Підбір електродвигуна і кінематичний розрахунок електропривода

Вступ

 

Редуктором називають  механізм, який складається із зубчастих  або черв'ячних передач, який виконаний  у вигляді окремого агрегату, що служить для передачі обертання від валу двигуна до валу робочої машини.

Циліндричні редуктори  використовуються для передавання обертального руху між паралельними або співвісними валами за допомогою циліндричних зубчастих передач. Вони мають високий ККД (0,94...0,98 на один ступінь) і великий ресурс роботи (36000...50000 год). Можуть використовуватись у швидкохідних машинах (частота обертання вхідного вала 60с^-1 а у спеціальних редукторів до 200 с^-1).

Переваги циліндричного  одноступінчастого редуктора: висока надійність, малі габаритні розміри, високий ККД, довговічність, порівняно  малі навантаження на вали, постійність передаточного числа, простота обслуговування.

Недоліки: відносно високі вимоги до точності виготовлення і  монтажу, шум при великих швидкостях, що знижуються використанням косозубих та шевронних передач, великі габарити при великих передатних відношеннях.

                      Редуктори класифікують за наступними  ознаками:

а) за типом передач  — зубчасті, черв’ячні або зубчасто-черв’ячні;

б) за числом ступенів —  одноступінчасті, двох-, трьох- або багатоступінчасті;

в) за типом зубчастих  коліс — циліндричні, конічні, конічно-циліндричні;

г) за розташуванням валів  редуктора у просторі — горизонтальні, вертикальні або нахилені;

д) за особливостями кінематичної схеми — розгорнена, співвісна, з  подвоєним ступенем.

В своєму курсовому проекті  я розрахував одноступінчастий циліндричний редуктор з косозубими колесами. Косозубі колеса відрізняються від прямозубих тим, що напрямок до їх повздовжньої гвинтової осі симетрії з напрямком твірної циліндра становить кут β. Передачі складені з косозубих коліс, відрізняються плавністю руху та видають менший шум, ніж передачі з прямозубими колесами. Недоліком є виникнення осьових зусиль.

Редуктор складається  з зубчастої передачі, змонтованої  з шариковими радіальними підшипниками у литому чавунному корпусі. Корпус складається з двох частин: нижньої частини — картера і верхньої – кришки. Роз’єм горизонтальний, у місці з’єднання поверхні пришабрені, при заключному складанні покриті герметиком; складають корпус без прокладок. Кришка з картером скріплюється болтами. Розташування кришки відносно корпуса центрується двома конічними штифтами, розташованими по діагоналі

Редуктор, що проектується, є циліндричним косозубим одноступінчастим, загального призначення. Призначений  для довготривалої експлуатації в нереверсному режимі при однозмінній роботі та постійному навантаженні.

Редуктор призначений  для передачі руху із зміною кутової  швидкості по величині і напрямку. Рух в редукторі передається  за допомогою зубчастих коліс.

Редуктор складається  із корпуса (литого чавунного, або зварного стального), в якому розміщуються елементи передачі - зубчасті колеса, вали, вальниці (підшипники). У зв’язку з малою кількістю зубців шестерні її виготовляють разом з ведучим валом (вал-шестерня). Колесо насаджено на вал за допомогою призматичної шпонки.

Колесо виготовлено зі сталі Сталь45, термообробка — поліпшення, вал-шестерня виготовляються з того ж матеріалу. Змащування передачі здійснюється розбризкуванням індустріального масла И-30А, яке заливають крізь оглядове вікно у кришці корпуса. Рівень масла перевіряють жезловим масловказівником. Відпрацьоване масло випускають крізь отвір, розташований у нижній частині корпуса. Змащування підшипників здійснюється через заповнення камери підшипника змащувальним матеріалом УТ-1.

