Расчет привода электродвигателя

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода

1.1 Исходные данные

P₄ =5 кВт

n₄ = 45 об/мин Т = 29 433,6 часов Рис 1. Кинематическая схема механизма.

1.2 Выбор электродвигателя

1.2.1 Определение общего КПД привода

КПД зубчатой цилиндрической передачи ;

КПД упругой муфты ;

Таким образом, общий КПД привода будет:

1.2.2 Требуемая мощность электродвигателя

кВт.

1.2.3 Выбор электродвигателя

Для заданного значения мощности принимаем асинхронный электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей: электродвигатель серии 4A132S6Y3, для которого

кВт, .

1.2.4 Определение передаточного числа привода

Определяем общее передаточное отношение:

.

Разбиваем общее передаточное число по рекомендованным ГОСТ 2185–66 числам на ступени:

1.3 Кинематический расчет привода

1.3.1 Мощности на валах

кВт;

кВт;

кВт;

1.3.2 Частота вращения валов

1.3.3 Угловые скорости валов

рад/с

рад/с

рад/с

1.3.4 Крутящие моменты на валах привода

Н•м;

Н•м.

Н•м.

1.4 Значения частот вращения, угловых скоростей, мощностей и крутящих моментов на валах

2. Расчёт раздвоенной косозубой передачи

Тип передачи — зубчатая с цилиндрическими косыми зубьями

2.1 Исходные данные

Крутящие моменты:

Угловая скорость зубчатого колеса

Передаточное число u=5,25

Ресурс работы часа Расчетная схема приведена на рис.1

Рис. 4.1 Схема зубчатой передачи

2.2 Выбор материалов

Т.к. в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем с учётом рекомендации табл. 4.1.4 (3), материалы со средними механическими характеристиками :

Примем для колеса и шестерни одинаковую сталь 45 ГОСТ 1050–88 с термообработкой до разной твердости Для колеса зубья должны иметь твердость HB270

Для шестернитвердость выше HB250

Такая твердость соответствует термообработке улучшения. Термообработка заготовки производится до нарезания зубьев

Допускаемые контактные напряжения для расчета на предотвращение усталостного выкрашивания где длительный предел выносливости при базовом числе циклов

для колеса (=2*250+70=570 Мпа для шестерни (=2*270+70=610 МПа

— коэффициент безопасности

— коэффициент долговечности

=1 для обоих колес Расчетное значение

Расчетное значение

Расчетное значение

2.3 Проектный расчет зубчатой передачи

Здесь основным критерием расчета является предотвращение усталостного поверхностного выкрашивания. Из этого условия рассчитывают межосевое расстояние

[1] стр.185

где для косозубых колес

u=5,25

при несимметричном расположении колес относительно опор. Примем

[1] стр.183

(с учётом раздвоенной ступени)

мм Примем по стандарту мм

2.4 Расчет основных размеров передачи

Примем модуль m=(0,01? 0,02)хa_W = 1.25? 2.5 мм. Примем в расчет m=2,5 мм В расчёт возьму в = 20°- угол наклона зуба.(т.к шеврон разделённый, можно принимать до 30)

Определю числа зубьев шестерни и колеса:

Уточним передаточное число

Уточним значение угла наклона зубьев Окончательно примем в=19°54

Размеры шестерни Диаметр делительной окружности мм Диаметр окружности впадин

мм Диаметр окружности выступов

мм Ширина венца шестерни

мм.

Уточненное значение

Размеры колеса

мм

мм

мм

(5? 10)=40 мм Назначим 8 степень точности колес, при скорости

м/с

2.5 Проверочные расчеты передачи

Проверка по

< стр.185

где численное значение для стальных колес

коэффициент торцевого перекрытия

при 8 степени точности и V=2 м/с

при V=2 м/с и 8 степени точности

МПа

МПа<

МПа — Проверка выполняется.

