Выбор электродвигателя и кинематический расчет

КурсоваяПомощь в написанииУзнать стоимостьмоей работы

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 >

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

Выбор электродвигателя и кинематический расчет (реферат, курсовая, диплом, контрольная)

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.

Показать весь текст

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.

Заполнить форму текущей работой