 

 

1 Підбір електродвигуна  і кінематичний розрахунок електропривода

 

По табл. 1.1 [1] приймаємо:

ККД пари циліндричних зубчатих коліс 

Коефіцієнт враховуючий витрати пари підшипників кочення

ККД відкритої ланцюгової передачі

ККД враховуючий витрати в опорах вала приводного барабана

Загальний ККД привода:

                                                                  (1.1)

Потужність на валу барабана:

                                 кВт    (1.2)

Потужність електродвигуна:

                                  Р_дв = Р_б/ = 3.5/0.875 = 4 кВт    (1.3)

 Кутова швидкість  барабана:

                                  = 5.0 рад/с   (1.4)

Частота обертів барабана:

                                  = 47,77 об/хв    (1.5)

Рисунок 1- Кінематична  схема привода

В табл. П1 (див. додаток) [1] по вимогам потужності Р_вим = 3,5 кВт з врахуванням можливості привода, складеного із циліндричного редуктора і ланцюгової передачі (див. 1.3 розд. І. [1]) можливі значення передаточних відношень для циліндричного зубчатого редуктора І_р = 3… 6 і для ланцюгової передачі.

І_л = 3… 6; І_заг = І_р * І_л = 9… 36 вибираємо двигун трьохфазний короткозамкнений серії 4А, закритий, обдуваємий, з синхронною частотою обертів 1000 об/хв 4А112МВ6У3, з параметрами Р_дв = 4 кВт і ковзанням

S = 2.6% (ГОСТ 19523 - 81).

Номінальна частота обертів:

                                                 n_дв= 950 об/хв                                                  (1.6)

 а кутова швидкість:

                                                рад/с                         (1.7)

Перевіряємо загальне передаточне  відношення:

                                                      (1.8)

що можна визнати  дійсним, так як воно знаходиться  між 9 і 36 (більше значення приймати не рекомендують).

Передаточні числа складових  урухомника можна прийняти: для редуктора  по ГОСТ 2185-86 (див. с.36 [1]) U_р =4,0, для ланцюгової передачі

                                               U_ц = U/U_зп =19,886/4=4,97                                   (1.9)

Частоти обертів і  кутові швидкості валів редуктора  і приводного барабана:

Вал  В	n1= nдв= 950 об/хв	W1= Wдв= 99,43рад/с
Вал  С	n2= n1/ Uзп= =950/4,0=237,5 об/хв	W2= W 1/ Uр= 99,48/4,0= = 24,86 рад/с
Вал  А	nб= 48 об/хв	Wб= 5рад/с

 

 

 

 

 

Обертові моменти:

-на валу шестерні

                              Нм =40,23*10³ Н.мм     (1.10)

-на валу колеса                 

                                Т₂ = Т₁* U_р = 40,23*10³ *4,0= 160,92*10³Нмм           (1.11)

                                       2 Розрахунок передачі

                                      2.1 Вибір допустимих напружень

Оскільки в завданні немає особливих  вимог у відношенні габаритів  передачі, вибираємо матеріали із середніми механічними характеристиками (див. роз. III, табл. 3.3 [1]):

для шестерні – Сталь 45, термічна обробка - покращення, твердість НВ1-230;

для колеса - Сталь 44, але твердість на 30 одиниць нижча НВ2-200.

Допустимі контактні напруження (формула 3.9 [1])

                                                                                                    (2.1)

де - границя контактної витривалості при базовому числі циклів.

По табл. 3.2 розд. III [1] для вуглецевих сталей з твердістю поверхні зубців менше НВ 350 і термічною обробкою (покращення).

- коефіцієнт довговічності при  числі циклів навантаження більше  базового приймаємо  =1 ; коефіцієнт безпечності =1,1.

Для косозубих передач розрахункове допустиме контактне напруження по формулі (3.10) роз. III [І]:

                                            МПа                                                       (2.2)

- для шестерні:

                                                    (2.3)

 

 

 

- для колеса:

                                          (2.4)

 

 

2.2 Проектний  розрахунок передачі

Коефіцієнт  не дивлячись на симетричне розташування коліс відносно опор (див. рисунок 12.22 [1]) приймемо вище рекомендованого для цього випадку, так як зі сторони ланцюгової передачі діють сили, що викликають додаткову

деформацію веденого вала і погіршують контакт зубів. Приймемо попередньо (по табл. 3.1 [І]), як у випадку несиметричного розташування коліс значення

К_н = 1.25.

