Выбор электродвигателя и кинематический расчет

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=3,0 кН - тяговое усилие на барабане;

V=1,4 м/с - скорость ленты.

Требуемая мощность электродвигателя:

(3)

где Рб - мощность на валу барабана, кВт.

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

Угловая скорость на валу электродвигателя:

; (4)

Частота вращения вала барабана:

; (5)

где D=250 мм - диаметр барабана.

Общее передаточное отношение:

u=nдв/nб; (6)

u=965 / 106,95 = 9.

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

U2=5,

тогда передаточное число клиноременной передачи:

u1 =u / u2; (7)

u1= 9 / 5 = 1,8.

Частота вращения:

- на валу электродвигателя:

nдв=965 мин-1;

- на ведущем валу:



n1=nдв/u1;

n1=965/ 1,8 = 536 мин-1;

- на ведомом валу:

n2=n1/u2;

n2=536 / 5 = 106,95 мин-1;

на валу барабана:

n3=n2;

n3= 106,95 мин-1.

Угловые скорости:

на валу электродвигателя дв=100 c-1;

на ведущем валу:

1=дв/u1= 100/ 1,8 = 55,55 с-1;

на ведомом валу:

2=1/u2;

2=55,55 / 5 = 11,11 с-1;

на валу барабана:

3=2;

3= 11,11 с-1.

Вращающие моменты:

на валу электродвигателя:

(8)

на ведущем валу:

Т1=Тдв u114=551,80,950,99=93 Н м;

на ведомом валу:

Т2=Т1 u224;

Т2=9350,980,99 =452 Нм;

на валу барабана:

Тб=Т2 =452 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	536	55,55	93
Ведомый вал II редуктора	106,95	11,11	452
Вал барабана	106,95	11,11	452

2. 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 KHL=1 - коэффициент долговечности [1, с.33],

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

Расчетное допускаемое контактное напряжение:

[H]=0,45([H1]+[H2])=0,45(540+500)=466 МПа. (9)

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

Принимаем значение коэффициентов: [1, с.32]

KHB=1,25; Ka=43; ba=0,4.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости зубьев:

; (10)

где Т2=452 Н м - крутящий момент на ведомом валу;

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

aw=180 мм.

Нормальный модуль зацепления:

mn=(0,01-0,02)aw; (11)

mn =(0,01-0,02)180=1,83,6 мм.

Принимаем модуль по ГОСТ 9563-60 [1, с.36]:

mn=2,5 мм.

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

=100.

Определяем число зубьев:

шестерни

(12)

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

(13)

зубчатого колеса

;



Уточняем межосевое расстояние:

Диаметры вершин:

шестерни

da1=d1+2mn;

da1=60+22,5=65 мм;

колеса

da2=d2+2mn;

da2=300+22,5=305 мм.

Ширина колеса:

b2=baaw; (14)

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=; (15)

.

Окружная скорость колес:

(16)

При такой скорости для косозубых колес по ГОСТ 1643-81 принимаем 8-ю степень точности.

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

KH=1,04; KHV=1; KН=1,08.

Определяем коэффициент нагрузки:

KH=KHKHVKH;

КН=1,0411,08=1,1232.

Проверяем контактные напряжения:

; (17)



Условие H<[H] выполнено: 397 < 410 МПа, следовательно, считаем, что контактная прочность передачи обеспечена.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

Ft= (18)

Ft

Радиальная

(19)

Fr

Осевая

Fa=Fttg; (20)

Fa=31000,2981 =924 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:

[SF]=[SF]' [SF]'';

где [SF]'=1,75; [SF]''=1 [1, c.44];

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

Допускаемые напряжения:

для шестерни

; (21)

для колеса

; (22)

Эквивалентное число зубьев:

шестерни



(23)

колеса

(24)

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

YF1=3,8; YF2=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]:

KF=1,10.

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

KFV=1,3.

Коэффициент нагрузки:

KF=KFKFV;



КF=1,11,3=1,43.

Определяем коэффициенты:

Y=1-/1400;

Y=1-16,60/1400=0,88;

KF=0,92.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

; (25)

Условие F<[F]2 выполнено, 73<206 МПа.

3. Расчет клиноременной передачи

Принимаем тип ремня Б.

Диаметр меньшего шкива:

(26)

Принимаем d1=125 мм.

Диаметр большего шкива:

d2=u1d1(1-); (27)



d2=1,8125(1-0,01)=222,75 мм.

Принимаем d2=224 мм.

Уточняем передаточное отношение:

Отклонение:

=

что меньше допускаемого 4%.

Окончательно принимаем диаметры шкивов d1=125 мм и d2=224 мм.

