Проектирование электромеханического привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Техническое задание

Спроектировать электромеханический привод при следующих исходных данных: F_t =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 K_a - для косозубых колёс [4, с. 293] , K_a=43;

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

K_Н - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки

между зубьями по длине зуба, принимаем по таблице 3.1 [4, с. 293], K_H=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

а_W =90 мм

Вычисляем нормальный модуль зацепления m_n (мм) по формуле

m_n=(0,010,02) а_W =(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;

[S_F] - коэффициент безопасности, [S_F] = 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 F_t - окружная сила, F_t = 944 Н;

K_F - коэффициент, учитывающий характер нагрузки [4, с. 295],

K_F = 1,75;

Y_F - коэффициент формы зубьев [4, с. 42], Y_F = 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 [ф_k] = 25 МПа по формуле

.(40)

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

d_Bl 22 мм.

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

Ведомый вал: [ф_k] = 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 а_W +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: ^{`</sup><sub>FL</sub> =2,35 =2,35 8=18,8 мм. Принимаем <sup>`}_FL =20 мм.

Диаметр болтов:

для крепления редуктора к корпусу подшипников

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

Принимаем М 16.

Крепящих крышку к корпусу подшипников

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

Принимаем М 12.

Cоединяющие крышку с корпусом

d ₂ =(0,50,6) d_F =(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=63000Нмм.

Передаточное число было принято ранее

U_ц=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 k_д=1 - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

k_а =1 - учитывает влияние межосевого расстояния;

k_н=1 - учитывает влияние угла наклона линии центров (г=45⁰);

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

k_см=1 - при непрерывной смазке;

k_п -учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе k_п=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 13568-75, имеющую t=19,05; разрушающую нагрузку Q=31,8 кН; массу q=1,9 кг/м; А_оп=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 10580,0044мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:

мм.(60)

мм.(61)

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

,(62)

мм.

,(63)

мм.

Силы действующие на цепь:

окружная F_tц=989 Н

от центробежных сил Н,

от провисания Н,

где k_f=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:

d_ст=1,625,2=40,32 мм;(65)

l_ст=(1,21,6)25,2=30,2440,32.(66)

Примем l_ст=35мм

Толщина диска звездочки 0,93В_ВН=0,9312,7=11,8 мм, где В_ВН - 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 d_п - внутренний диаметр подшипника;

D_п - наружный диаметр подшипника;

В_п - 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 d_б =0,7 10=7 мм. Остальные значения величин необходимых для выполнения компоновки были найдены нами ранее:

- межосевое расстояние а_w=90 мм;

- диаметр вершин зубьев шестерни d_a1=39 мм;

- диаметр вершин зубьев колеса d_a2=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 d_В1=22 мм;

- диаметр выходного конца ведомого вала d_В2=25,2 мм;

- диаметр под подшипниками d_п1=30 мм;

- диаметр вала под подшипниками d_п2=30 мм;

- наружный диаметр подшипников на ведущем валу D_п1=62 мм;

- наружный диаметр подшипников на ведомом валу D_п2=62 мм;

- ширина подшипников на ведущем валу В_п1=16 мм;

- ширина подшипников на ведомом валу В_п2=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: F_t=931,5 Н; F_r=349 Н; F_a=225,4 Н; l₁=48 Н

Реакции опор:

- в плоскости xz

;(67)

; (68)

;(69)

Проверка: R_YА+R_YВ -F_r=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=d_n1=30 мм, D_п1=62 мм, В_п1=16 мм, С=19,5 кН, С_о=10 кН .

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

P_экв=(ХVP_?max+YF_a )К_бК_Т ,(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;

К_б - коэффициент безопасности, К_б=1;

К_Т - температурный коэффициент, К_Т =1.

F_a - осевая нагрузка, F_a=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

P_экв =(0,561514+1,86225,4) 1=707 Н.

Расчётная долговечность

(75)

что больше установленных ГОСТ 16162-85.

Ведомый вал

Рисунок 3 - Эпюра ведомого вала

Ведомый вал несёт такие же нагрузки, что и ведущий:F_t=931,5 Н; F_r=349 Н; F_a=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: R_XА+R_XВ -(F_t +F_ВХ)=0; 264,9+1367,7 -(931,5+701,1)=0.

- в плоскости yz

,(80)

,(81)

Н.

Проверка: R_YА+R_ВY -(F_r+R_YB)=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=d_n1=30 мм, D_п1=62 мм, В_п1=16 мм, С=19,5 кН, С_о=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:

P_экв=ХVP_rBК_бК_Т .(86)

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

P_экв =111477,311,21=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 23360-78.

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

=100120 МПа, при чугунной ступице =5070 МПа.

Ведущий вал. d=d_В1=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 l_шп=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: d_В2=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 l_шп=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.

Размещено на Allbest.ru