Приймаємо для косозубих  коліс коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані:

                                                                                                                        (2.5)

 згідно (див. стор. 36 [1])

Міжосьова відстань із умови контактної витривалості активних поверхонь зубів  по формулі (3.7) розд. III [1]:

           (2.6)

 

де для косозубих коліс К_а = 43, а передаточне число редуктора U_р = 4,0 Найближче значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185-66: а_w = 125 мм

(див. стор. 36 [1]).

Нормальний модуль зачеплення приймемо за наступними рекомендаціями:

                           m_n= (0,01 -0202) а_w = (0.01 -0.02)125 мм                 (2.7)

 

приймаємо по ГОСТ 9563-60 m_n= 2 мм (див. стор. 36 [1]). Попередньо приймаємо кут нахилу зубів = 10° і визначаємо число зубів шестерні і колеса (див. форм. (3.16 [1]):

                                        зубця                            (2.8)

 

 Приймаємо  , тоді:

                                      зубців                                                 (2.9)

 

Уточнюємо значення кута нахилу зубів:

                                                 (2.10)

згідно рекомендацій [1,с.53] кута нахилу зубів знаходиться в межах

Основні розміри шестерні і колеса:

- Ділильні діаметри

                                                                                         (2.11)

                                                                                     (2.12)  

 

Приймаємо: d₁= 50 мм  d₂= 200 мм

Перевірка:

                                        а_w=(d₁+ d₂)/2= (50+200)/2= 125мм                         (2.13)

 

Діаметри вершин зубів:

                                                            (2.14)

                                                        (2.15)

 

ширина колеса:

                                                                                     (2.16)

                                                                                                (2.17)

 

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:

                                                                                         (2.18)

 

 

Колова швидкість колеса і ступінь точності передачі:

                          V = м/с                            (2.19)

При такій швидкості  для косозубих коліс можна прийняти 8-й ступінь точності (с. 32 [1]).

 

2.3 Перевірочний розрахунок передачі на контактну витривалість

Коефіцієнт навантаження

                                                                                           (2.20)

Значення К_Н дане в табл. 3.5 [І], при , твердості НВ ≤ 350 і несиметричним розташуванням коліс відносно опор з врахуванням згину веденого вала від натягу ланцюгової передачі К_Н = 1.155.

По табл. 3.4 [1] при  = 2,5 м/с і 8-у ступені точності

Перевірка контактних напружень по формулі 3.6 [1]:

=427,27МПа  (2.21)

 

2.4 Зусилля, що виникають  в передачі

 

Сили діючі в зачепленні визначають з формули 8.3 і 8.4гл.УШ [1]:

-колова:

                                                                      (2.22)

-радіальна:

                                                                               (2.23)

-осьова:

                                                                          (2.24)

 

 

2.5 Перевірочний  розрахунок на витривалість при  згині

 

Перевіряємо зуби на витривалість по напруженням згину по формулі (3.25[1])

                                                                                          (2.25)

тут коефіцієнт навантаження :

                                                     К_F = К_F ∙ К_FV                                                                      (2.26)

(див. стор. 42 [1]) По табл. 3.7 [1] при  , твердості   НВ 350 і несиметричному розташуванні   зубчастих коліс відносно опор К_F = 1.30. По табл. 3.8 [1] К_FV ⁼ 1.24. Таким чином, коефіцієнт:

К_F = 1,30∙1,25= 1,65

 - коефіцієнт, враховуючий форму зуба, залежить від еквівалентного числа зубів z_v [див. розд. III. поясн, до форм (3.25) [І]].

