Расчет двигателя и его основных узлов

Содержание

1. Выбор электродвигателя

2. Расчет цилиндрических зубчатых передач

3. Расчет валов на прочность и жесткость

4. Выбор подшипников качения

5. Выбор шпонок и проверочный расчет их на прочность

6. Выбор стандартной муфты

7. Смазка деталей и узлов привода

Список использованной литературы

1. Выбор электродвигателя

1.1 Определяем частоту вращения тихоходного вала об/мин:

 (1)

где

.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя.

3,82 кВт; (2)

гдеКПД электродвигателя

; (3)

.3 Определяем частоту вращения вала электродвигателя (предварительно):

 об/мин.; (5)

.4 Выбираем двигатель № 4AI32S6Y3 из условий:

; (6)

; (7)

,

.5 Определение фактическое значение передаточного числа редуктора:

 (8)

.6 Определяем мощности на быстроходном валу:

 (9)

.7 Определяем крутящих моментов на валах редуктора:

; (10)

; (11)

Таблица №1 результаты кинематического расчета привода.

2. Расчет цилиндрических зубчатых передач

2.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки

Для колеса и шестерни выбираем Сталь 45 с твердостью поверхностного слоя 50 HRC, вид термообработки - закалка ТВЧ.

.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемое контактное напряжение

[_H] =0,45 ([_H1] + [_H2]) = 0,45  ([] + [875]) = 787,5; (12)

Контактное напряжение для шестерни [_H1] = = ; (13)

Контактное напряжение для колеса [_H2] = =; (14)

Где предел контактной выносливости поверхности зубьев, МПа.

 - коэффициент безопасности; K_HL - коэффициент долговечности.

= 1; (15)

т.к. N_HE> N_HO;

Где N_HO-базовое число циклов перемены напряжений; N_HЕ - эквивалентное число циклов перемены напряжений. N_HO=90000000.

Для шестерни N_HE = 60= 60 = 1210982400; (16)

Для колеса N_HE = 60  = 60 = 313215552,4; (17)

Где n - частота вращения вала за время t.

t = 24= ; (18)

где К_{сут, Кгод} коэффициенты суточной и годовой загрузки, L - срок службы передачи.

Определение допускаемых напряжений изгиба зубьев

[] =  = ; (19)

Где  - предел выносливости зубьев при изгибе, Мпа,  - коэффициент безопасности,  - коэффициент долговечности

 = 1 (20)

т.к. N_FE>N_FO

Где  показатель кривой усталости, N_FE - эквивалентное число циклов перемены напряжений.

.3 предварительный выбор угла наклона зубьев

Угол наклона зубьев косозубых зубчатых колес выбирают из условия получения осевого коэффициента перекрытия более 1,1. Этому условию соответствует значения 8…18⁰. Выбираем среднее значение 13⁰

.4 Выбор коэффициента ширины зубчатых колес.

Определяем коэффициент ширины зубчатых коле

Значение коэффициента  выбирают в соответствии с расположением зубчатого колеса относительно опор вала (симметричное) и твердостью поверхностей зубьев (более 350НВ)  Выбираем среднее значение .

Определяем предварительное значение начального диаметра

 = = 33,30 мм; (21)

Где  - вспомогательный коэффициент (для косозубых передач ),U - передаточное число, Т₁ - крутящий момент на валу шестерни, -коэффициент ширины зубчатых колес,  - допускаемое контактное напряжение, - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (выбирают в зависимости от схемы передачи, параметра  и твердости зубьев, принимаем

Определяем нормальный модуль зубьев

Для зубчатых передач редукторов общего назначения, при твердости поверхностей зубьев больше 350НВ рекомендуется принимать

 = 0,012 мм; (22)

Принимаем модуль соответственно ГОСТ 9563-60 ;

Определяем межосевое расстояние передачи

мм; (23)

Для обеспечения технологичности корпусов, межосевое расстояние передач редуктороврекомендуется принимать равным ближайшему большему из следующих значений: 40, 50, 63, 80, 100, 125. Принимаем

Определяем суммарное число зубьев

Z_сум= ; (24)

Определяем число зубьев шестерни и колеса.

Z₁ =; (25)

,164, Z₁ = 21; Z₂ = 98-21 = 77; (26)

Определяем фактическое значение передаточного числа

; (27)

Определяем действительный угол наклона зубьев

; (28)

Определяем начальные диаметры зубчатых колес

 =  = 42,86 мм; (29)

 =  = 157,14 мм; (30)

 - Условие выполняется; (31)

Начальные и делительные окружности совпадают

; (32)

; (33)

Определяем диаметры вершин зубьев

; (34)

; (35)

Определяем диаметры впадин зубьев

; (36)

; (37)

Рабочая ширина зубчатого венца

 = 0,65  = 27,859; (38)

;

.6 Определение окружной скорости зубчатых колес

V = м/с; (39)

.7 Выбор степени точности зубчатого колеса

Тихоходная передача, с пониженным требованием к точности. V - не более 3,5 м/с. Степень точности - 9.

