Расчет редуктора электродвигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. Кинематический и энергетический расчеты станции

2. Расчет ременной передачи

3. Расчет цилиндрической передачи редуктора

4. Эскизная компоновка редуктора

5. Расчет валов редуктора

6. Проверочный расчет подшипников

7. Выбор и проверочный расчет муфты

8. Проверочный расчет шпоночных соединений

9. Подбор посадок для сопряженных поверхностей

10. Выбор смазки

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата, и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, цепную или ременную передачи.

Назначение привода - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Редуктор состоит из корпуса, в котором размещаются элементы передачи (зубчатые колеса, валы, подшипники, и др.).

Прямозубая цилиндрическая зубчатая передача - это зубчатая передача, в которой образующие боковых поверхностей зубьев находятся под прямым углом образующим делительного цилиндра шестерни и колеса.

Прямозубые передачи обычно применяют при средних нагрузках и при средних и высоких окружных скоростях. В прямозубой передаче по сравнению с цилиндрической косозубой отсутствуют осевые силы, действующие на подшипники.

1. Кинематический и энергетический расчеты станции

Заданный привод состоит (см. рис.1.1) из плоскоременной передачи, цилиндрического редуктора (прямозубого) со следующими параметрами:

Р₃ = 4,5 кВт; n₃ =60 об/мин.

I-ведущий вал ременной передачи, II-ведущий вал редуктора, III- ведомый вал редуктор, 1-электродвигатель, 2- ременная передача, 3- прямозубая передача, 4-муфта

Рисунок 1.1-Кинематическая схема привода

Мощность на выходном валу привода:

Требуемая мощность электродвигателя, кВт:

где общий КПД привода:

где: ₁ - КПД зубчатой передачи;

₂ - КПД ременной передачи;

₃ - КПД, учитывающий потери пары подшипников качения;

₄ - КПД, учитывающий потери на муфте;

к =2 - количество пар подшипников.

По таблице 1.1 [1] принимаем: ₁ =0,98; ₂ =0,96; ₃ =0,99; ₄ =0,97.

Тогда:

Частота выходного вала привода:

По табл. П1 [1] по требуемой мощности Р_тр =5кВт, выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 750 об/мин: 4А132М8УЗ с параметрами (по ГОСТ 19523-81):

· мощность: Р_дв =5,5 кВт;

· номинальная частота вращения: n=710 об/мин.

Найдем общее передаточное отношение передачи:

Принимаем по ГОСТ 2185-66 передаточное число зубчатой передачи и₂ =4; тогда передаточное отношение ременной передачи:

Определяем частоты вращения валов привода:

Определяем мощности на валах привода:

Угловые скорости валов привода:

Крутящие моменты на валах привода:

Полученные данные сводим в табл. 1.1.

Таблица 1.1- Сводная таблица кинематического и силового расчетов

Тип двигателя: 4А132М8УЗ, P=5,5кВт, nном=710 об/мин
Параметр	Передача	Параметр	Вал
	Закрытая (редуктор)	Открытая (ременная)
				двигателя	редуктора
					быстроходный	тихоходный
Передаточное число и	из=4	ир=2,96	Расчетная мощность Р, кВт	5	4,8	4,5
			Угловая скорость щ, 1/с	74	25	6,3
КПД Ю	Юз =0,95	Юр =0,96	Частота вращения n, об/мин	710	240	60
			Вращающий момент Т, Н•м	68	192	714

2. Расчет ременной передачи

Расчет ременной передачи ведем по методике, изложенной в табл.7.5[1].



Рисунок 2.1- Параметры ременной передачи

Частота вращения двигателя: n₁ =710 об/мин.

Частота вращения ведомого вала: n₂ =240 об/мин.

Передаточное число передачи: и_рп =2,96.

Вращающий момент на ведущем вале:

Диаметр ведущего шкива:

Принимаем ближайшее по ГОСТ 17383-73:(см. стр. 120[1]).

Диаметр ведомого шкива:

где - относительное скольжение ремня.

Принимаем по ГОСТ 17383-73(см. стр. 120[1]).

Фактическое передаточное число:

где =0,01-коэффициент упругого скольжения.

Расхождение с требуемым передаточным отношением:

что допустимо, так как менее 3%.

Скорость ремня:

Межосевое расстояние:

Расчетная длина ремня (см. 3.1[1]):

Угол обхвата:

условие 120 выполнено.

Окружное усилие:

Из табл. 7.1 [1] выбираем ремень БКНЛ с числом прокладок z=3, Проверим выполнение условия:

Условие выполняется.