-у шестерні: 

                                                                        (2.27)        

                                      (2.28)        

, (див; стор.42 [1 ])

 

Допустиме напруження по формулі (3.24 [1]):

     (2.29)          

По табл. 3.9 [1] для сталі 45 покращеної при твердості НВ< 350 =1,8НВ                                                                                                     (2.30)        

-для шестерні :

= 1.8∙ 230 = 415 МПа

-для колеса:

  = 1.8∙200 = 360 МПа

[S_F] ⁼ [S_F]' ∙ [ S_F]" - коефіцієнт безпечності [див. пояси, до форм. 3.24 [1]], де [S_F] = 1,75 [по табл. 3.9 [1]] [S_F]" = 1,75 (для поковок і штамповок).

 Відповідно [S_F]" = 1.75

Допустимі напруження:

-для шестерні:

   [ ] = 410/1.8 = 237МПа

- для колеса:

   [ ] = 360/1.8 = 206МПа

Находимо відношення [ ]/

-для шестерні:

237/3.84 = 62 Мпа                                                                                           (2.31)        

 

-для колеса: 

206/3.6= 57.5 МПа                                                                                            (2.32)        

Подальший розрахунок потрібно вести  для зубів колеса, для якого  знайдене відношення менше.

Визначаємо коефіцієнти  і [див. розд. НІ поясн, до форм (3.25)[1]]

                                                                                                (2.33)        

                                                                  (2.34)        

для середніх значень коефіцієнта  торцевого перекриття = 1.5 і 8-й степені точності

Перевіряємо міцність зуба колеса по формулі (3.25 [1]):

                                                                                    (2.35)

             

Умова міцності виконана.

 

 

 

     3 Розрахунок деталей та вузлів передачі

                                3.1 Попередній розрахунок валів передачі

 

Попередній розрахунок проведемо на кручення по пониженим допустимим напруженням.

Ведучий вал:

діаметр вихідного кінця при  допустимих напруженнях  =20 МПа по формулі (8.16) розд.VIII [1]:

                                                                              (3.1)

Так як вал редуктора  з'єднаний з валом електродвигуна (див. рисунок 12.2 Г11), то необхідно узгодити діаметри ротора і вала: d_дв і d_В1

Інколи приймають d_дв = d_В1. Деякі муфти, наприклад УВП (див. розд. XI [1]), можуть з'єднувати вали різних діаметрів в границях одного номінального моменту У вибраного електродвигуна (див. табл. П2 [1]) діаметр вала             d_дв = 32мм. Вибираємо МУВП по ГОСТ 21424 - 75, з розточкою напівмуфт під

d_дв = 32мм, і d_В1= 26 мм (рисунок 12.3 [1]).

Рисунок 2- Конструкція  ведучого вала

 

Приймемо підшипники:  d_П1= 30 мм.

Шестерню виготовимо за одне ціле з валом (див. рисунок 2)

Інколи вал електродвигуна не з'єднують  безпосередньо з ведучим валом  редуктора, а між ними встановлюють пасову або ланцюгову передачу (рисунок 2.4 [1])                                                 

Вище показано конструкцію  ведучого вала (див. рисунок 2).

Ведений вал (рисунок 3).

Враховуючи явище і дію згину  вала від натягу ланцюга, приймемо

=20 МПа

Діаметр вихідного кінця вала:

   (3.2)

Приймемо d_В2=35 мм , із стандартного ряду [див. розд. VIII. пояснень до форм,8.16 [1]].

Діаметр вала під підшипниками приймаємо  d_П2= 40 мм мм, під зубчастим

колесом d_К2= 45 мм.

Діаметри інших ділянок  вала призначають виходячи з конструктивних розумінь при компоновці редуктора.

Рисунок 3- Конструкція ведучого вала

 

3.2 Конструктивні розміри  елементів передачі

Шестерню виконуємо за одно з  валом .

 її розміри: d₁= 50мм;  d_а1= 54мм; b₁= 55мм.