2.6 Расчет усилий в зацеплении

Для шестерни Окружное усилие

Н

Радиальное усилие

Н Осевое усилие

Н Для колеса Окружное усилие

Н Радиальное усилие

Н Осевое усилие

Н

2.7 Разработка конструкции колеса

Диаметр вала под колесо мм. Примем d=50мм

Основные размеры колеса (см. рис. 2.2)

Принимаем мм с=0,2В= 8 мм

не менее 8 мм. Примем мм мм мм Рис. 2.2 Конструкция зубчатого колеса

3. Расчёт збчатой прмозубой передачи

Тип передачи — зубчатая с цилиндрическими прямыми зубьями

3.1 Исходные данные

Крутящие моменты:

3.2 Число оборотов зубчатого колеса

Передаточное число u=4

Расчетная схема приведена на рис.1

Рис. 3,.1 Схема зубчатой передачи

3.2 Выбор материалов

Т.к. в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем с учётом рекомендации табл. 4.1.4 (3), материалы со средними механическими характеристиками :

Примем для колеса и шестерни одинаковую сталь 45

Для колеса примем твердость HB 250

Для шестернитвердость HB270

Такая твердость соответствует термообработке улучшения. Термообработка заготовки производится до нарезания зубьев

Допускаемые контактные напряжения для расчета на предотвращение усталостного выкрашивания где длительный предел выносливости при базовом числе циклов

для колеса (=2*250+70=570 Мпа для шестерни (=2*270+70=610 МПа

— коэффициент безопасности

— коэффициент долговечности

=1 для обоих колес Расчетное значение

Расчетное значение

Расчетное значение

Проектный расчет зубчатой передачи Здесь основным критерием расчета является предотвращение усталостного поверхностного выкрашивания. Из этого условия рассчитывают межосевое расстояние

[1] стр.185

где для прямозубых колес

u=4

мм Примем по стандарту мм

3.4 Расчет основных размеров передачи

Примем модуль m=(0,01? 0,02)хa_W = 2.24? 4,48 мм. Примем в расчет m=4мм Определю числа зубьев шестерни и колеса:

Уточним передаточное число Размеры шестерни Диаметр делительной окружности

мм

Диаметр окружности впадин

мм Диаметр окружности выступов

мм Ширина венца шестерни

мм.

Уточненное значение

Размеры колеса

мм

мм

мм

5 =90 мм Назначим 8 степень точности колес, при скорости

м/с

При такой скорости для прямозубых колёс следует принять 8-ую степень точности.

3.5 Проверочные расчеты передачи

Расчетное контактное напряжение

где К_H — коэффициент нагрузки.

K_H = K_HK_HK_Hv

где К_Н— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

K_H = 1 — для прямозубых колес

К_Н = 1,05 — коэффициент распределения нагрузки по ширине венца,

K_Hv = 1,05 — динамический коэффициент

K_H = 1,05· 1,05•1,0 = 1,10

МПа< МПа — Проверка выполняется

3.6 Расчет усилий в зацеплении

Для шестерни

Окружное усилие

Н

Радиальное усилие

Н

Для колеса

Окружное усилие

Н

Радиальное усилие

Н

3.7 Разработка конструкции колеса

Диаметр вала под колесо

мм. Примем d=70мм

Основные размеры колеса (см. рис. 2.2)

Принимаем мм

с=0,2В= 18 мм

не менее 8 мм. Примем мм

мм

мм

Рис. 3.2 Конструкция зубчатого колеса

4. Ориентировочный расчёт валов редуктора

4.1 Ориентировочный расчет валов проводят на кручение при пониженных значениях допускаемых напряжений

где — для сталей

4.2 Ориентировочный расчет вала 1

Примем размер

Размер под подшипники

4.3 Ориентировочный расчет вала 2

Примем размер

Размер под подшипники

Размер под зубчатое колесо

4.4 Ориентировочный расчет вала 3

Примем размер

5. Компоновка редуктора

Компоновочный чертёж выполняем в одной проекции: разрез по осям валов при снятой крышке редуктора.

Масштаб 1:2

Размечаем положение валов, вычерчиваем вал-шестерню и зубчатое колесо.

Принемаем зазор между торцом ступицы колеса и внутренней стенкой корпуса с = 12 мм.

Принимаем расстояние между внуренней стенкой корпуса и наружным кольцом подшипника с₁ = 5 мм.

Предварительно назначаем роликовые радиально упорные подшипники, по диаметру вала в месте посадки подшипников

d = 30 мм, d = 45 мм, d = 60 мм, d = 70 мм.

Решаем вопрос о смазывании подшипников.

Подшипники смазываем посредством барбатирования (разбрызгивания)

6. Разработка конструкции корпуса

Примем, что корпус разрабатываемого редуктора выполнен литьем из чугуна СЧ 12- 28 ГОСТ 1412–75. Корпус состоит из основания корпуса и крышки корпуса, соединенных между собой болтами. Разъем корпуса горизонтальный по плоскости вала червячного колеса.

6.1 Расчет основных размеров элементов корпусных деталей:

Толщина стенки основания корпуса :

где, а = 224 мм — межосевое расстояние червячной передачи

менее 8 мм из чугуна стенки не рекомендуется

Примем

Толщина стенки крышки корпуса :

Примем

Толщина соединительных фланцев крышки и корпуса

. Примем b=16мм

Толщина нижнего пояса основания корпуса

Примем

Примем размеры болтов

Фундаментные болты, крепящие редуктор к раме

Примем болты с резьбой М20. Число болтов — 6.

Болты соединяют основание корпуса с крышкой корпуса у подшипников

Примем болты с резьбой М16 число болтов — 10

Болты прочие, соединяющие основание корпуса с крышкой корпуса. Примем М16

Длина бобышки с учетом размещения на ее наружной поверхности болтов М16.

где диаметр болтов у подшипников

Расстояние от оси болта до стенки корпуса должно быть не менее

Примем

Другие размеры корпусных деталей назначаются при окончательной разработки конструкции корпуса на втором этапе компоновки.

7. Предварительный расчёт вала

7.1 Предварительный расчёт ведущего вала

Исходные данные

Расчётная схема ведущего вала (Рис 7.1.1)

Рис 7.1.1 схема ведущего вала

Геометрические характеристики вала

l₁ = 0.046 м; l₂ = 0,146 м; l₃ = 0,0957 м.

Усилия действующие на шестерне

F_t1 = 2670 H; F_r1 = 972 H; F_a1 = 966 Н; M₁₁ = 19,3 Нм.

Усилия действующие на муфте

H.

Крутящий момент передаваемый валом

T = 53.4 Нм.

Определим реакции в опорах

В плоскости x-z

В плоскости y-z

Проверка

Проверка выполняется

Определим значение изгибающих моментов в сечениях вала

Рассмотрим 1 участок

при z₁ = 0 M_x1 = 0; z₁ = l₁ M_x1 = -37,3.

при z₁ = 0 M_y1 = 0; z₁ = l₁ M_y1 = - 126,1.

Рассмотрим 2 участок

при z₂ = 0 M_x1 = -56,6.

z₂ = l₂ M_x1 = -32,8

при z₂ = 0 M_y1 = -126.1.

z₂ = l₂ M_y1 = -136,6

Рассмотрим 3 участок

при z₃ = 0 M_x3 = 0; z₃ = l₁ M_x3 = -52,1.

при z₃ = 0 M_y1 =-17.; z₃ = l₁ M_y3 = -136,6

Рассмотрим 4 участок

при z₄ = 0 M_y4 = 0; z₃ = l₃ M_y4 = -17.

Суммарный наибольший момент в сечении

Напряжения в опасном сечении вала

Проверочный расчёт ведущего вала

Коэффициент запаса по нормальным напряжениям

где МПа,

= 1,85 — концентратор напряжения

(, — масштабный фактор и фактор качества поверхности)

Коэффициент запаса по касательным напряжениям

где МПа,

= 1,4 — концентратор напряжения

= 0,1 — легированная сталь

Общий запас прочности

Условие прочности выполняется

S > [S], где [S] = 1,5 2,5

Вывод — принятые размеры вала обеспечат его прочность

рис 7.1.2 Эскиз эпюр внутренних силовых факторов

7.2 Предварительный расчёт среднего вала

Исходные данные

Расчётная схема среднего вала (Рис 7.2.1)

Рис 7.2 схема среднего вала

Геометрические характеристики вала

L₄ = 0,048 м; l₅ = 0,073 м.

Усилия действующие на шестерне

F_t3 = 6159 H; F_r3 = 2242 H.

Усилия действующие на колесе

F_t2 = 2581 H; F_r2 = 939 H; F_a2 = 934 Н; M₂ = 98 Нм.

Крутящий момент передаваемый валом

T = 271 Нм.

Определим реакции в опорах

В плоскости x-z

В плоскости y-z

Проверка

Проверка выполняется

Определим значение изгибающих моментов в сечениях вала

Рассмотрим 1 участок

при z₁ = 0 M_x1 = 0; z₁ = l₁ M_x1 = - 8,7

при z₁ = 0 M_y1 = 0; z₁ = l₁ M_y1 = - 24.

Рассмотрим 2 участок

при z₂ = 0 M_x1 = - 106,7

z₂ = l₁ M_x1 = - 188,6

при z₂ = 0 M_y1 = - 24

z₂ = l₂ M_y1 = - 249

Суммарный наибольший момент в сечении

Напряжения в опасном сечении вала

Проверочный расчёт среднего вала

Коэффициент запаса по нормальным напряжениям

где МПа,

= 1,85 — концентратор напряжения

(, — масштабный фактор и фактор качества поверхности)

Коэффициент запаса по касательным напряжениям

где МПа,

= 1,4 — концентратор напряжения

= 0,1 — легированная сталь

Общий запас прочности

Условие прочности выполняется

S > [S], где [S] = 1,5? 2,5

Вывод — принятые размеры вала обеспечат его прочность

рис 7.2.2 Эскиз эпюр внутренних силовых факторов

7.3 Предварительный расчёт ведомого вала

Исходные данные

Расчётная схема ведомого вала (Рис 7.3.1)

Рис 7.3.1 схема ведомого вала

Геометрические характеристики вала

L₆ = 0,095 м; l₇ = 0,1236 м; l₈ = 0,1224 м.

Усилия действующие на колесе

F_t4 = 6045 H; F_r4 = 2200 H

Усилия действующие на муфте

Крутящий момент передаваемый валом

T = 1064 Нм.

Определим реакции в опорах

В плоскости x-z

В плоскости y-z

Проверка

Проверка выполняется

Определим значение изгибающих моментов в сечениях вала

Рассмотрим 1 участок

при z₁ = 0 M_y1 = 0; z₁ = l₁ M_y1 = 331,5

Рассмотрим 2 участок

при z₂ = 0 M_x1 = 0; z₂ = l₂ M_x1 = 135,3.

при z₂ = 0 M_y1 = 331,5.

z₂ = l₃ M_y1 = 536,6

Рассмотрим 3 участок

при z₃ = 0 M_y1 = 0; z₃ = l₂ M_y1 =135,3

при z₃ = 0 M_y1 = 0; z₃ = l₂ M_y1 =536,6

Суммарный наибольший момент в сечении

Напряжения в опасном сечении вала

где d = 0,065 м — диаметр вала

b = 0,018 м — ширина шпоночного паза

t₁ = 0,007 м — глубина паза на валу

Проверочный расчёт ведомого вала

Коэффициент запаса по нормальным напряжениям

где МПа,

= 1,85 — концентратор напряжения

(, — масштабный фактор и фактор качества поверхности)

Коэффициент запаса по касательным напряжениям

где МПа,

= 1,4 — концентратор напряжения

= 0,1 — легированная сталь

Общий запас прочности

Условие прочности выполняется

S > [S], где [S] = 1,5? 2,5

Вывод — принятые размеры вала обеспечат его прочность

рис 7.3.2 Эскиз эпюр внутренних силовых факторов

8. Расчёт подшипников

8.1 На ведущем валу

Исходные данные

На основе предыдущих расчётов

Радиальные нагрузки в опорах

Угловая скорость вала

Принятый диаметр вала

Расчёт подшипников на долговечность

По диаметру вала выбираем подшипники поставленные в «распор» 7206

Размеры подшипника

d x D x B = 30×62×17,25

Динамическая грузоподъёмность

C = 31 кН.

Статическая грузоподъёмность

С₀ = 22 кН

Угол б = 12

Коэффициенты е = 0,37; Y = 1,5.

Рис 8.1. Схема нагружения подшипников

Дополнительные осевые силы

При сочетании

и

Приведенная нагрузка для опоры, А и B

где V=1 при вращении внутреннего кольца

для редукторов

при нагреве менее

X и Y рассчитываются: при

то X=1 Y=0

где X и Y при, то X=1 Y=0

Расчет ведем по опоре А

Расчетная долговечность

8.2 На среднем валу

Исходные данные

На основе предыдущих расчётов

Радиальные нагрузки в опорах

Угловая скорость вала

Принятый диаметр вала

Расчёт подшипников на долговечность

По диаметру вала выбираем подшипники поставленные в «распор» 7209

Размеры подшипника

d x D x B = 45×85×20,75

Динамическая грузоподъёмность

C = 50 кН.

Статическая грузоподъёмность

С₀ = 33 кН

Угол б = 12

Коэффициенты е = 0,37; Y = 1,5.

Рис 8.2. Схема нагружения подшипников

Дополнительные осевые силы

При сочетании

и

Приведенная нагрузка для опоры С и D

где V=1 при вращении внутреннего кольца

для редукторов

при нагреве менее

X и Y рассчитываются: при

то X=1 Y=0

X и Y рассчитываются: при

то X=1 Y=0

X = 0,4

Y = 0,4*Ctg (б) = 1,88

Расчет ведем по опоре D

Расчетная долговечность

8.3 На ведомом валу

Исходные данные

На основе предыдущих расчётов

Радиальные нагрузки в опорах

Угловая скорость вала

Принятый диаметр вала

Расчёт подшипников на долговечность

По диаметру вала выбираем подшипники поставленные в «распор» 7214

Размеры подшипника

d x D x B = 70×125×26,25

Динамическая грузоподъёмность

C = 96 кН.

Статическая грузоподъёмность

С₀ = 82 кН

Угол б = 12

Коэффициенты е = 0,37; Y = 1,5.

Рис 8.3. Схема нагружения подшипников

Дополнительные осевые силы

При сочетании

и

Приведенная нагрузка для опоры, А и B

где V=1 при вращении внутреннего кольца

для редукторов

при нагреве менее

X и Y рассчитываются: при

то X = 1 Y = 0

где X и Y при

то X = 1 Y = 0

Расчет ведем по опоре V

Расчетная долговечность

9. Расчёт шпоночных соединений

Наиболее распространены шпоночные соединения с использованием призматических ненапряженных шпонок по ГОСТ 23.360−78

Сечение шпонки выбираем по диаметру вала по ГОСТ 23.360−78

Длина шпонки, согласуется с ГОСТ 23.360−78

Число шпонок не более трех.

Материал шпонок — сталь 45 ГОСТ 1050–70 с

Обозначение шпонок по стандарту.

Рис. 1 К расчету шпоночного соединения

9.1 На ведущем валу

Исходные данные

Крутящий момент на валу

Диаметр вала под муфтой

Длина ступицы муфты

Выбор шпонки под зубчатое колесо

Шпонка 8×7×56 ГОСТ 23.360−78

;

Расчет проверочный

где при стальной ступице и при чугунных ступицах

Одной шпонки достаточно

9.2 На среднем валу

Исходные данные

Крутящий момент на валу

Диаметр вала под зубчатое колесо

Длина ступицы зубчатого колеса

Выбор шпонки под зубчатое колесо

Шпонка 14×9×45 ГОСТ 23.360−78

привод редуктор электродвигатель вал

;

Расчет проверочный

где при стальной ступице и при чугунных ступицах

Одной шпонки достаточно

9.3 На ведомом валу

Исходные данные

Крутящий момент на валу

Диаметр вала под зубчатое колесо

Длина ступицы зубчатого колеса

Выбор шпонки под шкив. Шпонка 18×11×80 ГОСТ 23.360−78

;

Расчет проверочный

где при стальной ступице и при чугунных ступицах

Одной шпонки не достаточно, установим 2 шпонки под 180 ⁰

10. Выбор сорта масла

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элементапередачи примерно на 10−20 мм.

Принимаем масло индустриальное ИТМ 200 ТУ 38−101 292−79

Кинематическая вязкость 220−240 при t=50

Условия применения

t=-10 +50

Gт до 800 МПа

V=2−4м/с согласно табл. 13.13.2

Определим количество масла:

V = (0,4…0,8)•Рвых = (0,4…0,8)•5 = 2…4 л.

Примем V = 4 л.

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку Литол — 24 по ГОСТ 21 150– — 75.

Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

1. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. — М.: Высшая школа, 1991 г. — 432с.

2. 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.