Выбор электродвигателя и кинематический расчет
RDX = (Ft5d + Fr4(d+e) + Fa4d4/2)/(d+e+f) =(595 271,5 + 234 204,5 + 820 106,75)/283 = 1982 Н; Lh = a23(C / Qэ) m (106 / 60n3) = 0,8 (58,3 / 4,077)3 (106 / 60 102,8) = 3,9 104 ч. Му = RDX (e+f) Fr4e — Fa4d4/2 = 1982 0,2115 234 0,133 820 0,107= 300,7 Нм; Диаметр вала, исходя из расчета на кручение: Диаметр вала, исходя из расчета на кручение: Lh = a23(C / QA) m (106 / 60n4) = 0,8 (52 / 15,483)3… Читать ещё >
Выбор электродвигателя и кинематический расчет (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
Содержание
- Задание
- 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- 2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений
- 3. Расчет третьей ступени редуктора
- 4. Расчет второй ступени редуктора
- 5. Расчет первой ступени редуктора
- 6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора
- 7. Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него
- 8. Расчет промежуточного (третьего) вала и расчет подшипников для него
- 9. Расчет промежуточного (второго) вала и расчет подшипников для него
- 10. Расчет тяговой звездочки
- 11. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него
- 12. Смазка
- 13. Проверка прочности шпоночных соединений
- 14. Выбор муфт
- Список использованной литературы
- Приложение: спецификации редуктора, привода, муфты
- Задание 04. Вариант
Спроектировать привод, состоящий из трехступенчатого цилиндро-коническо-цилиндрического мотор-редуктора (1), компенсирующе-предохранительной муфты (2), приводного вала с тяговой звездочкой (3), приводящей в движение тяговую цепь М112−1-125−2 ГОСТ 588–81 цепного транспортера. Мотор-редуктор и приводной вал установлены на сварной раме.
Принять:
Типовой режим нагружения: 3.
Расчетный ресурс: 7 000 часов.
Изготовление в год: 1 шт.
Техническая характеристика привода:
Окружная сила на звездочке Ft, кН: 4,5.
Скорость тяговой цепи V, м/с: 0,4.
Число зубьев звездочки z: 7.
Ft=F1-F2; F2=0,25F1.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
Выбор двигателя [1]
Общий КПД привода:
η = ηред ηм ηп
ηред КПД редуктора.
ηред = ηцп2 ηкп ηп3
ηцп = 0,950,97; принимаем ηцп = 0,96 КПД закрытой цилиндрической передачи;
ηкп = 0,950,97; принимаем ηкп = 0,96 КПД закрытой конической передачи;
ηп = 0,99 КПД пары подшипников качения.
ηред = 0,962 0,96 0,993 = 0,86
ηм = 0,98 КПД муфты.
η = 0,86 0,98 0,99 = 0,83
Требуемая мощность двигателя:
Ртр = Рвых/ η = 1,8 / 0,83 = 2,2 кВт.
Рвых мощность на тяговой звездочке.
Рвых = Ft V = 4,5 103 0,4 = 1,8 кВт.
Кэ = 1 коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи.
Частота вращения тяговой звездочки [3].
V =, следовательно nвых = = = 27 об/мин.
nвых частота вращения тяговой звездочки.
V = 0,4 м/с скорость тяговой цепи.
Z = 7 число зубьев тяговой звездочки.
t = 125 мм шаг цепи.
По заданию: М112−1-125−2 ГОСТ 588–81 тяговая пластинчатая цепь с разрушающей нагрузкой 112 кН, типа 1, с шагом 125 мм, исполнения 2.
Ft = F1 F2 = 4,5 кН.
F2 = 0,25F1
Отсюда: F1 = 6 кН, F2 = 1,5 кН.
Выбираем электродвигатель с запасом мощности: АИР100S4
Pдв = 3 кВт; nдв = 1440 об/мин.
Передаточное число редуктора [4].
Uред = U1 U2 U3 = nдв / nвых = 1440/27 = 53,3
U1 передаточное число первой ступени;
U2 передаточное число второй ступени;
U3 передаточное число третьей ступени.
Примем: U1 = 4; U2 = 3,5; U3 = 3,8.
Частота вращения валов:
n1 = nдв = 1440 об/мин;
n2 = n1 / U1 = 1440 / 4 = 360 об/мин;
n3 = n2 / U2 = 360 / 3,5 = 102,8 об/мин;
n4 = nвых = 27 об/мин.
Угловые скорости валов:
ω1 = πn1 / 30 = 3,14 1440 / 30 = 150,7 рад/с;
ω2 = πn2 / 30 = 3,14 360 / 30 = 37,7 рад/с;
ω3 = πn3 / 30 = 3,14 102,8 / 30 = 10,8 рад/с;
ω4 = ωвых = πn4 / 30 = 3,14 27 / 30 = 2,8 рад/с.
Мощности на валах:
Р1 = Рдв = 3 кВт;
Р2 = Р1 ηцп ηп = 3 0,96 0,99 = 2,85 кВт;
Р3 = Р2 ηкп ηп = 2,85 0,96 0,99 = 2,7 кВт;
Р4 = Р3 ηцп ηп = 2,7 0,96 0,99 = 2,6 кВт;
Рвых = Р4 ηм ηп = 2,6 0,98 0,99 = 2,5 кВт;
Вращающие моменты на валах:
М1 = Р1 / ω 1 = 3 / 150,7 = 0,02 кНм = 20 Нм;
М2 = Р2 / ω 2 = 2,85 / 37,7 = 0,076 кНм = 76 Нм;
М3 = Р3 / ω 3 = 2,7 / 10,8 = 0,25 кНм = 250 Нм;
М4 = Р4 / ω 4 = 2,6 / 2,8 = 0,93 кНм = 930 Нм;
Мвых = Рвых / ω 4 = 2,5 / 2,8 = 0,9 кНм = 900 Нм.
2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений.
Материал колес сталь 45; термообработка улучшение: 235 262 НВ2;
248,5 НВСР2; σв = 780 МПа; σ-1 = 540 МПа; τ = 335 МПа.
Материал шестерен сталь 45; термообработка улучшение: 269 302 НВ1;
285,5 НВСР1; σв = 890 МПа; σ-1 = 650 МПа; τ = 380 МПа. табл. 3.2 [4].
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.
NK6 = 573 ω 4 Lh = 573 2,8 7000 = 17,2 106 циклов;
NK5 = NK6 U3 = 17,2 106 3,8 = 65,4 106 циклов.
NHO = 16,5 106 табл. 3.3 [4] число циклов перемены напряжений, соответствующих пределу выносливости.
При NK > NHO, коэффициент долговечности КНL = 1.
NFO = 4 106 — число циклов перемены напряжений при изгибе для всех видов сталей, стр. 56 [4].
При NK > NFO, коэффициент долговечности КFL = 1.
[σ]H5 = 1,8HBCP1 + 67 = 285,5 1,8 + 67 = 581 МПа
[σ]H6 = 1,8HBCP2 + 67 = 248,5 1,8 + 67 = 514 МПа
[σ]F5 = 1,03HBCP1 = 285,5 1,03 = 294 МПа
[σ]F6 = 1,03HBCP2 = 248,5 1,03 = 256 МПа
3. Расчет третьей ступени редуктора.
Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:
α3 = Кα(U3 + 1) = 495 (3,8 + 1) = 201,5 мм.
Кα = 495 для прямозубых передач, стр. 135 [3].
КНβ = 1 при постоянной нагрузке.
Принимаем α3 = 200 мм.
m = (0,01−0,02) α3 = 2−4 мм, принимаем m = 3 мм.
z5 = 2α3 / m (U3 + 1) = 2 200 / 3 (3,8 + 1) = 28
z6 = z5U3 = 28 3,8 = 106
d5 = m z5 = 3 28 = 84 мм
da5 = d5 + 2m = 84 + 2 3 = 90 мм
dt5 = d5 2,5m = 84 2,5 3 = 76,5 мм
d6 = m z6 = 3 106 = 318 мм
da6 = d6 + 2m = 318 + 2 3 = 324 мм
dt6 = d6 2,5m = 318 2,5 3 = 310,5 мм
b6 = ψва α3 = 0,4 200 = 80 мм
b5 = b6 + 5 = 80 + 5 = 85 мм
Окружная скорость:
V3 = = = 0,45 м/с
Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, стр. 32 [1].
Коэффициент формы зуба: уF5 = 3,9, уF6 = 3,6, стр. 42 [1].
[σF5] / уF5 = 294 / 3,9 = 75,4 МПа; [σF6] / уF6 = 256 / 3,6 = 71 МПа
Реакции от усилий в зацеплении:
RAx (a + b) Ft6b = 0; RAx = Ft6b / (a + b) = 5952 0,0715 / 0,2835 = 1501 H
RBx = Ft6 — RAx = 5952 1501 = 4451 H
Mx = RBxb = 4451 0,0715 = 318 H м
RAy = Fr6b / (a + b) = 2166 0,0715 / 0,2835 = 546 H
RBy = Fr6 — RAy = 2166 546 = 1620 H
My = RByb = 1620 0,0715 = 116 H м
Реакции от усилия муфты:
FM (a + b + c) RAFм (a + b) = 0;
RAFм = FM (a + b + c) / (a + b) = 7624 0,3835 / 0,2835 = 10 313 H
RBFм = RAFм — FM = 10 313 7624 = 2689 H
RA = = = 1597 H
RB = = = 4736 H
Для расчета подшипников:
RA' = RA + RAFм = 1597 + 10 313 = 11 910 H
RB' = RB + RBFм = 4736 + 2689 = 7425 H
Опасное сечение I I. Концентрация напряжений в сечении I I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Материал вала сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,
σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл. 10.2 [2].
Расчет вала в сечении I — I на сопротивление усталости.
σа = σu = МAFм / 0,1d43 = 762,4 103 / 0,1 603 = 35,3 МПа
τа = τк /2 = М4 / 2 0,2d43 = 930 103 / 0,4 603 = 10,8 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 табл. 10.13 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 табл. 10.13 [2];
KFσ = KFτ = 1 табл. 10.8 [2]; KV = 1 табл. 10.9 [2].
KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ 1) 1 / KV = (3,8 + 1 1) 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ 1) 1 / KV = (2,2 + 1 1) 1 = 2,2
σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 35,3 = 2,7; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 10,8 = 8,4
S = Sσ Sτ / = 2,7 8,4 / = 2,6 > [S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.
Выбор типа подшипника.
Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники № 212, С = 52 кН, С0 = 31 кН, dxDxB = 60×110×22
QA = RA' Kδ KT = 11 910 1,3 1 = 15 483 H
Ресурс подшипника:
Lh = a23(C / QA) m (106 / 60n4) = 0,8 (52 / 15,483)3 (106 / 60 27) = 1,9 104 ч
1,9 104 ч < [t] = 2,5 104 ч
Так как Lh < [t] возьмем роликовые подшипники № 2312; С = 151 кН;
dxDxB = 60×130×31, тогда:
Lh = 0,7 (151 / 15,183)3,3 (106 / 60 27) = 8,2 104 ч > [t] = 2,5 104 ч
Подшипник подходит.
8. Расчет промежуточного (третьего) вала
и расчет подшипников для него.
Диаметр вала, исходя из расчета на кручение:
d3 = = = 36,7 мм
Принимаем: диаметр под подшипники Ø40 мм, под коническое колесо — Ø45мм.
Ft5 = 5952 H, Fr5 = 2166 H, d = 71,5 мм, e = 133 мм, f = 78,5 мм.
Ft4 = 2342 H, Fr4 = 234 H, Fa4 = 820 H.
