Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёт привода

Кэ= Кд* Кс* Кθ* Крег* Кр,

Кд-коэффициент динамичности нагрузки. Принимаем Кд=1,2- при переменной нагрузке;

Кс-коэффициент способа смазки,Кс=1,5- при периодической смазке;

Кθ- коэффициент положения передачи,Кθ=1,0- при наклоне линии центров к горизонту 0 ≤ 60˚;

Крег- коэффициент регулировки межосевого расстояния,Крег=1,0-передвига- ющимися опорами;

Кр-коэффициент режима работы, согласно коэффициенту использования в сутки 0,6 (задано в задании) принимаем Кр=1,25 –при двухсменной работе.

Кэ=1,2*1,5*1*1*1,25=2,25.

Определяем число зубьев ведущей звёздочки:

Z1=29-2*u,

Z1=29-2*2,36 =24,3.

ПринимаемZ1=25.

По табл.5.8 [1] интерполированием принимаем [рц]=28,2 МПа, при этом

n =231 об/ мин и принимаем  предварительно шагцепир=31,75…38,1 мм.

      Число рядов цепи v=1- для однорядных  цепей.

р= 2,8*³√280,6*10³*2,25/(1*25*28,2)'=27 мм.

      Принимаем р=38,1 мм.

      Определяем число зубьев ведомой  звёздочки:

Z2=Z1* u,

Z2=25*2,36 =59.

      ПринимаемZ2=60.

      Определяем фактическое передаточное  число uф:

uф= Z2/Z1,

uф= 60/25=2,4.

     Проверяем его отклонение от заданного u:

∆u=[uф-u]/u*100%≤4%

∆u=[2,4-2,36]/2,36*100%=1,7%≤ 4%.

     Условие выполняется.

     Определяем оптимальное межосевое расстояние:

a = (30…50)*р,

где: р- стандартный шаг цепи.

     Тогда ар=а/р=30…50- межосевое расстояние в шагах.

     Определяем  число звеньев в цепи:

lр=2*ар*+(Z2+Z1)/2+[(Z2-Z1)/(2*π)]²/ар,

 

lр=2*40*+(60+25)/2+[(60-25)/(2*3,14)]²/40=123.

     Принимаемlр=124.

     Уточняем межосевое  расстояние ар в шагах:

ар= 0,25*{lр-0,5*(Z2+Z1)+√[lр-0, 5*(Z2+Z1)]²-8*((Z2-Z1)/(2*π))²'},

ар=0,25*{124-0,5*(60+25)+√[124-0,5*(60+25)]²-8*((60-25)/ (2*3,14))²'}=40,36 мм

     Определяем фактическое межосевое  расстояние:

а=ар*р,

а=40,36*38,1=1537,7  мм.

     Определяем  монтажное межосевое расстояние:

ам= 0,995*а,

ам=0,995*1537,7=1530 мм.

     Определяем  длину цепи:

L= lр*р,

L= 124*38,1= 4724,4 мм.

      Определяем диаметры звёздочек.

     Диаметр делительной окружности:

ведущей звёздочки dd1=р/sin(180˚/Z1),

                                       dd1=38,1/sin(180˚/25)=304 мм;

ведомой звёздочки dd2=р/sin(180˚/Z2),

                                       dd2=38,1/sin(180˚/60)=728 мм.

    Диаметр окружности выступов:

ведущей звёздочки Dе1=р*(К+Кz1-0 ,31/λ),

ведомой звёздочки Dе2=р*(К+Кz2-0 ,31/λ),

где: К=0 ,7-коэффициент высоты зуба;

Кz-коэффициент числа зубьев,

Кz1=сtg 180˚/Z1=сtg 180˚/25= 7,92

Кz2=сtg 180˚/Z2=сtg 180˚/60= 19,08

λ=р/d1=38,1/22,23=1,71 -геометрическая характеристика зацепления (здесь d1 диаметр ролика шарнира цепи).

