ГОТОВЫЕ ДИПЛОМНЫЕ РАБОТЫ, КУРСОВЫЕ РАБОТЫ, ДИССЕРТАЦИИ И РЕФЕРАТЫ
Выбор электродвигателя и кинематический расчет | |
| Автор | ошибка |
| Вуз (город) | МГТУ им.Баумана |
| Количество страниц | 27 |
| Год сдачи | 2008 |
| Стоимость (руб.) | 1500 |
| Содержание | Оглавление.
стр. Задание 1 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. 2 2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений. 4 3. Расчет третьей ступени редуктора. 5 4. Расчет второй ступени редуктора. 6 5. Расчет первой ступени редуктора. 8 6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора. 10 7. Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него. 11 8. Расчет промежуточного (третьего) вала и расчет подшипников для него. 13 9. Расчет промежуточного (второго) вала и расчет подшипников для него. 16 10. Расчет тяговой звездочки. 19 11. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него. 20 12. Смазка. 23 13. Проверка прочности шпоночных соединений. 24 14. Выбор муфт. 24 Список использованной литературы. 26 Приложение: спецификации редуктора, привода, муфты. Задание 04 Вариант 3 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 = 0,95…0,97; принимаем ηцп = 0,96 – КПД закрытой цилиндрической передачи; ηкп = 0,95…0,97; 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 кН•м = 20 Н•м; М2 = Р2 / ω 2 = 2,85 / 37,7 = 0,076 кН•м = 76 Н•м; М3 = Р3 / ω 3 = 2,7 / 10,8 = 0,25 кН•м = 250 Н•м; М4 = Р4 / ω 4 = 2,6 / 2,8 = 0,93 кН•м = 930 Н•м; Мвых = Рвых / ω 4 = 2,5 / 2,8 = 0,9 кН•м = 900 Н•м. 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 71 |
| Список литературы | 1. С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин,
Москва, «Машиностроение», 1988 г. 2. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г. 3. М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г. 4. А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин, Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г. |
| Выдержка из работы | 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 = 10313 H RBFм = RAFм - FM = 10313 – 7624 = 2689 H RA = = = 1597 H RB = = = 4736 H Для расчета подшипников: RA' = RA + RAFм = 1597 + 10313 = 11910 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, d×D×B = 60×110×22 QA = RA' Kδ KT = 11910 • 1,3 • 1 = 15483 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; d×D×B = 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) =(5952•71,5 + 234•204,5 + 820•106,75)/283 = 1982 Н; RCX = (Fr4f + Ft5(f+e) - Fa4d4/2)/(d+e+f) =(234•78,5 + 5952•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) =(2166•71,5 + 2342•204,5)/283 = 2238 Н; RCY = (Ft4f + Fr5(f+e))/(d+e+f) =(2342•78,5 + 2166•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 Н•м; Мх = RDY(e+f) – Ft4e = 2238 • 0,2115 – 2342 • 0,133 = 162 Н•м; Мсеч = = = 341,6 Н•м. 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, d×D×B = 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 / 40000 = 0,021; этой величине соответствует е = 0,37. Отношение Fa4 / RC = 820 / 4778 = 0,17 < е; Х = 0,4; Y = 1,6. Qэ = (0,4•4778 + 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. |