Конструирование электродвигателя

КурсоваяПомощь в написанииУзнать стоимостьмоей работы

Частота вращения вала п = 720мин-1, d = 35 мм; требуемые ресурс подшипников L10ah = 14 673ч. Схема установки подшипников — враспор. Радиальные реакции опор: Rr1 = 1037 H; Rr2 = 1110 H. Вал нагружен осевой силой Fa = 363 Н. Условия эксплуатации подшипников — обычные. Ожидаемая температура работы tраб = 45 єС. Принимаем d = 55 мм; dП = 60 мм. Диаметр заплечика dБП=dП +3r = 60 + 3 · 2,5 = 67,1 мм… Читать ещё >

Конструирование электродвигателя (реферат, курсовая, диплом, контрольная)

1. Кинематический расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя Выбрать электродвигатель для привода цепного транспортера F_t = 8,25 кН; v = 0,85 м/с; мм; z = 9. Термообработка зубчатых колес двухступенчатого цилиндрического редуктора — улучшение (твердость зубьев < 350 НВ).

Мощность на выходе

кВт.

Общий КПД привода

з_общ = з_ц · з· з_м · з

где з_ц — КПД цепной передачи;

зКПД зубчатой цилиндрической передачи;

з_м — КПД муфты;

з_оп — КПД опор подшипников.

По таблице 1.1 [1;ст.7] з_ц = 0,93; з = 0,97; з_м = 0,98; з_оп = 0,99

з_общ = 0,93 · 0,97² · 0,98 · 0,99⁴ = 0,82.

Требуемая мощность электродвигателя

Р_э.тр = Р_вых / з_общ = 7,01 / 0,82 = 8,54 кВт.

об/мин.

м.

По таблице 24.1 выбираем электродвигатель серии 4А132/1460

Р = 11 кВт; n =1460 об/мин.

Определяем общее передаточное число привода

где п_э — асинхронная частота вращения вала выбранного электродвигателя,

п_вых — частота вращения приводного вала.

Для двухступенчатого редуктора

и_ред = и_Б · и_Т

где и_Б и и_Т — передаточные числа быстроходной и тихоходной ступени редуктора.

Передаточное отношение редуктора и_ред = и_общ /и_ц=41,7/3=13,9;

где и_ц — передаточное отношение цепной передачи, и_ц=3;

Передаточные числа быстроходной и тихоходной ступени редуктора

и_Б = и_ред /и_Т (и_ред = и_общ);

и_Б = 13,9/3,28 = 4,2;

Частота вращения приводного вала колеса тихоходной ступени редуктора

п_Т = п_вых · и_П

где и_П — передаточное число передачи (например, цепной), расположенной между редуктором и приводным валом.

п_Т = п_вых · и_з = 35· 3=105 об/мин.

Частота вращения вала колеса промежуточной ступени двухступенчатого редуктора

n_пр = п_Т · и_Т

где и_Т — передаточное число тихоходной ступени редуктора.

и_Т = 3,28.

п_ПР = 105· 3,28 = 347,6 об/мин.

Частота вращения быстроходного вала

n_Б = п_пр · и_Б ;

n_Б = 347,6 · 4,2 = 1459,9 об/мин.

Определение вращающих моментов на валах Вращающий момент на приводном валу

;

где F_t — окружная сила на тяговых звездочек,

D_зв — делительный диаметр тяговых звездочек.

Момент на выходном (тихоходном) валу редуктора

где з_оп — КПД опор приводного вала з_оп — КПД муфты, соединяющей вал редуктора и привод вала.

Момент на промежуточном валу редуктора

где з_з.т — КПД зубчатой передачи тихоходной ступени.

Момент на выходном (быстроходном) валу редуктора

где з_з.Б — КПД зубчатой передачи быстроходной ступени.

2. Расчет зубчатой передачи Выбор материала и термической обработки.

Выполним для сравнения расчет передачи для всех четырех видов термической обработки (ТО). В соответствии с этим примем следующие материалы для вариантов ТО [1;стр.17]

I — колесо — сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 235… 262 НВ шестерня — сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 269… 302 НВ;

— колесо — сталь 40Х; твердость поверхности зубьев269… 302 НВ; шестерня — сталь 40Х; твердость поверхности зубьев после закалки с нагревом ТВЧ 45… 50 HRC;

— колесо и шестерня — сталь 40ХН; твердость поверхности зубьев после закалки 48… 53 HRC;

— колесо и шестерня — сталь 12ХН3А; твердость поверхности зубьев после цементации и закалки 56… 63 HRC.

