Курсовая работа: Выбор и расчет электродвигателя
От провисания цепи Ff = 9,81 · Kf · q · ац = 9,81 · 1,5 · 2,6 · 1,27= 49 Н,
Расчетная нагрузка на вал
Fв = Ftц
+ 2Fγ = 1300+ 2 · 49 = 1398H.
Проверяем коэффициент
запаса прочности цепи (формула 7.40 [1])
> [S] = 8,4
где [S] = 8,4– нормативный коэффициент
запаса прочности цепи (таблица 7.19 [1]).
Условие S > [S] выполнено
Размеры ведущей
звездочки:
dd3 =194.6мм; Дез = 206мм
диаметр ступицы звездочки
Дст3= 1,6 dв2 = 1,6 ·
32 = 52мм;
длина ступицы lст3 = (1,2¸1,6) ·
dв2 = (1,2¸1,6) ·
32 = (38,4÷51,2) мм;
принимаем lст3 = 50 мм.
Толщина диска звездочки
С = 0,93 Вн = 0,93 · 15,88 =14,8 мм
где Вн = 15,88
мм – расстояние между пластинами внутреннего звена цепи (табл. 7.15 [1])
7. Первый этап
компоновки редуктора
Компоновку выполняется в
два этапа. Превый этап позволяет приближенно определить положение зубчатых
колес и ведущей звездочки цепной передачи относительно опор для последующего
определения опорных реакций и набора подшипников.
Компоновочный чертеж
выполняем в одной проекции – разрез по осям валов, при снятой крышке корпуса в масштабе М 1:1.
Примерно по середине
листа проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные оси валов на расстоянии аw = 180 мм.
Вычерчиваем упрощенно
шестерню и колесо: шестерня выполнена за одно целое с валом: длина ступицы
колеса равна ширине венца колеса.
Очерчиваем внутреннюю
стенку корпуса:
а) принимаем зазор от
окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = δ =10 мм;
б) принимаем зазор между
торцом ступицы шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 10 мм;
в) принимаем зазор между
наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А2
= 10 мм.
Предварительно намечаем
радиальные шарикоподшипники легкой серии по ГОСТ 8338-75. Габариты подшипников
выбираем из таблицы П3. [1] по диаметру вала в месте посадки подшипника: dп1 = 30 мм; dп2 = 35 мм.
Условное
обозначение подшибника |
d |
D |
B |
Грузоподъёмность,
кН |
Размеры, мм |
206 |
30 |
62 |
16 |
19,5 |
10 |
207 |
35 |
72 |
17 |
25,5 |
13,7 |
Решаем вопрос смазки
подшипников. Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения
вытекания смазки внутрь и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны
зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер
У=10 мм; принимаем У = 10 мм.
Находим расстояние от
середины шестерни до точек приложения реакции подшипников к валам:
на ведущем валу мм;
на ведомом валу мм;
тоесть l1 = l2 = 54 мм.
Из расчета цепной
передачи определяем расстояние от точки приложения натяжения цепи к валу, до
точки приложения реакции ближайшего из подшипника ведомого вала.
Длина гнезда подшибника
мм,
S = 10 мм – толщина врезной крышки;
Определяем расстояние от
точки приложения натяжения цепи к валу до реакции ближайшего подшибника
ведомого вала
мм
8. Проверка
долговечности подшипников
8.1 Ведущий вал
Силы, действующие в
зацеплении:
Ft = 500 H; Fr = 182
H, из первого этапа компоновки l1 = 46 мм.
Расчетная схема вала
Определяем реакции опор:
а) в горизонтальной
плоскости H;
б) в вертикальной
плоскости Н.
Определяем изгибающие
моменты и строим эпюры:
а) в горизонтальной
плоскости
Mx1 = 0; Mx2 = 0; Mcx = Rx1·
l1 = 440· 54 = 23760 H·мм = 23,76 Н·м;
б) в вертикальной
плоскости
My1
= 0; My2 = 0; Mcy = Ry1· l1 = 160· 54 = 8640 H·мм = 8,64 Н·м.
Определяем суммарные
реакции опор
Так как осевая нагрузка в
зацеплении отсутствует, то
коэффициент осевой нагрузки
y = 0, а радиальной x = 1,0.
Эквивалентную нагрузку
определяем по формуле
Рэ = x · v · R · Кб · Кт
при t < 100° C, температурный коэффициент Кт
= 1,0 (табл. 9.20 [1] );
V = 1,0 – коэффициент при вращении
внутреннего кольца подшипника.
Кб =1.2
–коэфициент безопасности для редукторов
Тогда Рэ = 1,0
· 1,0 · 470 · 1,2 · 1,0 = 570 H =
0,57кН.
Расчетная долговечность,
часов
часов.
8.2 Ведомый вал
Силы действующие в
зацеплении: Ft = 880 H; Fr = 320
H; Fц = 1398 H. Крутящий
момент на валу Т2 = 126 Н·м. n2 = 238об/мин
Из первого этапа
компоновки: l2 = 54 мм; l3 = 70 мм.
Расчетная схема вала
Составляющие действующие
на вал от натяжения цепи.
Fцx = Fцy = Fц · sinγ
= 1398 · sin 45° = 1398 · 0,7071 = 988 Н.
Определяем реакции опор:
а) в горизонтальной
плоскости
åm3 = 0; Fцx· (2l2 + l3) – Ft ·
l2 – Rx4
· 2l2 = 0;
Н;
åm4 = 0; – Rx3 · 2l2 + Ft · l2 + Fцx · l3 = 0
H.
Проверка:
åxi = 0; Rx3 + Fцx – Ft – Rx4 = 1126 + 988 – 880 – 1234=
0.
Следовательно реакции
определены верно.
б) в вертикальной
плоскости
åm3 = 0; Fr·
l2 + Fцy· (2l2 + l3) – Ry4· 2l2 = 0
H;
åm4 = 0; – Ry3· 2l 2 – Fr· l 2 + Fцy· l 3 = 0;
Н.
Проверка:
åyi = 0; Ry3 + Fr + Fцy – Ry4 = 480 + 320+988 – 1788
= 0.
Следовательно реакции
определены верно.
Определяем изгибающие
моменты и строим эпюры:
а) в горизонтальной
плоскости
Мx3 = 0; Mbx = 0;
Max = - Rx3· l2
= - 1126· 54
= - 60800 H·мм = -60,8 Н·м;
M4х = - Fцx· l3
= - 988 ·70 =
- 69160 H·мм = - 69,16 Н·м;
б) в вертикальной
плоскости
M3y = 0, M by = 0;
May = Ry3· l 2 = 480 ·
54 = 25920 H·мм = 25,92 Н·м;
M4y = - Fцy· l 3 = - 998 · 70 = - 69160 H·мм = - 69,16 Н·м.
Определяем суммарные
реакции опор
Н;
Н.
Эквивалентную нагрузку
определяем для более нагруженной опоры “4”, так как
R4 > R3.
Значения коэффициентов принимаем
те же, что и для ведущего вала:
x = 1,0, v = 1,0, Кт = 1,0, Кб = 1,2. У = 0;
Определяем эквивалентную
нагрузку
Рэ4 = x · v · R4 · Кт · Кб
= 1,0 · 1,0 · 2,18 · 1,2 · 1,0 = 2,62 кН.
Расчетная долговечность,
часов
часов.
Подшипники ведущего вала
№ 205 имеют ресурс Lh = 69·104
ч, а подшипники
ведомого вала № 206 имеют ресурс Lh = 64,52·103 часов.
9. Проверка прочности
шпоночных соединений
Шпонки призматические со
скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины по ГОСТ 23360 – 78. Материал шпонок сталь 45, нормализованная.
Напряжения смятия и
условие прочности
;
допускаемые напряжения
при стальной ступице [см] = 120 МПа, а при чугунной
ступице [G см] = 70 МПа.
9.1 Ведущий вал
Крутящий момент на валу Т1
= 31,7 Н·м.
Шпонка на выходном конце
вала для соединения муфтой с валом электродвигателя. По таблице 8.9 [1] при dв1 = 18 мм находим b×h = 8×7 мм; t1 = 4 мм;
длина шпонки
l = 40 мм, при длине ступицы полумуфты lст = 45 мм (Таблица 11.5 [1]).
Тогда
9.2 Ведомый вал
Крутящий момент на валу Т2
= 126,8 Н·м.
Шпонка под зубчатым
колесом dк2 = 40 мм. По табл. 8.9 [1] принимаем b×h = 12×8 мм; t1 = 5 мм; длина
шпонки l = 45 мм . При длине ступицы колеса lст3 = 50 мм.
Тогда
Шпонка на выходном конце
вала, под ведущую звёздочку цепной передачи,
dв2 = 32мм; По таблице8.9[1] b×h = 10×8; t 1 = 5мм; l = 50мм; при длине ступицы звёздочки lст = 55мм
Звёздочка литая из стали
45Л
Тогда
Вывод: Условие см £ [см] выполнено.
10. Уточненный расчет
валов
Будем выполнять расчет
для предположительно опасных сечений. Прочность соблюдена при S ³ [S].
10.1 Ведущий вал
Материал вала сталь 45,
улучшенная так как вал изготовлен за одно целое с шестерней. По таблице 3.3 [1]
при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае da1 = 78 мм) принимаем в = 780 МПа.
Предел выносливости при
симметричном цикле изгиба
= 0,43·в = 0,43 · 780 = 335 МПа.
Предел выносливости при
симметричном цикле касательных напряжений
t-1 = 0,58· = 0,58 · 335 = 193 МПа.
Сечение А-А .
Это сечение выходного
конца вала dв1 = 24 мм под муфту, для соединения
вала двигателя с валом редуктора. Концентрацию напряжений вызывает наличие
шпоночной канавки. По таблице 8.9 [1] при dв1 = 24 мм находим b = 8 мм; t1 = 4 мм. Это сечение рассчитываем на
кручение. Коэффициент запаса прочности сечения
.
Момент сопротивления
кручению
мм3.
Крутящий момент на валу Т1
= 12,5 Н·м.
