Расчет привода электродвигателя

Работа добавлена: 2018-05-31






Введение

Выбор электродвигателя____________________________________  4

Расчет цилиндрической косозубой передачи____________________6

Расчет цилиндрической прямозубой передачи__________________ 13

Предварительный расчет валов_______________________________ 21

Уточненный расчет вала_____________________________________22

Расчет шпонок_____________________________________________25

Расчет подшипников качения________________________________ 26

Смазывание редуктора______________________________________ 30

Список литературы_________________________________________31

1.Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода

Требуемая мощность электродвигателя

Pтр=,

η0 – общий КПД привода,

= η1 ·η2 ·η3

η1– кпд цилиндрической передачи η1 = 0,98

η2 – кпд муфты,η2=0,97;

η3 – кпд пары подшипников качения,η3= 0,99;

η0=0,982·0,973·0,994=0,84

ТогдаPтр==4,57 кВт

По требуемой мощности из табл.П.1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель 4А132S с ближайшей большей стандартной мощностьюPэ=5,5 кВт, синхронной частотой вращенияnс= 1000 мин-1 и скольжениемS= 3,3 %.

Частота вращения вала электродвигателя

n1=nс(1-)= 1000(1-)= 967 об/мин

Частота вращения тихоходного вала

Общее передаточное число привода

uo==18,9

Принимаемu1 = 4;u2=4,5

Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода):

n1=967 об/мин

n2=967/4=241,75 об/мин

n3=241,75/4,5=53,7 об/мин

Мощности, передаваемые валами:

P1тр=4,68 кВт,

P2= Р1 ηц  ηп =4,49 кВт,

P3= Р2ηцηп =4,36 кВт.

Крутящие моменты, передаваемые валами.

Крутящий момент на валу определяется по формулеTi=9550.

ТогдаT1=46,2 Нм

T2=177,3 Нм

T3=775,51 Нм

2.Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Исходныеданные

Тип зуба – косой

Крутящий момент на шестернеТ1 =  46,2 Нм

Частота вращения шестерниn1=  967 об/мин

Передаточное числоu= 4

Режим нагружения –  тяжелый

Коэффициент использования передачи:

в течение года  –Kг = 0,8

в течение суток –Kс = 0,5

Cрок службы передачи в годах –L = 10

Продолжительность включения – ПВ = 60 %

2.1Выбор материалов зубчатых колес

= 20,

где Т - крутящий момент,i - передаточное число передачи

= 20= 45,14 мм

= = 45,14*4=180,56 мм

= 1,2(4+1) =13,56 мм

Материалы выбираем по табл.1 [1]

Шестерня

Материал 45

Термическая обработка Улучшение

Твердость поверхности зуба 269-302 НВ

Колесо

Материал 45

Термическая обработка Улучшение

Твердость поверхности зуба 235-262 НВ

2.2Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

HPj=

гдеj=1 для шестерни,j=2 для колеса;

Hlimj предел контактной выносливости (табл.2 [1]),

Hlim1 = 2НВ+70=641 МПа

Hlim2= 2НВ+70=567 МПа

SHj коэффициент безопасности (табл.2 [1]),

SH1= 1,1SH2=1,1

KHLj- коэффициент долговечности;

KHLj =1,

здесьNH0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл.1 [1]),

NH01=  23,5NH02 = 23,5

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табл.3 [1] в зависимости от режима нагружения:h = 0,5

Суммарное время работы передачи в часах

th= 365L24KгКсПВ =365×10×24×0.8×0.5×0.6=21024

Суммарное число циклов нагружения

Nj = 60njcth,

гдес – число зацеплений колеса за один оборот,с = 1;

nj– частота вращенияj-го колеса,n1= 967 мин-1,n2= 241 мин-1;

N1= 60×967×1×21024=12.1×108N2=60×241×1×21024=3×108

Эквивалентное число циклов контактных напряжений,NHEj=hNΣj;

NHE1= 0.5×12.1×108 =6.05×108NHE2= 0.5×3×108=1.5×108

Коэффициенты долговечности

KHL1= 0,58 принимаем 1KHL2=0,73 принимаем 1

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

HP1=  = 582,8 МПа

HP2=  = 515,5 МПа

Для прямозубых передачHP=HP2, для косозубых и шевронных передач

HP=0.45 (HP1+HP2)1.23HP2.

