Расчет ведомого вала электродвигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Общий кпд привода находим по таблице 1.1 [1,с.5]:

=₁₂₃³,(1)

где ₁=0,98 - кпд зубчатой цилиндрической передачи;

₂=0,95 - кпд клиноременной передачи;

₃=0,99 - кпд пары подшипников качения.

=0,980,950,99³=0,9.

Мощность на валу барабана:

,(2)

где F=2,5 кН - тяговое усилие на барабане;

V=1,6 м/с - скорость ленты.

Требуемая мощность электродвигателя:

(3)

где Р_б - мощность на валу барабана, кВт.

По ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель 4АМ132S6У3 с синхронной частотой вращения n₁=1000 мин-¹, с параметрами Р_дв=5,5 кВт и номинальная частота вращения n_дв=965 об/мин[1, с.390].

Угловая скорость на валу электродвигателя:

;(4)

Частота вращения вала барабана:

;(5)

где D=410 мм - диаметр барабана.

Общее передаточное отношение:

u=n_дв/n_б;(6)

u=965 / 74,57 = 12,94.

Принимаем передаточное число зубчатой передачи [1, с.36]:

U₂=5,

тогда передаточное число клиноременной передачи:

u₁ =u / u₂;(7)

u₁= 12,94 / 5 = 2,59.

Частота вращения:

- на валу электродвигателя: n_дв=965 мин^-1;

- на ведущем валу: n₁=n_дв/u₁;

n₁=965/ 2,59 = 372,6 мин^-1;

- на ведомом валу: n₂=n₁/u₂;

n₂=372,6 / 5 = 74,52 мин^-1;

- на валу барабана: n₃=n₂;

n₃= 74,52 мин^-1.

Угловые скорости:

на валу электродвигателя _дв=100 c^-1;

на ведущем валу:

₁=_дв/u₁= 100/ 2,59 = 38,61 с^-1;

на ведомом валу:

₂=₁/u₂;

₂=38,61 / 5 = 7,72 с^-1;

на валу барабана:

₃=₂;

₃= 7,72 с^-1.

Вращающие моменты:

на валу электродвигателя:

(8)

на ведущем валу:

Т₁=Т_дв u₁₁₄=552,590,950,99=133,97 Н м;

на ведомом валу: Т₂=Т₁ u₂₂₄;

Т₂=133,9750,980,99 =650 Нм;

на валу барабана: Т_б=Т₂ =650 Нм.

Таблица 1

	Число оборотов, n, мин-1	Угловая скорость, , с-1	Крутящий момент, Т, Нм
Вал двигателя	965	100	55
Ведущий вал I редуктора	372,6	38,61	133,97
Ведомый вал II редуктора	74,52	7,72	650
Вал барабана	74,52	7,72	650

2. Расчет клиноременной передачи

Принимаем тип ремня Б.

Диаметр меньшего шкива:

(9)

Принимаем d₁=125 мм.

Диаметр большего шкива:

d₂=u₁d₁(1-);(10)

d₂=2,59125(1-0,01)=320,51 мм.

Принимаем d₂=315 мм.

Уточняем передаточное отношение:

Отклонение:

=

что меньше допускаемого 4%.

Окончательно принимаем диаметры шкивов d₁=125 мм и d₂=315 мм.

Межосевое расстояние:

a_min=0,55(d₁+d₂)+T₀;(11)

a_min =0,55(125+315)+10,5=252,5 мм.

a_max=d₁+d₂;(12)

a_max=125+315=440 мм.

Принимаем a_р=346 мм.

Расчетная длина ремня:

(13)

Принимаем по ГОСТ L=1400 мм.

Уточненное значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремня:

;(14)



Угол обхвата меньшего шкива:

(15)

Скорость ремня V, м/с, определяется по формуле:

(16)

.

Частота пробегов ремня U, с^-1:

(17)

Число ремней z определяется по формуле:

(18)

где Р - мощность, передаваемая клиноременной передачей; Р=Р_дв=5,5 кВт;

Р₀ - мощность, передаваемая одним клиновым ремнём [1, c.132]:

Р₀=1,56 кВт;

- коэффициент режима работы [1, c.136]:С_р=1,1.

- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня [1, c.135]:

С_l=0,86;

- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата [1, c.135]: C=1.

Принимаем z=5.

Сила предварительного натяжения ремня F₀, H,:

(19)

где - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил

[1,c.136]:

Сила давления на вал F_В, Н:

(20)

Канавки шкивов клиноременных передач по ГОСТ 20889-80 [1, с.138]:

для ремня сечения Б:

l_p=14,0 мм; h=10,5 мм; h₀=4,2 мм; f=12,5 мм; e=19,0 мм; =34⁰.

Ширина шкива В, мм:

B=(z-1)e+2f;(21)

В=(5-1)19+212,5 = 101 мм.

3. Расчет цепной передачи

Определяем число зубьев ведущей звездочки:

(22)

Принимаем Определяем число зубьев ведомой звездочки:

(23)

Принимаем

Определяем фактическое передаточное отношение

(24)

Определяем отклонение от полученного ранее U:



Отклонение допустимо, так как не превышает 4%.

Определяем расчетный коэффициент нагрузки

(25)

где К_д - динамический коэффициент, К_д=1;

К_а - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, К_а=1;

К_н - коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи, К_н=1;

К_{р -} коэффициент, учитывающий способ регулировки натяжения цепи, К_р=1,25;

К_см - коэффициент, учитывающий способ смазывания цепи, К_см=1,4;

К_п - коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи, К_п=1.

Определяем шаг цепи t, мм:

t= 2,8; (26)

; (27)

t= 2,8

По ГОСТу 13568-75 принимаем большее ближайшее значение t=31,75 мм.

Выбираем цепь ПР-25,4-60 ГОСТ 13568-75,имеющую:

Шаг цепи t=31,75 мм;

Разрушающую нагрузку Q=88,5 кН;

Массу одного метра цепи q=3,8 кг/м

Проекцию опорной поверхности шарнира А_оп=262 мм².

Проверяем цепь с шагом t=31,75 мм по частоте вращения: допускаемая для цепи частота вращения, следовательно, условие выполнено, так как 96,5 < 800 об/мин.

Определяем расчетное давление p, МПа:

(28)

где - окружная сила, передаваемая цепью, Н;

, (29)

где V - фактическая скорость цепи, м/с.

(30)

м/с.

=3178 Н.

Условие нагружения цепи выполнено:

Из условия долговечности цепи оптимальное межосевое расстояние в шагах должно находиться в пределах: =а/t=30…50.

Принимаем =40.

Определяем число звеньев цепи по формуле:

(31)

где - суммарное число зубьев:

(32)

(33)

Округляем до четного числа

Уточняем межосевое расстояние а, мм:

 (34)

1252 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей , мм, звездочек:

(35)

мм.

677,37 мм.

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

(36)

электродвигатель вал передача нагрузка

где - диаметр ролика цепи, =15,88 мм;

Определяем центробежную силу ,Н:

 (37)

Определяем предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви:

, (38)

Н.

Определяем силу давления цепи на вал ,Н:

; (39)

Н.

Определяем расчетный коэффициент запаса прочности S:

; (40)

=23,8.

Прочность цепи удовлетворяется соотношением , где - допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых (втулочных) цепей. =7,6.

23,8>7,8.

Условие прочности выполнено.

4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи редуктора

Выбираем материалы: для шестерни сталь 40Х, термическая обработка - улучшение, 260 НВ, для зубчатого колеса сталь 40Х, термическая обработка - улучшение, 240 НВ.

Предел контактной выносливости [1, с.34, т.3.2]:

для шестерни _Hlimb1=2HB₁+70=2260+70=590 МПа;

для зубчатого колеса _Hlimb2=2HB₂+70=2240+70=550 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

для шестерни

для зубчатого колеса

где K_HL=1 - коэффициент долговечности [1, с.33],

[S_H]=1,1 - коэффициент безопасности [1, с.33].

Расчетное допускаемое контактное напряжение:

[_H]=0,45([_H1]+[_H2])=0,45(540+500)=466 МПа.

Требуемое условие [_H]<1,23[_H]₂=615 МПа выполнено.

K_HB=1,25; K_a=43; _ba=0,4.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости зубьев:

;

где Т₂=650 Н м - крутящий момент на ведомом валу;

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 [1, с.36]:

a_w=180 мм.

Нормальный модуль зацепления:

m_n=(0,01-0,02)a_w;

m_n =(0,01-0,02)180=1,83,6 мм.

Принимаем модуль по ГОСТ 9563-60 [1, с.36]: m_n=2,5 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев [1, с.36]:

=10⁰.

Определяем число зубьев:

Шестерни

Принимаем z₁=23,

тогда число зубьев зубчатого колеса

z₂=z₁ u₁;

z₂=235=115.

Уточненное значение угла наклона зубьев:

;

.

Откуда, =16,6⁰.

Делительные диаметры:

Шестерни

зубчатого колеса

;

Уточняем межосевое расстояние:

Диаметры вершин:

Шестерни

d_a1=d₁+2m_n;

d_a1=60+22,5=65 мм;

колеса

d_a2=d₂+2m_n;

d_a2=300+22,5=305 мм.

