Сдам Сам

ПОЛЕЗНОЕ


КАТЕГОРИИ







Выбор электродвигателя и кинематический расчет





Выбор электродвигателя и кинематический расчет

 

Общий КПД привода [5, c.12]:

,

где - КПД зубчатой цилиндрической закрытой передачи,

- КПД пары подшипников качения,

- КПД ременной передачи,

- КПД муфты.

.

Мощность на приводном валу

Частота вращения приводного вала .

Требуемая мощность электродвигателя:

.

Передаточные числа передач привода по рекомендациям [5]:

Требуемая частота вращения электродвигателя

Выбираем электродвигатель из условия . Принимаем электродвигатель 4А112МВ8У3 (мощность Рэд=3,0 кВт, частота вращения ротора nэд=710 мин-1) [5, табл. 16.7.1].

Фактическое передаточное число .

Принимаем передаточное число редуктора .

Тогда передаточное число ременной передачи

 

 


Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов

 

Мощности на валах привода:

 

Частоты вращения валов:

Крутящие моменты на валах привода

Угловые скорости на валах

 

Таблица 1 – Результаты кинематического расчета

 

№ вала Р, кВт n, мин-1 Т, Нм ω, с-1
2,96 39,8 74,3
2,8 305,6 87,5
2,73 76,4 341,25
3’ 2,7 76,4 337,5

Расчет передач

Расчет пликлиноременной передачи

Рисунок 3.1 – Параметры поперечного сечения поликлиновых ремней

1. Сечение ремня и размеры сечения (рис.3.1).

- сечение ремня = f(T1p),

где T1p1Ср – расчетный передаваемый момент,

Ср – коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи и режим ее работы, при легком режиме Ср=1. [5, табл. 2.2.2]

При моменте на ведущем шкиве выбираем ремень сечения Л и его размеры [5, табл.2.3.1]:

Размеры сечения , , , , , .

2. Минимальный расчетный диаметр ведущего шкива:

.

По рекомендациям [5, c.18] выбираем диаметр ведущего шкива на один размер больше минимального, т.е.



3. Расчетный диаметр ведомого шкива .

Действительный диаметр .

4. Действительное передаточное число проектируемой передачи

.

Отклонение действительного передаточного числа от расчетного

5. Минимальное межосевое расстояние

Принимаем

6. Расчетная длина ремня

 

Ближайшая стандартная длина ремня:

7. Межцентровое расстояние

8. Коэффициент, учитывающий длину ремня,

, [5, табл.2.3.3]

где для сечения Л,

9. Скорость ремня

.

10. Угол обхвата ремнем ведущего шкива

Значение коэффициента, учитывающего влияние угла обхвата на ведущем шкиве [5, табл. 2.1.3]

11. Поправка мощности, учитывающая влияние уменьшения изгиба ремня на большем шкиве ,

где - поправка к моменту на быстроходном валу при [5, табл. 2.3.2]

12. Допускаемая мощность для 10 ребер

,

где – номинальная мощность, передаваемая 10-ю ребрами ремня. [5, табл. 2.3.4]

13. Число ребер ремня

14. Сила, нагружающая валы передачи ,

где - предварительное натяжение передачи,

– окружное усилие,

– коэффициент тяги.

Окружное усилие: .

Расчет зубчатой передачи

 

С целью понижения габаритов передачи, получения высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 45. Механические характеристики сердцевины – σВ=1000МПа, σТ=800МПа [3, табл.8.8]. Термообработка шестерни и колеса – улучшение.

 

Твердость шестерни 240 HВ

колеса 200 HВ

Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений

Срок службы передачи:

.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:

- для шестерни:

.

-для колеса:

.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную прочность:

- для шестерни:

.

 

-для колеса:

.

Определение допускаемых контактных напряжений

.

Предел контактной выносливости:

[3, табл. 8.9];

,

.

SH=1,2 – коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].

Коэффициент долговечности:

.

Базовое число циклов NHO:

[3, рис. 8.40],

[3, рис. 8.40].

m – показатель степени.

Т.к. то m1=20,

m2=20.

Тогда:

.

.

Таким образом, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

Расчетные допускаемые контактные напряжения:

.

Т.к. ,

то

Определение допускаемых изгибных напряжений

,

 

Предел изгибной выносливости

[1, табл. 6,16].

[1, табл. 6,16].

SF=1,75 – коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].

Коэффициент долговечности:

,

q=6 – показатель степени при твердости шестерни и колеса меньше 350НВ

- базовое число циклов для всех сталей:

Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

Силы в зацеплении

Рисунок 5 – Силы в зубчатом зацеплении

Окружная сила .

Радиальная сила .

Осевая сила .

Расчет валов по эквивалентному моменту

Расчет ведомого вала

 

Рисунок 8.2 – Расчетная схема ведомого вала

 

Плоскость XZ:

: ;

.

: ;

.

Проверка:

:

.

Плоскость YZ:

: ;

;

: ;

Проверка:

:

.

Суммарные реакции на опорах:

; .

Диаметр вала в опасном сечении

где - допускаемые эквивалентные напряжения

 


Методика расчета

Для закрепления на валах зубчатых колес и муфт применены призматические шпонки, выполненные по ГОСТ 23360-78 (рис. 12).

Рисунок 12 – Шпоночное соединение

 

Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине [2. с.73]:

,

где T - крутящий момент на валу, ;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

t1 - заглубление шпонки в валу, мм;

l – полная длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм.

Шпонка под шкивом

 

Для заданного диаметра вала ( ) выбираем сечение призматической шпонки , [5, табл. 9.1.2]. Принимаем длину шпонки .

Тогда

, что меньше предельно допустимых

Принимаем шпонку 8´7´32 ГОСТ 23360-78.

Шпонка под колесом

 

Для заданного диаметра вала ( ) выбираем сечение призматической шпонки , [5, табл. 9.1.2]. Принимаем длину шпонки .

Тогда

, что меньше предельно допустимых

Принимаем шпонку 16´10´63 ГОСТ 23360-78.

Шпонка под муфтой

 

Для заданного диаметра вала ( ) выбираем сечение призматической шпонки , [5, табл. 9.1.2]. Принимаем длину шпонки .

Тогда

, что меньше предельно допустимых

Принимаем шпонку 12´8´50 ГОСТ 23360-78.

 

 


Расчет ведущего вала

 

Производим расчет для опасного сечения (рис.10) (канавка для выхода шлифовального круга):

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];

sа – амплитуде значения нормальных напряжений:

.

где - изгибающий момент в сечении:

.

W – момент сопротивления сечения вала:

.

sm=0 – средние значения нормальных напряжений;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для выточки при соотношении . [2, табл. 3.6];

es=0,83- масштабный фактор, т.е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала [2, табл. 3.7].

em=1– фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

ys=0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];

tа, tm - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;

,

где - крутящий момент на валу,

Wρ – полярный момент сопротивления сечения вала:

.

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для выточки при соотношении .[2, табл. 3.6];

et=0,89- масштабный фактор, [2, табл. 3.7].

em=1– фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

yt=0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

Тогда коэффициент запаса прочности равен:

.

, что больше предельно допускаемых

Расчет ведомого вала

 

Производим расчет для опасного сечения (рис.11) (канавка для выхода шлифовального круга):

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];

sа – амплитуде значения нормальных напряжений:

.

где - изгибающий момент в сечении:

.

W – момент сопротивления сечения вала:

.

sm=0 – средние значения нормальных напряжений;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для выточки при соотношении . [2, табл. 3.6];

es=0,83- масштабный фактор, т.е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала [2, табл. 3.7].

em=1– фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

ys=0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];

tа, tm - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;

,

где - крутящий момент на валу,

Wρ – полярный момент сопротивления сечения вала:

.

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для выточки при соотношении .[2, табл. 3.6];

et=0,89- масштабный фактор, [2, табл. 3.7].

em=1– фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

yt=0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

Тогда коэффициент запаса прочности равен:

.

, что больше предельно допускаемых .

Производим расчет для опасного сечения (шпоночный паз под колесом):

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];

sа – амплитуде значения нормальных напряжений:

.

где изгибающий момент в сечении:

.

W – момент сопротивления сечения вала:

.

sm=0 – средние значения нормальных напряжений;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для шпоночного паза [2, табл. 3.6];

es=0,77- масштабный фактор, [3, табл. 3.7].

em=1– фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

ys=0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];

tа, tm - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;

,

где - крутящий момент на валу,

Wρ – полярный момент сопротивления сечения вала:

.

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для шпоночного паза. [2, табл. 3.6];

et=0,86- масштабный фактор[3, табл. 3.7].

em=1– фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

yt=0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

Тогда коэффициент запаса прочности равен:

.

, что больше предельно допускаемых .

 


Описание сборки редуктора

 

Перед сборкойвнутреннююполость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

- на быстроходный вал устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С, после чего устанавливают муфту, фиксируют ее в осевом направлении и помещают собранный узел в корпус редуктора;

- на тихоходный вал устанавливают колесо через шпонку, после чего напрессовывают предварительно нагретые в масле подшипники, на выходной конец вала напрессовывают звездочку и фиксируют ее в осевом направлении.

После этого ставят манжеты и устанавливают крышки подшипников. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Заливают в корпус масло и заворачивают заливное отверстие отдушиной.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.


 

Литература

 

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. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.; Анурьев В.И. – 8-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 2001г.

8. Детали машин и основы конструирования ; А.Т. Скойбеда, А.В. Кузьмин. – Мн.: Вышэйшая школа, 2000г.

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.


 

 

ПРИЛОЖЕНИЕ

Выбор электродвигателя и кинематический расчет

 

Общий КПД привода [5, c.12]:

,

где - КПД зубчатой цилиндрической закрытой передачи,

- КПД пары подшипников качения,

- КПД ременной передачи,

- КПД муфты.

.

Мощность на приводном валу

Частота вращения приводного вала .

Требуемая мощность электродвигателя:

.

Передаточные числа передач привода по рекомендациям [5]:

Требуемая частота вращения электродвигателя

Выбираем электродвигатель из условия . Принимаем электродвигатель 4А112МВ8У3 (мощность Рэд=3,0 кВт, частота вращения ротора nэд=710 мин-1) [5, табл. 16.7.1].

Фактическое передаточное число .

Принимаем передаточное число редуктора .

Тогда передаточное число ременной передачи

 

 









Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском гугл на сайте:


©2015- 2019 zdamsam.ru Размещенные материалы защищены законодательством РФ.