.8 Расчет на контактную выносливость

; (40)

Где

 - действительное контактное напряжение, мПа;  - коэффициент учитывающий форму сопряжения зубьев.

 = 1,73; (41)

 коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес.

;

двигатель привод муфта деталь

 = 0,778; (42)

Где  - коэффициент торцевого перекрытия, определяемый по формуле

 =  = 1,652; (43)

Начальный диаметр шестерни, удельная расчетная окружная сила, Н/м,

= ; (44)

Где  = ; - окружная сила (45)

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку

 =1+ = 1,054; (46)

Где удельная окружная динамическая сила, Н/мм

 =  Н/мм; (47)

Где коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи, определяется по табл.7 из методического указания к КП [1], -коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, определяется по табл.8 из методического указания к КП [1].

; (48)

; Мпа; (49)

Расчет на выносливость по напряжениям изгиба.

Предварительно оцениваем относительную прочность зуба шестерни и зуба колеса, определяем эквивалентные числа зубьев.

; (50)

 (51)

По графику 3 (методическое указание к КП "Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность" [1]) выбираем коэффициенты формы зуба шестерни Y_F1Y_F2.

Y_F1 = 4. Y_F2 = 3,6

Находим соотношения , .

; (52)

 = 103,76; (53)

, (123,41 МПа; (54)

Где  действительное напряжение изгиба, МПа, равно Y_F1,  коэффициент, учитывающий наклон зуба .  Удельная расчетная окружная сила

 =  = 64,72; (55)

Где  = ; - окружная сила (56)

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку

 =1+  = 1,082; (57)

удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации, Н/мм

Где удельная окружная динамическая сила, Н/мм

 =  Н/мм; (58)

Где

коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи, определяется по табл.9 из методического указания к КП [1], - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, определяется по табл.8 из методического указания к КП [1].

 Н/мм; (59)

.9 Определение усилий зубчатого зацепления

В зацеплении косозубых передач колес действуют силы:

Окружная  =  (60)

Радиальная  (61)

Осевая = 2232,22 0,228 = 353, 44 Н; (62)

3. Расчет валов на прочность и жесткость

3.1 Предварительное определение диаметра вала

Предварительный диаметр вала d_ср, мм, вычисляют по формуле

; (63)

Где Т - крутящий момент, Нм, - пониженное значение допускаемого напряжения на кручение, =20МПа.

; (64)

; (65)

.2 Разработка эскизной компоновки вала в редукторе.

δ                Толщина стенки редуктора           

a                        Расстояние от торца зубчатого колеса до внутренней стенки корпуса редуктора       

а₁                      Расстояние от торца подшипника качения до внутренней стенки корпуса редуктора

 а₂                    Высота крышки с головкой болта

а₃                      Расстояние от торца вращающейся детали до крышки         

b₁                      Длина ступицы зубчатого колеса

b₂                      Длина ступицы вращающейся детали        

B               Ширина подшипника качения      

∆               Расстояние от поверхности вершин зубьев зубчатого колеса и внутренней стенки корпуса    

.3 Расчет валов на статическую прочность

m=2 мм; d_w1 = мм; T = Hм; L₁ = 0,09403 м; n

F_a = 353.44H; F_r = 653,37H; F_t = 1759,22H;

Горизонтальная плоскость.

; (66)

 (67)

; (68)

 (69)

; (70)

; (71)

Вертикальная плоскость.

; (72)

; (73)

; (74)

; (75)

; (76)

; (77)

Определяем суммарные изгибающие моменты в сечениях.

 = ; (78)

 = ; (79)

Опасным является сечение №1

Приведенный момент в опасном сечении

Выбираем сталь 45 HRC 50, - предел прочности;

 - Допускаемые напряжения на изгиб.

Определяем диаметр вала в опасном сечении

мм; (81)

При наличии в опасном сечении шпоночного паза, следует увеличить  на 5% и окончательно округлить до значения стандартного ряда мм

Диаметр цапфы определяется соотношением  - (2…5), для  диаметр должен быть равен кратен 5

мм; (82)

.4 Расчет валов на выносливость

Определяем амплитуду колебаний симметричного цикла при изгибе

 = 27,399МПа; (83)

Где  - изгибающий момент в рассматриваемом сечении,  - момент сопротивления изгибу,

 -  = 1824,897 мм³; (84)

Где b = 8 мм и - размеры шпоночного паза, d = 28 мм - диаметр вала.

Предел выносливости материала вала по нормальным напряжениям

= 0,43 =0,43 Мпа; (85)

Где  - предел прочности.

Эффективные коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении определяем из таблицы 5 в методическом пособии "расчет валов на прочность и жесткость [2] " 2,39;

Масштабный фактор определяем из таблицы 8 в методическом пособии "расчет валов на прочность и жесткость [2] " ;

Коэффициент приведения ,  [2]

Среднее напряжение цикла при изгибе, при действии осевой силы.

; (86)

Находим запас прочности при действии одних изгибающих напряжений

 = ; (87)

Находим амплитуду и среднее напряжение цикла напряжений кручения

 = 17,399; (88)

Где Т - крутящий момент, момент сопротивления кручению

 -  = 3978,937 мм³; (89)

Определяем запас прочности при действии одних напряжений кручения

 =  (90)

Где

 предел выносливости материала вала при кручении

; (91)

Определяем общий коэффициент запаса усталостной прочности

 = ; (92)

;

4. Выбор подшипников качения

4.1 Определение нагрузок, действующих на подшипники.

Суммарная радиальная нагрузка на подшипник А.

= Н; (93)

Где опорные реакции в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Суммарная радиальная нагрузка на подшипник В.

 = Н; (94)

Где опорные реакции в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

.2 Выбираем тип подшипника качения.

Осевая нагрузка F_a = H;

Радиальная нагрузка наиболее нагруженного подшипника Н;

По отношению осевой и радиальной нагрузки определяем тип подшипников

 = ; (95)

Так как осевая нагрузка на подшипник значительна, то следуетприменят радиально-упорные подшипники. Применим конические роликоподшипники.

.3 Предварительный выбор типоразмера подшипника.

мм, Выбираем из справочника роликовый конический однорядный подшипник средней серии №7205, Для которого d=25мм, D=52мм, B=15мм, C=24 кН, C₀ = 17,5кН.

.4 Определяем требуемую долговечность подшипника.

L_mp = 24= ; (96)

Где  - коэффициент суточной загрузки привода,  - коэффициент годичной загрузки привода, Т = 5 лет - срок службы в годах.

.5 Определяем расчетную долговечность выбранного подшипника

Находим расчетные осевые нагрузки , .

Для этого определим величину осевых составляющих S. Для конических роликоподшипников S =0,83.

S₁ =0,83 = 0,83H; (97)₂ =0,83 = 0,83; (98)

S₁H; (99)

 = S₁ + + H = 622,92; - наиболее нагружена. (100)

По таблицам из методического указания [3] выбираем Значения динамического коэффициента К_Б = 1, значения температурного коэффициента К_Т = 1, значения коэффициентов радиальной и осевой нагрузки Х = 0,4 и Y = 0,4.

Исходя из этого, вычисляем величину динамической эквивалентной радиальной нагрузки.

 (101)

Определяем расчетную долговечность

L_h = ч; (102)

Где n = 248,3 - частота вращения вращающегося кольца, С - динамическая грузоподъёмность, Р - динамическая эквивалентная нагрузка, p = 3,33 - степенной показатель (для роликоподшипников).

Сравниваем полученную долговечность и требуемой.

L_h>L_mp; (103)

5. Выбор шпонок и проверочный расчет их на прочность

Выбираем шпонку по ГОСТ 23360 - 78. Размеры шпонок приведены в пособии [4], t_{1 =} 4 мм, b = 8 мм,h = 7, = 0,8b₁ = 0,8= 32мм; где b₁ = -ширина ступицы колеса.

Производим расчет шпонки на смятие

 =  (104)

 - допускаемое напряжение смятия.

Применяем шпонку 8х7х32 по ГОСТ 23360 - 78.

6. Выбор стандартной муфты

Определим расчетный крутящий момент

; 37,7 = 56,55 H< 125H (105)

Где Т= 37,7 - номинальный крутящий момент вала, [T] = 125 H - допускаемый крутящий момент, К_р =1,5 расчетный коэффициент, учитывающий условия эксплуатации [5].

Муфта упругая втулочно пальцевая 125-28-1.1 ГОСТ 21424 - 93 [6].

7. Смазка деталей и узлов привода

Так как м/с, то применим масло И70А.

Список использованной литературы

1. Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность. Методические указания. / Сост.: В.Н. Никитин. - Омск: СибАДИ, 2004. - 27с.

. Расчет валов на прочность и жесткость. Методические указания. / Сост.: В.Н. Никитин. - Омск: СибАДИ, 2003. - 37с.

. Выбор подшипников качения. Методические указания. / Сост.: В.Н. Никитин. - Омск: СибАДИ, 1984. - 21с.

. Проектирование механических передач: Учебно справочное пособие для ВТУЗов / С.А. Чернавский - 6-е изд. перераб. и доп. - М.: "Альянс", 2008.

. Курсовой проект по дисциплине "детали машин и основы конструирования". Методические указания. / Сост.: В.Н. Никитин - Омск: СибАДИ, 2008.

. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. / П.Ф. Дунаев. - издательский центр "Академия", 2003 год.