Проектирование электромеханического привода

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Техническое задание

Спроектировать электромеханический привод при следующих исходных данных: Ft =2500 H, V=1,9 м/с, n=3000 мин-1, t=(250; 400)

Кинематическая схема

Рис. 1

1. Электродвигатель

2. Муфта

3. Редуктор одноступенчатый цилиндрический

4. Цепная передача

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Определяем коэффициент полезного действия привода по формуле

редуктор вал шестерня колесо

(1)

где з1 = 0,98 — КПД для пары цилиндрических зубчатых колёс;

з2 = 0,99 — КПД для пары подшипников качения;

з3 = 0,92 — КПД для цепной передачи;

з4 = 0,99 — КПД потери в опорах рабочего органа.

Общий КПД привода равен

(2)

Мощность на валу рабочего органа

кВт (3)

Требуемая мощность электродвигателя

кВт (4)

По таблице приложения П1 [4, с. 390] выбираем электродвигатель.

(5)

кВт

Вычисляем частоту вращения двигателя с учетом скольжения

мин-1(6)

Угловая скорость вала двигателя

с-1(7)

Угловая скорость рабочего органа

с-1(8)

Частота вращения рабочего органа

мин-1(9)

Определяем передаточное отношение привода

(10)

Передаточное число привода равно передаточному отношению

(11)

Разбиваем полученное число между редуктором и открытой передачей

(12)

Значение принимаем равное 4

(13)

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора:

мин-1(14)

мин-1(15)

с-1(16)

с-1(17)

Вращающие моменты на валу шестерни: на валу шестерни

Н. мм (18)

Н. мм (19)

2. Расчет зубчатых колёс редуктора

2. 1 Определение допускаемых контактных напряжений

Выбираем материал колёс — сталь 40 Х, термическая обработка зубьев, нормализация или улучшение. Назначаем твердость колеса НВ2 = 210, для шестерни

(20)

Допускаемые контактные напряжения равны

(21)

где — предел контактной выносливости,;

— коэффициент долговечности,;

— коэффициент безопасности,

Вычисляем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

МПа

МПа

МПа

МПа

Расчетное допускаемое контактное напряжение вычисляют по формуле

(22)

МПа

Необходимо, чтобы выполнялось следующее условие

Данное условие выполняется.

2. 2 Проектный расчет зубьев на контактную прочность

Определяем межосевое расстояние редуктора по формуле

(23)

где Ka — для косозубых колёс [4, с. 293], Ka=43;

[H] - допускаемое контактное напряжение, [H]=425,5 МПа;

KН — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки

между зубьями по длине зуба, принимаем по таблице 3.1 [4, с. 293], KH=1,25;

— коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию[4, с. 293], =0,4.

Подставляя значения, получим

Принимаем по ГОСТ 9563–60 ближайшее значение межосевого расстояния

аW =90 мм

Вычисляем нормальный модуль зацепления mn (мм) по формуле

mn=(0,010,02) аW =(0,010,02) 90=1,25 мм (24)

Предварительно намечаем угол наклона зубьев =10, тогда число зубьев шестерни можно вычислить по формуле

(25)

Округляем полученное число до целого и получаем

Определяем число зубьев колеса

(26)

Уточненное значение угла наклона зуба

(27)

2.3 Определение основных размеров колёс

Определяем делительные диаметры колёс по формуле

; (28)

. (29)

Проверка:. Проверка выполняется.

Диаметры вершин зубьев:

; (30)

. (31)

Ширина колеса:

; (32)

Ширина шестерни:

. (33)

2. 4 Проверочный расчет на контактную прочность

Контактные напряжения равны

(34)

Полученное значение меньше значения [H ]=425,5, то есть условие проверки по прочности выполнено.

Рассчитываем силы, действующие в зацеплении: окружную, радиальную и осевую.

Окружная сила:

. (35)

Радиальная сила:

. (36)

Осевая сила:

. (37)

2.5 Определение допускаемых изгибных напряжений зубьев

Допускаемое напряжение изгиба равно

,(38)

где — предел изгибной выносливости материала, = 1,8НВ;

[SF] - коэффициент безопасности, [SF] = 1,75.

Для каждого колеса определим напряжение

МПа.

МПа.

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Определяем коэффициент формы зубьев в зависимости от числа зубьев

тогда

тогда

Для шестерни —.

Для колеса —.

Дальнейший расчет выполняем для того, у которого отношение меньше, то есть для колеса.

2.6 Проверочный расчет зубьев на изгибную прочность

Определяем прочность зубьев на изгибную выносливость по формуле

,(39)

где Ft — окружная сила, Ft = 944 Н;

KF — коэффициент, учитывающий характер нагрузки [4, с. 295],

KF = 1,75;

YF — коэффициент формы зубьев [4, с. 42], YF = 3,6;

В качестве b берется ширина того из колёс, для которого отношение меньше.

. Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Выполняется без учета деформации изгиба по направлениям кручения.

Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении на кручение [фk] = 25 МПа по формуле

. (40)

Округляем полученное значение до значения равного 0,8dдв и получаем

dBl 22 мм.

Диаметр вала под подшипниками определяется по формуле . Принимаем по стандартному ряду 30 мм.

Ведомый вал: [фk] = 20

. (41)

По стандартному ряду принимаем диаметр под подшипниками 30 мм.

Определяем диаметр ведомого вала под колесом:. Тогда выбираем стандартное значение 35 мм.

4. Определение конструктивных размеров шестерни и колеса

Основные размеры шестерни и колеса определены в пункте 2.3. Кроме того, найдем: диаметр ступицы колеса

,(42)

длина ступицы

. (43)

Находим толщину обода колеса:

. (44)

Принимаем 5 мм.

Толщина диска:

С=0,3 b2=0,3 36=10.8 мм. (45)

5. Конструктивные размеры редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки равна

=0,025 аW +1=0,025 90+1=3,25 мм. (46)

Принимаем =1=8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

— верхнего: FL=1,5 =1,5 8=12 мм;

— нижнего: `FL =2,35 =2,35 8=18,8 мм. Принимаем `FL =20 мм.

Диаметр болтов:

для крепления редуктора к корпусу подшипников

dF =(0,030,036) аW +12=(0,030,036) 90 +12=14,715,24 мм. (47)

Принимаем М 16.

Крепящих крышку к корпусу подшипников

d 1 =(0,70,75) dF =(0,70,75)16 =11,212 мм. (48)

Принимаем М 12.

Cоединяющие крышку с корпусом

d 2 =(0,50,6) dF =(0,50,6)16 =89,6 мм. (49)

Принимаем М 10.

6. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь [4, с. 147].

Вращающий момент на ведущей звездочке

Т3=Т2=63 000Нмм.

Передаточное число было принято ранее

Uц=5,1.

Число зубьев:

ведущей звездочки [4, с. 148]

ведомой звездочки

Примем Z3=21 и Z4=127. Тогда фактическое передаточное число будет равно

. (50)

Отклонение получается 15%.

Расчетный коэффициент нагрузки [4, с. 149] находим по формуле

,(51)

где kд=1 — динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

kа =1 — учитывает влияние межосевого расстояния;

kн=1 — учитывает влияние угла наклона линии центров (г=450);

kр — учитывает способ регулирования натяжения цепи (kр=1,25 при периодическом регулировании натяжении цепи);

kсм=1 — при непрерывной смазке;

kп -учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе kп=1.

Ведущая звездочка имеет частоту вращения

об/мин. (52)

Среднее значение допускаемого давления при n? 750 об/мин по таблице 7. 18 [4, с. 150], [p] = 15 МПа.

Рассчитаем шаг цепи по формуле

мм. (53)

Подбираем цепь ПР-19,05−31,8 по ГОСТ 13 568–75, имеющую t=19,05; разрушающую нагрузку Q=31,8 кН; массу q=1,9 кг/м; Аоп=105,8 мм2.

Скорость цепи

м/с. (54)

Окружная сила

Н. (55)

Давление в шарнире проверяем по формуле

МПа. (56)

Уточняем допускаемое давление:

. (57)

Условие р< [p] выполнено.

Число звеньев цепи определим по формуле

,(58)

где [4, с. 148];

;

Тогда

.

Округляем до четного числа.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле

,(59)

мм.

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т. е. на 10 580,0044 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:

мм. (60)

мм. (61)

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

,(62)

мм.

,(63)

мм.

Силы действующие на цепь:

окружная Ftц=989 Н

от центробежных сил Н,

от провисания Н,

где kf=1,5 при угле наклона передачи 450.

Расчетная нагрузка на валы

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи

. (64)

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s]=10,7 [4, с. 151]; следовательно, условие s> [s] выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

dст=1,625,2=40,32 мм; (65)

lст=(1,21,6)25,2=30,2440,32. (66)

Примем lст=35мм

Толщина диска звездочки 0,93ВВН=0,9312,7=11,8 мм, где ВВН — расстояние между пластинками внутреннего звена (см. табл. 7. 15[4, с. 151]).

7. Эскизная компоновка редуктора

Зная значения диаметров валов под подшипниками, принимаем радиальные шарикоподшипники однорядные легкой серии. Габариты подшипников выбираем в Приложении 3 [4, с. 392] по диаметру вала в месте посадки подшипников 30 мм и 30 мм. Выбранные подшипники по ГОСТ 8338–75 имеют условные обозначения 206.

Параметры выбранных подшипников сведём в таблицу:

Таблица 1 — Параметры выбранных подшипников

Условное обозначение

dп

Dп

Bп

C

C0

кН

206

30

62

16

19,5

10

Здесь dп — внутренний диаметр подшипника;

Dп — наружный диаметр подшипника;

Вп — ширина подшипника;

С — динамическая грузоподъёмность;

С0 — статическая грузоподъёмность.

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения протекания смазки внутрь корпуса редуктора и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Ширину их принимаем равной у=10 мм.

Толщину фланца крышки подшипников принимаем для внешнего диаметра подшипников от 50 мм до 65 мм равной =10 мм. Высоту головки болта принимаем Н=0,7 dб =0,7 10=7 мм. Остальные значения величин необходимых для выполнения компоновки были найдены нами ранее:

— межосевое расстояние аw=90 мм;

— диаметр вершин зубьев шестерни da1=39 мм;

— диаметр вершин зубьев колеса da2=146,5 мм;

— ширина шестерни b1=36 мм;

— ширина колеса b2=41 мм;

— толщина стенок корпуса и крышки =8 мм;

— диаметр выходного конца ведущего вала dВ1=22 мм;

— диаметр выходного конца ведомого вала dВ2=25,2 мм;

— диаметр под подшипниками dп1=30 мм;

— диаметр вала под подшипниками dп2=30 мм;

— наружный диаметр подшипников на ведущем валу Dп1=62 мм;

— наружный диаметр подшипников на ведомом валу Dп2=62 мм;

— ширина подшипников на ведущем валу Вп1=16 мм;

— ширина подшипников на ведомом валу Вп2=16 мм.

Эскизная компоновка редуктора выполнена на рисунке 1 в масштабе 1:1.

8. Проверка долговечности подшипников качения

Ведущий вал

Рисунок 2 — Эпюра ведущего вала.

Из предыдущих расчётов имеем силы, действующие на вал: Ft=931,5 Н; Fr=349 Н; Fa=225,4 Н; l1=48 Н

Реакции опор:

— в плоскости xz

; (67)

; (68)

; (69)

Проверка: RYА+RYВ -Fr=0; 217,4+131,6−349=0.

Суммарные реакции:

; (70)

. (71)

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре А.

Ранее нами были выбраны радиальные однорядные шарикоподшипники лёгкой серии; их габариты: d=dn1=30 мм, Dп1=62 мм, Вп1=16 мм, С=19,5 кН, Со=10 кН .

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Pэкв=(ХVP?max+YFa )КбКТ ,(72)

где V — коэффициент, зависящий от того, какое кольцо вращается. Так как вращается внутреннее кольцо, принимаем V=1;

P?max - радиальная нагрузка, P?max =514 Н;

Кб — коэффициент безопасности, Кб=1;

КТ — температурный коэффициент, КТ =1.

Fa — осевая нагрузка, Fa=225,4 Н

Отношение

; (73)

по таблице 9. 18 [4, с. 212] этой величине соответствует е 0,21.

Так как отношение

,(74)

по таблице 9. 18 [4, с. 212] этой величине соответствует X=0,56, Y=1,86

Pэкв =(0,561 514+1,86 225,4) 1=707 Н.

Расчётная долговечность

(75)

что больше установленных ГОСТ 16 162–85.

Ведомый вал

Рисунок 3 — Эпюра ведомого вала

Ведомый вал несёт такие же нагрузки, что и ведущий: Ft=931,5 Н; Fr=349 Н; Fa=225,4 Н

Нагрузка на вал от цепной передачи

Н. (76)

Составляющие этой нагрузки

Н. (77)

Из первого этапа компоновки: мм; мм.

Реакции опор:

— в плоскости xz

; (78)

,(79)

Проверка: RXА+RXВ —(Ft +FВХ)=0; 264,9+1367,7 -(931,5+701,1)=0.

— в плоскости yz

,(80)

,(81)

Н.

Проверка: RYА+RВY -(Fr+RYB)=0; 206,3 +701,1 -(349+558,4)=0.

Суммарные реакции:

; (82)

. (83)

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре В.

Ранее нами были выбраны радиальные однорядные шарикоподшипники лёгкой серии; их габариты: d=dn1=30 мм, Dп1=62 мм, Вп1=16 мм, С=19,5 кН, Со=10 кН .

Отношение

; (84)

этой по таблице 9. 18 [4, с. 212] величине соответствует е 0,21.

Отношение

,(85)

поэтому Х=0,56; Y=0 .

Эквивалентная нагрузка будет находиться по формуле:

PэквVPrBКбКТ . (86)

Принимаем V=1 и коэффициент безопасности Кб=1, тогда

Pэкв =111 477,311,21=1772,8 Н

Расчётная долговечность, млн. об.

(87)

Расчётная долговечность, ч

. (88)

Найденная долговечность приемлема.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Для соединения вала с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпонки. Принимаем шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок принимаем по ГОСТ 23 360–78.

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Поверку прочности будем проводить по условию прочности:

,(89)

где — напряжение смятия, МПа;

Т — вращающий момент на валу, Н мм;

d - диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм;

t1 - глубина паза вала, мм;

l - длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм;

— допускаемое напряжение смятия, МПа. При стальной ступице

=100 120 МПа, при чугунной ступице =5070 МПа.

Ведущий вал. d=dВ1=22 мм. Этому значению диаметра вала по таблице 8.9 [4, с. 169] соответствуют размеры шпонки: b h=8 7 мм; t1=4 мм. Длина шпонки lшп=40 мм. Момент на ведущем валу Т1=17103 Н мм.

Тогда напряжение смятия для шпонки ведущего вала:

Материал полумуфт МУВП — чугун СЧ 20.

Ведомый вал. Из двух шпонок — под зубчатым колесом и под полумуфтой — более нагружена вторая (меньше диаметр вала и, поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звёздочкой: dВ2=25,2 мм. Этому значению диаметра вала по таблице 8.9 [4, с. 169] соответствуют размеры шпонки: b h=8 7 мм; t1=4 мм. Длина шпонки lшп=30 мм; Т2=63 10 3 Н мм;

Обычно звёздочки изготовляют из термообработанных углеродистых или легированных сталей.

10. Уточнённый расчёт валов

Ведомый вал.

Рисунок 4 — Уточнённый расчёт ведомого вала

Материал вала — Сталь 45.

Среднее значение предела прочности составляет В=570 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

-1=246 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

-1=142 МПа.

Сечение А-А. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки [4, с. 165]. Масштабные факторы. Коэффициент чувствительности к несимметричности цикла.

Крутящий момент Н. мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

Нмм. (90)

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

Нмм. (91)

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:

Нмм. (92)

Вычисляем момент сопротивления кручению и изгибу

,(93)

,(94)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа. (95)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа. (96)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

. (97)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

. (98)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

. (99)

Сечение К-К. Концентрация напряжения обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом [4, с. 166]. Принимаем.

Изгибающий момент

Нмм. (100)

Осевой момент сопротивления

. (101)

Амплитуда нормальных напряжений

МПа. (102)

Полярный момент сопротивления

мм3. (103)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа. (104)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

. (105)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

. (106)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К

(107)

Сечение Л-Л. Концентрация напряжения обусловлена переходом от 30 мм к 25,2 мм: при и коэффициенты концентрации напряжений [4, с. 163]. Масштабные факторы.

Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К

Осевой момент сопротивления сечения

. (108)

Амплитуда нормальных напряжений

МПа. (109)

Полярный момент сопротивления

мм3. (110)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа. (111)

Коэффициенты запаса прочности

. (112)

. (113)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л

. (114)

Сечение Б-Б. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки [4, с. 165]. Масштабные факторы.

Изгибающий момент (положим мм)

Нмм. (115)

Момент сопротивления сечения нетто при мм и мм

,(116)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа. (117)

Вычисляем момент сопротивления кручению сечения

,(118)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа. (119)

Коэффициенты запаса прочности

. (120)

. (121)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б

. (122)

Сведём результаты проверки в таблицу.

Таблица 2 — Результаты проверки

Сечение

А-А

К-К

Л-Л

Б-Б

Коэффициент запаса s

11,5

4,72

4,03

3,13

Во всех сечениях s> [s].

11. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны определяем из расчёта 0,25 дм 3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V=0,25 5,4291,36 дм 3

По таблице 10.8 [4, с. 253] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях н=397,7 МПа и окружной скорости колёс v=5,7 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 22 10 -6 м 2/с. По таблице 10. 10 [4, с. 253] принимаем масло индустриальное И-20А.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, который выбираем по таблице 9. 14 [4, с. 204]. Пополнение его должно периодически производится через пресс-маслёнки.

Литература

1. Богданов В. Н. и др. Справочное руководство по черчению — М.: Машиностроение, 1989. — 864 с.

2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие для машиностроительных специальностей техникумов — М.: Высшая школа, 1984. — 336 с.

3. Зфйнетдинов Р. И., Цуканов О. Н., Лопатин Б. А. Прикладная механика: Учебное пособие по курсовому проекту и домашним заданиям — 2-е изд., перераб. и доп. — Челябинск: ЧГТУ, 1996. — 42 с.

4. Чернавский С. А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов — 2-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1988. — 416 с.

5. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Издание 2-е, переработанное и дополненное — Калининград: Янтарный сказ, 2002. 454 с.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой