Технологический расчет электродвигателя

Содержание

1.         Кинематический и энергетический расчёт привода……………....……..2

2.         Расчёт передач редуктора……………………………………………….…4

3.         Расчёт цепной передачи…………………………………………………..12

4.         Предварительный расчёт валов…………………………………...……...16

5.         Определение конструктивных размеров зубчатых колёс и корпуса…..18

6.         Эскизная компоновка редуктора…………………………………...…….20

7.         Подбор подшипников……………………………………………..……...22

8.         Проверка прочности шпоночных соединений………………...………...32

9.         Проверочный расчёт валов редуктора…………………………...………33

10.      Выбор муфты…………………………………………………...…………45

11.      Смазка редуктора………………………………………………...……….46

12.      Сборка редуктора……………………………………………………...….47

Библиографический список ………………………………………….............…49

1. Кинематический и энергетический расчёт привода

Определяем требуемую мощность электродвигателя на основании исходных данных.

где N = 1,7 кВт – мощность на ведомом валу привода;

h - КПД привода, равный произведению частных КПД;

где по [1, табл. 1.1]

hЦ. = 0,9 – КПД цепной передачи,

h1,2 = 0,97 – КПД закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими колёсами,

hП. = 0,99 – КПД в подшипниках.

При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспортёра с полной загрузкой. Поэтому выбираем двигатель с повышенным пусковым моментом. По требуемой мощности подходит двигатель АИР112МА8 Nдв.=2,2 кВт, n =750 об/мин.

Передаточное отношение

где nдв. = 750 об/мин. – частота вращения выбранного электродвигателя,

n = 30 об/мин. – частота вращения ведомого вала.

Намечаем, ориентируясь на [1, табл. 1.2] частные передаточные числа: цепной передачи  редуктора .

Разбираем общее передаточное отношение редуктора i: принимаем для быстроходной ступени iБ =4 и для тихоходной iТ =2,5.

Определяем угловые скорости и частоты вращения валов:

Ведущий вал редуктора

;

Промежуточный вал редуктора

Ведомый вал редуктора

Вал барабана

Вращающие моменты на валах определим, исходя из требуемой мощности электродвигателя:

2. Расчёт передач редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками. По [1, табл. 3.3] принимаем для шестерен сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 230; для колёс сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 200.

Рассчитываем допускаемые контактные напряжения

где =2НВ+70 – предел контактной выносливости при базовом числе циклов по [1, табл. 3.2];

KHL =1 – коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора;

[n]H =1,15 – коэффициент запаса прочности.

Принимаем по [1, табл. 3.1] значения коэффициента нагрузки для случая несимметричного расположения колёс .

Коэффициенты ширины венцов по межосевому расстоянию для быстроходной ступени ybaБ =0,25 и для тихоходной ybaТ =0,4.

Расчёт тихоходной ступени

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

где KНb =1,25 – коэффициент нагрузки для несимметричного расположения

колёс по [1, табл. 3.1];

ybaT =0,4 – коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию.

Принимаем по стандарту аwТ =140 мм.

Нормальный модуль

По СТ СЭВ 310-76 принимаем мм.

Принимаем предварительный угол наклона зубьев b=10° и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z3=28.

Тогда .

Уточняем значения угла b:

; .

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные

проверка:

Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса

Ширина шестерни

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колёс тихоходной ступени

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности. Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений

где КНb =1,072 – по [1, табл. 3.5];

КНa =1,06 – по [1, табл. 3.4];

КНn =1 – по [1, табл. 3.6].

Проверяем контактные напряжения:

Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:

Окружная

Радиальная

Осевая

Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба:

где  - коэффициент нагрузки,

здесь KFb =1,12 по [1, табл. 3.7];

KFv =1,15 по [1, табл. 3.8];

YF =3,611 – коэффициент формы зуба;

Допускаемое напряжение и отношения

где - предел выносливости при отнулевом цикле

изгиба;

 - коэффициент запаса прочности по [1, табл. 3.9];

- коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми;

KFa =0,75.

Проверяем зуб колеса .

Расчёт быстроходной ступени

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

где KНb =1,25 – коэффициент нагрузки для несимметричного расположения колёс по табл. 3.1 [1];

ybaБ =0,25 – коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию.

Принимаем по стандарту аwБ =125 мм.

Нормальный модуль

По СТ СЭВ 310-76 принимаем мм.

Принимаем предварительный угол наклона зубьев b = 10° и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z1=22.

Тогда .

Уточняем значения угла b:

;.

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные

проверка:

Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса

Ширина шестерни

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колёс быстроходной ступени

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности. Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений

где КНb =1,07 – по [1, табл. 3.5];

КНa =1,09 – по [1, табл. 3.4];

КНn =1 – по [1, табл. 3.6].

Проверяем контактные напряжения:

Силы, действующие в зацеплении быстроходной ступени:

Окружная

Радиальная

Осевая

Проверка зубьев быстроходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба:

где  - коэффициент нагрузки,

здесь KFb =1,07 по [1, табл. 3.7];

KFv =1,15 по [1, табл. 3.8];

YF =3,605 – коэффициент формы зуба;

Допускаемое напряжение и отношения

где - предел выносливости при отнулевом цикле

изгиба;

 - коэффициент запаса прочности по [1, табл. 3.9];

- коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми;

KFa =0,75.

Проверяем зуб колеса .