Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6. Конструктивный расчет тихоходного вала

Данные к расчёту:

d_т(вых)=90 мм

l_т(вых)=170 мм

В_ред=290 мм

 

6.1. Диаметр выходного конца вала под шестерню

d_т(вых)=90мм  согласно типоразмера стандартного редуктора 1Ц2У-250

Длина выходного конца l_т(вых)=170 мм                                                          

 

6.2. Участок под первый подшипник

Диаметр участка примем

d_т(пк) = 100 мм,

 

6.3. Выбираем подшипник шариковый радиальный однорядный ГОСТ 8338-75 лёгкой серии № 220.

     Характеристики  подшипника:

№	d, мм	D, мм	В,  мм	r,мм	Cr,  кН	C0,  кН
220	100	180	34	3,5	95,8	80,6

 

Рис.6.1.Подшипник радиальный однорядный ГОСТ 8338-75.

6.4. По наружному диаметру подшипника (D) выбираем крышку с отверстием ГОСТ 18513-7 с параметрами:

Н = 28 мм – высота крышки;

d = 13 мм – диаметр отверстия под болты;

 

 

 

 

         Рис.6.2.Крышка  ГОСТ 18513-73

 

6.5. Участок колесо.

d_т(z4) = d_т(пк) + 3,2r,

d_б(z4) = 100 + 3,2∙3,5 =111,2 мм,

Принимаем d_т(z4) = 115 мм

 

6.6. Участок под второй подшипник.

d_4(пк) = d_2(пк),

d_4(пк) = 100 мм

6.7.Для предотвращения  осевого перемещения колеса проектируют  упорную ступень-буртик. Примем диаметр ступени d_б=125 мм, длину ступени конструктивно примем l_б=10 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                             7.Нагружение тихоходного вала

                Расчётная схема нагружения тихоходного  вала

                   Рис.6.3.Эпюры тихоходного вала

Направление векторов сил  производим соответственно схемы привода.

Расстояние между точками  приложения сил

с=l_{т вых}/2+ Н_кр+В_пк/2

c=170/2+28+37/2=131 мм

Так как редуктор двухступенчатый  величины a и b будут отличаться

По эскизу компоновки определили:

b= В_пк/2+18+b₃/2=37/2+18+67/2= 70 мм

а=В_ред-2Н_кр-В_пк-b=290-56-37-70=127 мм

 

      Рис.5.3.Определение  точек приложения сил.

7.1.Вертикальная плоскость.

ΣM_B(Fi)=0;-R_ay(a+b)+ F_r4∙b+F_r5∙c=0

R_ay=( F_r4∙b+F_r5∙c)/(a+b)

R_ay= (8542,9∙70+16274,2∙131) / (127+70)= 13857,5Н=13,858кН

 

ΣМ_A(Fi)=0; R_by∙(a+b) -F_r4∙a+F_r5∙(a+b+c)=0

R_by=(F_r4∙a-F_r5∙(a+b+c))/(a+b)

R_by= (8542,9∙127- 16274,2∙(127+70+131))/(127+70)= -21588,8 Н

R’by= 21,589 кH

Проверка:ΣFiy=0;-R’_by-F_r4+R_ay+F_r5=-21588,8-8542,9+13857,5+16274,2=0

 

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси x.

Mизг._1y=0

Мизг._2y = R_ay∙ a=13857,5∙127/10³=1759,9 кН∙м

Мизг._2y = -R’_by∙b+F_r5∙(b+c)=-21588,8∙70+16274,2∙(70+131)/1000=1759,9 кН∙м

Мизг._3y = F_r5∙c =16274,2∙131/10³= 2131,9 кН∙м

 

7.2.Горизонтальная плоскость.

ΣМ_B(Fi)=0;-F_t5∙c-F_t4∙b+R_ax∙(a+b)=0

R_ax=(-F_t5∙c-F_t4∙b)/(a+b)=(-44738∙131-23484,3∙70)/(127+70)=-38094,3H

R’_ax=38,094кН

 

ΣМ_A(Fi)=0;R_bx∙(a+b)+F_t4∙a-F_t5∙(c+a+b)=0

 

R_bx=(-F_t4∙a+F_t5∙(a+b+c))/(a+b)=(-23484,3∙127+44738∙328)/(127+70)=59348,01Н

R_bx=59,348кН

Проверка: ΣFix=0; R’_ax-R_bx-F_t4+F_t5 = 38094,3-59348,01-23484,3+44738=0

 

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y.