Определим средние значения твердостей поверхностей зубьев колес (2.1) и значения баз испытаний (2.2). Для принятых вариантов ТО получим:

I — колесо НВ_c_р — 0,5(235 + 262) = 248,5; N_HG = 30HB²^.⁴ _ср = 30 · 248,5²^.⁴ = 1,68 · 10⁷; шестерня НВ_ср = 0,5(269 + 302) = 285,5; N_H_G = 30 · 285,5²^.⁴ = 2,35· 10⁷;

II — колесо НВ_ср 285,5; N_HG = 2,35 · 10⁷; шестерня HRC_cp = 0,5(45 + 50) = 47,5. По таблице перевода (с. 18) HRC_cp = 47,5 соответствует НВ_ср = 456.

Тогда N_HG = 30 · 456^2.⁴ = 7,2 · 10⁷;

III — колесо и шестерня HRC_cp = 0,5(48 + 53) = 50,5, что соответствует НВ_ср =490. Тогда N_HG = 30 · 490^2.4 = 8,58 · 10⁷;

IV — колесо и шестерня HRC_c_р = 0,5(56 + 63) = 59,5, что соответствует НВ_ср = 605. Тогда N_H_G = 30 · 605²^.⁴ = 1,42 · 10⁸.

При расчете на изгиб при всех вариантах термообработки база испытаний N_FG = 4 · 10⁶.

Вычислим действительные числа циклов перемены напряжений.

По формулам (2.3) получим:

— для колеса N₂ = 60 n₂L_h = 60· 347,6· 14 673 = 3,72· 10⁸;

— для шестерни N₁=N₂u = 3,72· 10⁸· 2,5 = 7,8 · 10⁸.

Определим теперь коэффициенты долговечности.

Так как при N >N_H_G коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям Z_N = 1, то для всех четырех вариантов термообработки для колеса и шестерни Z_N = 1.

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для всех вариантов термообработки Y_N = 1, так как во всех случаях N > 4 · 10.

Вычислим теперь допускает контактные и изгибные напряжения. По формулам в (таблице 2.2) [1;ст.19] пределы выносливости у_Hlim и у_Flim_, соответствующие базовым числам

N_HG и N_FG для вариантов ТО такие

I — колесо у_Hlim₂ = 1,8НВ_ср + 67 = 1,8 · 248,5 + 67 = 514 Н/мм²;

у_Fim₂ = 1,03НВ_ср = 1,03 · 248,5 = 256 Н/мм²; шестерня у_Hlim₁ = 1,8 · 285,5 + 67 = 581 Н/мм²;

у_Flim₁ = 1,03· 285,5 = 294 Н/мм²;

II — колесо у_Hlim₂ = 1,8 · 285,5 + 67 = 581 Н/мм²;

у_Fim₂ = 1,03 · 285,5 = 294 Н/мм²;

шестерня у_Hlim₁ = 14HRC_cp + 170 = 14 · 47,5 + 170 = 835 Н/мм²;

у_Flim₁ = 310 Н/мм²;

III — колесо и шестерня у_Hlim = 14 · 50,5 + 170 = 877 Н/мм²;

у_Flim = 310 Н/мм²;

IV — колесо и шестерня у_Hlim = 19HRC_cp = 19 · 59,5 = 1130 Н/мм²;

у_Flim = 480 Н/мм².

Допускаемые контактные и изгибные напряжения получают умножением значений у_Hlim и у_Flim на коэффициенты Z_N и Y_N. Из ранее выполненных расчетов видно, что все коэффициенты Zn = 1 и Y_N = 1. Поэтому допускаемые контактные и изгибные напряжения во всех рассмотренных случаях [у]_H = у_Hlim и [у]_F = у_Flim_.

Для варианта термообработки II допускаемое контактное напряжение, которое должно быть принято в расчет, определяют по формуле

[у]_н = 0,45 ([у]_H₁ + [у]_H₂) = 0,45(637+294) =418 Н/мм².

Это напряжение не должно превышать значение 1,25[у]_H₂ = 1,25 · 581 = = 726Н/мм². Следовательно, это условие выполняется. Таким образом для допускаемого контактного напряжения принимают меньшее из [у]_н₁ и [у]_н2

Вариант II — [у]_H = 637 Н/мм²; [у]_F₂ = 294 H/мм².

2.1 Расчет межосевого расстояния электродвигатель транспортер подшипник зубчатый Для расчета межосевого расстояния передачи предварительно определить значения некоторых коэффициентов. Принимаем:

— коэффициент межосевого расстояния для передач с косыми зубьями К_а = 43,0;

— коэффициент ширины ш_ba = 0,4

— коэффициент ширины для быстроходной ступени, тихоходной ступени тихоходной ступени

ш_bd_т = 0,5 ш_ba · (u_т ± 1) = 0,5 · 0,4 · (3,28 + 1) = 0,85

ш_bd_Б = 0,5 ш_ba · (u_Б ± 1) = 0,5 · 0,4 · (4,2 + 1) = 1,04

Для вычисления коэффициента K_H_в неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий находим значение индекса схемы S=8

(смотри таблицу 2.3) [1 стр.21] и по формуле (2.9) [1 стр.20] рассчитываем значение этого коэффициента. При значении твердости > 350 НВ, т. е. для вариантов термообработки III тихоходной ступени

К_H_в_T = 1 + 2 ш_bd_т / S = 1 + 2 · 0,92 / 4 = 0,71

Межосевые расстояния определяем по формуле (2.10) [1 стр.21] для принятого варианта материала и термообработки.

Межосевое расстояние тихоходной ступени

118,10 мм где Т₂ — момент на тихоходном валу редуктора

[у]_Н — Н/мм² допускаемое контактное напряжения.

Принимаем согласно ГОСТ a_w_Т=125мм.

Межосевое расстояние на быстроходной ступени редуктора, будет таким же, как и на тихоходной ступени, так как, редуктор соосный.

Предварительные размеры колеса, мм

Тихоходной:

— делительный диаметр d^'₂_Т = 2· a_w_Т · u_Т /(u_Т+1) = 2· 125·3,28/(3,28+1) = 191,58 мм,

— ширина b₂_Т = ш_ba· a_w_Т = 0,4· 125 = 50 мм Быстроходной:

— делительный диаметр d^'_2Б = 2· a_w_Б · u_Б/(u_Б+1) = 2· 125·4,2/(4,2+1) = 201,92 мм,

— ширина b_2Б = ш_ba· a_w_Б = 0,4· 125 = 50 мм.

2.2 Модуль передач Сначала применяют коэффициент модуля К_т для передач: косозубых — 5,8.

Предварительный модуль передачи

Принимаем по ГОСТ .

В качестве расчетного допускаемого напряжения [у]_F подставляем меньшее из [у]_F₁ и [у]_F₂_.

Значения модуля передачи т (мм), полученное расчетом, округляют в большую сторону до стандартного для тихоходной, и для быстроходной 2,0 мм.

2.3 Угол наклона и суммарное число зубьев Минимальный угол наклона зубьев колес Тихоходной

— косозубых

в_min_Т = arcsin (3,5m_Т/b₂_Т); в_min_Т = arcsin (3,5· 2/50) =8,04°.

z_s_Т = 2· a_w_Т· cos в_min_Т/m_Т; z_s_Т = 2· 125 · cos 8,04°/2 = 123,77.

Округляем в меньшую сторону до целого числа, применяем z_s = 123.

Тогда действительное значения угла в

в_Т = arccos (z_s_Т m_Т/(2 a_w_Т)) = arccos (123· 2/(2·125)) = 10,26°.

Быстроходной

— косозубых

в_min_Б = arcsin (3,5 m_Б/b_2Б) в_min_Б = arcsin (3,5· 2,0/50) =8,04°.

Суммарное число зубьев

z_s_Б = 2· a_w_Б· cos в_min_Б/m_Б = 2· 125· cos 8,04°/2,0 = 123,77.

Округляем в меньшую сторону до целого числа, применяем z_s =123.

Тогда действительное значения угла в_Б

в_Б = arccos (z_s_Б m_Б/(2 a_w_Б)) = arccos (123· 2,0/(2·125)) = 10,26°.

Число зубьев шестерни.

Тихоходной

z₁_Т = z_s_Т/(u_Т±1)? z₁_min z₁_Т =123/(3,28+1) = 28,7 > 17cos³10,84°

Значение z₁ округляется в ближайшую сторону до целого z₁= 28; z₁_min = 17cos³в — для косозубых колес.

Число зубьев колеса

— внешнего зацепления z₂ = z_s — z₁; z₂ = 123 — 28 = 95

Быстроходной

z₁ = z_s_Б/(u±1)? z₁_min z₁ = 123/(4,2+1) = 23,6 > 17cos³11,777°.

Значение z₁ округляется в ближайшую сторону до целого z₁= 23; z₁_min = 17cos³в — для косозубых колес.

Число зубьев колеса

— внешнего зацепления

z₂ = z_s — z₁; z₂ = 123 — 23 = 100

Тихоходной

u_ф = z₂/ z₁; u_ф= 95/28 = 3,3

Отклонение от заданного передаточного числа

?u = | u_ф — u | · 100 / u? 4%; ?u = |3,3 — 3,28| · 100 /3,28= 0,6%

u_ф = z₂/ z₁; u_ф= 100/23 = 4,3

Отклонение от заданного передаточного числа

?u = | u_ф — u | · 100 / u? 4%; ?u = |4,3 — 4,2| · 100 /4,2= 2,3%

2.4 Расчет размер колес Делительные диаметры Тихоходной

— шестерни d₁ = z₁· m/cosв; d₁ = 28· 2/cos10,26° = 56,91 мм,

— колеса внешнего зацепления d₂ = 2· a_w — d₁; d₂ = 2 · 125 — 56,91 = 193,09 мм.

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

— шестерни

d_а1 = d₁ + 2· m d_{ѓ 1} = d₁ -2.5· m

d_а1 = 56,91 + 2 · 2 =60,91 мм d_{ѓ 1} = 56,91 — 2,5· 2= 51,91 мм

— колеса внешнего зацепления

d_а2 = d₂ + 2· m d_{ѓ 2} = d₂ -2.5· m

d_а2 = 193,09+ 2 · 2 =197,09 мм d_{ѓ 2} = 193,09 — 2,5· 2= 188,09 мм Ширина шестерни

b₁ = b₂ +5 мм = 50+5 = 60 мм.

Быстроходной

— шестерни d₁ = z₁· m/cosв; d₁ = 23· 2,0/cos10,26° = 46,74 мм,

— колеса внешнего зацепления d₂ = 2· a_w — d₁; d₂ = 2 · 125 — 46,74 = 203,26 мм.

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

— шестерни

d_а1 = d₁ + 2· m d_{ѓ 1} = d₁ -2,5· m

d_а1 = 46,74 + 2 · 2,0 = 50,74 мм d_{ѓ 1} = 46,74 — 2,5 · 2,0 = 41,74 мм

— колеса внешнего зацепления

d_а2 = d₂ + 2· m d_{ѓ 2} = d₂ -2,5· m

d_а2 = 203,26 + 2 · 2,0 = 207,26 мм d_{ѓ 2} = 203,26 — 2,5· 2,0 = 198,26 мм Тихоходной

— для шестерни

D_заг = d_a₁ + 6 = 60,91 + 6 = 66,91 мм

— для колес с выточками применяют меньшие из двух С_заг = 0,5· b₂

S_заг = 8· m

С_заг = 0,5· 50 = 25 мм; S_заг = 8 · 2 = 16 мм.

D_пр = 125 мм; S_пр = 80 мм. Условие пригодности заготовок колес выполнены.

Быстроходной

— для шестерни

D_заг = d_a₁ + 6 = 50,74 + 6 = 56,74 мм.

— для колес с выточками применяют меньшие из двух

С_заг = 0,5· b₂; S_заг = 8· m

С_заг = 0,5· 50 = 25 мм; S_заг = 8 · 2 = 16 мм.

Для стали 40Х предельные размеры колес: D_пр = 125 мм; S_пр = 80 мм. Условие пригодности заготовок колес выполнены.

Силы в зацеплении вычислим по формуле (2,25) [1;ст.24]

— окружная F_t = 2T₂ / d₂ = 2· 649· 10³/193,09 = 6722 H

— радиальная F_r = F_t · tgб/cosв = 6722 · tg20/ cos10,26° = 2486 H

— осевая F_a = F_t · tgв = 6722 · tg10,26° = 1216 H.

— окружная F_t = 2T₂ / d₂ = 2· 204 · 10³/ 203,26 = 2007 H

— радиальная F_r = F_t · tgб/cosв = 2007 · tg20/ cos10,26° = 742 H

— осевая F_a = F_t · tgв = 2007 · tg10,26° = 363 H.

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Предварительно назначим степень точности передачи и определим значения некоторых уточняющих коэффициентов.

Тихоходной Окружная скорость колеса

v = рd₂n₂/ 60 000 = 3,14 · 193,09 · 105/60 000 = 1,06 м/с Назначим степень точности 10 по таблице 2,4 [1;ст.25]

Коэффициент К_Fб = 1,1

Коэффициент Y_в =1-в/100 = 1- 10,26/100 = 0,89.

Так как v < 15 м/с, то при варианте II термообработки коэффициент К_Fв = 1,0.

При твердости зубьев колеса? 350 НВ коэффициент К_Fv = 1,2.

Для определения коэффициентов Y_FS₁_, Y_FS₂ вычислим приведенные числа зубьев:

колеса: z_v₂ = z₂ /cos³ в = 95/ cos³10,26° = 99,7

шестерни: z_v₁ = z₁ /cos³ в = 28/ cos³10,26° = 29,4

принимаем Y_FS₁ = 3,85; Y_FS₂ = 3,6.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса у_F₂ = К_Fб· К_Fв·К_Fv·Y_FS₂·Y_в·F_t/(b₂·m) = 1,1· 1,0·1,2·3,6·0,89·6722/(50·2) = = 258,4 Н/мм²

Что меньше допускаемого напряжения [у] _F₂ = 294 Н/мм²

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

у_F₁ = у_F₂ · Y_FS₁ / Y_FS₂ = 258,4 · 3,85 / 3,6 = 276,3 Н/мм²

Что меньше допускаемого напряжения [у] _F₁ =310 Н/мм²

Быстроходной

Окружная скорость колеса

v = рd₂n₂/ 60 000 = 3,14 · 203,26 · 347,6/60 000 = 3,6 м/с Назначим степень точности 7 по таблице 2,4 [1;ст.24]

Коэффициент К_Fб = 1,1

Коэффициент Y_в =1-в/100 = 1- 10,26/100 = 0,89.

Так как v < 15 м/с, то при варианте II термообработки коэффициент К_Fв = 1,0.

При твердости зубьев колеса? 350 НВ коэффициент К_Fv = 1,2.

Для определения коэффициентов Y_FS₁_, Y_FS₂ вычислим приведенные числа зубьев:

колеса: z_v₂ = z₂ /cos³ в = 100/ cos³10,26° = 104,95

шестерни: z_v₁ = z₁ /cos³ в = 23/ cos³10,26° = 24,1

принимаем Y_FS₁ = 3,91; Y_FS₂ = 3,6.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

у_F₂ = К_Fб · К_Fв · К_Fv · Y_FS₂ · Y_в · F_t / (b₂· m) = 1,1· 1,0·1,2·3,6·0,89·2077/(50·2,0) = 79,8 Н/мм²

Что меньше допускаемого напряжения [у] _F₂ = 294 Н/мм²

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

у_F₁ = у_F₂ · Y_FS₁ / Y_FS₂ = 79,8 · 3,91 / 3,6 = 86,7 Н/мм²

Что меньше допускаемого напряжения [у] _F₁ = 310 Н/мм²

Проверка зубьев колес контактным напряжениям.

Определим значения уточняющих коэффициентов: К_Н_б = 1,1; К_Н_в = 1;

Кн_v = 1,1 при твердости зубьев колеса < 350 НВ.

Расчетное контактное напряжение для тихоходной ступени [1;ст.27]:

Расчетное напряжение несколько превышает допускаемое (713/637? 1,11), что, однако, находится в допустимых пределах.

3. Конструирование валов

Для построения компоновочной схемы следует дополнительно определить некоторые размеры валов

— для входного (быстроходного) вала с коническим концом

d?(7…8) = (7…8) = 25,1…29,4 мм;

d_П = (26,2… 30,2) + 2· 1,8 =29,8…33,8 мм.

Принимаем d =25мм; d_П = 25 мм. Диаметр заплечика d_БП = d_П + 3r = 25+3· 2= 31 мм. Предварительно выберем подшипники по (таблице 19.18)[1;стр.498]. Выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии — 305. Размеры других участков вала:

Входной вал с коническим концом:

длина посадочного конца ?_МБ = 1,5d = 1,5 · 20 = 37,5 мм. Принимаем 38 мм;

длина цилиндрического участка конического конца 0,15· d = 0,15· 25 = = 3,75 мм. Принимаем 4 мм;

диаметр d_p и длина ?_р резьбы

d_p? 0,9(d-0,1?_МБ) = 0,9 (25−0,1· 38) = 21,58 мм, стандартное значение

d_p: M22Ч1,5; ?_р = l, 2· d_p = 1,2· 22 =26,4 мм;

— длина промежуточного участка ?_кб = 1,4· d_П = 1,4 · 25 = 35 мм.

Для промежуточного вала

d_К?(6…7) =(6…7) = 34,3…41,2 мм;

Принимаем d_К =34 мм.

d_БК? d_к+3f = 34+3· 1,2 = 37,6 мм.

Принимаем d_БК =40 мм.

d_П = d_к-3r = (34,3…41,2) — 3· 2,5 = 26,8…33,7 мм.

Принимаем d_к = 34 мм; d_П = 30 мм. Диаметр заплечика d_БП = d_П + 3r =

= 30+3· 2,5 = 38 мм. Предварительно выберем подшипники. Выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии — 307.

Зазор между колесами и стенками корпуса

L = a_w + 0,5(d_a1 + d_a2) = 125+0,5(64,3+226,6)=285,45

a? + 3 = + 3 = 9,5 мм.

Расчетное контактное напряжение для быстроходной ступени

Расчетное напряжение несколько превышает допускаемое (731/637? 1,14), что, однако, находится в допустимых пределах.

Для построения компоновочной схемы следует дополнительно определить некоторые размеры валов

Для выходного (тихоходного) вала

d_П =(47,8…57,1) + 2· 2,5 = 52,8…62,1 мм.

Принимаем d = 55 мм; d_П = 60 мм. Диаметр заплечика d_БП=d_П +3r = 60 + 3 · 2,5 = 67,1 мм. Принимаем стандартное значения d_БП = 67 мм. Диаметр посадочной поверхности для колеса примем d_к = 68 мм. Предварительно выберем подшипники. Выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии — 312

Зазор между колесами и стенками корпуса по формуле

L = a_w + 0,5(d_a_2б + d_a2_т) = 125+0,5(207,26 +197,09)=327 мм.

a? + 3 = + 3 = 9,8 мм.

Принимаем, а =10 мм.

4. Расчет шпоночных соединений Расчетная длина шпонки

= мм Где Т — вращающий момент

d — диаметр вала

(h-t₁) — высота гран шпонки в ступице

h — высота шпонки

t₁ — глубина врезания шпонки в паз вала

[у] - допускаемое напряжение смятия.

Определяем стандартную длину шпонки

? = ?_р+ b = 28 + 16 = 44 мм.

Полученную длину округляем в большую сторону до стандартного значения. Примем h = 10 мм, b = 16 мм,? = 44 мм Шпонка 16Ч10Ч44 ГОСТ 23 360–78.

Расчетная длина шпонки для быстроходной ступени

= мм Где Т — вращающий момент

d — диаметр вала

(h-t₁) — высота гран шпонки в ступице

h — высота шпонки

t₁ — глубина врезания шпонки в паз вала

[у] - допускаемое напряжение смятия.

Определяем стандартную длину шпонки

? = ?_р+ b = 21 + 10 = 31 мм.

Из конструктивных соображений увеличиваем длину шпонки до 44 мм.

Полученную длину округляем в большую сторону до стандартного значения. Примем h = 8 мм, b = 10 мм,? = 44 мм: Шпонка 10Ч8Ч44 ГОСТ 23 360–78.

5. Расчет подшипников

5.1 Быстроходный вал В плоскости ХОZ

УM₂x = 0

УM₁x = 0

Проверка Ry₂ + Fr — Ry₁ = - 477 + 742 — 265 = 0 — реакции найдены правильно.

В плоскости УОZ

Проверка Rx₁— Ft+Rx₂ = 0 1003 — 2007 + 1003 = 0.

Суммарная реакция опор от сил зацепления

5.2 Промежуточный вал В плоскости ХОZ

У Mx₄ = 0

У Mx₃ = 0

Проверка Ry₄ -Fr + Ry₄ = 873 — 2796 + 1923 = 0

У My₄ = 0

У My₃ = 0

Проверка — Rx₃ + Ft — Rx₄ = -4613 + 6722 — 2109 = 0

Суммарная реакция опор сил

5.3 Выходной вал У Mх₅ = 0

У Mх₆ = 0

Проверка

У My₅ = 0

У My₆ = 0

— Ry₆ + Fr — Ry₅ = 1398 — 2796 + 1398 = 0

Проверка

Rx₅ — Ft + Rx₆ = 3925 — 7850 + 3925 = 0

Реакция от силы Fм

У M_А = 0

У M_Б = 0

— Fм + Rx₁ — Rx₂ = - 1470 + 2770 — 1300 = 0

Полные реакции для расчета подшипников

Rr₅ = R₁+Rx₁ = 1300 + 3925= 5225 H

Rr₆ = R₂+Rx₂ = 2770 + 3925=6695 H

5.4 Подбор подшипников для входного вала

Частота вращения вала п = 720мин^-1, d = 35 мм; требуемые ресурс подшипников L₁₀_ah = 14 673ч. Схема установки подшипников — враспор. Радиальные реакции опор: Rr₁ = 1037 H; Rr₂ = 1110 H. Вал нагружен осевой силой Fa = 363 Н. Условия эксплуатации подшипников — обычные. Ожидаемая температура работы t_раб = 45 єС.

Предварительно принимаем подшипники шариковые радиальные 305. Для этих подшипников из табл. 19.18[1;ст.498] выписываем: С_r = 22 500 Н; С0_r = 11 400 Н.

Для радиальных подшипников осевые соотношения R_sA = R_s_Б = 0. Из условия равновесия вала осевые реакции опор: R_aA=0; R_a_Б = F_a = 363 H. Т.к. R_aA= 0, то для опоры, А имеем Х = 1; Y = 0. Для опоры Б отношения R_a_Б / С0_r = 363 / 11 400 = 0,031. Из таблицы 6,1[1;ст.134−135] выписываем Х =0,56; Y = 1,85; e = 0,24.

Отношение R_a_Б / (VRr₂) = 363/(1· 1110) = 0,32, что больше е = 0,24; коэффициент V = 1 — относительно вектора радиальной нагрузки Rr₂ вращается внутренние кольцо. Тогда для опоры Б: Х =0,56; Y = 1,85.

Эквивалентные динамические нагрузки при К_Б = 1,4 и Кт =1 и в опорах, А и Б соответственно:

R_EA = V· X·Rr·K_Б·K_T = 1· 1·1110·1,4·1= 1554 Н;

R_E_Б = (V· X·Rr + Y· R_a) · K_Б· K_T = (1· 0,56·1554+1,85·363) · 1,4·1=1541 Н.

Для более нагруженной опоры, А расчетный ресурс при а₂₃ = 0,7; р = 3.

ч.

Это больше требуемого ресурса L₁₀_ah = 14 673 ч. Поэтому для выходного вала применяем подшипник 305.

5.5 Подбор подшипников для промежуточного вала Частота вращения вала п = 347,6 мин^-1, d = 30 мм; требуемые ресурс подшипников L₁₀_ah = 14 673ч. Схема установки подшипников — враспор. Радиальные реакции опор: Rr₁ = 5072 H; Rr₂ = 2111 H.

Вал нагружен осевой силой Fa = 1216 Н. Условия эксплуатации подшипников — обычные. Ожидаемая температура работы t_раб = 45 єС.

Предварительно принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии 306. Для этих подшипников из табл. 19.18 [1; ст.498] выписываем: С_r = 28 100 Н; С0_r = 14 600 Н.

Для радиальных подшипников осевые соотношения R_sA = R_s_Б = 0. Из условия равновесия вала осевые реакции опор: R_aA=0; R_a_Б = F_a = 1216 H. Т.к. R_aA= 0, то для опоры, А имеем Х = 1; Y = 0. Для опоры Б отношения R_a_Б / С0_r = = 1216 / 28 100 = 0,043. Из таблицы 6,1[1;ст. 134−135] выписываем Х =0,56; Y = 1,85; e = 0,24.

Отношение R_a_Б / (VRr₂) = 1216/(1· 2111) = 0,3, что больше е = 0,24; коэффициент V = 1 — относительно вектора радиальной нагрузки Rr₂ вращается внутренние кольцо. Тогда для опоры Б: Х =0,56; Y = 1,85.

Эквивалентные динамические нагрузки при К_Б = 1,4 и Кт =1 в опорах, А и Б соответственно:

R_EA = V· X·Rr·K_Б·K_T = 1· 1·2111·1,4·1=2955 Н;

R_E_Б = (V· X·Rr + Y· R_a) · K_Б· K_T = (1· 0,56·2111+1,85·1216) · 1,4·1=3431 Н.

Для более нагруженной опоры, А расчетный ресурс при а₂₃ = 0,7; р = 3.

ч.

Это больше требуемого ресурса L₁₀_ah = 14 673 ч. Поэтому для промежуточного вала применяем подшипник 306.

5.6 Подбор подшипников для выходного вала

Частота вращения вала п = 105мин^-1, d = 50 мм; требуемые ресурс подшипников L₁₀_ah = 14 673ч. Схема установки подшипников — враспор. Радиальные реакции опор: Rr₅ = 5225 H; Rr₆ = 6695 H. Вал нагружен осевой силой Fa = 1216 Н. Условия эксплуатации подшипников — обычные. Ожидаемая температура работы t_раб = 45єС. Предварительно принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии 311. Для этих подшипников из табл. 19.18[1] выписываем: С_r = 71 500 Н; С0_r = 41 500 Н.

Для радиальных подшипников осевые соотношения R_sA = R_s_Б = 0. Из условия равновесия вала осевые реакции опор: R_aA=0; R_a_Б = F_a = 1216 H. Т.к. R_aA= 0, то для опоры, А имеем Х = 1; Y = 0. Для опоры Б отношения R_a_Б / С0_r = = 1216 / 41 500 = 0,031. Из выписываем Х =0,56; Y = 1,89; e = 0,22.

Отношение R_a_Б / (VRr₆) = 1216/(1· 6695) = 0,23, что больше е = 0,22; коэффициент V = 1 — относительно вектора радиальной нагрузки Rr₆ вращается внутренние кольцо. Тогда для опоры Б: Х =0,56; Y = 1,89.

Эквивалентные динамические нагрузки при К_Б = 1,4 и Кт =1 в опорах, А и Б соответственно:

R_EA = V· X·Rr·K_Б·K_T = 1· 1·5225·1,4·1= 7315 Н;

R_E_Б = (V· X·Rr + Y· R_a) · K_Б· K_T = (1· 0,56·6695+1,89·1216) · 1,4·1=9225 Н.

Для более нагруженной опоры, А расчетный ресурс при а₂₃ = 0,7; р = 3.

ч.

Это больше требуемого ресурса L₁₀_ah = 18 396 ч. Поэтому для выходного вала применяем подшипник 311.

Крышки подшипников примем привертными: глухие по рисунку 1 а, и с отверстием для выходного конца вала по рисунку 1 б. Размеры конструктивных элементов крышек подшипников (смотри таблицу 7,2) [1;ст.174]: входного (1), выходного (2) и промежуточный (3) валов:

Таблица 1


Вал	D	д	Винт	д ₁	д ₂	C	D_ф
			d	z
			М8		7,2
			М10		8,4
			М8		7,2

Для входного и промежуточного вала:

д₁ = 1,2 д = 1,2· 6 = 7,2 мм д₂ = (0,9…1) д = 1· 6 = 6 мм

D_ф = D+(4…4,4) · d = 80 + (4) · 8 = 112 мм Для выходного вала д₁ = 1,2 д = 1,2· 7 = 8,4 мм д₂ = (0,9…1) д = 1· 7 = 7 мм

D_ф = D+(4…4,4) · d = 130 + (4) · 10 = 170 мм

7. Смазка и уплотнения Окружная скорость зубчатого колеса

v = р· d₂ · n / 60 000 = 3,14 · 203,26 · 347,6/60 000 = 3,6 м/с Контактные напряжения у_н = 713 Н/мм². По таблице 8,1 и 8,2 [1;ст.179]: принимаем масло И-Г-А-46. Система смазывания — картерная. Примем для выходных концов валов редуктора манжетные уплотнения.

8. Конструирование корпусных деталей

Конструкцию корпуса цилиндрического редуктора.

Толщина стенки

д = 7,05 мм В соответствии с условием принимаем д = 7 мм. Толщина стенки крышки д = 7 мм. Размеры отдельных элементов корпусных деталей:

Размеры конструктивных элементов:

ѓ = (0,4 …0,5) · д₁ = 0,4 · 7,2 = 2,8 мм

b = 1,5· д = 1,5 · 7 = 10,5 мм

b₁ = 1,5 · д₁ = 1,5 · 8,4 = 12,6 мм

l = (2…2,2) · д = 2,2 · 7 = 15,4 мм Диаметр винтов для соединения крышки с корпусом

11,9 мм Соответствии с условием принимаем М12, число болтов z = 9. Диаметр отверстия для болта в корпусе d₀ = 14 мм. Диаметр цилиндрического штифта d_шт = (0,7…0,8) d = 0,7· 12 = 9 мм, четыре штифта поставим в стык корпуса и крышки.

Диаметр болтов крепления корпуса к раме d_ф=1,25· d=1,25·12=15мм. Принимаем Ml6, число болтов z = 6.

Показать весь текст

Заполнить форму текущей работой