Поправочные коэффициенты:

· угол обхвата:

· скорости ремня:

· режима работы: (см. табл. 7.4 [1]);

· наклона линий центров: (при наклоне до 60).

Допускаемая рабочая нагрузка на 1мм ширины прокладки:

Ширина ремня:

Принимаем по табл. 7.3[1]:

Предварительное натяжение ремня:

Натяжение ветвей:

· ведущей:

· ведомой:

напряжение от силы F₁ :

напряжение изгиба:

напряжение от центробежной силы:

Наибольшее напряжение в ремне _max =₁ +_и +_ц =3+2,3+0,1=5,4 МПа

Условие выполняется.

Рассчитаем долговечность ремня.

Число пробегов ремня:

Поправочные коэффициенты:

-при постоянной нагрузке

Тогда расчетная долговечность ремня:

что выше минимального рекомендуемого значения в 2000 ч.

Сила, действующая на валы передачи:

Данные по расчету ременной передачи представим в сводной таблице.

Таблица 2.1- Сводная таблица расчета ременной передачи

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Плоский	Частота пробегов ремня l, 1/c	1,75
Сечение ремня	БКНЛ	Диаметр -ведущего шкива: d1	160
Количество прокладок z	3	-ведомого шкива: d2	450
Межосевое расстояние, aw	1220	Длина ремня	1432
Угол обхвата малого шкива, б	160	Сила давления ремня на вал, Fр	1915

3. Расчет цилиндрической передачи редуктора

Для изготовления шестерни и колеса выбираем сталь 45, термическая обработка- улучшение, твердость НВ 230 для шестерни и НВ 200 для колеса.

Определяем допускаемые напряжения (см. 3.9 [1]):

где: _Flimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 [1]:

К_HL=1 - коэффициент долговечности,

[S_H]=1,1-коэффициент безопасности.

Для шевронных колес расчетное допускаемое контактное напряжение (см. ф 3.10 [1]):

для шестерни

для колеса

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:

Допускаемые напряжения изгиба:

По табл. 3.9 [1] для стали45 при твердости НВ350

Тогда .

- коэффициент безопасности (см. ф. 3.4 [1]), где

и (см. табл. 3.9 [1]).

Следовательно

Допускаемые напряжения:

Таблица 3.1- Сводная таблица допускаемых напряжений

Элемент передачи	Марка материала	Термо- обработка		[у F]
			МПа
шестерня	сталь 45	Улучшение, 230НВ	482	237
колесо	сталь 45	Улучшение, 200НВ	428	360

Таблица 3.2 - Химический состав материала зубчатой передачи (сталь 45 ГОСТ1050-88)

Элемент	Углерод (С)	Кремний (Si)	Марганец (Mn)	Хром (Cr)	Железо (Fe)
% содержания	0,42-0,50	0,17-0,37	0,5-0,8	не более 0,25	остальное

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев (см. ф 3.7 [1]):

Где:

- коэффициент принят для симметричного расположения колес относительно опор (см. табл. 3.1 [1]);

- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию: _ва=0,4 (см. стр. 36 [1]).

- -для прямозубой передачи;

Принимаем по ГОСТ 2185-66:

Определим параметры передачи (см. рис.3.1).

Рисунок 4.1- Геометрические параметры цилиндрической прямозубой передачи.

Принимаем окружной модуль зацепления по ГОСТ 9563-60:

Тогда:

Тогда:

принимаем тогда

Уточняем передаточное отношение:

Отклонение:

Определяем основные размеры шестерни и колеса.

Делительные диаметры:

Проверяем межосевое расстояние:

.

Диаметры вершин:

Находим ширину колеса и шестерни:

Принимаем

Определим силы, действующие в зацеплении прямозубой цилиндрической передачи:

· окружная сила:

· радиальная сила:

Окружная скорость:

Принимаем 9-ю степень точности (см. стр. 32 [1]).

Коэффициент нагрузки:

где: (см. табл. 3.5 [1])

при

при прямозубом типе колес

Тогда:

Расчетные контактные напряжения (см. ф. 3.6 [1]):

Условие прочности выполняется.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба (см. ф.3.22 [1]):



где коэффициент нагрузки: (см. стр. 42[1])

По табл. 3.7 [1] твердости НВ350 и не симметричном расположении зубчатых колес относительно опор (см. табл. 3.7[1]), (см. табл. 3.8[1].

Таким образом .

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев (см. ф. 3.25 [1])

Коэффициент, учитывающий форму зуба Y_F :

· для шестерни Y_F3 =3,8;

· для колеса Y_F4 =3,61.

Допускаемые напряжения:

По табл. 3.9 [1] для стали45 при твердости НВ350

Тогда .

- коэффициент безопасности (см. ф. 3.4 [1]), где и (см. табл. 3.9 [1]).

Следовательно

Допускаемые напряжения:

Находим отношения

Дальнейший расчет ведем по шестерне, для которого последнее отношение меньше.

Проверяем прочность зуба колеса по ф. 3.25 [1]:

Условие прочности выполняется.

Таблица 3.1- Сводная таблица расчета зубчатой передачи

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние, aw	140	Вид зубьев	прямой
Модуль зацепления, m	2
		Диаметры Делительный шестерни:	56
Ширина зубчатого венца Шестерни колеса	60 56
		-вершин витков, dа1	60
Число зубьев шестерни, Z1	28	Диаметры колеса: -делительный, d2	224
Число зубьев колеса, Z2	112	-вершин зубьев, dа2	228

4. Эскизная компоновка редуктора

При разработке компоновочной схемы вычерчиваем основные геометрические параметры передач, вычерчиваются подшипники и корпус, а также крышки подшипников.

Результатом компоновочной схемы являются натуральные величины валов, точки приложения сил необходимые для расчета редуктора в дальнейшем.

Шестерню будем выполнять заодно с ведущим валом. Принимаем длину посадочного участка l_СТ = b =75мм.

Колесо назначаем штампованное. Его размеры: d_а2=228 мм; в=60мм;

толщина обода:

б_О =(2,5-4)·m_t=(2,5-4)·2 =5-8мм;

принимаем б_О =8 мм;

толщина диска:

С=0,3·b=0,3·60=18 мм;

принимаем С=20мм;

диаметр ступицы:

длина ступицы:

Другие размеры определим после предварительной компоновки.

Эскизы шестерни и колеса представлены на рис. 4.1 и 4.2.

Рисунок 4.1- Эскиз шестерни Рисунок 4.2- Эскиз колеса

Принимаем корпус и крышку литые из серого чугуна.

Толщина стенок корпуса и крышки: б=0,025·а_w +1=0,025·140+1=4,5мм;

б_О =0,02· а_w +1=0,02·140+1=4мм; принимаем: б= б_О =8мм.

Толщина фланцев корпуса и крышки: в=в₁ =1,5·б=12мм.

Толщина нижнего фланца корпуса: р=2,35· б =2,35·8=19мм.

Принимаем р=20мм.

Диаметры болтов:

· фундаментальных:

Принимаем болты с резьбой М16;

· болтов, крепящих крышку у подшипников: d₂ =0,7·d₁ =11,2мм; принимаем болты с резьбой М12;

· болтов, соединяющие крышку с корпусом: d₃ =(0,5-0,6)· d₁ =8-9мм; принимаем болты с резьбой М8

Назначаем литые сквозные и глухие крышки из серого чугуна с толщиной стенки 8мм. Остальные размеры определяем из предварительной компоновки, согласно назначенным: подшипникам, выходным диаметрам валов, диаметрам болтов крепящих крышки к корпусу.

Ведущий вал редуктора (быстроходный вал)

Рисунок 4.3- Ведущий вал

Диаметры валов определяем по условному расчету на кручение при допускаемом напряжении :

Принимаем выходной конец вала: ;

Определяем диаметр вала под подшипниками :



редуктор смазка шпоночный

Где: -высота буртика около шкива.

Принимаем :

Определяем диаметр буртика около подшипников:

Принимаем:

Конструируем ведомый вал редуктора (тихоходный вал)

Рисунок 4.4- Ведомый вал

Принимаем выходной конец вала:

Определяем диаметр вала под подшипниками:

Где: -высота буртика около подшипников.

Принимаем:

Определяем диаметр валa редуктора под зубчатым колесом:

Принимаем:

Определяем диаметр буртика валa около колеса :

Принимаем:

Назначаем подшипники на валы:

· вал 1 радиальный шарикоподшипник средней серии 306 по ГОСТ 8338-75 (d=30мм, D=72мм, b=19мм, С=28,1 кН, С_О=14,6 кН);

· вал 2 радиальный шарикоподшипник легкой серии 209 по ГОСТ 8338-75 (d=45мм, D=85мм, b=19мм, С=33,2 кН, С_О=18,6 кН).

