Проектирование валов электродвигателя

1. Кинематический расчет привода

Выбор электродвигателя.

Нахождение мощности на выходе.

Определение общего КПД привода.

hобщ = hред Ч h6подш Ч h2муфты,

где: hред – КПД редуктора;

hподш – КПД подшипников;

hмуфты – КПД муфты.

hмуфты = 0,95; hред = 0,96; hподш = 0,99;

hобщ = 0,96 Ч 0,996 Ч 0,952 = 0,816.

1.3 Определение требуемой мощности электродвигателя.

1.4 Определение частоты вращения вала электродвигателя.

nвх = nпр Ч u,

где: u = uбыстр Ч uтих;

Из таблицы 1.2 [1] выбраны передаточные отношения тихоходной и быстроходной передачи:

uтих = (2,5…5,6); uбыстр =8

nвх = nв Ч u = 42 Ч (2,5…5,6) Ч8= 840…1882 об/мин.

Исходя из мощности, ориентировочных значений частот вращения, используя табл. 24.9 (уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) выбран тип электродвигателя: АИР 112М4/1432

1.5 Определение вращающего момента на тихоходном валу

Pm = Pэ.трЧ hмуфтыЧ hред = 5,48Ч0,95Ч0,96 =5016 кВт

1.6 Определение действительного фактического передаточного числа.

Uд = Uред = 34,095

Предварительный расчет валов

Крутящий момент в поперечных сечениях валов

Быстроходного Tб= 30.19 HЧм

Промежуточного Tпр= 212.95 HЧм

Тихоходного Tт= 1140.5HЧм

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:

Для быстроходного:

Для промежуточного:

Для тихоходного:

Выбираем роликовые радиально-упорные однорядные подшипники легкой серии.

Для быстроходного вала: 7205А d=25мм, D=52мм, Tнаиб=16,4мм, r=1,5мм;

Для промежуточного: 7207А d=35мм, D=72мм, Tнаиб =18,5мм, r=2мм;

Для тихоходного: 7213А d=65мм, D=120мм, Tнаиб =25мм, r=2,5мм;

3. Расчет подшипников

При расчете подшипников силы, действующие в зацеплении, взяты из распечаток, сделанных на ЭВМ по стандартным программам, разработанным на кафедре РК – 3.

3.1 Расчет подшипников на быстроходном валу

3.1.1 Определение сил, нагружающих подшипники

При проектировании быстроходного вала редуктора применили роликовые радиально-упорные однорядные подшипники по схеме установки в распор.

Диаметр вала под подшипник: dп = 25 мм.

Fr = 717.65 H

= 351.3 H

Ft = 1940.2 H

T = 30.2 Н·м

= 351.3·30.5 ·= 10.7 Н·м

3.1.1.1 Реакции в горизонтальной плоскости

3.1.1.2 Pеакции в вертикальной плоскости

3.1.1.3 Реакции от консольной силы

3.1.1.4 Полная реакция в опорах

В расчете принимаем наихудший вариант действия консольной силы

3.1.2.1 Предварительный выбор подшипника

За основу берем роликовые радиально-упорные однорядные подшипники легкой серии:

7205А d=25мм, D=52мм, Tнаиб=16,4мм, r=1,5мм

Динамическая грузоподъемность Сr = 29,2 кН

Расчетные параметры: Y=1.6; e=0.37; X=0.4

3.1.2.2 Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы

Pr = (V·XFr + Y·Fa) ·KsKt [4, стр. 83],

где V – коэффициент вращения кольца, V = 1, так как вращается внутреннее кольцо,

Ks - коэффициент безопасности, Ks = 1,4 [4, таблица 7.3, стр. 84].

Kt – температурный коэффициент, Kt = 1, так как t Ј 100 °C.

Fr и Fa - радиальные и осевые силы действующие на подшипник

КЕ - коэффициент эквивалентности, зависящий от режима

работы. Так как у нас режим работы – 3 то КЕ = 0,56 [4, стр. 83].

X и Y - коэффициенты радиальных и осевых нагрузок;

,

что меньше e=0.37, следовательно X = 1 и Y = 0 (по табл.17.1, стр. 354, [1]).

,

что больше e=0.37, следовательно X = 0,4 и Y =1,6 (по табл.17.1, стр. 354, [1]).

3.1.2.3 Определение расчетного ресурса подшипника.

Требуемый ресурс работы подшипника L = 20000 часов

L10h = a1·a23· (106/60·n) · (Cr/Pr),

где к – показатель степени уравнения кривой усталости, для роликовых подшипников к = 10/3=3,33;

a1 – коэффициент, учитывающий безотказность работы. Р = 90% a1 = 1 [1, стр.351],

a23 – коэффициент, учитывающий качество материала и условия смазки подшипника a23 = 0,65 [1, стр.352].

L10h = 1·0,65·(106/60·1432)·(29200/1733,3)3,33 » 91853,2 часов >> L = 20000 часов.

3.2. Расчет подшипников на промежуточном валу

3.2.1 Определение сил, нагружающих подшипники

При проектировании промежуточного вала редуктора применили роликовые радиально-упорные однорядные подшипники по схеме установки в распор.

Диаметр вала под подшипник: dп = 35 мм.

Fr 1= 717,65 H;Fr2 = 2610,7 H

= 351,3 H; = 1159,8 H

Ft1 = 1940.2 H;Ft2 7078,6 H

T = 212,9Н·м

= 351.3·220,5 ·= 77,5 Н·м

= 1159,8·57,8 ·= 67 Н·м

3.2.1.1 Реакции в горизонтальной плоскости

3.2.1.2 Pеакции в вертикальной плоскости

3.2.1.4 Полная реакция в опорах .

