Электродвигатель марки 80B4

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет зубчатых колес редуктора

3. Предварительный расчет валов редуктора

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6. Расчет открытой ременной передачи

7. Выбор подшипников

8. Проверка долговечности подшипников

9. Проверка прочности шпоночных соединений

10. Уточненный расчет валов

11. Выбор и расчет муфты

12. Посадки зубчатого колеса и подшипников

13. Выбор сорта масла

Список использованной литературы

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Общий КПД привода определим по формуле:

,(1.1)

где - КПД муфты;

- КПД одной пары подшипников качения;

- КПД цилиндрической зубчатой пары;

- КПД ременной передачи.

По табл. 1.1 [1] следует, что:

.

Определяем мощность, затрачиваемую электродвигателем для работы привода:

,(1.2)

электродвигатель редуктор подшипник шпоночный

.

Используя табл. П1 [1] выбираем электродвигатель асинхронный серии А4 с об/мин и мощностью .

Это электродвигатель 80B4.

Определяем номинальную частоту вращения вала двигателя по формуле:

 , (1.3)

;

где - коэффициент скольжения.

Общее передаточное число привода определяется по формуле:

,(1.4)

где- передаточное число зубчатой передачи редуктора;

- передаточное число ременной передачи

Также общее передаточное число привода можно определить по другой формуле:

, (1.5)

определяется по следующей формуле:

,(1.6)

.

Тогда следует, что:

значит:

.

Принимаем для:

, (1.7)

В соответствии с рядом чисел по ГОСТу 2185 - 66 принимаем:

и уточняем общее передаточное число привода:

Уточняем частоту вращения вала рабочей машины:

, (1.8)

.

Определим погрешность:

, (1.9)

?

Из кинематических расчетов следует:

Делаем расчет частот вращения и угловых скоростей на всех валах двигателя ВД:

, (1.10)

.

БВР:

ТВР:

, (1.11)

, (1.12)

ВРМ:

, (1.13)

, (1.14)

Определяем силовые параметры привода на всех валах:

ВД:

БВР:

, (1.15)

ТВР:

, (1.16)

ВРМ:

, (1.17)

Вращательный момент:

ВД:

, (1.18)

БВР:

, (1.19)

ТВР:

, (1.20)

ВРМ:

, (1.21)

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Пользуясь данными из табл. 3.3 [1] для передачи выбираем материалы со средними механическими характеристиками:

· шестерня - Ст 45, 230НВ

ТО: улучшение;

· колесо - Ст 45, 200НВ

ТО: улучшение.

Допускаемые контактные напряжения:

, (2.1)

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 [1] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

, (2.2)

- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, приминают:

=1;

- коэффициент безопасности;

=1,1.

Для прямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

для шестерни:

, (2.3)

для колеса:

, (2.4)

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определятся по формуле:

, (2.5)

где для прямозубых колес =49,5; =0,25.

По табл. 3.1. [1] принимаем =1,04;

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 - 66 .

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

, (2.6)

принимаем по ГОСТу 9563-60* .

Определим числа зубьев шестерни и колеса:

, (2.7)



Принимаем ; тогда:

, (2.8)

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

, (2.9)

;

, (2.10)

;

Проверка:

, (2.11)

;

диаметры вершин зубьев:

, (2.12)

;

, (2.13)

.

Ширина колеса:

, (2.14)

;

ширина шестерни:

, (2.15)

.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

, (2.16)

.

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

, (2.17)

.

При такой скорости для прямозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

, (2.18)

из табл. 3.5 ; по табл. 3.4 , .

Таким образом,

.

Проверка контактных напряжений:

, (2.19)

;

.

Определяем силы, действующие на зацепление:

окружная:

, (2.20)

;

радиальная:

, (2.21)

.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

, (2.22)

шестерня:

, (2.23)

по табл. 3.7 и 3.8 [1] определяем коэффициенты нагрузки:

и

.

- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев :

у шестерни:

, (2.24)

;

у колеса:

, (2.25)

.

По ГОСТу 12354 - 75 для зубчатых колес - имеет следующие значения: и .

Допускаемое напряжение определяется по формуле:

, (2.26)

По табл. 3.9 [1] для стали 45 улучшенной:

; (2.27)

для шестерни:

;

для колеса:

.