Межосевое расстояние:

amin=0,55(d1+d2)+T0; (28)

amin =0,55(125+224)+10,5=202,45 мм.

amax=d1+d2; (29)

amax=125+224=349 мм.

Принимаем aр=300 мм.

Расчетная длина ремня:

(30)



Принимаем по ГОСТ L=1200 мм.

Уточненное значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремня:

; (31)

Угол обхвата меньшего шкива:

(32)

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

(33)

.

Частота пробегов ремня U, с-1:

(34)



Число ремней z определяется по формуле:

(35)

где Р - мощность, передаваемая клиноременной передачей;

Р=Рдв=5,5 кВт;

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

Р0=1,56 кВт;

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

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

Сl=0,86;

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

C=0,92.

Принимаем z=5.

Сила предварительного натяжения ремня F0, H,:

(36)

где - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил

[1,c.136]:

Сила давления на вал FВ, Н:

(37)

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

для ремня сечения Б:

lp=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; (38)

В=(5-1)19+212,5 = 101 мм.

4. Предварительный расчет валов редуктора

Ведущий вал-шестерня:

Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручение при допускаемом напряжении []k=20 МПа:

; (40)

Принимаем dв1=30 мм.

Диаметр подшипниковых шеек dп1=35 мм.

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца ведомого вала по расчету на кручение:

Принимаем dв2=50 мм.

Диаметр подшипниковых шеек dп2=55 мм.

Диаметр вала под зубчатое колесо dк2=60 мм.

5. Конструктивные размеры зубчатых колес

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Диаметр ступицы колеса:

dст=1,6dк2=1,660=96 мм.

Длина ступицы колеса:

Lст2=(1,21,5) dк2=(1,21,5) 60=7290 мм.

Принимаем Lст2=90 мм.

Толщина обода:

0=(2,54)mn=(2,54)2,5=6,2510 мм;

принимаем 0=10 мм.

Толщина диска:

С=0,3b2=0,372=21,6 мм.

Принимаем C=22 мм.

6. Размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок корпуса:

=0,025аw+1;

=0,025180+1=5,5 мм.

Принимаем =8 мм.

Толщина стенок крышки:

1=0,02aw+1;

1=0,02180+1=4,6 мм.

Принимаем 1=8 мм.

Толщина фланцев:

верхнего пояса корпуса b=1,5=1,58=12 мм;

пояса крышки b1=1,51=1,58=12 мм;

нижнего пояса корпуса р=2,35=2,358=19 мм;

принимаем р=20 мм.

Диаметры болтов:

фундаментных

d1=(0,030,036)aw+12;

d1=17,418,48 мм.

Принимаем болты с резьбой М20.

Крепящих крышку к корпусу у подшипников

d2=(0,70,75)d1=1415 мм.

Принимаем болты с резьбой М16.

Соединяющих крышку с корпусом

d3=(0,50,6)d1=1012 мм.

Принимаем болты с резьбой М12.

7. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал

Расстояние между серединой подшипника и серединой шестерни:

l1=105 мм.

Расстояние между серединой подшипника и серединой шкива:

l2=60 мм.

Реакции опор в вертикальной плоскости

R1у= R2y= Ft / 2= 3100 / 2 = 1550 Н.

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

Мxш= R1yl1= 15500,105=163 Нм;

Реакции опор в горизонтальной плоскости:

Проверка: -Fr - R1x+R2x-FВ = - 1647 - 438 + 4265 - 2180=0.

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

Муп справа =FBl2 =21800,14 =305 Нм.

Строим эпюру крутящих моментов. Крутящий момент передаётся с шкива ременной передачи на шестерню редуктора:

Мкр=Т1=93 Нм.

Суммарные реакции:

Намечаем радиальные шариковые подшипники № 207 по ГОСТ 8338-75, имеющие d=35 мм; D=72 мм; В=17 мм; С=25,5 кН. [1, c.394]

В соответствии с условиями работы принимаем коэффициенты:

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

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка наиболее нагруженной опоры:

Рэ=V Pr2 K KT; (43)

Рэ=147971,31=6237 H.

Расчетная долговечность выбранного подшипника:

(44)

(45)

Условие Lh=2500 часов <Lh1=2500 часов выполнено, подшипник пригоден.

Ведомый вал

Расстояние между серединой подшипника и серединой колеса:

l2=105 мм.

Реакции опор в вертикальной плоскости:



Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

Мxк=R3yl2=2196,50,105=230 Нм.

Реакции опор в горизонтальной плоскости:

Проверка: Fr-R3x+R4x=1647 - 1783 + 136 = 0.

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

Строим эпюру крутящих моментов. Крутящий момент передаётся с зубчатого колеса редуктора на муфту:

Мкр=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; KT=1 [1, c.214].

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка наиболее нагруженной опоры по формуле (43):

Рэ=128291,31=3678 H.

Расчетная долговечность выбранного подшипника по формулам (44) и (45):

Условие Lh=20000 часов <Lh1=260000 часов выполнено, подшипник пригоден.

8. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому. Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнения их с допускаемым [S].

Ведущий вал

Материал вала-шестерни - Сталь 45, нормализованная, В=570 МПа.

Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба:

-1=0,43В=0,43570=245 МПа.

Предел выносливости стали при симметричном цикле касательных напряжений:

-1=0,58245=142 МПа.

Сечение под шкивом.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки, так как в этом сечении изгибающего момента нет, то рассчитывают только на кручение. Крутящий момент Т1=93 Нм.

Момент сопротивления кручения нетто сечения вала:

(46)

Амплитуда от нулевого цикла касательных напряжений при кручении вала:

(47)

Находим значения коэффициентов [1, с.165-166]:

К=1,6; =0,8; =0,1.

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:



(48)

Следовательно, прочность вала обеспечена.

Ведомый вал

Материал вала - Сталь 45, нормализованная, В=570 МПа.

Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба:

-1=0,43В=0,43570=245 МПа;

при симметричном цикле касательных напряжений:

-1=0,58-1=0,58245=142 МПа.

Сечение под муфтой. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки, так как в этом сечении изгибающего момента нет, то рассчитывают только на кручение. Крутящий момент Т2=542 Нм.

Момент сопротивления кручению нетто сечения вала:

Амплитуда от нулевого цикла касательных напряжений при кручении вала:

Находим значения коэффициентов:

K=1,5; =0,8; =0,1.

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Сечение под зубчатым колесом. В этом сечении действуют максимальные крутящий и изгибающий моменты. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Изгибающие моменты:

Mx=230000 Н мм;

My=187000 Н мм.

Суммарный изгибающий момент в сечении:

Момент сопротивления кручению нетто сечения вала:

Момент сопротивления изгибу нетто сечения вала:

(49)

Амплитуда от нулевого цикла касательных напряжений при кручении вала:

Амплитуда симметричного цикла нормальных напряжений при изгибе вала:

(50)

Находим значения коэффициентов:

K=1,5; =0,1; K=1,6; =0,86.

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(51)

Результирующий коэффициент запаса прочности:

(52)



9. Выбор и расчет муфты

муфта зубчатый редуктор вал

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП, которая соединяет ведомый вал редуктора с валом барабана конвейера.

Ведомый вал

Определяем расчетный крутящий момент [1, с.278]:

Тр=К Т1=5850001,2=702000 Н мм,

где К=1,2 - коэффициент, учитывающий условия работы [1, с.272].

МУВП 700-60-1.1У3 ГОСТ

10. Расчет шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами.

Размеры сечений по ГОСТ 23369-78.

Материал шпонок: сталь 45, нормализованная.

Ведущий вал

При диаметре шейки вала d=40 мм выбираем шпонку сечением b=12 мм, h=8 мм, глубина паза t1=5 мм. Принимаем длину шпонки L=125 мм.

Проверяем выбранную шпонку на смятие при допускаемом напряжении []см=110...120 МПа [1, с.170]:

(55)

Условие см[]см выполнено.

Ведомый вал

Проверяем шпоночное соединение вала с муфтой, т.к. в этом месте диаметр вала минимальный.

При диаметре шейки вала d=60 мм выбираем шпонку сечением b=18 мм, h=10 мм, глубина паза t1=7 мм. Принимаем длину шпонки L=90 мм.

Проверяем выбранную шпонку на смятие при допускаемом напряжении []см=110...120 МПа:

Условие см[]см выполнено.

При диаметре шейки вала d=80 мм выбираем шпонку сечением b=22 мм, h=14 мм, глубина паза t1=9 мм. Принимаем длину шпонки L=100 мм.

11. Выбор сорта масла

По таблице 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях Н=397 МПа, скорость V=1,3 м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть равна 2810-6м2/с. По таблице 10.10 принимаем масло И-30А.

12. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-1000С;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом.

Далее на конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют ее торцовым креплением.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Используемая литература

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др.- М.: Машиностроение, 1988.- 416 с.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. - М.: Высш. шк., 1991. - 432 с.

3. Детали машин: Атлас конструкций. В 2 ч. Ч. 1. - М.: Машиностроение, 1992.- 352 с.

Размещено на Allbest.ru