Привод электромеханический

Прочностной расчёт шпоночных соединений ведут только на смятие, так как размеры  шпонок по ГОСТу подобраны так, что если условие на смятие выполняется, то и на срез условие выполнится.

Напряжение смятие узких граней шпонки не должно превышать допускаемого, т.е. должно удовлетворять условие [(10.1)(1.с.76)]:

 

                                                         (10.1)

 

где  =100 – допускаемое напряжение смятия, МПа,

- сила  смятия, Н, определяется по формуле

 

                                                                  (10.2)

 

Т – передаваемый  вращающий момент, Н∙м,

d – диаметр вала в месте установки шпонки, м,

Асм – площадь смятия, мм2, определяется по формуле

 

 

 

                                                        (10.3)

 

h – высота шпонки, мм,

t1 – глубина паза вала, мм

lр – рабочая длина шпонки, мм, определяется по формуле

 

lр =l – b,                                                                     (10.4)

 

 

 

 

10.2.Тихоходный вал.

Шпонка на выходном конце тихоходного вала   d2 =36мм, lвых2=58мм,   

     lр= lвых1-(5..10)=53..48 (примем lр=50мм)

[σ]=100МПа

bxh=10x8, t1=5мм

проверка шпонки на смятие.

                                      

 

 

                                         

Шпонка под колесом  dк2 =50 мм,  lст=60мм,  lр= lвых1-(5..10)=55..50,

(примем lр =56мм) bхh=14х9,  t=5,5мм.

проверка шпонки на смятие.

 

 

 

Посадки для призматических шпонок регламентированы ГОСТ 23360 – 78. Ширину призматической шпонки выполняют по h9. Ширину шпоночного паза вала для призматической шпонки выполняют по Р9. Ширину шпоночного паза отверстия при неподвижном соединении нереверсивной передачи выполняют по YS 9.

 

 

 

 

 

 

 

 

11 ПРОВЕРКА ПОДШИПНИКОВ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЁМНОСТИ

  При эскизном проектировании были выбраны тип, класс точности схема установки подшипников. Далее нужно определить силы, нагружающие подшипник, произвести подбор подшипника по динамической грузоподъемности, окончательно установить основные размеры подшипника, конструктивно оформить опоры.

Основными нагрузками на валы являются силы от передач. Силы на валы передают через насаженные на них детали: зубчатые или червячные колеса, шкивы, звездочки, полумуфты. Точные значения сил, действующих на валы со стороны передач (зубчатых, червячных, ременных, цепных и др.), вычисляют при расчете этих передач.

На выходные концы валов со стороны соединительной муфты в общем случае могут действовать радиальные и осевые силы, а также изгибающий момент. Значения и плоскости действия нагрузок зависят как от смещений соединяемых муфтой валов, обусловленных погрешностями изготовления и монтажа, так и от особенностей конструкции муфты, неравномерного изнашивания ее элементов, деформаций деталей муфты и валов при передаче вращающего момента. Обычно наибольшее влияние на реакции опор и нагруженность вала оказывает радиальная сила.

Радиальную реакцию подшипника считают приложенной к оси вала в точке пересечения с ней нормалей, проведённых через середины контактных площадок. Для роликовых конических подшипников эта точка находится на некотором расстоянии от торца подшипника, которое может быть определено графически или аналитически.

Проверка подшипников на долговечность осуществляется на ЭВМ. Ниже приведены исходные данные для расчёта каждого вала, а также результаты вычислений.

Проверка подшипников на долговечность осуществляется на ЭВМ.

 

 

 

 

 

13 ПРОВЕРОЧНЫЕ  РАСЧЁТЫ  ТИХОХОДНОГО  ВАЛА

 

13.1. Составляем расчетную схему  вала.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

13.2. Построение эпюр изгибающих  моентов.                                           

                                                          

                                      

                                             

 

 

Строим эпюру Му.

                                             

                               

                                       

 

Строим эпюру Мх.

13.3. Построение эпюр суммарных моментов.

 

   

Строим эпюру

 

   

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

13.4. Расчет вала на статическую  прочность.

 

В расчёте используют коэффициент перегрузки, КП , определяется по формуле [1,с.128]

                                                                  (13.3)

где  - момент перегрузки, Н∙м,

- номинальный  вращающий момент, Н∙м.

Для большинства асинхронных электродвигателей КП =2,2.

В расчёте определяют нормальные  σ, МПа,  и касательные  τ, МПа,  напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок определяются по формулам (16.1),(16.2) [1.с.129]

                                                                   (13.4)

                                                                   (13.5)

где  - максимальный момент при изгибе, Н∙м, определяется по формуле [1,с.129]   

                                                          (13.6)

           - максимальный крутящий момент при кручении, Н∙м, определяется по формуле [(1,с.129)]

                                                        (13.7)

 

- осевой  момент сопротивления сечения  вала, мм3, определяется по формуле [1,с.129]

                                                                      (13.8)

                     - полярный момент сечения вала, мм3, определяется по

формуле [(1,с.129)]

      

                                                                                    (13.9)  

 

                     

                                                              (13.10)

 

 

 

13.5. Расчет вала на выносливость

 

Расчет выполняют в форме проверки коэффициента S запаса прочности, минимально допустимое значение которого принимают в диапазоне [s] = 1,5-2,5.