Мизг_x1=0

Мизг._x2 = -R_ax∙a=-38094,3∙127/10³= -4837,43 Н∙м

Мизг._x3= -F_t5 ∙c=-44738∙131=-5860,94 Н∙м

Мизг._x4=0

 

7.3.Строим эпюру крутящих моментов ,Нм.

Т_кр=Т_т.= =4474 Н

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8.Расчет подшипников

 

 Данные к расчету:

nТ =74,3 об/мин,                                 F_r4 =23484,3 кН

d_т(пк) = 100 мм,                                    F_t4 =8542,9 кН

R’by= 21,589 кH,                                F_t5 =44738 кН

R_ay= 13,858кН,                                    F_r5 =16274,2 кН

R_bx=59,348кН,                                     ШРУ№220

R’_ax=38,094кН,                                    C_r n= 95,8 кН– базовая грузоподъёмность,

 

Подшипники ставим враспор.

 

8.1.Определяем радиальные  силы:

F_rА== (R’_ax²+R_ay²)½= (38,09² +13,86²)½=40,53 кН,

F_rВ =(R’_by² + R_bx²) ½= (59,35²+ 21,56²)½=63,15 кН

 

8.2.Определяем эквивалентную нагрузку:

Рэкв.i=(XVF_r + YF_ai)K_бК_Т , где

 

            Х  – коэффициент радиальной нагрузки;

       Y – коэффициент осевой нагрузки;

        V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

        F_r  – радиальная нагрузка;

        Y  – коэффициент осевой нагрузки;

        F_a  – осевая нагрузка;

        K_б = 1,3 – коэффициент безопасности [1]c133;

        К_Т = 1 – температурный коэффициент;

 

Подшипник А: Рэкв.А= 40,53∙1,3=52,689 кН,

Подшипник В: Рэкв.В= 63,15∙1,3=82,095 кН.

 

8.3.Подшипник В более  нагружен, чем подшипник А, поэтому  рассчитываем динамическую грузоподъемность  по подшипнику В:

С_rр= Рэкв.В∙ ((573∙пи∙ nТ∙ L_h )/30∙10⁶) ^m

^m=3

С_rр=  82,095((573∙3,14∙74,3∙28800)/30∙10⁶ ) ^1/3 =414,09 кH;

C_rр> C_r n  - не подходит;

Проверим другие подшипники:

ШРУ№420 не подходят;

Возьмем [L_h ]=14400 ч.-- > C_rр  =328,67 кН:

РР№ 32220 C_r n  =   135 кН (не подходят);

РР№ 32320 C_r n  =   243 кН (не подходят).

Возьмем [L_h ]= 7200 ч. .-- > C_rр  =260,86 кН:

РР№32322  C_r n  =   307 кН (с короткими цилиндрическими роликами);

Долговечность подшипника составит:

L_h  =(10⁶ / 60∙ nТ)   ∙ (C_r n / Рэкв.В) ³ = (10⁶ / 60∙ 74,3)   ∙ (307 / 82,095) ³=11730,7 ч., что в 1,6 раза превышает заданную долговечность.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

10. Выбор и проверка шпоночных соединений

Дано: Т_т= 4474 Н∙м

Характер нагрузки- с  умеренными колебаниями нагрузки

Материал звёздочки- Сталь 40 ГОСТ 1050-75

d_1вых =90мм

l_{2 вых}=l_{ст зв}= 170 мм

 

10.1. Выбор шпонок

Для передачи крутящего  момента с вала на деталь  или  с детали на вал используем призматические шпонки со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок –  сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и  условие прочности:

 

Ϭ_см = 2Т∙10³/ (d_в∙t₂∙l_р) [Ϭ]_см,                                    (10.1)

 

где h – высота шпонки,

t₁ – глубина паза,

l – длина шпонки,

b – ширина шпонки.

10.2. Шпонка на тихоходном валу под шестерней.

 

[Ϭ]_см = 0,8(55…80)=44..64 МПа – допускаемое напряжение смятия  при спокойной нагрузке и  ступице шестерни, изготовленной из чугуна.

Примем [Ϭ]_см=64 МПа

 d_1вых =90мм: b=25,h=14, t₁=9; t₂=5,4 мм.

Определим длину шпонки соединения по формуле:

l_р≥2Т_т∙10³/(d_в∙t₂∙[Ϭ]_см)

l_р≥2∙4474 ∙10³/(90∙5,4∙(44..64)=287,7…418,4мм

Возможная длина шпонки: l_шп=70…170мм

Примем по ГОСТ 23360-78 для  шпонки по типу В:

l_шп= l_р=300мм

Так как расчётная  длина шпонки превышает возможную , примем двойное шпоночное соединение. При этом длина шпонки составит по ГОСТ 160мм

Определим напряжение смятия на одну шпонку двойного шпоночного соединения:

Ϭ_см = 2∙4474∙10³/(90∙5,4∙160)/2 =57,7 МПа<[Ϭ]_см=64 МПа.