Dе1= 38,1*(0,7+7,92-0,31/1,67)= 321,4 мм,

Dе2= 38,1*(0,7+19,08 -0,31/1,67)= 746,5 мм.

     Диаметр окружности  впадин:

ведущей звёздочки Di1=dd1-(d1-0,175√dd1'),

                                  Di1=304-(22,23 -0,175√304')=284,8 мм;  

ведомой звёздочки Di2=dd2-(d1-0,175√dd2'),

                                  Di2=728-(22,23 -0,175√728')=710,5 мм.

 

3.2.Проверочный расчёт.

    Проверяем частоту вращения меньшей звёздочки:

n1≤[n1],

где:n1-частота вращения тихоходного вала редуктора,n1=231 об/мин;

[n1]=15*10³/р=15*10³/38,1=393,7 об/мин –допускаемая частота вращения.

n1=231об/мин ≤[n1]=393,7об/мин.

     Условие выполняется.

     Проверяем число ударов цепи о зубья звёздочек:

U≤[U],

 

где: U= 4*Z1*n1/(60*lр)=4*25*231/(60*124)=3,1  рад/сек -расчётное число ударов цепи;

[U] =508/р=508/38,1=13,3рад/сек- допускаемое число ударов цепи. 

U=3,1рад/сек ≤ [U]=13,3рад/сек. 

    Условие выполняется.

    Определяем фактическую скорость:

υ= Z1*р*n1/(60*10³),

υ=25*38,1*231/(60*10³)=3,67 м/с.

     Определяем  окружную силу передаваемую цепью:

Ft=Р1*10³/υ,

где:Р1- мощность на ведущей звёздочке,Р1= 6,78 кВт.

Ft=6,78*10³/3,67 =1847,4 Н.

     Проверяем давление  в шарнирах цепи:

рц= Ft* Кэ/ А,

где: А=d*b3 –площадь проекции опорной поверхности шарнира, (здесь

d= 11,1мм диаметр валика, b3=25,4 мм– ширина внутреннего звена цепи (табл. 5.12 [3])).

А=11,1*25,4=281,9 мм.

рц= 1847,4*2,25/ 281,9=14,75 МПа.

     В соответствии  с фактической скоростью уточняем  допускаемое давление [рц] в цепи стр. 91 [1].Интерполированием находим [рц]=17,7 МПа.

рц=14,75 МПа ≤ [рц]=17,7 МПа.

     Условие выполняется.

     Проверяем прочность  цепи:

     Определяем  расчётный коэффициент запаса  прочности:

S= Fр/( Ft*Кд+ Fо+Fυ),

где:Fр- разрушающая нагрузка цепи, Fр=12700 кгс≈127000 Н (табл. 5.12 [3]);

Fо=Кf*q*а*g-коэффициент провисания (здесь Кf-коэффициент провисания,Кf =6-для горизонтальных цепей;q-масса1 м. цепи,q=5,5 кг/м (табл.5.12 [3]);

а -межосевое расстояние; g=9,81 м/с² –скорость свободного падения),

Fо=6*5,5*1,5377*9,81=497,8 Н;

Fυ- натяжение цепи от центробежных сил,Fυ=q*υ²=5,5*3,67²=74,1 Н.

S= 127*10³/(1847,4*1,2+497,8+74,1)=45,5.

    По табл.5.9 [1] определяем интерполированием допускаемый запас прочности,

при шаге цепи р=38,1 мм и частоте вращения ведущей звёздочки n1=231 об/мин[S]=9,2.

S=45,5≥ [S]=9,2.

    Условие выполняется.

     Определяем  силу давления в цепи:

Fоп= kв*Ft+2*Fо,

где:kв-коэффициент нагрузки вала, при наклоне линии центров звёздочек к

горизонту 0…40°,kв= 1,15.

Fоп= 1,15*1847,4+2*497,8=3120,1 Н.

