момент сопротивления изгибу

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Момент сопротивления кручению сечению вала

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности