Конструирование электродвигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

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;

з- КПД 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 [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_cр - 0,5(235 + 262) = 248,5; N_HG = 30HB^2.4 _ср = 30 · 248,5^2.4 = 1,68 · 10⁷; шестерня НВ_ср = 0,5(269 + 302) = 285,5; N_HG = 30 ·285,5^2.4 = 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_cр = 0,5(56 + 63) = 59,5, что соответствует НВ_ср = 605. Тогда N_HG = 30 · 605^2.4 = 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· 14673 = 3,72· 10⁸;

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

Определим теперь коэффициенты долговечности.

Так как при N >N_HG 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_bdт = 0,5 ш_ba · (u_т ± 1) = 0,5 · 0,4 · (3,28 + 1) = 0,85

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

Для вычисления коэффициента K_Hв 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_HвT = 1 + 2 ш_bdт / 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_wТ=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^'_2Т = 2·a_wТ · u_Т /(u_Т+1) = 2·125·3,28/(3,28+1) = 191,58 мм,

- ширина b_2Т = ш_ba· a_wТ = 0,4·125 = 50 мм

Быстроходной:

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

- ширина b_2Б = ш_ba· a_wБ = 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 .

.

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_minТ = arcsin(3,5m_Т/b_2Т); в_minТ = arcsin (3,5·2/50) =8,04°.

z_sТ = 2· a_wТ·cos в_minТ/m_Т ; z_sТ = 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_sТ m_Т/(2 a_wТ)) = arccos(123·2/(2·125)) = 10,26°.

Быстроходной

- косозубых

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

Суммарное число зубьев

z_sБ = 2· a_wБ·cos в_minБ/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_sБ m_Б/(2 a_wБ)) = arccos(123·2,0/(2·125)) = 10,26°.

Число зубьев шестерни.

Тихоходной

z_1Т = z_sТ/(u_Т±1)? z_1min z_1Т =123/(3,28+1) = 28,7 > 17cos³10,84°

Значение z₁ округляется в ближайшую сторону до целого z₁= 28; z_1min = 17cos³в - для косозубых колес.

Число зубьев колеса

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

Быстроходной

z₁ = z_sБ/(u±1)? z_1min z₁ = 123/(4,2+1) = 23,6 > 17cos³11,777°.

Значение z₁ округляется в ближайшую сторону до целого z₁= 23 ; z_1min = 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 = 193,09мм.

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 =60,91мм 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= 188,09мм

Ширина шестерни

b₁ = b₂ +5 мм = 50+5 = 60 мм.

Быстроходной

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

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

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 = 50,74мм 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/ 60000 = 3,14 ·193,09 ·105/60000 = 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/ 60000 = 3,14 ·203,26 ·347,6/60000 = 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_Нб = 1,1; К_Нв = 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_a2б + d_a2т) = 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 = 10мм, b = 16мм, ? = 44мм Шпонка 16Ч10Ч44 ГОСТ23360-78.

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 = 31мм.

Из конструктивных соображений увеличиваем длину шпонки до 44 мм.

Полученную длину округляем в большую сторону до стандартного значения. Примем h = 8 мм, b = 10мм, ? = 44 мм: Шпонка 10Ч8Ч44 ГОСТ23360-78.

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

H

H

5.3 Выходной вал

У Mх₅ = 0

У Mх₆ = 0

H

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 L_10ah = 14673ч. 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 = 22500 Н; С0_r = 11400 Н.

Для радиальных подшипников осевые соотношения R_sA = R_sБ = 0. Из условия равновесия вала осевые реакции опор: R_aA=0; R_aБ = F_a = 363 H. Т.к. R_aA= 0, то для опоры А имеем Х = 1; Y = 0. Для опоры Б отношения R_aБ / С0_r = 363 / 11400 = 0,031. Из таблицы 6,1[1;ст.134-135] выписываем Х =0,56; Y = 1,85; e = 0,24.

Отношение R_aБ / (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_EБ = (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 L_10ah = 14673 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 L_10ah = 14673ч. 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 = 28100 Н; С0_r = 14600 Н.

Для радиальных подшипников осевые соотношения R_sA = R_sБ = 0. Из условия равновесия вала осевые реакции опор: R_aA=0; R_aБ = F_a = 1216 H. Т.к. R_aA= 0, то для опоры А имеем Х = 1; Y = 0. Для опоры Б отношения R_aБ / С0_r = = 1216 / 28100 = 0,043. Из таблицы 6,1[1;ст. 134-135] выписываем Х =0,56; Y = 1,85; e = 0,24.

Отношение R_aБ / (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_EБ = (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 L_10ah = 14673 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 L_10ah = 14673ч. 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 = 71500 Н; С0_r = 41500 Н.

Для радиальных подшипников осевые соотношения R_sA = R_sБ = 0. Из условия равновесия вала осевые реакции опор: R_aA=0; R_aБ = F_a = 1216 H. Т.к. R_aA= 0, то для опоры А имеем Х = 1; Y = 0. Для опоры Б отношения R_aБ / С0_r = = 1216 / 41500 = 0,031. Из выписываем Х =0,56; Y = 1,89; e = 0,22.

Отношение R_aБ / (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_EБ = (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 L_10ah = 18396 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	Dф
			d	z
1	80	6	М8	8	7,2	6	8	112
2	130	7	М10	18	8,4	7	10	170
3	80	6	М8	8	7,2	6	8	112

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 / 60000 = 3,14 · 203,26 ·347,6/60000 = 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 = 12,6мм

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.

Размещено на Allbest.ru