Условие прочности выполняется, поэтому  2 шпонки 25 14 160 пригодна к эксплуатации.

10.3. Шпонка на быстроходном валу под втулкой.

[Ϭ]_см = 120 МПа – допускаемое напряжение смятия  при спокойной нагрузке и  втулке, изготовленной из Ст20.

 d_{б вх} =40мм: b=12,h=8, t₁=5,5; t₂=3,3 мм.

Определим длину шпонки соединения по формуле:

l_р≥2Т_б∙10³/(d_в∙t₂∙[Ϭ]_см)

l_р≥2∙239,5∙10³/(40∙3,3∙120)=30,2 мм

Возможная длина шпонки: l_шп=28…110мм

Примем по ГОСТ 23360-78 для  шпонки по типу В:

 l_р=32 мм

Определим напряжение смятия:

Ϭ_см = 2∙239,5∙10³/(40∙3,3∙32) =113,4 МПа<[Ϭ]_см=120 МПа.

Условие прочности выполняется, поэтому шпонка 12 8 32 пригодна к эксплуатации.

 

     

          Рис.8.1.Шпоночное соединение

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

9. Обоснование и выбор соединительных муфт привода

Дано:Т_дв=256,9Н∙м

Режим работы- с умеренными колебаниями.

d_дв=60 мм,l_1дв=140 мм

d_1вх =40 мм, l_1вх=110 мм

 

Соединительные муфты выбираются по двум параметрам: крутящему моменту и диаметрам соединяемых валов.

9.1.Расчётный крутящий момент на быстроходном валу:

 

                                            Т_р = К_рТ_дв,                                                    (6.1)

где К_р = 1,8 – коэффициент режима работы

Т_р = 246,9·1,8=444,4 Н^.м

d_дв=60 мм,l_1дв=140 мм

d_1вх =40 мм, l_1вх=110 мм

 

9.2. Выбираем муфту т/о   ГОСТ 20884-82  с допускаемым вращающим моментом [Т] =800 Н^.м и посадочным диаметром d=48..63мм.

       Так  как минимальный посадочный диаметр  муфты превышает диаметр входного  конца вала, применим посадочную  втулку наружный диаметр которой  соответствует посадочному диаметру  муфты, а внутренний равен диаметру ступени вала : втулка 63/40×110.

h_I=(t₂+t₁´+1)(3,3+7,0+1)=11,3мм, где

t₂=3,3 мм- глубина паза втулки диаметром40мм

t₁=7,0 мм- глубина паза втулки диаметром 63мм;

В нашем случае h_{вт I}=(63-40)/2=11,5мм≥ h_I=11,3мм, неравенство не верно.

Окончательно примем для данного привода муфту  т/о 800-60-I.1-60-I.2-У3 ГОСТ 20884-82.

 

 

 

 

 

 

      Рис.8.1.Конструирование  втулки на входной вал редуктора

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

11. Смазка редуктора

Современная технология изготовления стальных зубчатых колес в сочетании с применением смазочных масел с высокими эксплутационными свойствами обеспечивает высокую нагрузочную способность, оцениваемую контактными напряжениями до 3000 МПа.

    В зависимости  от режима работы стальных  зубчатых колес с твердой рабочей поверхностью могут наблюдаться характерные виды отказов : в средненагруженных передачах, в которых не обеспечен жидкостной режим смазывания, неизбежно истирание в результате химического или физического изнашивания.

      Загрязнение  смазочного масла, а также частые пуски и остановки передач под нагрузкой вызывают повышенное истирание, что может замедлить или вообще исключить усталостное выкрашивание. Уменьшение истирания обычно достигают путем совершенствования герметизации редуктора, фильтрации масла и противозащитными присадками. Вероятность возникновения заедания эффективно снижают с помощью масел с противозадирными присадками.

 

11.1.     Для смазывания машин используют смазочные масла общего назначения (индустриальное для промышленного оборудования), предназначенные для смазывания узлов трения при умеренных нагрузках и температурах.

    Сорт или  марка применяемого масла зависит  от условий эксплуатации. В нашем  случае используем индустриальное  масло: И-Г-С-100 [1c.241] – индустриальное масло (И), группы Г, подгруппы С, класса вязкости 100 (при окружной скорости V=3,4 м/c, s_Н =1285 МПа).