Учебная работа. Выбор и расчет электродвигателя

1 Звезда2 Звезды3 Звезды4 Звезды5 Звезд (Пока оценок нет)
Загрузка...

Выбор и расчет электродвигателя

Введение

Для передачи вращающего
момента, от вала двигателя к валу рабочей машины, в приводах различных машин и
механизмов применяются редукторы.

Редуктором называют
механизм, состоящий из зубчатых или червячных
передач, выполненный в виде отдельного
агрегата и служащий для передачи вращающего момента от вала двигателя к валу
рабочей машины, поэтому
редукторы широко применяются в приводах различных машин и механизмов. Редуктор
состоит из корпуса (ленточного чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи
– зубчатые колеса,
валы, подшипники и т.д.

Редуктор предназначен для
понижения угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента
ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор проектируют либо
для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному
числу без указания конкретного назначения.

Передаточное отношение
одноступенчатых цилиндрических редукторов ограничено Umax ≤ 6,3, поэтому для реализации
больших передаточных отношений в схему привода дополнительно включают цепные
или ременные передачи.

Для привода ленточного
конвейера спроектировать одноступенчатый цилиндрический редуктор общего
назначения с прямозубыми колесами предназначенный для длительной эксплуатации.
Передача нереверсивная ,
нагрузка близкая к постоянной. Работа двухсменная.

Исходные данные:

Тяговое усилие ленты Fл = 2,07 кН

Скорость ленты Vл = 1,33 м/с

диаметр приводного
барабана Дб = 380 мм

Схема привода

 


1. Выбор
электродвигателя и кинематический расчет

По таблице 1.1 [1]
принимаем:

К.п.д. пары
цилиндрических зубчатых колес h1 = 0,98;

К.п.д. пары подшипников
качения h3 = 0,99;

К.п.д. открытой цепной передачи
h2 = 0,92;

К.п.д. потерь в опорах
приводного барабана h4 = 0,99

Общий К.п.д. привода

h = h1 × h22× h3× h4 = 0,98 × 0,992 × 0,92 × 0,99 = 0,87

Мощность на валу барабана

Рб = Vл× Fл = 1.33× 2.07 = 2.75кВт

Требуемая мощность
электродвигателя

кВт

Угловая скорость барабана

рад/с

Частота вращения барабана

об/мин.

По ГОСТ 19523- 81
(таблица п.1) по требуемой мощности Ртр = 3,15 кВт выбираем
асинхронный трехфазный короткозамкнутый электродвигатель серии 4А с синхронной
частотой частотой вращения nc = 1000 об/мин. Типа 112 МВ6 с параметрами Рдв = 4 кВт и
скольжением S = 5,1%.

Номинальная частота
вращения двигателя

nдв = 1000 (1-S) = 1000(1-0.051)=949 об/мин

Угловая скорость
электродвигателя

рад/с

Передаточное отношение
привода

Принимаем по ГОСТ
2185-66передаточное отношение редуктора Up = 4, тогда передаточное отношение
цепной передачи

вращающие моменты на
валах:

На валу шестерни Н×м

Навалу колеса Т2
= T1 × Up =
31,7× 4 = 126,8 Н×м

Частоты вращения и угловые скорости
валов

Вал В

n1 = nдв= 949об/мин

w1 = wдв = 99,3 рад/с

Вал С

об/мин

рад/с

Вал А

n3 = nб = 67
об/мин

n3 = nб = 67
об/мин


2.Расчет зубчатых
колес редуктора

По таблице 3.3 [1]
выбираем материал зубчатых колес:

для шестерни сталь 45 –
термообработка улучшение,
твердость НВ 230;

для колеса – сталь 45 –
термообработка улучшение, твердость
НВ 200.

Допускаемые контактные
напряжения (формула 3.9 [1])

,

где GНlimb – предел контактной выносливости при
базовом числе циклов нагружения.

По таблице 3.2 [1] для
материала колёс: Нlimb = 2НВ + 70.

КHL – коэффициент долговечности при
длительной эксплуатации КHL = 1,0 (стр.33 [1]);

[Sн]- коэффициент безопасности. Для улучшеной стали [Sн] = 1,15 (cтр.
33 [1]).

Допускаемые контактные
напряжения

для шестерни  Мпа;

для колеса  Мпа.

Коэффициент нагрузки, с
учётом влияния изгиба от натяжения цепи, принимаем как для несимметрично
расположенных колёс. По таблице 3.1[1] Кнл=1.25

Коэффициент ширины вунца
по межосевому расстоянию Ψва= в/aw

Для прямозубых колёс
Ψва= 0,16 (стр.36)

Межосевое расстояние из
условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по
формуле 3.7 [1]

мм,

Принимаем по ГОСТ 2185–66
аw = 180 мм

где Ка = 49,5
– коэффициент для прямозубых колес (страница 32 [1]).

m = (0,01¸ 0,02) аw = (0,01¸ 0,02) × 180 = (1,8¸ 3,5) мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60
m = 3 мм

Определяем суммарное
число зубьев колес

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Z2 = ZE –Z1= 120-24 = 96

Уточняем передаточное
отношение

Уточняем межосевое
расстояние

аw =0,5(Z1 – Z2)m = 0.5 (24+96) ·3 =180 мм

основные размеры шестерни
и колеса:

делительные диаметры:

d1=m·z1= 3·24 = 72мм;

d2=z2·m = 96·3 = 288мм.