Амплитуда и среднее напряжение
цикла касательных напряжений
МПа.
Принимаем по таблице 8.5
[1] K = 1,78,
по таблице 8.8 [1] et = 0,83 и yt = 0,1. Тогда
10.2 Ведомый вал
Материал вала – сталь 45,
нормализованная. По табл.3.3[1] принимаем в = 580 МПа.
Cечение вала А-А.
Это сечение под зубчатым
колесом dк2 = 40 мм. Крутящий момент на валу
Т2 = 126,8 Н·м. Концентрация напряжений
обусловлена наличием шпоночной канавки. По табл. 8.9 [1] при dк2=35мм находим b = 12 мм, t1 = 5 мм.
Вал подвергается совместному
действию изгиба и кручения.
Момент сопротивления
изгибу:
мм3.
Амплитуда нормальных
напряжений:
МПа.
Амплитуда и среднее
напряжение цикла касательных напряжений:
МПа.
По табл. 8.5 [1] K= 1,58; Kt = 1,48;
По табл. 8.8 [1] e = 0,85; et = 0,73; yt = 0,1.
Коэффициент
запаса прочности по нормальным напряжениям
.
Коэффициент запаса
прочности по касательным напряжениям
Результирующий
коэффициент запаса прочности сечения
Сечение вала Б-Б.
Это сечение выходного
конца вала под ведущую звездочку цепной передачи
dв2 = 32мм. Концентрация напряжений
обусловлена наличием шпоночной канавки. По табл. 8.9 [1] при dв2=25 мм находим b = 10 мм, t1 = 5 мм.
Вал подвергается
совместному действию изгиба и кручения
Изгибающий момент в
сечении под звездочкой
Mи = Fц· x , приняв x =50
мм получим
Ми = 1398 ·
50 = 69,9 Н·м.
Момент сопротивления
кручению
мм3.
Момент сопротивления
изгибу
мм3.
Амплитуда нормальных
напряжений
МПа; m = 0.
Амплитуда и среднее
напряжение цикла касательных напряжений
МПа.
По табл. 8.5 [1]
принимаем К=
1,58; Кt = 1,48.
По табл. 8.8 [1] находим e= 0,87; et = 0,76;
Коэффициент
запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса
прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент
запаса прочности сечения
Вывод: прочность валов
обеспечена.
11. Выбор сорта смазки
Смазывание зубчатого
зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь
корпуса редуктора.
Объем масляной ванны (Vм) определяется из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой
мощности.
Vм = 0,25· Ртр = 3,15 = 0,7 дм3.
По табл. 10.8 [1]
устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях
н = 302 МПа и скорости
колес V = 4,26 м/с рекомендуемая вязкость
масла
u50 = 28·10-6 м2/c
По табл. 10.10 [1] по
ГОСТ 20799 – 75 выбираем масло индустриальное И - 30А.
Подшипниковые камеры
заполняют пластичной смазкой УТ-1 (Табл. 9.14 [1]). Периодически смазка
пополняется шприцем через пресс – масленки.
12. Посадки деталей
редуктора
Посадки назначаем в
соответствии с указаниями таблица 10.13. [1]
по ГОСТ 25347 – 82.
Посадка зубчатого колеса
на вал .
Посадка ведущей звездочки
на вал .
Шейки валов под
подшипники выполняем с отклонением вала к6. Отклонения отверстий в корпусе под
наружные кольца подшипников по Н7.
Посадки остальных деталей
указаны на сборочном чертеже редуктора.
13. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю
полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку
производят в соответствии с чертежом общего вала, начиная с узлов валов;
На ведущий вал насаживают
мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники номер 206, предварительно нагретые в масле до t = 90 – 100 °С и надевают сквозную подшипниковую
крышку.
В ведомый вал закладывают
шпонку 12×8×45 мм и напрессовывают колесо до упора в бурт вала, устанавливают распорную втулку, мазеудерживающие кольца, шарикоподшипники номер 207
предварительно нагретые в масле и надевают сквозную подшипниковую крышку.
Собранные валы укладывают
в основание корпуса,
заполняют подшипниковые камеры пластичной смазкой. Покрывают поверхности стыка
корпуса и крышки спиртовым лаком, устанавливают в проточки корпуса глухие врезные
подшипниковые крышки и устанавливают крышку корпуса.
Перед установкой сквозных
подшипниковых крышек в проточки закладывают войлочные сальники.
Для центровки крышка
устанавливается на корпусе с помощью двух конических штифтов.
Проверяют проворачиванием
валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышку корпуса болтами.
Ввертывают пробку
маслоспускного отверстия с прокладкой, жезловый маслоуказатель и пресс-масленки. Заливают
внутрь корпуса масло индустриального И – 30А и закрывают смотровое отверстие
крышкой с прокладкой, из
маслостойкой резины, и
закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор
обкатывают и подвергают испытанию на стенде.
Литература
Чернавский С.А. и др. “Курсовое
проектирование деталей машин”. М., 1987г.
Устюгов.И.И «Детали машин». М 1981г.
|