·

Рисунок 4.5-Эскиз шарикового однорядного подшипника

5. Расчет валов редуктора

Ведущий вал.

Силы, действующие в зацеплении прямозубой зубчатой передачи:

· окружная сила:

· радиальная сила:

Из предварительной компоновки: расстояния между опорами и точками приложения нагрузки

Нагрузки от ременной передачи:

Приводим расчетную схему на рис.5.1.

Находим реакции опор.

Плоскость xz:

Откуда:

Из условия:

Строим эпюры изгибающих моментов.

,

Плоскость yz:

Из условия:

Строим эпюры изгибающих моментов.

,

Суммарные изгибающие моменты:

Изображаем изгибающие и крутящие моменты на расчетной схеме.

Суммарные реакции опор:

Изображаем изгибающие и крутящие моменты на расчетной схеме.

Рисунок 5.1- Расчетная схема ведущего вала

Ведомый вал.

Силы, действующие в зацеплении прямозубой зубчатой передачи:

· окружная сила:

· радиальная сила:

Из предыдущих расчетов и предварительной компоновки расстояния между опорами и точками приложения нагрузки:

Приводим расчетную схему на рис.5.2.

Находим реакции опор.

Плоскость xz:

Откуда:

Строим эпюры изгибающих моментов.

Плоскость xz:,

Плоскость yz:

Строим эпюры изгибающих моментов.

,

Суммарные реакции опор:

Суммарные изгибающие моменты:

Рисунок 5.2 -Расчетная схема ведомого вала

Проведем уточненный расчет валов.

Ведущий вал изготавливается совместно с шестерней зубчатой передачи. Валы вращаются в подшипниках качения. Назначаем на валы сталь 45 ГОСТ 1050-88. Механические характеристики: _В =570 МПа, _-1 =246 МПа , _-1 =142 МПа.

Определим коэффициенты усталостной прочности для сечения в точке 1 (наибольшая концентрация напряжений от напрессовки внутреннего кольца подшипника на вал).

Суммарный изгибающий момент:

Момент сопротивления сечения:

Амплитуда нормальных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где: (см. табл. 8.7 [1])

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Где:

Результирующий коэффициент запаса:

Следовательно, прочность вала обеспечивается.

Материал ведомого вала - сталь 45.

Определим коэффициенты усталостной прочности для предположительно опасного сечения в точке С (наличие шпоночной канавки).

Для передачи крутящего момента от шестерни редуктора на ведомый вал зубчатой передачи применим призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. При принятом диаметре вала d=50мм размеры сечения шпонки и пазов (см. рис.5.3): b=14мм; h=9мм, t₁ =5,5мм.



Рисунок 5.3 -Шпоночное соединение

Определим коэффициенты усталостной прочности. Вал нагружен моментом Т₃ =714 Нм.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

Принимаем (см.табл.8.5 [1]); (см.табл.8.8[1]) и (см. с.166 [1]). Тогда:

Суммарный изгибающий момент:

Момент сопротивления сечения изгибу:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где: (см. табл. 8.7 [1])

Результирующий коэффициент запаса:

Следовательно, прочность вала обеспечивается.

5. Проверочный расчет подшипников

Проверим подшипники на долговечность.

Ведущий вал

Назначены подшипники 306.

Наиболее нагружена опора №2:

Частота вращения вала: n=240 об/мин.

Здесь: -коэффициент безопасности, -температурный коэффициент (см. табл.9.19-9.20 [1]), V=1 (вращается внутреннее кольцо).

Расчетная долговечность (ф.9.1 [1]), млн.об.:

Расчетная долговечность, ч.:

Следовательно: .

Ведомый вал.

Назначены подшипники 211.

Наиболее нагружена опора №3:

Частота вращения вала: n=60 об/мин.

Эквивалентная нагрузка:

Здесь: -коэффициент безопасности, -температурный коэффициент (см. табл.9.19-9.20 [1]), V=1 (вращается внутреннее кольцо).

Расчетная долговечность (ф.9.1 [1]), млн.об.:

Расчетная долговечность, ч.:

что больше назначенного:

7. Выбор и проверочный расчет муфты

Зубчатую муфту (для соединения ведомого вала редуктора с валом привода) выбираем по ГОСТ 5006-55, исходя из крутящего момента:

где: -коэффициент ответственности передачи;

-коэффициент, учитывающий условия работы муфты;

- передаваемый момент;

Тогда:

Принимаем зубчатую муфту 1 типа МЗ, максимальным крутящим моментом 1000 Нм.