Ширина колеса:

b₂=_baa_w;

где _ba=0,4 - коэффициент ширины венца;

b₂=0,4180=72 мм.

Ширина шестерни:

b₁=b₂+5;

b₁=72+5=77 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

_bd=;

.

Окружная скорость колес:



При такой скорости для косозубых колес по ГОСТ 1643-81 принимаем 9-ю степень точности.

Принимаем значения коэффициентов: [1, с.39-40]:

K_H=1,04; K_HV=1; K_Н=1,08.

Определяем коэффициент нагрузки:

K_H=K_HK_HVK_H;

К_Н=1,0411,08=1,1232.

Проверяем контактные напряжения:

;

Условие _H<[_H] выполнено: 444 < 466 МПа, следовательно, считаем, что контактная прочность передачи обеспечена.

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная

F_t=

F_t

Радиальная

F_r

Осевая

F_a=F_ttg;

F_a=35550,2981 =1059 H.

Значение предела выносливости при нулевом цикле изгиба:

для шестерни

_Flimb1=1,8HB₁;

_Flimb1=1,8260=468 МПа;

для колеса

_Flimb2=1,8HB₂;

_Flimb2=1,8240=432 МПа.

Коэффициент безопасности:

[S_F]=[S_F]' [S_F]'';

где [S_F]'=1,75; [S_F]''=1 [1, c.44];

[S_F]=1,751=1,75.

Допускаемые напряжения: для шестерни

;

для колеса

;

Эквивалентное число зубьев:

Шестерни

Колеса

Коэффициент, учитывающий форму зуба [1, с.42]:

Y_F1=3,8; Y_F2=3,6.

Находим отношение:

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба [1, c.43]: K_F=1,10.

Коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки [1, c.43]: K_FV=1,3.

Коэффициент нагрузки:

K_F=K_FK_FV;

К_F=1,11,3=1,43.

Определяем коэффициенты:

Y=1-/140⁰;

Y=1-16,6⁰/140⁰=0,88;

K_F=0,92.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

;

Условие _F<[_F]₂ выполнено, 84<246 МПа.

5. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал

Расстояние между серединой подшипника и серединой шестерни: l₁=75 мм.

Расстояние между серединой подшипника и серединой шкива:l₂=104 мм.

Реакции опор в вертикальной плоскости

R_1у= R_2y= F_t / 2= 3555 / 2 = 1775,5 Н.

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

М_xш= R_1yl₁= 1777,50,075=133,31 Нм;

Реакции опор в горизонтальной плоскости:

Проверка: -F_r - R_1x+R_2x-F_В = - 1350 - 10,37 + 2654,37 - 1294=0.

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

М_{уп справа} =F_Bl₂ =12940,104 =134,57 Нм.

Строим эпюру крутящих моментов. Крутящий момент передаётся с шкива ременной передачи на шестерню редуктора: М_кр=Т₁=93Нм.

Суммарные реакции:

Намечаем радиальные шариковые подшипники № 212 по ГОСТ 8338-75, имеющие d=60 мм; D=110 мм; В=22 мм; С=52 кН.

В соответствии с условиями работы принимаем коэффициенты: V=1; K_б=1,3; K_T=1

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка наиболее нагруженной опоры:

Р_э=V P_r2 K_б K_T;

Р_э=13194,51,31=4152 H.

Расчетная долговечность выбранного подшипника:



Условие L_h=88793 часов <L_h1=88793 часов выполнено, подшипник пригоден.

Ведомый вал

Расстояние между серединой подшипника и серединой колеса: l₂=104 мм.

Реакции опор в вертикальной плоскости:

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

М_xк=R_3yl₂=1777,50,104=184,86Нм.

Реакции опор в горизонтальной плоскости:



Проверка: F_r-R_3x+R_4x=1350 - 1431,42 + 88,7 = 7.

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

Строим эпюру крутящих моментов. Крутящий момент передаётся с зубчатого колеса редуктора на муфту: М_кр=Т₂=452 Нм.

Суммарные реакции:

Намечаем радиальные шариковые подшипники № 211 по ГОСТ 8338-75, имеющие d=55 мм; D=100 мм; В=21 мм; С=43,6 кН. [1, c.394]

В соответствии с условиями работы принимаем коэффициенты:

V=1; K=1,3; K_T=1 [1, c.214].

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка наиболее нагруженной опоры: Р_э=128291,31=3678 H.

Расчетная долговечность выбранного подшипника:

Условие L_h=20000 часов <L_h1=260000 часов выполнено, подшипник пригоден.

Размещено на Allbest.ru