- коэффициент безопасности, который равен:

, (2.28)

Где по табл. 3.9 [1] (для поковок и штамповок). Следовательно:

.

Допускаемые напряжения:

для шестерни:

;

для колеса:

.

Находим отношения :

для шестерни:

;

для колеса:

.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найдено отношение меньше.

Определяем коэффициенты и :

, (2.29)

;

,

для средних значений коэффициента торцевого перекрытия и 8-й степени точности .

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

;

,

условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведен на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

определяем диаметр выходного конца при допускаемом напряжении по формуле:

 , (3.1)

;

По табл. П2 [1] у выбранного электродвигателя . Примем под подшипниками .

Ведомый вал:

, диаметр выходного конца вала:

,

примем ближайшее значение из стандартного ряда по табл. 8.16 [1] .

Диаметр вала под подшипниками принимаем , под зубчатым колесом .

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Диаметр ступицы:

, (4.1)

;

длина ступицы:

;

принимаем .

Толщина обода:

, (4.2)

;

принимаем .

Толщина диска:

, (4.3)

;

приминаем .

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок и крышки:

, (5.1)

;

принимаем .

, (5.2)

;

принимаем .

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

, (5.3)

;

, (5.4)

.

нижнего пояса корпуса:

, (5.5)

;

принимаем: .

Диаметр болтов:

фундаментальных:

, (5.6)

;

принимаем болты с резьбой М16;

крепящих крышку к корпусу у подшипников:

, (5.7)

;

принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих крышку с корпусом:

, (5.7)

;

принимаем болты с резьбой М10.

6. Расчет открытой зубчатой передачи

По данными из табл. 3.3 [1] для передачи выбираем материалы со средними механическими характеристиками:

· шестерня - Ст 45, 230НВ

ТО: улучшение;

· колесо - Ст 45, 200НВ

ТО: улучшение.

Допускаемые контактные напряжения:

, (6.1)

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 [1] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

, (6.2)

- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, приминают:

=1;

- коэффициент безопасности;

=1,1.

Для прямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

для шестерни:

, (6.3)

для колеса:

, (6.4)

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определятся по формуле:

, (6.5)

где для прямозубых колес =49,5; =0,25.

По табл. 3.1. [1] принимаем =1,04;

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 - 66 .

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

, (6.6)

принимаем по ГОСТу 9563-60* .

Определим числа зубьев шестерни и колеса:

, (6.7)

Принимаем ; тогда:

, (6.8)

примем .

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

, (6.9)

;

, (6.10)

;

Проверка:

, (6.11)

;

диаметры вершин зубьев:

, (6.12)

;

, (6.13)

.

диаметры впадин зубьев:

, (6.14)

;

, (6.15)

.

диаметр ступицы:

, (6.16)

.

Ширина колеса:

, (6.17)

;

ширина шестерни:

, (6.18)

.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

, (6.19)

.

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

, (6.20)

.

При такой скорости для прямозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

, (6.21)

из табл. 3.5 ; по табл. 3.4 , .

Таким образом,

.

Проверка контактных напряжений:

, (6.22)

;

.

Определяем силы, действующие на зацепление:

окружная:

, (6.23)

;

радиальная:

, (6.24)

.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

, (6.25)

шестерня:

, (6.26)

по табл. 3.7 и 3.8 [1] определяем коэффициенты нагрузки:

и

.

- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев :

у шестерни:

, (6.27)

;

у колеса:

, (6.28)

.

По ГОСТу 12354 - 75 для зубчатых колес - имеет следующие значения: и .

Допускаемое напряжение определяется по формуле:

, (6.29)

По табл. 3.9 [1] для стали 45 улучшенной:

; (6.30)

для шестерни:

;

для колеса:

.

- коэффициент безопасности, который равен:

, (6.31)

Где по табл. 3.9 [1] (для поковок и штамповок). Следовательно:

.

Допускаемые напряжения:

для шестерни:

;

для колеса:

.

Находим отношения :

для шестерни:

;

для колеса:

.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найдено отношение меньше.

Определяем коэффициенты и :

, (6.32)

;

,

для средних значений коэффициента торцевого перекрытия и 8-й степени точности .

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

;

,

условие прочности выполнено.

7. Выбор подшипников

Предварительно выбираем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала а месте посадки подшипников и .

По табл. П3[1] имеем:

Таблица 1

Условное обозначение подшипника	d	D	B	грузоподъемность, кН
	размеры, мм	С	Со
306	30	72	19	28,1	14,6
308	40	90	23	41,0	22,4

Измерением находим расстояние на ведущем валу и .

Глубина гнезда подшипника определятся по формуле:

, (7.1)

;

примем .

Толщину фланца ? крышки подшипника принимают примерно равной диаметру отверстия; в этом фланце ?=14мм. Высоту головки болта принимаем из таблицы на стр. 376 [2].

Измерением устанавливаем расстояние и .

8. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал:

составляем реакции опор в двух плоскостях:

в плоскости х:

, (8.1)

.

, (8.2)

.

Проверка:

 (8.3)

В плоскости у:

, (8.4)

, (8.5)

,

.

Проверка:

(8.6)

Суммарные реакции:

, (8.7)

;

, (8.8)

.

Намечаем радиальные подшипники 306.

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле:

, (8.9)

исходя из данных по табл. 9.20 [1] определяем коэффициенты безопасности: , , и .

Расчетная долговечность, млн. об.

, (8.10)

;

Расчетная долговечность, ч.

, (8.11)

.

Ведомый вал:

составляем реакции опор в двух плоскостях:

в плоскости х:

, (8.12)

;

, (8.13)

.

Проверка:

, (8.14)

в плоскости у:

, (8.15)

,

, (8.16)

.

Проверка:

(8.17)

Суммарные реакции:

, (8.18)

;

, (8.19)

.

Намечаем радиальные подшипники 308.

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле (8.7):

Расчетная долговечность, млн. об. по формуле (8.8):

;

Расчетная долговечность, ч. по формуле (8.9)

.

9. Проверка прочности шпоночных соединений.

Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360 - 78. Напряжение смятия и условие прочности определяется по формуле:

. (9.1)

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице .

БВР:

диаметр вала составляет 24 мм; из табл. 8.9 [1] выбираем:

, и .

Определяем напряжение смятия и условие прочности по формуле (9.1):

.

ТВР:

диаметр вала равен 30мм; из табл. 8.9 [1] выбираем:

, и .

Напряжение смятия и условие прочности по формуле (9.1):

.

Диаметр второго вала тихоходного редуктора составляет 45мм; из табл. 8.9 [1] выбираем:

, и .

Определяем напряжение смятия и условие прочности по формуле (9.1):

.

Так как , то прочность всех проверяемых шпоночных соединений обеспечена.

10. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба измеряются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому.

ТВР:

материал вала тот же, что и для шестерни, т. е. Сталь 45, ТО - улучшение.

По табл. 3.3 [1] при диаметре заготовки до 90 мм среднее значение .

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

, (10.1)

;

предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

, (10.2)

.

Сечение А - А:

диаметр вала в сечении 45 мм;

по табл. 8.5 [1] определяем значения коэффициентов:

, , , , .

Суммарный изгибающий момент в сечении А - А:

.

Момент сопротивления кручению:

, (10.3)

.

Момент сопротивления изгибу:

, (10.4)

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

, (10.5)

.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

, (10.6)

.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

, (10.7)

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

, (10.8)

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А - А:

, (10.9)

.

Так как , то прочность вала в сечении А - А обеспечена.

11. Выбор и расчет муфты

Муфта подбирается по диаметру вала . Выбираем согласно ГОСТу 21424 - 75 муфту упругую втулочно-пальцевую и рассчитываем момент с учетом динамических нагрузок. По табл. 11.3 [1] выбираем значение коэффициента , учитывающего условия эксплуатации привода. .

Типоразмер муфты выбираем по величине расчетного момента:

, (11.1)

.

Выбираем муфту с , т. е. .

Условие выполнено.

12. Посадки зубчатого колеса

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [1].

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347 - 82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала .

Отклонения отверстии в корпусе под наружные кольца по .

Манжетные уплотнения , распорные втулки , муфта .

Шпоночные соединения:

· посадка шпонки во втулку ,

· посадка шпонки на вал .

13. Выбор сорта масла

Объем масляной ванны:

,

так как и по табл. 10.8 [1] определяем вязкость масла, она равна .

По табл. 10.10 [1] выбираем сорт масла: И-30А.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1.

Список использованной литературы

1. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. -- М.: Высшая школа 1987.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М. Высшая школа 1991.

Размещено на Allbest.ru