Проверку муфты проводим по напряжениям смятия рабочих поверхностей зубьев:

где: -модуль зацепления;

- количество зубьев;

-длина зубьев.

Условие прочности выполняется.

8. Проверочный расчет шпоночных соединений

Назначаем призматические шпонки со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Проведем расчет на смятие шпонок.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности (см. ф. 8.22 [1]):

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [_см ]=120 МПа, при чугунной ступице [_см ]=70 МПа.

Ведущий вал.

Для передачи крутящего момента от ведомого шкива ременной передачи на ведущий вал зубчатой передачи применим призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. При принятом диаметре вала d=26мм размеры сечения шпонки и пазов (см. рис.5.3): b=8мм; h=7мм, t₁ =4мм, t₂ =3,3мм. Крутящий момент Т=192 Н·м.

Принимаем длину шпонки конструктивно:

Тогда:

Ведомый вал.

Для передачи крутящего момента от шестерни на ведомый вал редуктора применим призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. При принятом диаметре вала d=50мм размеры сечения шпонки и пазов (см. рис. 5.3): b=14мм; h=9мм, t₁ =5,5мм. Крутящий момент Т=714Н·м.

Принимаем длину шпонки конструктивно:

Тогда:

Для передачи крутящего момента от ведомого вала на зубчатую муфту редуктора применим призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. При принятом диаметре вала d=40мм размеры сечения шпонки и пазов (см. рис. 5.3): b=12мм; h=8мм, t₁ =5мм, t₂ =3,3мм. Крутящий момент Т=574 Н·м.

Принимаем длину шпонки конструктивно:

Тогда:

Расчет шпоночных соединений показал, что шпонки подобраны правильно.

9. Подбор посадок для сопряженных поверхностей

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

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82.

Шейки валов под подшипниками выполняем с отклонениями вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.

Распорные кольца и сальники по .

Шкив и муфту на валы редуктора по .

Назначаем допуски цилиндричности (см. табл. 10.14[1]):

· шейки валов под подшипниками 0,004 мм;

· отверстий в корпусе и в стакане под подшипники: 0,01 мм;

· поверхности валов под зубчатыми колесами: 0,005 мм.

Назначаем допуска соосности между шейками валов под подшипниками 0,036 мм.

10. Выбор смазки

Смазывание зубчатых соединений производится окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса не менее 10 мм (картерное смазывание). Минимальный объем масляной ванны V определяем из расчета 0,4 дм³ на 1 кВт передаваемой мощности, т.е. V=2 дм³.

По табл. 10.8 [4] устанавливаем вязкость масла. Рекомендуемая вязкость масла: 2810^-6 м²/с. По табл.10.10 [4] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).



Рисунок 10- Схема смазки редуктора

Фактический уровень масла составит:

Где: - внутренняя площадь основания корпуса редуктора.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 (см. табл. 9.14 [1]).

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Курсовое проектирование деталей машин, часть 1; А.В.Кузьмин, Н.Н.Макейчик, В.Ф. Калачёв и др. - Мн.: Высшая школа, 1982г.

2. Курсовое проектирование деталей машин, часть 2; А.В.Кузьмин, Н.Н.Макейчик, В.Ф. Калачёв и др. - Мн.: Высшая школа, 1982г.

3. Детали машин; М.Н.Иванов - 5-е изд., - М.: Высшая школа., 1991г.

4. Расчёты Деталей Машин; А.В.Кузьмин, И.М.Чернин, Б.С.Козинцов.-Мн.:Вышая.школа.,1986г.

5. Детали машин, проектирование; Л.В.Курмаз, А.Т.Скойбеда. - Мн.: УП «Технопринт», 2001г.

6. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов; Дунаев П.Ф. Леликов О.П. - М.: Высшая школа, 1984г.

7. Подскребко М.Д. и др. Задания и методические указания к курсовому проекту по деталям машин. - Мн.: ротапринт БАТУ, 1993.

8. Детали машин и основы конструирования. Часть 1: методическое пособие по вып. курсового проекта / БГАТУ, Кафедра сопротивления материалов и деталей машин; сост.: В.А. Агейчик [и др.]. - Минск, 2007. - 197 с. - (200). - Библиогр.: с. 197.

9. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1978г.

10. Курсовое проектирование деталей машин; С.А.Чернавский, К.Н.Боков, И.М.Чернин и др. - 2-е изд., - М.: Машиностроение, 1988г.

Размещено на Allbest.ru