Курсовая работа: Расчет электрического привода

Примем сталь 45, с термообработкой – улучшение, со следующими механическими характеристиками /4, с. 53/

 МПа – предел прочности;

 МПа – предел текучести;

 МПа – предел выносливости.

7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

привод электродвигатель мощность передача

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т.е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными:  МПа.

7.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала.

7.3.1 Проектирование вала-шестерни

Выступающий конец вала-шестерни выполним цилиндрическим (рисунок 7.3.1.1).

Под звездочку цепной передачи

,

где    – крутящий момент на проектируемом валу, Нм.

 мм.

Диаметры и длины ступеней валов принимаем стандартными из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636 – 69 /4, с. 326/.

Примем

 мм.

 мм – под ведомый шкив ременной передачи.

Для большей технологичности деталей, по значению диаметра , назначим одинаковые фаски и галтели для всех валов редуктора /4, с. 188/.

 мм;

 мм.

Под уплотнение крышки с отверстием

,

где    – высота буртика, мм /4, с. 113/.

 мм.

Примем /4, с. 191/

 мм.

 мм.

Под резьбу

 мм.

 мм.

Под подшипник

мм.

 – определим графически, на эскизной компоновке редуктора.

Под шестерню

,

где    – фаска подшипника.

 мм.

Примем

 мм.

 – определим графически, на эскизной компоновке редуктора.

Произведем предварительный подбор подшипников для вала-шестерни /4, с. 115/.

При частоте вращения  мм и быстроходном вале примем следующий подшипник (рисунок 7.3.1.2, табл. 7.3.1.1)

Рисунок 7.3.1.2 – Подшипник вала-шестерни

Таблица 7.3.1.1 – Характеристики подшипника для вала-шестерни

Наименование параметров в таблице

 – угол контакта;

 – диаметр внешнего кольца подшипника;

 – ширина подшипника;

 – грузоподъемность динамическая;

 – грузоподъемность статическая.

7.3.2 Проектирование тихоходного вала

Выступающий конец вала выполним цилиндрическим (рисунок 7.3.2.1).

Под шестерню цилиндрической передачи

,

где    – крутящий момент на проектируемом валу, Нм.

 мм.

Примем

 мм.

 – под шестерню.

Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

,

 мм.

Внутренние кольца подшипников выполняют диаметрами кратными пяти, поэтому примем

 мм.

 мм.

Под колесо

,

 мм.

Примем

 мм.

,

где    мм – ширина венца колеса;

 – расстояние от вращающихся поверхностей колеса до стенок корпуса, мм (рисунок 7.3.2.2).

,

где    – наибольшее расстояние между колесами передачи.

 мм.

 мм.

Под подшипник глухого участка вала

 мм.

,

где    – ширина подшипника.

Подберем следующий подшипник (табл. 7.3.2.1)

Таблица 7.3.2.1 – Характеристики подшипника для колеса

 мм.

Примем

 мм.

7.3.3 Компоновочная схема редуктора

На рисунке 7.3.3.1 представлена компоновочная схема редуктора.

Рисунок 7.3.3.1 – Компоновочная схема редуктора

Расстояние от вершины колеса до нижней стенки корпуса под масло определим по формуле

 мм.

7.3.4 Подбор и проверка шпонок

Подбор шпонки для вала-шестерни редуктора. По диаметру участка вала  мм берем шпонку со следующими параметрами /4, с. 450/:

 мм – ширина шпонки;

 мм – ширина шпонки;

 мм – глубина паза вала;

 мм – глубина паза ступицы;

 мм – диапазон длин шпонок.

Проверку шпонок проведем по условию смятия /2, с. 21/, где минимальную рабочую длину шпонки определим по формуле (рисунок 7.3.4.1)

,

где    – крутящий момент на валу, Нм;

 МПа – крутящий момент на валу.

Рисунок 7.3.4.1 – К подбору и проверке шпонок

 мм.