Для каждого из установленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S

                                                                                         (13.11)

Предположительно опасными сечениями являются все сечения, где присутствует концентратор напряжений. Проверяем  сечение, в котором максимальный суммарный момент М∑  (см. рисунок 6).

Sσ и Sτ . коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям

                                                 (13.12)       

 

где σ-1=380МПа и τ-1=230МПа - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба и кручения (таблица 16.1 ,1, с129);

Кσ=1,8, Кτ=1,5 - эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений (таблица 16.3, 1, с131).

Kd =0,83- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (таблица 16.4, 1, с132);

KF - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости: при шероховатости поверхности Ra от 0,32 до2,5 мкм принимают КF =0,95;

σ a  - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба    в рассматриваемом сечении;

- амплитуда  цикла касательных напряжений, в  предположении что цикл отнулевой;

σm - среднее напряжение цикла нормальных напряжений; если нагрузка Fa на вал отсутствует или пренебрежимо мала, то принимают σт = 0; если же достаточно велика, то

                                                                                                    

 

- среднее  напряжение цикла касательных  напряжений;

ψσ =0,1, ψτ =0,05– коэффициент чувствительности к асимметрии цикла по нормальным  и касательным напряжениям (таблица 16.1, 1, с133).

Определяем коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

 

 

 

Определяем коэффициент запаса на сопротивление усталости

                                           

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

14 ВЫБОР СМАЗОЧНОГО  МАТЕРИАЛА И СПОСОБА СМАЗКИ

 

Выбираем картерную (окунанием) смазку, так как её применяют при окружной скорости зубчатых колёс от 0,3 до 12,5, м/c. Расчётная скорость, V=0,47, м/с, попадает в этот интервал.

Вязкость масла выбираем в зависимости от контактных напряжений и окружной скорости колёс, по таблице14.1[1, c.102]. Рекомендуемая кинематическая вязкость, ν, мм2/с, равна

 

ν=60 мм2/с

 

При такой кинематической вязкости, выбираем по таблице [(табл.14.2)(1,c.102)], марку масла – И-Г-А-68.

Допустимый уровень погружения колёс, hm , мм, определяется по формуле

 

                                                     (14.1)

 

Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач.

При картерном смазывании передач подшипники смазывают брызгами масла. При окружной скорости колёс V ≥ 1, м/с, брызгами масла покрыты все детали. Стекающее с колёс и стенок корпуса масло попадает в  подшипник.

подшипник.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

16 СБОРКА РЕДУКТОРА

 

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

 – на быстроходный вал  напрессовывают подшипники, предварительно  нагретые в масле;

 – в тихоходный вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала и напрессовывают подшипники, предварительно нагретые в масле.чя

 Собранные валы укладывают  в основание корпуса редуктора  и устанавливают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности  стыка крышки и корпуса спиртовым  лаком. Для центровки устанавливают  крышку на корпус с помощью  двух конических штифтов; затягивают  болты, крепящие крышку к корпусу.

 После этого устанавливают  крышки подшипников с комплектом  металлических прокладок для  регулировки положения зубчатого  зацепления.

 Перед постановкой сквозных  крышек в проточки закладывают  манжетные уплотнения. Проверяют  проворачиванием валов отсутствие  заклинивания подшипников (валы  должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки нишами. Затем  ввертывают пробку маслоспускного  отверстия с прокладкой и жезловый  маслоуказатель. Заливают в корпус  масло и закрывают смотровое  отверстие крышкой с прокладкой  из технического картона; закрепляют  крышку болтами.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

17 ВЫБОР МУФТЫ МЕЖДУ БЫСТРОХОДНЫМ ВАЛОМ РЕДУКТОРА И ВАЛОМ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

 

Диаметр выходного конца быстроходного вала-d1 =30мм,  длина lвых1=58мм.

 

Крутящий момент на быстроходном валу Т1=97,529Нм.

 

Муфту примем учитывая коэффициент запаса k=1,2, т.е. [T]>1,2∙T1=1,2∙97,529=117Hм.

 

По ГОСТ 20884-82 примем муфту упругую втулочно-пальцевую с допустимым крутящим моментом [T]= 250Hм.

Параметры муфты: Dм=140мм, Lм=165мм.

Обозначение муфты: Муфта упругая МУВП-250-32-11-30 ГОСТ 21424-75.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

18 КОМПОНОВКА ПРИВОДА. ПОДБОР ЭЛЕМЕНТОВ  СВАРНОЙ РАМЫ

 

Электромеханический привод, рассматриваемый в данной работе, состоит из электродвигателя, муфты, редуктора, расположенных на сварной раме, ведущей и ведомой звёздочек. Вал рабочей машины располагаем на отдельной раме. Для соединения валов двигателя и редуктора используем муфту упругую втулочно-пальцевую.

При монтаже привода должны быть выдержаны определённые требования к точности относительного положения узлов. Для этого узлы привода устанавливаем на сварную раму, выполненную из швеллеров. Её конструируем из двух продольно расположенных швеллеров и приваренных к ним двух поперечно расположенных швеллеров. Швеллеры располагаем полками наружу, так как это удобно для крепления узлов к раме, осуществляемого болтами, под которые в полках швеллера сверлим отверстия на проход стержня.

            По диаметру допустимых отверстий подбираем ближайший больший размер швеллера. По таблице 24.51 [1, с.488] принимаем швеллер 10П ГОСТ 8240-89 с параллельными гранями полок, выполненный из стали Ст3 ГОСТ 535-88.