       Результаты расчетов сводим в табл.3.1.

 

 

 

Таблица 3.1.Параметры цепной передачи.

 

Проектный расчёт
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип цепи	ПР	Диаметр делительной окружности звёздочек:    ведущей dd1, мм. ведомой dd2, мм. Диаметр окружности выступов звёздочек: ведущей  Dе1, мм. ведомой  Dе2, мм. Диаметр окружности впадин звёздочек: ведущей  Di1, мм. ведомой  Di2, мм.	304 728         321,4     746,5     284,8 710,5
Шаг цепи, р мм.	38,1
Межосевое расстояние а, мм.	1537,7
Длина цепи L, мм.	4724,4
Число звеньев lр, мм.	124
Число зубьев звёздочки:   ведущей Z1   ведомой Z2	25 60
Сила давления цепи на вал Fоп, Н	3120,1

 

 

Проверочный расчёт
Параметр	Допускаемое значение	Расчётное значение	Примечание
Частота вращения ведущей звёздочки n1, об/мин.	393,7	231
Число ударов цепи U,  1/сек	13,3	3,1
Коэффициент запаса прочности  S	9,2	45,5
Давлении в шарнирах цепи рц, МПа	17,7	14,75

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4. Проектный расчет валов редуктора.Выбор муфты.

 

4.1.Проектный расчет валов редуктора.

В проектируемом редукторе по расчетам, произведённым ранее ,выбираем для изготовления  вал-шестерни ст. 40Х, термообработка – улучшение. Для промежуточного  и  тихоходного вала среднеуглеродистую сталь 45.По табл.3.2[1]  для данных валов принимаем твердость 200 НВ, термообработка-нормализация.

Проектный расчет валов выполняем по напряжениям кручения ( как при          чистом кручении), т. е. при этом не учитываем напряжения изгиба, концентрации напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации

Приближенности этого метода расчета, допускаемые напряжения на кручение принимаем заниженными: [τ]к = 10...20 МПа. При этом меньшие значения [τ]к- для быстроходных валов, большие [τ]к- для тихоходных.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущегоTк1=47,8*10³ Н*мм,

промежуточного Tк2=91,8*10³ Н*мм,

ведомого Tк3=280,6*10³ Н*мм.

Ведущий вал.

Диаметр выходного конца ведущего вала при допускаемом напряжении [τ]к=12 МПа. 

dв1= ³√ Tк*10³*/(0,2*[τ]к)´,

dв1= ³√47,8*10³/(0,2*12)´=27,1 мм.

Принимаемdв1≈0,8*dдв≈ 0,8*38 ≈30,4 = 32 мм.

Длина вала под полумуфту:

Lв1= (1,2...1,5)* dв1,

Lв1= (1,2...1,5)*32= (38,4...48) мм.

Принимаем L в1= 48 мм.

Диаметр вала под уплотнение крышки с отверстием:

dуп1= dв1+2*t,

где: t- высота буртика табл.7.1[1].

dуп1= 32+2*2,5 = 37 мм.

Принимаем dуп1= 38 мм.

По табл. 10.11[1] принимаем диаметр по резьбу  dрез= 42 мм.

Диаметр вала под подшипники:

dп1=dрез+(2…4) = 42+3=45 мм.

Принимаем dп1= 45 мм.

Длина вала под уплотнение:

Lуп1≈0,6*dп1≈0,6*45≈27 мм.

Диаметр вала под шестерню:

dш1=dп1+3,2*r,

dш1=45+3,2*3=54,6 мм.

  Принимаем dш1= 55 мм.

 Промежуточный  вал.

У промежуточного вала расчётом на кручение определяем диаметр опасного сечения под подшипниками по допускаемому напряжению [τ]к = 12  МПа.

 

dп2= ³√ Tк*10³*/(0,2*[τ]к)´,

dп2= ³√91,8*10³/(0,2*12)´=33,7  мм.

 Принимаем dп2= 35 мм.

Диаметр вала под подшипники:

dш2=dп2+3,2*r,

dш2=35+3,2*2,5=43 мм.

Принимаем dш2= 44 мм.

Диаметр вала под колесо:

dкол2=dш2+ 3*f,

dкол2=44+ 3*1,6=48,8 мм.

Принимаем dкол2 = 50 мм.

Диаметр вала под упорный буртик колеса:

d б.кол2 = dкол2 +3*f,

где: f – ориентировочная величина фаски ступицы табл.7.1[1].

d б.кол2 = 50+3*1,6=54,8 мм.

Принимаем d б.кол2 =60 мм.

Ведомый  вал: 

Диаметр выходного конца ведомоговала при допускаемомнапряжении [τ]к=20,0 МПа.

d в3= ³√ Tк*10³*/(0,2*[τ]к)´,

d в3= ³√280,6*10³/(0,2*20)´=41,2 мм.

Принимаем dв3=40 мм.

Длина вала под звёздочку:

Lв3= (1,0...1,5)* dв3,

Lв3= (1,0...1,5)*40= (40...60) мм.

Диаметр вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

d п3= dв2+2*t,

d п3= 40+2*2,5=45 мм.

       Принимаем  dп2=45 мм.

       Длина вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

Lп3≈1,5*dп2,

Lп3≈1,5*45 ≈67,5 мм.

Диаметр вала под шестерню:

d кол3= dп1+3,2*r,

d кол3= 45+3,2*3=54,5 мм.

Принимаем d кол3=55 мм.

Диаметр вала под упор колеса:

d б.кол3= dк+3*f,

d б.кол 3 = 55+3*2=61 мм.

Принимаем d буртик кол.=62 мм.

 

4.2. Подбор муфты.

    На  кинематической схеме исходного  задания показано использование  упругой

муфты   соединяющей    быстроходный    вал  редуктора   с   валом   двигателя.

 

Выбираем  втулочно – пальцевую  муфту. Данные  муфты  получили  широкое применение  благодаря  простоте  конструкции  и  удобству  замены  упругих элементов. Однако они имеют небольшую  компенсирующую способность  и при соединении  несоосных валов оказывают  большое  силовое  воздействие  на валы и опоры, при этом резиновые втулки быстро выходят из строя.

 Полумуфты изготавливают из чугуна марки СЧ 20 ГОСТ1412 или стали  30Л ГОСТ 977;  материал  пальцев - сталь 45  ГОСТ 1050; материал  упругих  втулок- резина с пределом прочности при разрыве не менее 8 МПа.

    По табл. К21  [1]  при  диаметре  вала  32 мм  выбираем  упругую  втулочно- пальцевую муфту 250-32-I.1-38-II.2-У3по ГОСТ 21424.

     Определяем  радиальную силу, вызванную  радиальным смещением, которая  действует  на вал:    

Fм= сΔr*Δr,

где: сΔr- радиальная жёсткость муфты, по табл. 10.27 [1] сΔr= 4216 МПа;

Δr - радиальное смещение, по табл. К21 [1]Δr=0,3 мм.

Fм= 4216*0,3= 1265 Н.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

     5. Конструктивные размеры зубчатых  пар редуктора, корпуса и крышки редуктора.

 

5.1. Конструктивные  размеры зубчатых  пар  редуктора.

     Прямозубая коническая передача.

Шестерня.

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют ее изготавливать как вал-шестерню.

     Её размеры: dе1=75,3 мм, dае1 =79,4 мм, dfе1 =71,8 мм.

Колесо.  

     Коническое зубчатое колесо принимаем кованное.

Его размеры: dе2 =150,5 мм, dае2 =151,9 мм, dfе2 =148,1 мм, b=24 мм.

Толщина обода:

S=2,5*mе,

S=2,5*1,93=4,8 мм.

Принимаем S= 5 мм.

Sо≥ 1,2*mе,

Sо≥ 1,2*1,93 ≥  2,3 мм.

 Принимаем  Sо= 4 мм.

 Ширина  обода:

bо=S= 5 мм.

Наружный диаметр ступицы:

dст =1,55*dк,

dст =1,55*50=77,5 мм.

Принимаем dст =80 мм.

Толщина ступицы:

δ≈0,3*dк,

δ≈0,3*50≈15 мм.

Принимаем δ =15 мм.

Длина ступицы:

L ст=(1,2...1,5)*dк,

L ст=(1,2...1,5)*50=(60...75) мм.

Принимаем L ст= 60 мм.

Толщина диска:

С= 0,5*( S+ δ)≥ 0,25* b мм,

С=  0,5*(5+15)=10 мм ≥ 0,25*24= 6 мм.

    Принимаем C =10 мм.

    Косозубая  цилиндрическая передача.

Шестерня.

    Её  размеры: d1=61 мм, dа1=65 мм, df1 =56,3 мм, b1=28 мм.

Колесо.  

Цилиндрическое зубчатое колесо принимаем кованное.

Его размеры: d2 =189 мм, dа2 =193 мм, df2 =184,2 мм, b2=24 мм.

Толщина обода:

S=2,2*m+0,05*b2,

S=2,2*2+|0,05*24=5,6 мм.

Принимаем S= 6 мм.

Наружный диаметр ступицы:

dст =1,55*dк,

dст =1,55*55=85,25 мм.

Принимаем dст =90 мм.

Толщина ступицы:

δ≈0,3*dк,

δ≈0,3*55≈16,5 мм.

Принимаем δ  =17,5 мм.

Длина ступицы:

Lст=(1,0...1,5)*dк,

Lст=(1,0...1,5)*55=(55...82,5) мм.

 Принимаем  Lст= 60 мм.

Толщина диска:

С= 0,5*( S+ δ)≥ 0,25* b2 мм,

С=  0,5*(6+17,5)= 11,75мм ≥ 0,25*24=6 мм.

Принимаем C =12 мм.

 

5.2 .Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора.

Толщина стенки корпуса двухступенчатого редуктора (табл.8.3[3]):

δ=0,025*ат+3 ≥ 8 мм,

δ=0,025*125+3 = 6,1 мм.

Принимаем δ= 8 мм.

Толщина стенки крышки редуктора:

δ1=0,02*а+3 ≥ 8 мм,

δ1=0,02*125+3 = 5,5 мм.

Принимаем δ1=8 мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

b=1,5* δ,

b=1,5*8=12 мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

b1=1,5* δ1,

b1=1,5*8=12 мм.

Принимаем b= b1=12 мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) корпуса:

p= 2,35* δ,

p= 2,35*8=18,8 мм.

Принимаем p= 20 мм.

Диаметр фундаментных болтов:

d1= (0,03…0,036)*ат+12,

d1= (0,03…0,036)*125+12 = 15,75…16,5 мм.

 Принимаем d1= 16 мм.

Диаметр болтов у подшипников:

d2= (0,7…0,75)*d1,

d2= (0,7…0,75)*16 = 11,2…12 мм.

Принимаем d2= 12 мм.

 

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой:

d3= (0,5…0,6)*d1,

d3= (0,5…0,6)*16 = 8…9,6 мм.

 Принимаем d3= 10 мм.

Диаметр штифта:

d ш≈d3= 10 мм.

Длина штифта:

Lш=b+b1+5=12+12+5=29 мм.

Принимаем Lш= 30 мм.

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

А≈(1,0...1,2)* δ ≥ 8…9,6 мм.

 Принимаем А=10 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

  6. Эскизная компоновка.

 

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для

приближенногоопределения положения  зубчатых колес извёздочкисмуфтойотносительно опор  для последующего определения  опорных реакций  и  подбора подшипников.