Длину шпонки определим

 мм.

Примем стандартную длину шпонки /4, с. 450/

 мм.

Подбор шпонок для тихоходного вала редуктора. По диаметру участка вала  мм берем шпонку со следующими параметрами:

 мм;

 мм;

 мм – глубина паза вала;

 мм – глубина паза ступицы;

 мм.

 мм.

Длину шпонки определим

 мм.

Примем стандартную длину шпонки

 мм.

По диаметру участка вала  мм берем шпонку со следующими параметрами:

 мм;

 мм;

 мм – глубина паза вала;

 мм – глубина паза ступицы;

 мм.

 мм.

Длину шпонки определим

 мм.

Примем стандартную длину шпонки

 мм.

8. Компоновочная схема привода

На рисунке 8.1 представлена компоновочная схема привода.

Рисунок 8.1 – Схем привода

Позициями обозначены следующие элементы привода:

1 – электродвигатель;

2 – шкив ведущий ременной передачи;

3 – ремни;

4 – шкив ведомый ременной передачи;

5 – редуктор конический;

6 – рама сварная;

7 – натяжное устройство ремней.

9. Проверочный расчет тихоходного вала редуктора

9.1 Реакции опор

Для определения реакций опор необходимо составить расчетную схему вала (рисунок 9.1.1)

Рисунок 9.1.1– Расчетная схема вала

Для конических однорядных роликоподшипников точка приложения реакции смещается от средней плоскости, и ее положение определяется расстоянием , измеренным от торца наружного кольца

;

 мм.

Расчетным путем определим длины :

 мм;

 мм;

 мм.

Определим изгибающий момент

 Нм.

Определим реакции опор в плоскости

; ;

;

 Н.

; ;

;

Н.

Определим реакции опор в плоскости

; ;

;

 Н.

; ;

;

Н.

Суммарные радиальные реакции опор

 Н;

 Н.

9.2 Изгибающие и крутящие моменты

Определим изгибающие моменты в плоскости (рисунок 9.2.1)

Рисунок 9.2.1 – К расчету изгибающих и крутящих моментов на валу

Определим изгибающие моменты в плоскости (рисунок 9.2.1)

Крутящий момент будет действовать от середины венца шестерни открытой передачи до середины венца колеса редуктора.

9.3 Определение наиболее опасного сечение вала

Наиболее опасное сечение вала определим по критерию напряженности, предложенном в /5/ (рисунок 9.3.1)

,

где    – эффективный коэффициент концентраций напряжений в данном сечении;

 и  – амплитудные значения изгибающего и крутящего моментов, Нм;

 – осевой момент сопротивления, м3.

Рисунок 9.3.1 – К определению опасного сечения

Моменты сопротивления по изгибу /4, с. 270/

 м3;

 м3;

 м3;

м3.

Значения суммарных изгибающих моментов определим ориентировочно по эпюрам

;

 Нм;

 Нм;

 Нм;

 Нм.

Коэффициенты концентрации нормальных напряжений /4, с. 271/.

Все переходные участки валов выполним канавками (рисунок 9.3.1)

Рисунок 9.3.1 – К определению

Для большей технологичности примем радиусы скругления  мм.

Величину буртика  определим по формуле

.

 – при  и ;

 – при  и ;

Считаем что паз выполнен концевой фрезой, тогда

.

Расчет по определению опасного сечения сведем в таблицу 9.3.1

Таблица 9.3.1 – К определению опасного сечения

Опасное сечение – .

9.4 Расчет вала на прочность

Проверочный расчет вала на прочность выполняют на совместное действие изгиба и кручения.

Необходимо определить коэффициент запаса прочности в опасном сечении вала и сравнить его с допускаемым

.

 /4, с. 271/.

,

где    – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

 – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

; ,

где    – пределы выносливости в расчетном сечении вала, МПа;

 – нормальные и касательные напряжения, МПа.

; ,

где    – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, МПа;

 – коэффициенты концентрации для нормальных и касательных напряжений.

 МПа /4, с. 53/.

 МПа.

; .

где    – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

 – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

 – коэффициент влияния шероховатости.

;

 – при изгибе и кручении;

 – при шлифовании.

 МПа;

,

где    – полярный момент сопротивления, м3.

 м3.

 Мпа.

;

.

 МПа;

 МПа.

;

.

прочность вала в опасном сечении обеспечена.

9.5 Проверка подшипников по динамической грузоподъемности

Условие пригодности подшипника /4, с. 140/

,

где    – расчетная динамическая грузоподъемность, Н;

 – базовая динамическая грузоподъемность, Н;

Базовая динамическая грузоподъемность подшипника  представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности составляющей 106 оборотов внутреннего кольца.

,

где    – эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

 – показатель степени;

 – коэффициент надежности;

 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации;

 – частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, об/мин;

 – требуемая долговечность подшипника, ч.

 – для роликовых подшипников;

 – при безотказной работе подшипников;

 – для роликовых подшипников и при обычных условиях эксплуатации;

 ч – для зубчатых передач.

Определим эквивалентную динамическую нагрузку для двух радиально-упорных подшипников.

 – коэффициент влияния осевого нагружения;

 – коэффициент осевой нагрузки.

Осевые составляющие радиальных нагрузок

 Н;

 Н.

Осевые нагрузки подшипников

 Н – при ;

 Н.

Определим отношения

;

,

здесь – коэффициент вращения.

 – при вращающемся внутреннем кольце подшипника.

Из найденных соотношений выбираем соответствующие формулы для определения

,

где    – коэффициент радиальной нагрузки;

 – коэффициент безопасности;

 – температурный коэффициент.

;

 – при легких толчках и кратковременных перегрузках.

 – при рабочей температуре подшипника менее 100оС.

 Н.

 Н.

Определим динамическую грузоподъемность по максимальной эквивалентной нагрузке

подшипник подходит.

10. Проектирование элементов привода

10.1 Посадки деталей на валах

Так как для передачи вращающего момента редукторной пары применено шпоночное соединение, то между валом и косозубым колесом рекомендуется посадка  /4, с. 180/.

При установке элементов открытых передач на цилиндрические концы валов применим посадку при нереверсивной работе с умеренными толчками

 /4, с. 249/.

10.2 Смазывание передач

Способ смазывания.

Для редуктора общего назначения применим непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием) /4, с. 254/. Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с.

Для открытой зубчатой передачи, работающей при окружной скорости до 1,5 м/с применим капельное смазывание из корыта, наполненном вязким маслом и расположенного под зубчатым колесом.

Выбор сорта масла.

Для закрытой зубчатой передачи при контактном напряжении  МПа и окружной скорости  м/с применим рекомендуемый сорт масла – И-Г-А-46.

Ориентировочно определим количество масла в редукторе по формуле

,

где    – мощность входного вала редуктора, кВт.

 л.

Для смазывания подшипников, расположенных в стакане, применим пластичный смазывающий материал Литол-24.

Литература

1 Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин. Учеб. пособие для студ. Техн. Спец. Вузов / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. – 8-е изд., перераб. И доп. –М.: Издательский центр «Академия», 2004. – 496 с.

2 Детали машин. Основы проектирования и конструирования: Метод. Указания по выполнению курсового проектирования / Г. Н. Лимаренко, А. А. Максимова и др. Красноярск: ИПЦ КГТУ, 2003. 64с.

3 Чернилевский Д. В. Детали машин. Учебное пособие для вузов. М.: Учебная литература, 2001. – 561с.

4 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие. Изд. 2-е, перераб. и доп. – Калининград: Янтар. сказ, 2006. – 456 с.: ил, черт. – Б. ц.

5 Титовская В. О. Расчет и проектирование валов редукторов. Методические указания к выполнению курсового проекта. Красноярск, КГТУ, 1982, 68 с.