Колесо коване

його розміри: d₂=200мм;  d_а2= 204мм; b₂= 50мм.

 

3.3 Конструктивні розміри  кришки і корпусу редуктора

Товщина стінок корпуса і кришки:

                                   = 0.025а+1 = 0.025∙125+1 = 4,125 мм                          (3.3)

приймаємо: = 8мм 

                                      = 0.02а+1 = 0.02∙125+1 = 3,5 мм                             (3.4)

приймаємо: = 8 мм 

Товщина фланців корпуса та кришки

-верхнього пояса корпуса та кришки:

                                          b = 1.5 =1.5∙8 = 12мм                                           (3.5)

                                          b₁ = 1.5 =1.5∙8 = 12мм                                        (3.6)

-нижнього пояса корпуса:

                                           Р =2.35 = 2.35∙8= 19мм                                    (3.7)

приймаємо Р =20мм

Діаметр болтів:

- фундаментних:

                                           d₁ = (0.03 - 0.036)а+12 = 18 – 19.2 мм                    (3.8)

приймаємо: d₁ = 20мм , болти М20

- кріплення кришок до корпусу підшипників:

                                            d₂ = (0.7 - 0.75)d₁ = 14 - 15 мм                              (3.9)

приймаємо: d₂ = 16мм , болти М16

-з'єднання кришки редуктора з корпусом

                                             d₃ = (0.5 - 0.6)d₁ = 10 -12 мм                               (3.10)

приймаємо: d₃ = 12мм , болти М12

 

Перший етап ескізної компоновки

 

Компоновку проводять  в два етапи. Перший етап служить  для наближеного визначення положення  зубчатих коліс відносно опор послідуючого визначення опорних реакцій і  підбора підшипників.

Компоновочний кресленик виконується в одній проекції з розрізом по осям валів при знятій кришці редуктора бажаним масштабом 1:1 креслити тонкими лініями.

Приблизно до середини листа  паралельно його довшої сторони проводимо  осьову лінію; другу осьову, паралельно першої проводимо на відстані             а_w = 125 мм.

Спрощено викреслюємо  шестерню і колесо в вигляді прямокутників, шестерня виконана за одне з валом, довжина ступиці колеса рівна  ширині вінця і не виступає за межі прямокутника.

Викреслюючи внутрішню  стінку корпуса:

а) приймаємо зазор  між торцем шестерні і внутрішньою  стінкою корпуса 

А = 1.2 при наявності ступиці.

б)  приймаємо зазор  від кола вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпуса  А = .

в)  приймемо відстань між зовнішнім кільцем підшипника ведучого вала і внутрішньою стінкою корпуса А = , якщо діаметр кола вершин зубів в шестерні виявиться більше зовнішнього діаметра підшипника, то відстань А потрібно брати від шестерні.

 

 

 

 

 

 

 

 

3.4 Підбір підшипників  кочення

Попередньо    намічаємо    радіальні    шарикопідшипники    середньої   серії; габарити підшипника вибираємо по діаметру вала в місці посадки підшипника d_П1 = 30 мм, d_П2 = 40 мм

 

 

Умовне позначення	d	D	B	Вантажопідйомність, кН
	Розміри,мм
306	30	72	19	28,1	15,6
308	50	90	23	41,0	22,4

3.5 Підбір шпонок

Шпонки призматичні  із закругленими торцями. Розміри перерізу шпонок і пазів і довжина шпонок по ГОСТ 23360 - 78. Матеріал шпонок Сталь 40Х нормалізована.

Напруга зминання і умова міцності по формулі (8.22 [1]):

                                                                                          (3.11)

 

 приймаємо 100 - 200 МПа.

 -Ведучий вал:

d = 26мм, bxh = 8х7, t₁= 4 мм, довжина шпонки: l = 70 мм  (при довжині ступиці напівмуфти МУВП 40 мм див. табл. 11.5 [1])

момент на ведучому валу Т₁ = 40,23∙10³ Нмм.