Допускаемые контактные напряжения передачи:

HP=0.45 (582,8+515,5)1.23×515.5

493.65633.45

Допускаемые напряжения изгиба

FPj=,

гдеFlimj предел  выносливости зубьев при изгибе (табл.4 [1]),

Flim 1 = 1.75НВ=1,75×285.5= 499.6 МПа

Flim 2 =1.75НВ =1.75×248.5=434,8 МПа

SFj коэффициент безопасности при изгибе (табл.4 [1]),SF1= 1,7 ,SF2=1,7

KFCj коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл.4 [1])KFC1=0,65         ,KFC2=  0,65

KFLj коэффициент долговечности при изгибе:

KFLj=1.

здесьqj - показатели степени кривой усталости:q1 = 6  ,q2 = 6    (табл.3 [1]);

NF0 – базовое число циклов при изгибе;NF0= 4106.

NFEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе;NFEj=FjNΣj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется  по табл.3 [1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

F1=0,3         ,F2 =0,3          ,

NFE1 =0,3×12.1×108 = 3.63×108  ,NFE2 =0.3×1.5×108=0.5×108

KFL1=0,47 принимаем 1         ,KFL2=0.65 принимаем 1

Допускаемые напряжения изгиба:FP1=191,02МПа

FP2=166,24МПа

2.3 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

=(u+1),

где  - коэффициент вида передачи, =410

KН - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примемKН=1.2.

Коэффициент ширины зубчатого венца =  0,4        (ряд на с.8 [1]).

Расчетное межосевое расстояние  =410(4+1)=124,8 мм   принимаем 125 мм

Округлим  до ближайшего большего стандартного значения (табл.6 [1]). Модуль выберем из диапазона (для непрямозубых передач стандартизован нормальный модульmn)

m==125×0,02=2,5

Округлимm до стандартного значения (табл.5 [1]):m=2,5

Суммарное число зубьев

Z=,

где =для прямозубых передач, = для косозубых передач и = для шевронных передач.

Z==97,8

ЗначениеZ округлим до ближайшего целого числаZ=98

Для косозубых и шевронных примемx= 0, = 0 и уточним делительный угол наклона зуба  =arccos =arccos = 11о47'

Число зубьев шестерни

Z1==19,6 принимаем 20

Число зубьев колеса

Z2=Z-Z1=98-20=78

Фактическое передаточное число

uф= ==3,9

Значениеuфне должно отличаться от номинального более чем на 2.5 % приu4.5 и более чем на 4 % приu> 4.5.

u=100=100100×0,025=2.5%

Коэффициенты смещения шестерни и колеса:x1=  0x2= 0

Ширинa венца колеса

bw2==0.4×125=50 мм

Округлимbw2до ближайшего числа из ряда на с.11 [1].

Ширину венца шестерниbw1 примем на 5 мм больше чемbw2:

bw1=55 мм

Определим диаметры окружностей зубчатых колес, принимая далее для непрямозубых колесm=mn.

то же, для косозубых колес :

d1= 51,02 ммd2=198,98 мм

Диаметры окружностей вершин при:daj=dj+ 2m(1 +xj–):

da1= 51,11+2×2.5=56.11мм

da2=199,35+2×2.5=205.35 мм

Диаметры окружностей впадинdfj=dj– 2m(1.25 –xj):

df1= 51,11-2×2.5×1.25=44.86 мм

df2=199,35-2×2.5×1.25=199.1 мм

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V== =2,58 м/с

Степень точности передачи выбираем по табл.8 [1] в зависимости от окружной скорости в зацеплении:nст=8

2.4 Проверочный расчет передачи

Коэффициент торцевого перекрытия  определили по приближенной формуле

= [1.883.2( + )]cos  =[1.883.2( + )]cos 12=1,6

Условие контактной прочности передачи имеет вид.

Контактные напряжения равны

=,

где Z-коэффициент вида передачиZ= 8400

KН - коэффициент контактной нагрузки,

KН=KHα