Реакции опор:
в плоскости xz:
RDX = (Ft5d + Fr4(d+e) + Fa4d4/2)/(d+e+f) =(595 271,5 + 234 204,5 + 820 106,75)/283 = 1982 Н;
RCX = (Fr4f + Ft5(f+e) — Fa4d4/2)/(d+e+f) =(23 478,5 + 5 952 211,55 — 820 106,75)/283 = 4204 Н;
Проверка: RDX + RCX — Ft5 Fr4 = 1982 + 4204 — 5952 234 = 0.
в плоскости yz:
RDY = (Fr5d + Ft4(d+e))/(d+e+f) =(216 671,5 + 2 342 204,5)/283 = 2238 Н;
RCY = (Ft4f + Fr5(f+e))/(d+e+f) =(234 278,5 + 2 166 211,5)/283 = 2270 Н;
Проверка: RDY + RCY Fr5 — Ft4 = 2238 + 2270 2166 — 2342 = 0.
Суммарные реакции:
RD = = = 2989 H;
RC = = = 4778 H;
Опасное сечение место под колесо цилиндрической передачи.
Материал вала сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,
σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл. 10.2 [2].
Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:
Му = RDX (e+f) Fr4e — Fa4d4/2 = 1982 0,2115 234 0,133 820 0,107= 300,7 Нм;
Мх = RDY (e+f) Ft4e = 2238 0,2115 2342 0,133 = 162 Нм;
Мсеч = = = 341,6 Нм.
Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.
σа = σu = Мсеч / 0,1d3 = 341,6 103 / 0,1 76,53 = 37,5 МПа
τа = τк /2 = М3 / 2 0,2d3 = 250 103 / 0,4 76,53 = 6,9 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 табл. 10.13 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 табл. 10.13 [2];
KFσ = KFτ = 1 табл. 10.8 [2]; KV = 1 табл. 10.9 [2].
KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ 1) 1 / KV = (3,8 + 1 1) 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ 1) 1 / KV = (2,2 + 1 1) 1 = 2,2
σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 37,5 = 2,6; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 6,9 = 13,2
S = Sσ Sτ / = 2,6 13,2 / = 2,63 > [S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.
Выбор типа подшипника.
Осевые нагрузки присутствуют, поэтому берем роликовые подшипники № 7208, С = 58,3 кН, С0 = 40 кН, dxDxB = 40×80×18
Эквивалентная нагрузка:
Qэ = (XVRC + YFa4) KбKT,
в которой радиальная нагрузка RC = 4778 H; осевая нагрузка Fa4 = 820 H; V = 1
вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности Kб = 1,3; КТ = 1.
Отношение Fa4 / Со = 820 / 40 000 = 0,021; этой величине соответствует е = 0,37.
Отношение Fa4 / RC = 820 / 4778 = 0,17 < е; Х = 0,4; Y = 1,6.
Qэ = (0,44 778 + 1,6 820) 1,3 = 4077 H.
Ресурс подшипника:
Lh = a23(C / Qэ) m (106 / 60n3) = 0,8 (58,3 / 4,077)3 (106 / 60 102,8) = 3,9 104 ч
3,9 104 ч > [t] = 2,5 104 ч
Подшипник подходит.
9. Расчет промежуточного (второго) вала
и расчет подшипников для него.
Диаметр вала, исходя из расчета на кручение:
d2 = = = 24,7 мм
Принимаем: диаметр под подшипники Ø30 мм, под цилиндрическое колесо ;
Ø35 мм.
Ft2 = 988 H, Fr2 = 360 H, k = 46,5 мм, l = 46,5 мм, m = 48,5 мм.
Ft3 = 2342 H, Fr3 = 820 H, Fa3 = 234 H.
Список литературы
- С.А. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин,
- Москва, «Машиностроение», 1988 г.
- П.Ф. Дунаев, С. П. Леликов Конструирование узлов и деталей машин,
- Москва, «Высшая школа», 1998 г.
- М.Н. Иванов Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.
- А.Е. Шейнблит Курсовое проектирование деталей машин,
- Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.