Проверка: мм.

диаметры вершин зубьев

da1 = d1 + 2m = 72 + 2 × 3 = 78 мм;

da2 = d2 + 2m = 288 + 2 × 3 = 294 мм.

диаметры впадин зубьев

df1 = d1- 2.5 m = 72-2.5·3 = 64.5 мм

Ширина колеса мм.

Ширина шестерни b1 = b2 + (2÷5) = 30 + 4= 34 мм.

Коэффициент ширины
шестерни по диаметру

.

Окружная скорость колеса
и степень точности передачи:

м/с.

При такой скорости колёс
следует принять 8-ую степень точности передачи.

По таблице 3.5 [1] при bd = 0.47 и твердости НВ< 350, принимаем КНb = 1.05.

По таблице 3.4 [1] при V = 3.6 м/с и 8-й степени точности,
коэффициент КНa =1,09.

По таблице 3.6 [1] для
шевронных колес коэффициент КHv = 1,05.

Тогда коэффициент
нагрузки КН = КНb × КНa × КНv = 1.05 × 1,09 × 1,05 = 1.20

Проверяем контактные
напряжения по формуле 3.6 [1]

Мпа < [Н].

Силы действующие в
зацеплении:

окружная сила Н

радиальная сила Н,

Проверяем зубья на
выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25 [1]

£ [F].

где коэффициент нагрузки
КF = KFb × KFv

По таблице 3.7 [1] при bd = 0.47,твёрдости НВ<350. Коэффициент КFb = 1,08

По таблице 3.8 [1] при V=3.6и 8-ой степени точности коэффициент
КFv = 1.45

Тогда КF = 1,08· 1,45 =1,57

YF – коэффициент прчности зуба по
местным напряжениям,
зависящий от эквивалентного числа зубьев zv:

тогда YF1 = 4.09 YF2=
3.61 (страница 42 [1]).

Допускаемые напряжения
при изгибе

По таблице 3.9 [1] для
стали 45 улучшенной при твердости НВ< 350 принимаем НВ.

для шестерни 0Flimb1 = 1,8 × НВ1 = 1,8 × 230 = 414Мпа;

для колеса 0Flimb2 = 1,81 × НВ2 = 1,8 × 200 = 360 Мпа.

Коэффициент безопасности
[SF] = [SF]¢ [SF]».

По таблице 3.9 [1]: [SF]¢ = 1,75
и [SF]» = 1,0.

Тогда [SF] = 1,75 × 1,0 = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни Мпа;

для колеса Мпа.

Производим сравнительную
оценку прочности зубьев для чего находим отношение

:

для шестерни Мпа;

для колеса Мпа.

дальнейший расчет ведем
для зубьев колеса ,
для которых это отношение меньше.

Мпа < [F2] = 206Мпа.

Вывод: условие прочности
выполнено.


3. предварительный
расчет валов редуктора

Предварительный расчет
валов проведем на кручение. крутящие моменты в сучениях вылов: ведущего-T1 = 31,7 H·м;
ведомого –Т2 = 126.8 Н·м

3.1 Ведущий вал

крутящий момент на валу Т1
= 12.5.

Допускаемые напряжения на
кручение [tк] = 25 Мпа.

диаметр выходного конца
вала

Так как ведущий вал
редуктора соединяется муфтой МУВП с валом электродвигателя, то необходимо
согласовать диаметры выходных концов валов.

По таблице 2[1] для
электродвигателя 4A112М dдв = 32мм.

Тогда dв1 = 0,75 × dдв = 0,75 × 32 =24м (страница 296 [1]);

диаметр вала под подшипниками
принимаем dп1 = 20мм.


конструкция ведущего
вала

3.2 Ведомый вал:

Крутящий момент на валу Т2
= 50×м. Диаметр выходного конца вала под
ведущую звездочку цепной передачи определяем по пониженным напряжениям [tк] = 20 МПа, чем учитывается влияние изгиба вала от натяжения цепи:

мм

Принимаем dв2 = 32, диаметр вала под подшипники dп2 = 35м, под зубчатым колесом dк2 = 40.

диаметр остальных
участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке
редуктора.


Конструкция ведомого
вала

 


 


4. Конструктивные
размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за
одно целое с валом, ее
размеры определены выше:

Z1 = 24; m = 3мм; dа1 = 78; df1
= 64.5м; b1 = 34.

Колесо кованое, его
размеры

d2 = 288; da2
= 294; b2 = 30мм; m = 3мм; Z2
= 96 мм; df2 = 280.5мм,

диаметр ступицы колеса dст2 = 1,6 dк2 = 64мм

длина ступицы колеса lст2 = (1,2¸1,5) dк2 = (1,2¸1,5) × 40 = (48-60)мм

принимаем lст2 = b2 = 50

Толщина обода d0 = (2¸4) m = (2¸4) × 3= (6¸12)мм

принимаем d0 = 10мм.

Толщина диска С = 0,3 × b2 = 0,3 × 30=9мм, принимаем с = 10мм

диаметр окружности
центров в диске

Дотв =0,5 (До
+ dст2) = 0.5(269+64) = 162мм

Где До = df2 – (2do + 5m) = 294-(2·10+3·5) = 259мм

диаметр отверстий в диске
колеса

5.Конструктивные
размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и
крышки

d = 0,025×aw + 1мм = 0,025 × 180 + 1
= 5,5 мм;

d1 = 0,02×aw +1мм = 0,02 × 180 + 1 = 4,6 мм

принимаем d = d1 = 8мм.

Толщина фланцев поясов
корпуса и крышки

b = b1 = 1,5× d = 1,5 × 8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса
корпуса

р = 2,35 × d = 2,35 × 8 = 18,8 мм, принимаем p = 20 мм.

диаметры болтов:

Фундаментных: d1 = (0,03¸0,036)×аw + 12 = (0,03¸0,036)×180 + 12 = (17,4¸18,5) мм; принимаем болты с резьбой
М18;

крепящих крышку к корпусу
у подшипников:

d2 = (0,7¸0,75)×d1 = (0,7¸0,75)×18 = (12,6¸13,5) мм, принимаем болты с резьбой М12.

соединяющих крышку с
корпусом: d3 = (0,5¸0,6)×d1 = (0,5¸0,6)×18 = (9¸10,8) мм; принимаем болты с резьбой
М10.


6. Расчет цепной
передачи

выбираем приводную
роликовую однорядную цепь. Крутящий момент на валу

Т2 = 126,8Н·м

Передаточное отношение
определено выше Uц = 3,55.

Число зубьев ведущей
звездочки

z3 = 31 – 2Uц = 31 – 2 × 3,55 = 23,9; принимаем z3 = 24.

Число зубьев ведомой
звездочки

z4 = z3×Uц = 24 × 3,55 = 85,2. Принимаем z4 = 85

Фактическое передаточное
отношение

что соответствует
принятому.

Оклонение Δ =

Допускается ± 3%

Определяем расчетный
коэффициент нагрузки (формула 7.38[1]);

Кэ = Кд×Ка×Кн×Кр×Ксм×Кп = 1×1×1×1,25×1×1,25 = 1,56;

где Кд = 1 –
динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

Ка = 1 –
коэффициент, учитывает влияние межосевого расстояния при ац £ (30÷60)t;

Кн = 1 – коэффициент
влияние угла наклона линии центров при  = 45°; Кн =1,0

Кр –
коэффициент, учитывает способ регулирования натяжения цепи Кр = 1,25 при периодическом регулировании
натяжения цепи;

Ксм – коэффициент
учитывает способ смазки; при непрерывной смазке Ксм = 1,0;

Кп – учитывает
продолжительность работы передачи в сутки, при двухсменной работе Кп = 1,25.

Для определения шага цепи
надо знать допускаемое давление [p] в
шарнирах цепи. По таблице 7.18 [1] при n2 = 238 об/мин, ориентируясь на шаг цепи t = 19,05 принимаем [p] = 24 МПа.

Шаг однорядной цепи

мм.

Подбираем по таблице 7.15
[1] цепь ПР–25,4–60 по ГОСТ 13568-75, имеющую: шаг t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку Q = 60кН; массу q = 2,6
кг/м;

Аоп = 179,7мм2.

м/с.

Окружная сила

H.

давление в шарнирах
проверяем по формуле 7.39 [1]:

МПа.

Уточняем по таблице 7.18
[1] допускаемое давление.

р = 23 [ 1 + 0,01 (z3 – 17)] = 21 [1 + 0,01 (24 – 17)] = 22,5 МПа.

Условие р £ [p] выполнено.

Определяем число звеньев
цепи (формула 7.36 [1])

,

где (стрaница 148 [1]); zå = z3 + z4 = 24 + 85 = 109.

тогда Lt = 2 · 50 + 0,5 · 109 +  = 156,4. Округляем до четного числа Lt = 156.

Уточняем межосевое
расстояние цепной передачи по формуле 7.37 [1]

Для свободного провисания
цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1265 · 0,004 » 5
мм.

Определяем диаметры
делительных окружностей звездочек по формуле 7.34 [1]

мм;

мм.

Определяем диаметры
наружных окружностей звездочек.

мм

мм,

где d1 = 15,88 мм – диаметр ролика цепи (таблица 7.15 [1]).

Силы, действующие на цепь:

Окружная Ftц = 1300Н (определены выше).

От центробежных сил Fv = q · u2 = 2,6 ·
2,422 = 16 H.

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.

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.

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

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.

Учебная работа. Выбор и расчет электродвигателя