В расчете принимаем наихудший вариант действия консольной силы

3.2.2.1 Предварительный выбор подшипника

За основу берем роликовые радиально-упорные однорядные подшипники легкой серии:

7207А d=35мм, D=72мм, Tнаиб=18,5мм, r=2мм

Динамическая грузоподъемность Сr = 48,4 кН

Расчетные параметры: Y=1.6; e=0.37; X=0.4

3.2.2.2 Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы

,

что меньше e=0.37, следовательно X = 1 и Y = 0 (по табл.17.1, стр. 354, [1]).

,

что больше e=0.37, следовательно X = 0,4 и Y = 1,6 (по табл.17.1, стр. 354, [1]).

3.2.2.3 Определение расчетного ресурса подшипника

L10h = 1·0,65·(106/60·234)·(48400/4644,8)3,33 » 113522,3 часов >> L = 20000 часов.

3.3 Расчет подшипников на тихоходном валу

3.3.1 Определение сил, нагружающих подшипники.

При проектировании тихоходного вала редуктора применили роликовые радиально-упорные однорядные подшипники по схеме установки в распор.

Диаметр вала под подшипник: dп = 65 мм.

Fr = 2610,7 H

= 1159,8 H

Ft = 7078,6 H

T = 1140,5 Н·м

= 1159,8·322,24 ·=373,7 Н·м

3.3.1.1 Реакции в горизонтальной плоскости.

3.3.1.2 Pеакции в вертикальной плоскости

3.3.1.3 Реакции от консольной силы

3.3.1.4 Полная реакция в опорах .

В расчете принимаем наихудший вариант действия консольной силы

3.3.2.1 Предварительный выбор подшипника.

За основу берем роликовые радиально-упорные однорядные подшипники легкой серии:

7213А d=65мм, D=120мм, Tнаиб=25мм, r=2,5мм

Динамическая грузоподъемность Сr = 108 кН

Расчетные параметры: Y=1.5; e=0.4; X=0.4

3.3.2.2Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы

,

что меньше e=0.4, следовательно X = 1 и Y = 0 (по табл.17.1, стр. 354, [1]).

,

что больше e=0.4, следовательно X = 0.4 и Y =1.5 (по табл.17.1, стр. 354, [1]).

3.3.2.3 Определение расчетного ресурса подшипника

L10h = 1·0,65·(106/60·42)·(108000/14463,4)3,33 » 208503,6 >> L = 20000 часов.

Расчет подшипников приводного вала

Исходные данные:

FК=8442 Н – консольная сила на конце вала;

lК=148 мм – расстояние до точки приложения консольной силы;

lоб=600 мм – расстояние между опорами;

lпр=300 мм – расстояние между звездочками;

l=150 мм - расстояние между звездочкой и опорой вала;

Ft=7100 H – окружная сила на двух звездочках;

n=42 об/мин

Определение радиальных реакций в опорах:

Реакции от окружной силы:

Реакции от консольной силы:

Суммарные реакции на опоры:

Опора 1 нагружена больше, следовательно, дальнейший расчет будет вестись по этой опоре.

Выбор подшипника.

Выбирается подшипник шариковый радиальный сферический двухрядный средней серии1313.

Определение эквивалентной нагрузки.

Определение расчетного ресурса.

Для сферического подшипника

следовательно, выбранный подшипник подходит.

Подбор посадки подшипника.

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.

по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал k6.

Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное.

По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие L0.

Проверочный расчет валов на прочность

Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.

Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности.

4.1 Расчет тихоходного вала

4.1.1 Расчетная схема

Силы, действующие на вал.

Консольно действующая нагрузка.

4.1.2 Расчет на статическую прочность

Коэффициент перегрузки

где Тmax – максимальный кратковременно действующий крутящий момент.

В расчете определяют нормальные s и касательные t напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок.

где Mmax – суммарный изгибающий момент, Mkmax=Tmax – крутящий момент, – осевая сила, W и Wk – моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, А – площадь поперечного сечения.

Частные коэффициенты запаса прочности.

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

Сечение 1.

Значит, тихоходный вал в сечении 1 прочен.

Сечение 2.

Значит, тихоходный вал в сечении2 прочен.

Тихоходный вал прочен по статической нагрузке.

4.1.3 Расчет на сопротивление усталости.

Для каждого из установленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S.

,

где Ss и St - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении.

Сечение 1.

по таблицам 10.2 – 10.13 [2 c. 165-171].

Значит, вал в сечении 1 прочен.

Сечение 2.

по таблицам 10.2 – 10.13 [2 c. 165-171].

Значит, вал в сечении 2 прочен.

Тихоходный вал прочен.

4.2 Расчет промежуточного вала

4.2.1 Расчетная схема

4.2.2 Расчет на статическую прочность

Сечение 1.

Значит, промежуточный вал в сечении 1 прочен.

Сечение 2.

Значит, промежуточный вал в сечении 2 прочен.

Промежуточный вал прочен по статической нагрузке.

4.2.3 Расчет на сопротивление усталости.

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении.

Сечение 1.

по таблицам 10.2 – 10.13 [2 c. 165-171].

Значит, вал в сечении 1 прочен.

Сечение 2.

по таблицам 10.2 – 10.13 [2 c. 165-171].

Значит, вал в сечении 2 прочен.

Промежуточный вал прочен.

5. Выбор смазки редуктора

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты