Расчет привода двигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

Исходные данные

двигатель редуктор передача привод

Данная кинематическая схема включает в себя электродвигатель, муфту, конический редуктор, клиноременную передачу, открытую зубчатую цилиндрическую передачу и две пары подшипников качения.

1. Рассчитаем общий КПД привода

, (1)

где =0,9850,995 - КПД муфты;

- не менее 0,94 - КПД конического редуктора;

=0,930,95 - КПД цилиндрической открытой зубчатой передачи;

=0,940,97 - КПД клиноременной передачи;

=0,990,995 - КПД подшипников качения.

Значения КПД отдельных элементов привода определяем по таблице 1.1 из [1]. Значение КПД конического редуктора определяем из [2] стр. 314.

.

2. Определим требуемую мощность электродвигателя N_тр, кВт

. (4)

кВт.

3. Определяем общее оценочное передаточное число привода

, (5)

где =228 - диапазон приемлемых передаточных отношений коническо-цилиндрического редуктора;

=3 4 - диапазон приемлемых передаточных отношений цилиндрической зубчатой передачи;

=2 5 - диапазон приемлемых передаточных отношений клиноременной передачи [табл. Б2; 3].

=(228)(34)(2 5)=(12560).

4. Определяем частоту вращения приводного вала n, об/мин

. (6)

об/мин.

Определяем приемлемую частоту вращения вала электродвигателя , об/мин:

. (7)

об/мин.

5. Стандартный электродвигатель выбираем исходя из двух условий

;

Этим условиям удовлетворяет электродвигатель 4А112МВ6У3 ГОСТ 12139 - 84 [табл. 3.1; 1]. Для него =4 кВт, =1000 об/мин.

6. Определяем действительное передаточное отношение привода

. (8)

Определим передаточное отношение конического редуктора:

u_кр2,9

Выбираем стандартное значение передаточного отношения конического редуктора u_кр =2,5 (из [2] стр. 314) и стандартное передаточное отношение зубчатой передачи u_зп=3,15 (из [4] стр. 181).

Следовательно,

=2,2.

7. Определяем частоту вращения n, об/мин, угловую скорость щ, рад/мин, мощность N, Вт, и крутящий момент T, Н·м на валах привода

1) вал электродвигателя:

;

;

;

.

2) быстроходный вал редуктора:

;

;

;

.

3) тихоходный вал редуктора:

;

;

;

.

4) ведущий вал зубчатой передачи:

;

;

;

.

5) ведомый вал зубчатой передачи:

;

;

;

.

8. Выбор конического редуктора

Конический редуктор выбираем по трем параметрам: передаточное отношение, крутящий момент на тихоходном валу и частота вращения на тихоходном валу.

u_кр=2,5

Т₃=83,11 Нм

n₃мин^-1

По крутящему моменту на тихоходном валу определяем значение отношения:

_p =

Принимаем К₁=1 - при спокойной нагрузке (по [2] cтр.315).

Принимаем срок службы редуктора t = 20000 ч. Тогда по графику 14 на стр. 321 из [2] находим коэффициент К₂=1,23 по поверхностной прочности зубьев и К₂=1,1 по изгибу зубьев.

Значение _p:

по поверхностной прочности зубьев

_p=0,0069

по изгибу зубьев

_p==0,0078

По табл. 192 из [2] подбираем редуктор по значениям поверхностной прочности = 0,0069 и по изгибу = 0,0078. Эти значения соответствуют редуктору с Re=150 мм (КР-150).

9 Выбор муфты

Подбираем втулочно-пальцевую муфту.

Муфты подбирают с соблюдением условия:

Т_р ? [T],

где

Т_р - расчетный крутящий момент;

[Т] - допускаемый крутящий момент, принимаемый из справочных таблиц к выбираемой муфте [4].

T_p=T_IK

где T - крутящий момент на соединяемых валах, T_I=Нм

K - коэффициент режима работы муфты, К=1,4 (по [6] стр. 30).

T_p=1,4=49,49 Нм

Диаметры валов электродвигателя и цилиндрического редуктора равны =32 мм и =50 мм. По заданным параметрам подходит муфта МУВП-710-32-2-50-1 по ГОСТ 21424-93 (по табл. 5 стр. 416 из [4]).

10 Расчет ременной передачи

По значению крутящего момента на ведущем валу клиноременной передачи выбираем тип и сечение ремня.

При Т₄= Нм выбираем тип ремня Б и В. (по табл. 4.1 из [3]).

Проведем расчет ремней на долговечность по формуле:

, ч

где

= 9 МПа - предел выносливости для клиновых ремней;

= 8 - для клиновых ремней;

i - частота пробега ремня (iБ=1,8 с^-1, iВ=1,87 с^-1);

- коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа ( т.к. U=2);

С_н - коэффициент, учитывающий непостоянство нагрузки (при постоянной нагрузке С_н=1);

- наибольшее напряжение в ведущей ветви в месте набегания на малый шкив:

, МПа

где

- полезное напряжение, МПа;

- напряжение от предварительного натяжения (по табл. 8.10 из [4] МПа);

где

- окружное усилие, Н;

n - число ремней;

А - площадь поперечного сечения ремня, мм²;

- напряжение от центробежной силы:

, МПа

где

х - скорость ремня;

- плотность ремня, кг/м³(для клиновых ремней ), принимаем кг/м³;

- напряжение изгиба ремня на малом шкиве:

, МПа

где

h - высота ремня (определяем по табл. 8.2 из [4] в соответствии с сечением ремня);

Е - модуль продольной нагрузки, МПа. Выбираем клиновой кордошнуровый ремень, для него . Принимаем МПа.

Проведем расчет на долговечность для сечения Б:

=, МПа

, МПа

МПа

МПа

 ч

Для клиновых ремней общего назначения  ч.

Проведем расчет на долговечность для ремня типа В:

 =, МПа

, МПа

, МПа

, МПа

 ч

Окончательно принимаем к установке ремень типа В в количестве 3 ремней длиной L=2240 мм, т.к. для клиновых ремней общего назначения  ч. Наиболее ближе по значению ремень типа В.

11 Расчет открытой цилиндрической прямозубой зубчатой передачи

Запишем необходимые данные для расчета зубчатой передачи:

Т₄= Нм

рад/с

=3,15

1. Выбор материала зубчатых колес

Механические свойства стали

	Марка стали	Твердость НВ	Термообработка
Шестерня	45	194 - 263	улучшение
Колесо	45	173 -241	нормализация

Для лучшей приработки зубьев при твердости до 350 НВ рекомендуется иметь твердость шестерни больше твердости колеса не менее чем на 20…30 единиц, т.е.

НВ₁НВ₂+20…30

НВ₁

НВ₂

НВ₁ - НВ₂ = 228,5 - 207 = 21,5

2. Определение напряжения изгиба

Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле:

где

- предел выносливости при изгибе;

По табл. 3.1. из [5] определяем значения для шестерни и колеса:

шестерня: МПА

колесо: МПА

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (принимаем = 1 - при односторонней нагрузке);

- коэффициент безопасности;

где

- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи:

Принимаем

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса (для литых заготовок);

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима работы (принимаем).

Таким образом:

для шестерни: МПа

для колеса МПа

3. Определение ориентировочного значение модуля:

3.1 - вспомогательный коэффициент

- для прямозубых передач;

3.2 - коэффициент ширины шестерни относительно диаметра.

Определяем по табл. 4.1 из [5].

- для консольного расположения колеса относительно опор.

Принимаем .

3.3 z₁ - число зубьев шестерни.

Принимается из условия неподрезания - z₁17

Принимаем значение z₁=22.

- число зубьев колеса.

3.4 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки.

Принимается по графику (рис. 4.2) из [5], в зависимости от параметра .

3.5 - коэффициент формы зуба.

Определяется по графику (рис. 5.1) из [5], в зависимости от для колеса и шестерни, где в - угол наклона зубьев (в=0 для прямозубых колес).

Для шестерни:

Для колеса:

Далее расчет выполняется по тому из зубчатых колес (шестерни или колесу), у которого меньше отношение :

Следовательно, далее расчет ведем по шестерне.

3.6 Определяем значение модуля:

 мм

Полученное значение округляем по ГОСТ 9563-60 по табл. 4.3 из [5]:

4. Ориентировочное значение диаметра начальной окружности шестерни:

=22488 мм

5. Расчетная ширина шестерни:

88 мм

6. Коэффициент осевого перекрытия:

=0 (т.к. в=0)

7. Диаметр начальных окружностей:

 мм

 мм

8. Определяем межосевое расстояние:

= мм

9. Диаметр вершин:

 мм

мм

10. Диаметр впадин:

 мм

 мм

11. Окружная скорость:

 м/c

12. Усилия, действующие в зацеплении.

Определяются по зависимостям, указанным в таблице 4.5 из [5].

12.1 Окружная сила:

Н

Н

12.2 Осевая сила:

F_a=0 - для прямозубой передачи.

12.3 Радиальная сила:

где - угол зацепления определяется по формуле:

- угол профиля зуба tg (т.к. в=0⁰, а cos 0⁰=1)

Следовательно,

Н

Н

Проверочный расчет по напряжениям изгиба

(по пункту 3.5);

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

где - коэффициент среднего изменения суммарной длины контактных линий. При расчетах с достаточной точностью можно принять

- коэффициент торцового перекрытия



- коэффициент, учитывающий наклон зуба ( для прямозубых передач);

Н (по пункту 12.1) - окружная сила на начальной окружности;

 мм (по пункту 5) - рабочая ширина венца зубчатой передачи;

(по пункту 3.6) - расчетный модуль зацепления;

- коэффициент нагрузки

- коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку. Принимается по табл. 7.1 из [5] - ;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. Принимается по табл. 7.2 из [5] - ;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Принимается по графику (рис. 4.2) - ;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес .

Н

Провели расчет всех геометрических параметров и проверочный расчет по напряжениям изгиба. Так как расчетное значение напряжения изгиба не превышает допускаемое значение , то передача рассчитана правильно.

7. Проектный расчет вала

Рассчитаем диаметр IV вала под подшипниками:

[ф] - допускаемое напряжение на кручение, [ф]=20…25 МПа.

Принимаем [ф]=20 МПа.

T₄=171 Нм

 мм

По ГОСТ 6639-69 принимаем диаметр IV вала под подшипниками d=40 мм, а диаметр IV вала d=35 мм (из [6] стр. 6).

Рассчитаем диаметр V вала:



[]=40 МПа

Принимаем стандартное значение диаметра V вала (по [6] стр. 6).

8. Выбор и расчет шпоночных соединений V

Расчет шпоночных соединений необходимо произвести по напряжениям смятия и среза.

1) Проверяем условие прочности для I вала:

По табл. 5.1 из [4] при диаметре вала d=32 мм определяем ширину шпонки b=10 мм, глубину шпоночной канавки t=5 мм и высоту шпонки h=8 мм.

=130…180 МПа - допускаемое напряжение на смятие при среднем режиме использования редуктора (по табл. 5.11 стр. 91 из [4]);

Принимаем =150 МПа.

z - количество шпонок (принимаем z=1);

Т - крутящий момент в месте посадки шпонки (Т_I= 34,35Нм);

- рабочая длина шпонки;

l - длина шпонки.

Принимаем l=60 мм (по табл. 5.1 из [4]).

Следовательно, мм



Значит, условие прочности на смятие выполняется.

Проверяем условие прочности на срез:

[ф_ср] =87 МПа - допускаемое напряжение на срез при среднем режиме использования редуктора (по табл. 5.11 стр. 91 из [4]);

Значит, условие прочности на срез выполняется.

Таким образом, принимаем к установке призматическую шпонку 10850 по ГОСТ 23360-78 (по табл. 5.1 из [4]).

2) Проверяем условие прочности для II вала:

d=50 мм, l=80 мм

b=14 мм, h=8 мм, t=5 мм

Т_II= 34 Нм

Принимаем l=70 мм (по табл. 5.1 из [4])

Тогда

Значит, условие прочности на смятие выполняется.

Проверяем условие прочности на срез:

Значит, условие прочности на срез выполняется.

Таким образом, принимаем к установке призматическую шпонку 14880 по ГОСТ 23360-78 (по табл. 5.1 из [4]).

3) Проверяем условие прочности для III вала:

d=34 мм, l=80 мм

b=10 мм, h=8 мм, t=5 мм

Т_III=83,11 Нм

Принимаем l =70 мм (по табл. 5.1 из [4])

Тогда

Значит, условие прочности на смятие выполняется.

Проверяем условие прочности на срез:

Значит, условие прочности на срез выполняется.

Таким образом, принимаем к установке призматическую шпонку 10870 по ГОСТ 23360-78 (по табл. 5.1 из [4]).

4) Рассчитаем шпонку для IV вала:

d=34 мм,

b=10 мм, h=8 мм, t=5 мм

Нм

[ф_ср] =87 МПа

=130…180 МПа

Принимаем =150 МПа

l_{p см}мм

Проверяем условие прочности на срез:

ф_ср МПа[ф_ср]

l_{p. ср}= мм

l_{p см} l_{p ср}

Полную длину шпонки определяем по значению l_{p см}:

l= l_{p см}+b=22,35+10=32,35 мм

Таким образом, принимаем к установке 2 призматические шпонки 10834 по ГОСТ 23360-78 (по табл. 5.1 из [4]), т.к. длина ступицы будет равна 1,2d=1,234=40,8 мм.

5) Рассчитаем шпонку для V вала:

d=40 мм

b=12 мм, h=8 мм, t=5 мм

Нм

l_{p см} мм

Проверяем условие прочности на срез:

ф_ср МПа[ф_ср]

l_{p. ср}= мм

l_{p см} l_{p ср}

Полную длину шпонки определяем по значению l_{p см}:

l= l_{p см}+b=56,03+12=68,03 мм

Таким образом, принимаем к установке 2 призматические шпонки 12840 по ГОСТ 23360-78 (по табл. 5.1 из [4]), т.к. длина ступицы будет равна 1,2d=1,2=48 мм.

Список литературы

1. Методические указания к курсовому проекту по курсу «Детали машин и основы конструирования» для студентов специальностей Т.05.04. и Т.05.07., «Кинематический расчет привода» / В.Г. Харкевич, В.А. Кеворкянц. - Могилев, 1999.

2. Анфимов М.И. Редукторы. Конструкции и расчет: Альбом - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1993. - 464 с.

3. Методические указания к курсовому проекту по курсу «Прикладная механика» для студентов технологических специальностей в 2-х частях, часть 1. / В.А. Кеворкянц, В.Н Попов, А.Е Покатилов. - Могилев, 2006.

4. Детали машин в примерах и задачах: [Учебное пособие Д 38 / С.Н. Ничипорчик, М.И. Корженцевский, В.Ф. Калачев и др.]; Под общ. Ред. С.Н. Ничипорчика. - 2-е изд. - Мн.: Выш. школа, 1981 - 432 с., ил.

5. Методические указания к курсовому проекту по курсу «Детали машин и основы конструирования» для студентов специальностей Т.05.04.00 и Т.05.07.00 / «Расчет зубчатых передач» / В.Г. Харкевич, В.А. Кеворкянц - Могилев, 1999.

6. Методические указания к курсовому проекту по курсу «Прикладная механика» для студентов технологических специальностей в 4-ех частях./ В.А. Кеворкянц, А.Е. Покатилов - Могилев, 1991. - часть 2.

Размещено на Allbest.ru