(Матеріал напівмуфти  МУВП - СЧ40)

-Ведений вал:

Із двох шпонок під  зубчатим колесом і під зірочкою більш навантажена друга (менший діаметр вала і тому менші розміри поперечного розрізу шпонки)

 

 

Перевіряємо шпонку під  зірочкою:

d = 35мм, bxh = 10х8, t₁= 5мм, довжина шпонки: l = 40 мм 

 

момент на веденому валу Т₂ = 160,92∙10³ Нмм.

 

 

 Умова виконана

                                   3.6 Уточнений розрахунок валів

 

Уточнений розрахунок проводимо  для веденого вала. Ведений вал (див. рисунок 1 2.9 [1 ]) несе такі ж навантаження як і ведучий:

,  ,                                     

Навантаження на вал  від ланцюгової передачі = 8803,29 Н

Складова цього навантаження:

                                                 (3.12)

із першого етапу  компоновки: 1₂ = 48мм ,1₃ = 48мм

Реакції опор:

-в площині Хz:

                          (3.13)

                                                          (3.14)

Перевірка:

                          (3.15)

 

 

 

 

-в площині Yz:

      (3.16)

Перевірка:

                                    (3.18)

 Сумарні реакції:             

                                                        (3.19)

                                                      (3.20)

 

Розрахункова схема  веденого вала наведена на рисунку 4.                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                          Приймаємо,   що   нормальні   напруження   від   згину   змінюються   за симетричним циклом, а дотичні від кручення - за пульсуючим (віднульовим)

циклом.

Уточнений розрахунок полягає  у визначенні коефіцієнтів запасу міцності s для небезпечних перерізів та порівнянні їх з допустимими значеннями [s].

Умова міцності s > [s].

Розрахунок виконуємо  для дільниці веденого вала в місці  встановлення найбільш навантаженої опори (між зубчастим колесом і вихідним кінцем вала) [1, переріз К - К, рисунок 12.9, с.306].

Матеріал вала той же, що і для  шестірні, тобто Сталь 45, термічна обробка - покращення.

При діаметрі заготовки  до 45 мм середнє значення 690 МПа. Границя витривалості при симетричному циклі вигину

                                                                       (3.21)  
Границя витривалості при симетричному циклі дотичних напружень

                                                                      (3.22)

 

 

Переріз К-К. Концентрація напружень обумовлена переходом від 65 мм до 60мм. Ділянка з галтеллю: D=45мм, d= 40 мм, r=2,25 мм

при                                                                                  (3.23)

Коефіцієнт концентрації напружень  ,

Масштабні фактори ,

Внутрішні силові фактори  ті ж, що і для перерізу К-К.

Осьовий момент опору  перерізу :

                                                                                 (3.24)

Вигинаючий момент

                                       Нмм                          (3.25)

 

Амплітуда нормальних напружень

                                                                                         (3.26)

Полярний момент опору

                                                                              (3.27)

Амплітуда і середня  напруга циклу дотичних напружень

                                                                          (3.28)

 

Коефіцієнти запасу міцності по нормальним напруженням

                                                                                         (3.29)

 

Коефіцієнти запасу міцності по дотичним напруженням

 

                                                                    (3.30)

 

де  коефіцієнт

 

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перерізу К-К

                                                                                       (3.31)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                     Другий етап ескізної компоновки

 

 Другий етап компоновки має ціль конструктивно оформити зубчаті колеса, вали, корпус, підшипникові вузли і підготувати дані для перевірки міцності валів і деяких інших деталей.

Вирішуємо питання про змащування підшипників. Приймемо для підшипників пластичну змазку. Для запобігання витікання змазки всередину корпуса і вимивання пластичної змазки рідким маслом із зони зачеплення

встановлюємо маслоутримуючі кільця (див. розд. ІХ рисунок 9.47 [1]). їх ширина визначається розміром у = 8-12мм.